曲轴设计

摘要曲轴是汽油机重要零件，其强度和刚度直接影响到整机工作性能。由于曲轴构造形状比较复杂，曲拐受力又在发生周期性变化，因此运用典型力学对其进行强度和刚度计算有一定困难。计算机技术飞速发展使得有限元法在曲轴强度、刚度计算中得到了广泛应用。因而，本次中对6V150柴油机整体曲轴运用Pro/e建立了符合实际状况三维模型，导入Ansys对其进行了有限元分析，分析了整体曲轴受力，并且对曲轴单拐有限元模型应力状态进行了研究，为曲轴优化设计提供一定参照根据。核心词:曲轴，有限元，静强度分析，多体动力学ABSTRACTThecrankshaftisanimportantpartofthegasolineengine.Itsstrengthandrigidnesshavedirectinfluenceuponthepropertiesofthewholemachine.Sincethestructureandtheshapeofthecrankshaftarecomplicatedandtheloadsvaryperiodically，itisdifficulttocalculateitsstrengthandrigidnessusingclassicalmechanics.Withtherapiddevelopmentofcomputertechnology，FEMiswidelyusedinthefieldofstrengthandrigidnessanalysisofthecrankshaft.So，Thisdesignsetupathree-dimensionalmodelof6V150dieselenginecrankshaftcorrespondingtothepracticalconditionsbyPro/e，andthencarryoutthefiniteelementanalysisofthecrankshaftbyAnsys.Thestressofboththewholecrankshaftandthesinglecrankwerestudiedthereforethevaluabletheorybasisisprovidedforoptionaldesign.Keys：Crankshaft；FEM；StaticStrengthAnalysis；ModalAnalysis；Multi-bodySystemdynamicAnalysis1绪论1.1曲轴组设计背景随着着汽车工业发展，国内发动机曲轴生产得到较大发展，总量已具相称规模，无论是设计水平，还是产品品种、质量、生产规模、生产方式均有不久发展。曲轴在发动机中是承受载荷传递动力重要零部件，也是发动机五大零部件中最难以保证加工质量零部件，其性能水平直接影响发动机性能水平及可靠性。因而，各工业发达国家十分注重曲轴生产，不断改进其材质及加工手段，以提高其性能水平，满足发动机行业需要。近几年来，国内曲轴加工发展十分迅速。特别是大功率柴油机曲轴。曲轴是发动机中最重要机件之一。它尺寸参数在很大限度上不但影响着发动机整休尺寸和重量，并且也在很大限度上影响着发动机可靠性与寿命。曲轴破坏事故也许引起发动机其他零件严重损坏，在发动机构造设计改进中，曲轴设计改进也占有重要地位。随着内燃机发展与强化，使曲轴工作条件更加苛刻。因而，曲轴强度和刚度问就变得更加严重，在设计曲轴时必要对的选取曲轴尺寸参数、构造型式、材料与工艺，以求获得最经济最合理效果[1]。1.2曲轴组设计国内外现状曲轴是发动机中承受冲击载荷、传递动力重要零件，在发动机五大件中最难以保证加工质量。由于曲轴工作条件恶劣，因而对曲轴材质以及毛坯加工技术、精度、表面粗糙度、热解决和表面强化、动平衡等规定都十分严格。如果其中任何一种环节质量没有得到保证，则可严重影响曲轴使用寿命和整机可靠性。世界汽车工业发达国家对曲轴加工十分注重，并不断改进曲轴加工工艺。随着WTO加入，国内曲轴生产厂家已经意识到形势急迫性，引进了为数不少先进设备和技术，以期提高产品整体竞争力，使得曲轴制造技术水平有了大幅提高，特别是近5年来发展更为迅猛。随着科学技术进步，对曲轴强度核算已经从初期经验计算发展到应用有限元分析上来。在核算曲轴强度过程中简支梁单拐计算基本上已经裁减不用，而应用持续梁与有限元计算相结合办法是普遍分析计算手段。应用有限元计算模型计算出曲轴应力集中系数，避免以往使用经验图表计算应力集中系数产生误差和计算办法自身误差。使计算分析成果更加贴近实际曲轴工作状况。有限元技术发展使计算复杂形状曲柄刚度变得简朴和精确起来，这变化了以往计算产生误差，而PRO/E等三维软件使用，使整个当量系统质量计算更加贴近实际。有限元软件应用大大提高了轴系分析精度。但以上分析尚未冲破老式、典型分析范畴。国外当前知名发动机征询公司AVL、RICARDO都开发了专门发动机整机分析软件，把整个发动机作为一种整体模型进行计算分析，缸体、曲轴、轴承等部件作为弹性体，用有限元计算出其刚度矩阵输入计算模型从而计算出整个发动机安全系数、油膜状况，发动机整机振动、曲轴扭转振动、弯曲振动及各零部件振动模态。而国内这方面工作才刚刚开展[2]。在曲轴设计上国内学者也始终在做着努力，例如：王小臣教师以16V240柴油机曲轴为例,在PRO/E中进行三维实体建模；运用有限元分析软件ANSYS分析了曲轴变形和应力状态并校核了曲轴静强度与疲劳强度,为柴油机曲轴构造优化设计提供了有价值参照根据[3]。华北工学院张保成,苏铁熊,董小瑞教师研制一套先进曲轴组CAD集成系统,应用于曲轴组零部件设计全过程,为发动机曲轴研制提供先进、实用、当代化手段和工具。该曲轴组CAD集成系统通过对国内外典型CAD软件分析和,最后选取了I2DEASMasterSeries作为CAD支撑软件,以VC++6.0为接口编程语言,系统开发平台选取了WindowsNT网络操作系统[4]。1.3研究目和意义曲轴是发动机中重要零件，工作环境恶劣，特别是对于车用柴油机来说，曲轴加工精度和韧度、强度规定都比普通零件高。正是由于曲轴质量好坏对柴油机性能产生着直接影响，国内柴油机主机公司基本上都自制曲轴。国内曲轴系列化、通用化和规范化限度很低，虽然同一型号曲轴，零件图纸技术原则也各有差别，互不通用。国内曲轴产品设计混乱状况，给顾客使用选取带来了很大困难。由此可见，依照发动机工况条件及发展趋势，设计出一套列系列化、通用化曲轴，以供各式发动机设计匹配时选用，是发动机曲轴设计将来之路。对的合理曲轴设计对发动机运营性能有着重要影响[5]。1.4阐明书涉及重要内容以及各章节分派依照本次设计规定，本阐明书重要内容涉及如下三方面：1.在考虑气体载荷和惯性力载荷状况下对曲柄连杆机构进行受力分析。2.在分析单拐受力状态基本上，设计满足该机型曲轴组（涉及曲轴、平衡重）。3.采用有限元分析法对所设计曲轴构造进行强度校核计算，最后拟定符合强度规定曲轴。各章节内容分派及所有关理论知识概述：第一章绪论简要简介曲轴设计背景、国内外现状、研究目及意义。第二章重要分析了曲柄连杆机构受力状况，以及作用在曲柄销和主轴颈上作用力，本章内容重要涉及理论知识有曲柄连杆机构运动学和动力学。第三章重要是对本次设计曲轴工作条件分析、构造型式设计和材料选取，本某些重要完毕了曲轴各某些构造尺寸拟定和曲轴三维图及二维图绘制。第四章对所设计曲轴进行了强度校核，其中运用了Ansys软件，对所建立模型进行有限元分析。本某些简要对有限元分析法以及Ansys软件做了简要简介。完整描述了分析整个过程，并依照分析所得成果最后拟定符合强度规定曲轴。2曲柄连杆机构受力分析2.1原始数据机型—150柴油机；气缸直径D—150mm；曲柄半径R—80mm；连杆长度L—300mm；气缸中心距L0—184mm；活塞组质量mp—5.011kg；连杆小头质量m1—1.862kg；连杆大头质量m2—4.053kg；气标定转速n—2200r/min；发火顺序L1-R1-L2-R2-L3-R3；曲轴所受最大压力载荷—186078N；曲轴所受最大拉伸载荷—36785N2.2曲柄连杆机构运动学曲柄连杆机构任务是将活塞A往复移动转化为曲柄OB旋转运动。在往复活塞式内燃机中基本上采用三种曲柄连杆机构:中心曲柄连杆机构，偏心曲柄连杆机构和关节曲柄连杆机构。在三种曲柄连杆机构中，中心曲柄连杆机构在内燃机中应用最广泛。机构简图如图1—1所示。它在运动时，活塞A作往复直线运动，曲柄OB作旋转运动，连杆ＡＢ作平面复合运动。研究曲柄连杆机构运动学重点是研究活塞运动规律，由于曲柄运动状态比较简朴，连杆运动虽然较复杂，但可把它当作一某些随活塞Ａ运动，另一某些随曲柄销B运动，其运动所引起其她后果对咱们所研究问题影响较小[6]。图中，O点表达曲轴中心，Ａ点表达活塞销中心位置也就是活塞位置，OB表达曲柄半径AB表达连杆长度L。曲柄转角是从气缸轴线顺着曲柄转动方向度量。当=00时，相应A′和B′表达活塞和曲柄销在上止点位置；当=1800时，相应A"和B"表达活塞和曲柄销在下止点位置。β为连杆轴线偏离气缸轴线角度，称为连杆摆动角，逆时针为正、顺时针为负。下面分别研究曲柄、活塞和连杆运动规律:图2-1曲柄连杆机构运动学分析简图1.曲柄运动当代内燃机曲柄回转角度变化很小，普通近似地以为内燃机中曲柄是作匀速转动，其转角：，（2-1）式中：t——时间，n——内燃机转速(转/分)。角速度：≈常数由于以为曲柄是作匀速转动，因此一种参数就拟定了曲轴运动状态。2.活塞运动分析从图可知，活塞位移：（2-2）令曲柄半径与连杆长度比值为。称为连杆比，它是影响内燃机构造一种极为重要参数，当代内燃机值普通为1/3～1/5。依照图有：（2-3）即：有：上式可整顿为：（2-4）活塞速度：（2-5）（2-6）活塞加速度：（2-7）（2-8）3.连杆运动分析连杆摆角位移：（2-9）摆动角速度：（2-10）摆动角加速度：（2-11）2.3曲柄连杆机构动力学从动力学来说，内燃机基本作用力源有两个：1、气缸内气体压力，这是内燃机中重要力源；2、由于曲柄连杆机构运动时产生惯性力，它与各运动部件质量成正比。在曲柄连杆机构动力学分析中重要以以上两个力源为基本进行一系列计算，如下是该柴油机实际工作时曲轴在极限状况下受力及转动角度状况：受最大压力载荷—186078N；曲轴所受最大拉伸载荷—36785N压力最大时曲轴转过角度为，可得曲柄转角此时气缸内气压值为Pmax=12.96Mpa曲柄连杆机构中力传递状况及作用效果分析简图如下所示：图2-2力传递状况图2-3作用在机体上力和力矩2.3.1气体压力：缸内气体压力计算公式：（2-12）活塞销处总作用力：（2-13）由上公式计算出最大气体压力：=186078+36785=222863（2-14）2.3.2往复惯性力：往复质量：（2-15）最大往复惯性力：（2-16）曲轴所受最大压力载荷：（2-17）2.3.4离心惯性力：回转总不平衡质量：（2-18）离心惯性力：（2-19）2.3.5总作用力传递对于曲柄连杆机构受力分析，这里只讨论曲轴在受力最大状况时，曲柄销受力状况以及所受力传递状况。图2—2和图2—3是曲柄连杆机构中力传递状况以及作用在机体上力和力矩状况示意图，如下是传递力详细计算过程：1、沿连杆力K（2-20）2、汽缸壁侧压力（2-21）3、力沿连杆传递到曲柄销中心得力K′（K′=K）该力又可分解为垂直于曲柄切向力T（2-22）沿曲柄半径径向力Z（2-23）径向力Z沿曲轴半径传递到曲轴中心Z′=Z，同步，在曲轴中心线上作于切向力T平行且大小相等方向相反力T′、T〞。这样就将力T分解为作用在曲轴中心一种力T〞和由T′、T〞形成力偶M1。作用在主轴承上，力偶使内燃机曲轴得以克服外界阻力矩而旋转，其值为：（2-24）T〞力和Z′力合力成为作用在主轴承上力K〞，其值与K′、K相等，方向也与K′、K相似。将K〞进一步分解为沿气缸中心线力和垂直于气缸中心线力并有：（2-25）（2-26）3曲轴工作条件、构造型式和材料选取3.1曲轴工作条件和设计规定曲轴是在不断周期性变化气体压力、往复和旋转运动质量惯性力以及它们力矩(扭矩和弯矩)共同作用下工作，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态。实践与理论表白，对于各种曲轴，弯曲载荷具备决定性意义，而扭转载荷仅占次要地位(不涉及因扭转振动而产生扭转疲劳破坏，由于当前多缸发动机曲轴普遍采用减振办法.这种情形很少发生)。曲轴破坏分析表白，80%左右是由弯曲疲劳产生。因而，曲轴构造强度研究重点是弯曲疲劳强度。曲轴形状复杂、应力集中现象相称严重，特别在曲柄至轴颈圆角过渡区、润滑油孔附近以及加工粗糙部位应力集中现象尤为突出。图3-1为曲轴应力集中示意图，疲劳裂纹发源地几乎所有产生于应力集中最严重过渡圆角和油孔处。图3-2表白曲轴弯曲疲劳破坏和扭转疲劳破坏状况。弯曲疲劳裂缝从轴颈根部表面圆角处发展到曲柄上，基本上成45°折断曲柄，扭转疲劳破坏普通是从机械加工不良油孔边沿开始，约成45°折断曲柄销，因此在设计曲轴时要使它具备足够疲劳强度，特别要注意强化应力集中部位，设法缓和应力集中现象，也就是采用局部张化办法来解决曲轴强度局限性矛盾[7]。图3-1曲轴应力集中图3-2曲轴两种疲劳破坏曲轴各轴颈在很高比压下，以很大相对速度在轴承中发生滑动摩擦。这些轴承在实际变工况运转条件下并不总能保证液体摩擦，特别当润滑油不干净时，轴颈表面遭到强烈磨料磨损，使得曲轴实际使用寿命大大减少。因此，设计曲轴时，要使其各摩擦表面耐磨，各轴颈应具备足够承压面积同步予以尽量好工作条件。曲轴是曲柄连杆机构中中心环节，其刚度亦很重要。如果曲轴弯曲刚度局限性，就会大大恶化活塞、连杆、轴承等重要零件工作条件，影响它们工作可靠性和耐磨性，甚至使曲轴箱局部损坏。曲轴扭转刚度局限性则也许在工作转速范畴内产生强烈扭转振动，轻则引起噪音，加速曲轴齿轮等传动件磨损，重则使曲轴断裂。因此，在设计曲轴时，应保证它有尽量高弯曲刚度和扭转刚度[8]。所有这些规定，在高速内燃机条件下，都应当在轻构造重量下实现。同步随着内燃机不断发展，各项指标强化，曲轴构造也应留有发展余地。不难看出，上述强度、刚度、耐磨、轻巧规定之间是存在矛盾。例如，为了提高曲轴刚度而增大主轴颈和曲柄销直径，对轴承工作而言，可以减少轴承比压，但高转速下轴承圆周速度变大，从而引起摩擦功率损失增长，轴承温度升高，减少了轴承工作可靠性。此外，曲柄销增大，使得连杆大头以更大比例加大加重，轴承离心负荷加大。曲柄销加大带来曲轴连杆系统旋转质量加大，也许使刚度对扭振带来好处得而复失。正是这些内在矛盾推动着曲轴设计发展，而在曲轴强度矛盾总体中，应力集中处最大应力与该力作用点材料抗力矛盾是它重要矛盾。影响这个重要矛盾重要因素有:曲轴构造、材料和加工工艺等三方面，这三种因素各自有独立作用，互相又有影响，必要辩证地进行分析，在设计曲轴时，不应只注重构造尺寸设计一种方面。由于曲轴受力复杂，几何断面形状比较特殊，在设计曲轴时，至今还没有一种能完全反映客观实际理论公式可供通用。因而，当前曲轴设计还重要是依托经验设计，即运用许多既有曲轴构造与尺寸记录资料，借以初步拟定曲轴基本尺寸，然后进行构造细节设计、强度复核、曲轴样品实验，最后拟定曲轴构造、尺寸与加工工艺等[8]。3.2曲轴构造形式曲轴构造与其制造办法有直接关系，在进行曲轴构造设计时必要同步考虑。曲轴分整体式和组合式两大类:(一)整体式曲轴整体式曲轴构造是整体，它毛坯由整根钢料锻造或用锻造办法浇铸出来。整体式曲轴具备工作可靠、重量轻特点，并且刚度和强度较高，加工表面也比较少，是中小型发动机曲轴广为应用构造型式。只要工厂有条件制造，设计上总是尽量采用整体构造。但是，当曲轴尺寸较大，曲拐数较多时，这种曲轴加工比较困难，需要用大专用设备，并且某一某些因加工不合格或使用中损坏时，整根曲轴便要报废。整体式曲轴普通与滑动轴承相配合。但是，单缸发动机整体式曲轴却往往与滚动轴承配合，借以提高机械效率和减少对轴承润滑规定。(二)组合式曲轴组合式曲轴是把曲轴提成诸多便于制造单元体，然后将各某些组合装配而成。按划分单元休不同，又可分为全组合式曲轴与半组合式曲轴，大功率柴油机和小型二冲程发动机上常采用这种组合式构造曲轴。由于大功率柴油机曲轴粗而长，采用整体式构造则加工困难，有甚至不也许。此外，尚有一种盘形组合曲轴，这种类型。它构造特点是采用球墨铸铁作曲轴材料，把圆盘形曲柄兼作主轴颈，采用滚动轴承作为主轴承。把单位曲拐制成后用螺栓紧固联成一根曲轴。扭矩传递重要依托结合面之间摩擦力。这种曲轴重要长处是：曲柄兼作主轴颈，可使柴油机总长度减小；当增长曲柄销宽度，改进连杆大头轴承工作条件，利于发展V型并列连杆系列产品：因主轴颈很大，使轴颈重叠度增长诸多，因而曲轴刚度大，自振频率高，扭振应力小；由于各缸单位曲拐构造相似，用几种相似曲拐就可以装配成不同缸数曲轴，这就简化了曲轴生产，有助于产品系列化，并且，在使用中任何一种曲拐有缺陷或损坏时，可以单独更换，不必将整根曲轴报废，采用滚动轴承摩擦损失小，机械效率高，寿命较长，在非增压柴油机上它寿命可达1500小时。圆盘形组合曲轴缺陷是:滚动轴承采用要消耗大量合金钢材，成本约贵九倍。并且滚动轴承比滑动轴承要重得多，噪音大，拆装也不以便;这种曲轴规定隧道式机体，虽然机体刚性较好，但比普通机体要重，构造复杂，有诸多结合面，只有在高制造精度前提下，才干保证装配后曲轴积累误差仍在正常规定范畴内。依照150系列柴油机工作状况以及毕业设计规定，本次设计6V150柴油机曲轴组曲轴采用圆盘式滚珠轴承整体曲轴。3.3曲轴材料在构造设计和加工工艺对的合理条件下，重要是材料强度决定着曲轴体积、重量和寿命。因而，必要依照内燃机用途及强化限度，对的地选用曲轴材料。在保证曲轴有足够强度前提下，尽量采用普通材料。作为曲轴材料，除了应具备优良机械性能以外，还规定有高度耐磨性、耐衰老性和冲击韧性。同步也要使曲轴加工容易和造价低廉。钢制曲轴除很少数应用铸钢以外，绝大多数采用锻造。锻造曲轴材料有碳素钢和合金钢。碳素钢弹性模数与合金钢相近，在刚度方面两种材料曲轴并无多大差别。合金钢强度虽比碳素钢高，但对缺口敏感性很强，因而对机械加工规定严格。无论在材料价格还是生产费用上碳素钢都要便宜得多。因此在汽车拖拉机发动机和农用内燃机这一类强化限度一不太高中高速内燃机上，广泛采用中碳钢45(精选含碳量为0.42——0.47%)模锻曲轴。例如，CA-72型发动机曲轴和CA-l0B型发动机曲轴均属于此类曲轴。模锻曲轴自由表面(如曲柄表面)普通不进行机械加工，这使加工工艺简化。但曲轴于锻造后应进行第一次热解决(退火或正火),其目是消除金属中内应力和减少硬度以便于机械加工。在精磨前应进行第二次热解决(调质)以改进钢机械性能并提高轴颈表面硬度。对轴颈表面、圆角和油孔边沿均应抛光，以提高曲轴疲劳强度。先进持续纤维挤压锻造曲轴出观，使强度较白由锻提高20%。强化限度高中、高速机车柴油机和航空发动机，对尺寸、重量及安全运转方面均有严格规定。为得到足够疲劳强度以保证工作可靠，普通多采用品有优秀综合机械性能含Cr、Ni、Mo、V、W等合金元素优质合金钢作为曲轴材料。合金钢不但对缺口敏感性很强，对热解决规定也相称严格，由于其优良性能只有在恰当热解决及良好加工条件下才干发挥出来。这时，整个曲轴表面涉及非配合表面也应抛光到很高光洁度，以免应力集中。在构造形状设计中也应特别注意避免和减轻应力集中也许性。近年来，国内自行发展含Si、Mn、B、Mo、W、V等元素无镍铬合金钢，已成功地用来制造高指标柴油机曲轴[8]。依照以上对不同材料分析比较以及本次设计各方面规定，在参照各类有关文献资料后，最后拟定本次设计曲轴组各某些材料选取如下表所示：区域材料弹性模量(GPa)泊松比密度(kg/m3)抗拉强度（Mpa）屈服强度（Mpa）曲轴42CrMo2180.287.82x1031134.3833平衡重42CrMo2180.287.82x1031134.3833表3-1曲轴组各某些材料选取表3.4曲轴重要尺寸拟定和构造设计已知尺寸：气缸直径D—150mm；曲柄半径R—80mm；气缸中心距L0—184mm在选定曲轴材料、毛坯制造及其基本构造型式后，便从单位曲拐(涉及主轴颈、曲柄梢和曲柄等重要某些)着手拟定重要尺寸和构造细节。在设计高速内燃机曲轴时，它基本尺寸大多依照构造布置上考虑拟定，再由强度校核修正。由于曲轴与活塞连杆组件和机体有密切联系，曲轴设计不能孤立地进行。各部尺寸多以气缸直径相对值表达。而气缸直径又是限制曲柄销直径重要因素。曲轴长度方向尺寸基本上决定于气缸中心距L0，如果这一尺寸已定话，那在曲轴设计时只是在曲轴各构成某些之间合理分派长度而已。固然，如果总体设计给出气缸中心距太小，不能满足曲轴设计规定期，则应规定总体考虑调节。但对于双列式发动机，曲轴设计也也许对发动机纵向尺寸生产很大影响。由于在中小型高速内燃机领域，除了最小型摩托车发动机一类外，绝大多数均用整体式曲轴，本设计也采用整体式曲轴，所如下面重要讨论这种曲轴各某些尺寸。图3-4曲轴重要参数构造已知尺寸：气缸直径D—150mm；曲柄半径R—80mm；气缸中心距—184mm；　　　　　主轴颈直径D1—140mm；曲柄销直径D2—104mm3.4.1曲柄销直径D2和长度L2V型发动机D2/D较小，因位于同一曲柄销上每一对气缸一级往复惯性力合成变为一种旋转离心力，再加上原有离心力，使总离心负荷显得特别大。因而，为减轻离心负荷但愿曲柄销相对较细。此外，V型发动机普通在曲柄销上并列两个连杆，或者使用叉形连杆，为保证最佳轴颈长度和直径比例，D2/D也必要较小，这时因连杆大头轴承承压面积很小，必要用高强度轴承才干保证其工作可靠。本次设计曲轴取D2=104mm在设计中还加入了减重孔d2，参照有关资料取d2=0.5*D2=52mm依照已知材料密度可以计算出曲柄销质量mq=15.935kg曲柄销长度L2是在选定D2基本上考虑。从增长曲轴刚性和保证轴承工作能力出发，应使L2控制在一定范畴内，同步注意曲拐各某些尺寸协调。本次设计曲轴取L2=80mm3.4.2主轴颈直径D1和长度L1主轴颈长度L1普通比曲柄销长度短。由于主轴承负荷比连杆轴承轻，取短主轴颈可满足增强刚性及保证良好润滑规定，同步由于轴承宽度小，对曲轴变形适应能力强,以致可以采用对棱缘负荷敏感铜铝轴瓦。但主轴颈过短，会使轴承负荷能力变坏。滑动轴承最小宽度不能不大于0.3倍轴颈，否则由于油压下降，将损坏油膜承载能力。多缸发动机各曲柄销长度是相等，但各主轴颈长度则不一定相似，对曲轴中负荷较大主轴颈需要予以加长，以改进轴承工作。曲轴先后端主轴颈长度除考虑到轴承负荷能力外，还取决于发动机先后端构造布置，有时做得比较长。本次设计曲轴取D1=140mm、L1=54mm3.4.3曲柄曲柄应选取恰当厚度、宽度，以使曲轴有足够刚度和强度。曲柄形状应合理，以改进应力分布。在拟定曲柄尺寸时，应当考虑到曲柄往往是整体式曲轴中最薄弱环节。如果在曲轴设计中注意到了防止扭振，那么曲轴经常遇到破坏形式便是沿曲柄弯曲疲劳破坏。疲劳裂纹往往来源于高度应力集中过渡圆角处。曲柄在曲拐平面内抗弯能力以其矩形断面抗弯断面模数评来衡量：（毫米3）式中b—曲柄宽度(毫米)，h—曲柄厚度(毫米)。曲柄厚度h=（0.15～0.30）D=（22.5～45）mm曲柄宽度b=（0.90～1.40）D=（135～210）mm本次设计曲柄厚度h=25mm，曲柄宽度b=194mm。当代高速内燃机曲轴曲柄形状大多采用椭圆形或圆形。实验证明，椭圆形曲柄具备最佳弯曲和扭转刚度。其长处是尽量去掉了受力小或不受力某些，其重量减轻，应力分布均匀。但机械加工较复杂，采用模锻或锻造办法可直接成型。为了能最大限度地减轻曲轴重量，并减小曲柄相对于主轴颈中心不平衡旋转质量，曲柄上普通都将肩部多余金属削去。这对曲柄强度无多大影响。但是对于具备空心曲柄销曲轴，肩部削去金属不适当过多，以免在钻孔或铸孔处形成锐边，产生很高应力集中而浮现裂纹。由上所述，本次曲轴组中曲柄臂也采用椭圆形，实体模型图如下所示：图3-5曲柄臂构造示意图3.4.4平衡重设计平衡重时，应尽量使平衡重约重心远离曲轴旋转中心。即用较轻重量达到较好效果，以便尽量减轻曲轴重量。平衡重径向尺寸和厚度应以不碰活塞裙底和连杆大头能通过为限度。锻造曲轴平衡重普通与曲轴铸成一体，可使加工较简朴，并且工作可靠，锻造曲轴由于构造或锻造设备限制，平衡重往往与曲轴分开制造，用螺钉紧固在曲柄上。当曲轴转速突变时，作用在平衡重上切向惯性力很大。因而，对于连接可靠性要高度注意，以防紧固件断裂导致严重后果。平衡重与曲柄连接紧固办法诸多，采用燕尾槽构造，螺钉不承受平衡重离心力，仅起拉紧作用[9]。本次设计曲轴平衡重采用整体式，完全平衡法，即每个平衡块上都配有平衡重，已达到完全平衡效果。详细设计过程如下：依照曲轴平衡重设计经验公式：—平衡重质量—平衡重质心与轴心间距离（普通略等于或不大于曲柄半径）—总旋转质量（涉及连杆大头质量m2和曲柄销质量mq）由此可得平衡重质量mb：平衡重设计为扇形由如下公式拟定形状：、—如右示意图中所示——平衡块扇形半径（R=（0.9~1.1）S）——扇形角一半（普通取）——料密度（7.82103kg/mm3）——平衡块厚度最后计算成果，平衡重各种尺寸如下：mp=5.996kg、R=150mm、bp=36mm、平衡重三维模型图如下所示：图3-6平衡重构造示意图3.4.5油孔位置和尺寸为保证曲轴轴承工作可靠，对它们必须有充分润滑。润滑油供应方式与曲轴构造关于，曲轴中油道尺寸和布置直接影响它强度和刚度，同步也影响轴承工作可靠性将润滑油输送到曲轴油道中去供油办法有两种：一是集中供油;另一种是分路供油。中、高速内燃机大某些采用第二种办法。润滑油普通从机休上主油道通过主轴承上轴瓦引入。由于上轴瓦仅承受惯性力作用，比下轴瓦(承受爆发压力与惯性力联合伙用)受力要低某些。主轴颈上油孔入口应保证向曲柄销供油足够充分，曲柄销上油孔出口应设在负荷较低区，用以提高向曲柄销供油能力。详细位置由绘制主轴颈负荷图及曲柄销负荷图来定。从曲轴强度观点来看，由实验得知，曲柄销上扭转应力分布呈椭圆形它长轴正是通过曲柄销中心纵向轴线，而与这轴线垂直截面内切应力最小。因而，曲柄销油孔多数选取在曲拐平面运转前方范畴内。当油孔在水平位置时具备许多长处，它加工以便，切应力最小，并且这个位置必是曲柄销在曲拐平面内弯曲时中性平面(实心轴)，油孔开在此处对轴颈弯曲强度削弱最小，同步出油口偏离离心力方向。一有离心分离滤清效果。但要注意，空心曲柄销内表面切应力在这个位置将达到最大值，有也许成为扭转疲劳破坏另一发源地。由于油孔穿过曲柄两侧构成应力集中圆角处截面，成为第三个应力集中缺口。实验表白，若油孔偏向主轴颈圆角侧，侧主轴颈圆角发生裂纹时间提前，甚至导致破坏二因而，油孔轴线位置必要适中，不得偏向任何一方。由于本次设计柴油机采用并列连杆，因此要在以曲柄销中心线为对称平面位置开两个油孔，以达到润滑两个连杆大头目。3.4.6曲轴两端构造曲轴上带动辅助系统驱动齿轮(也称正时齿轮)和皮带轮普通装在曲轴前端，由于构造简朴，维修以便。从曲轴扭转振动来看，前端振幅较大，这对装置传动机构不利，因而多缸发动机由于曲轴较长，往往把传功齿轮装在曲轴后端。固然，这些传动机构布置不但与曲轴关于，也和内燃机总体布置关于，要全面考虑。曲轴后端设有法兰或加粗轴颈，飞轮与后端用螺栓和定位销连接。定位销用来保证重装飞轮时保持飞轮与曲轴装配位置。故定位销布置是不对称或只有一种。这种连接方式构造简朴，工作可靠。鉴于本次设计以曲轴设计为主，以及个人能力有限，本次设计对曲轴两端构造做了简化设计，详细形状尺寸已在模型二维图中画出。3.5曲轴三维图本次设计曲轴尺寸数据：气缸直径D150mm；曲柄半径R80mm；气缸中心距L0184mm；主轴颈直径D1140mm；主轴颈长度L154mm；主轴减重孔d170mm；曲柄销直径D2104mm；曲柄销长度L280mm；曲柄销见中孔d252mm；曲柄厚度h25mm；曲柄宽度b194mm；油孔直径d10mm；平衡重半径R150mm；平衡重厚度bp36mm；扇形角普通70。依照上边尺寸计算以及构造设计安排，采用Pro/E制图软件绘制出曲轴三维实体图如下所示：图3-7曲轴整体模型4有限元强度校核曲轴应具备足够强度和刚度，其设计与否可靠对柴油机使用寿命有很大影响，因而在研制设计过程中需予以高度注重。由于曲轴形状及其载荷比较复杂，采用典型力学办法对其进行构造分析具备一定局限性。有限元法是分析各种构造问题强有力工具，无论构造几何形状和边界条件多么复杂，无论材料性质和外加载荷如何多变，无论是在大型飞机、大型舰船中，还是高层建筑、水利大坝中，使用有限元法均可以便地进行分析并获得满意答案。本次设计采用ANSYS软件针对设计曲轴进行构造有限元分析，来检查曲轴强度，保证产品设计可靠性。4.1有限元法简介在曲轴应力计算上以往用是老式观计算办法，计算老式应力计算办法可分为两种简支梁法和持续梁法。简支梁法计算简朴，使用以便；持续梁法计算复杂，但与实测成果比较吻合。尽管构造力学和固体力学发展已经相称完善，但对于像曲轴这样形状比较复杂构造分析问题，解析法还是无能为力，而有限元法可以克服这个困难，它在构造分析中己成为一种通用数值分析办法。此前由于计算机性能方面因素，有限元法应用得很少，也只能计算较少单元数学模型。但当前随着计算机和计算力学飞速发展，三维有限元法得到了广泛应用，可以计算几万、几十万甚至几百万个单元数学模型。此外，应用三维有限元法可以比较精准拟定曲轴上任一部位应力，对整体曲轴强度和刚度也可以作比较精准评估。有限元法普通求解环节:1、构造离散化构造离散化基本原则有两条:①几何近似，规定物理模型几何形状近似真实构造；②物理近似，规定离散单元特性近似真实构造在这个区域物理性质。所谓物理性质，就是该区域受力状况、变形状况、材料特性等。2、单元分析单元分析是用力学理论研究单元性质，从建立单元位移模式入手，导出计算单元应变、应力和单元等效节点载荷向量计算公式。3、应用变分原理推导单元刚度矩阵4.集合整个离散化持续体代数方程有限元法分析流程图如下：加位移边界条件加载荷边界条件加时间边界条件工程问题获取材料机械及几何条件、外力、边界条件建立有限元模型材料性质几何形状定义网格划分分析分析成果显示成果研究与判断提出改进办法问题解决得到最优设计前置解决有限元程序解题程序后置解决合理不合理图4-1有限元分析法流程图4.2Ansys软件简介ANSYS自1971年推出至今，已经发展成为功能强大、先后解决和图形功能完备有限元软件，并广泛运用于工程领域，版本也由本来2.0发展到当前12.1。起初它仅供构造线性分析和热分析，当前也可以用来进行分析构造、运动力学、传热、热力耦合、电磁耦合、流体分析、耦合场分析、多物理场等领域问题解决。ANSYS软件重要涉及三个某些：前解决模块，分析计算模块和后解决模块。前解决模块提供了一种强大实体建模及网格划分工具，顾客可以以便地构造有限元模型；分析计算模块涉及构造分析（可进行线性分析、非线性分析和高度非线性分析）、流体动力学分析、电磁场分析、声场分析、压电分析以及多物理场耦合分析，可模仿各种物理介质互相作用，具备敏捷度分析及优化分析能力；后解决模块可将计算成果以彩色等值线显示、梯度显示、矢量显示、粒子流迹显示、立体切片显示、透明及半透明显示（可看到构造内部）等图形方式显示出来，也可将计算成果以图表、曲线形式显示或输出。ANSYS软件运营有两种模式：交互模式和非交互模式。对于初学者和大多数是用者可采用交互模式，涉及模型建立，文献保存与解决、图形打印机成果分析与输出等。普通基本设立和分析都可以通过交互模式完毕常用命令流均有有关交互式菜单操作相应，但某些高档设立只能通过非交互式命令驱动。4.3求解前解决4.3.1实体模型建立工作第一步就是建立几何模型，有限元模型建立是以良好几何模型为基本，并且几何模型可以使使用者直观面对所要做对象，形象生动。本文所建柴油机曲轴模型在构造上作了恰当简化。由于在计算曲轴强度时重要分析计算是曲柄销圆角处应力集中效应，如果在建模时考虑分布在轴颈上油道孔，则会使此处网格非常密集，这就大大地增长了模型单元数量，耗费大量求解时间，并且生成网格形状也不抱负，减少了求解精度，此外依照经验，油孔安全系数可以通过对的设计和油孔加工精度来保证，因此普通不对油孔处进行疲劳计算，因而在建模时忽视了油道孔。在进行有限元分析时只分析整体曲轴一种单拐状况即可，由于在6V150中各拐工作状况是相似是在相位上相差一定角度。因此本次设计中在Ansys中只分析了一种拐在受力最大时状况，其她拐状况与此拐状况相似。在对单拐进行分析时由于单拐是一种对称实体，因此在实际分析中进一步对分析模型进行了简化，只对单拐一半进行计算分析。运用Pro/e建立三维模型，通过在ANSYS与Pro/e建立接口，将Pro/e中所建立模型导入ANSYS中进行分析。由于所建模型构造对称，因此在ANSYS中分析时只对曲拐一半进行分析，并将其导入ANSYS中模型如下图所示：图4-2Ansys中曲拐示意图4.3.2单元选取及网格划分本次设计采用惯用三维10节点实体单元—SOLID92，此单元可以容许不规则形状，并且不会减少精准性，特别适合边界为曲线模型;同步，其偏移形状兼容性好，每个节点有3个自由度(X,Y,Z方向)，在空间方位任意，本单元具备塑性、蠕变、辐射膨胀、应力刚度、大变形以及应变能力，并且提供不同输出项。其他参数依照曲轴材料特性，设立为：密度7820kg/m3，弹性模量：2.18E5Pa，泊松比：0.28。网格划分密度很重要，如果网格过于粗糙，那么成果也许包括严重错误;如果网格过于细致，将耗费过多计算时间，挥霍计算机资源。为避免此类问题浮现，在生成模型前应当考虑网格密度问题。ANSYS程序提供了使用便捷、高质量对CAD模型进行网格划分功能，涉及4种网格划分办法:自由网格划分、映射网格划分、延伸网格划分和自适应网格划分。自由网格划分功能十分强大，没有单元形状限制，网格也不遵循任何模式，适合于复杂形状面和体网格划分，避免了对模型各个某些分别划分网格后进行组装时某些网格不匹配带来麻烦。对于曲轴模型，其外形构造复杂，宜采用第一种办法，即进行自由网格划分，然后对局部进行加密。构造网格模型如图，其模型包括了61422个节点，50998个单元。划分后模型如图所示：图4-3Ansys中曲拐划分网格后示意图4.2.3载荷施加及边界约束解决1、载荷边界条件曲柄销上载荷分布是一种沿曲柄销圆周方向角范畴内按余弦规律分布。由下面函数拟定余弦载荷分布：载荷最大处压力值为84.71Mpa要拟定该函数分布状况，一方面要在曲柄销上建立一种柱面坐标系，Z方向不变，Y方向为圆面坐标θ，X指向径向。2、约束条件在剖面上施加一种面约束，以约束半个曲拐沿X方向位移，由于此面是曲拐一种对称面在受力运动时该面试没有任何运动。在主轴颈两端各加一种弹簧约束，以约束曲轴轴向窜动。在主轴颈下方加一种线位移约束，代替主轴轴承对主轴颈支撑作用模型加上载荷以及约束条件后如下图所示：图4-4Ansys中曲拐添加约束和载荷后示意图4.4求解1、总体位移变化云图：图4-5位移变化示意图2、总体应力分布图图4-6应力变化示意图3、各方向上位移：X方向：图4-6X方向位移变化云图Y方向：图4-6Y方向位移变化云图Z方向：图4-7Z方向位移变化云图4、各方向上应力图：X方向：图4-8X方向应力图Y方向：图4-9Y方向应力图Z方向：图4-10Y方向应力图5、局部应力分布：有限元求解后可看出在主轴颈支撑处应力最为集中，详细图形如下：图4-11局部应力分布图4.5求解后解决求解结束可得曲拐应力分布图和位移变化图形，完全按照6V150柴油机曲拐构造尺寸，进行了下述分析计算，目是为了拟定所设计曲轴与否能满足工作时强度规定。重要考查曲拐主轴颈与曲柄臂，曲柄臂与曲柄销之间连接处过度圆角处应力状况。已经变形最大和应力最大为止状况。依照考察状况可将曲拐划分出不同区域进行比较计算，详细区域划分如下途中所示共有四个区域。其中，1区为左主轴颈与曲柄臂过渡圆角，2区为曲柄销与左侧曲柄臂过渡圆角，3区为曲柄销与右侧曲柄臂过渡圆角，4区为右侧曲柄臂与右侧主轴颈过渡圆角。详细分布如下图所示：3241图4-14单拐构造曲轴应力考察区域示意图在曲轴受力最大时各区域应力分布状况如下列图形所示1号区域：图4-151区域曲轴应力考察区域示意图从图中可看出该某些最大应力约为239MPa。2号区域：图4-162区域曲轴应力考察区域示意图从图中可看出该某些最大应力约为172MPa。3号区域：图4-173区域曲轴应力考察区域示意图从图中可看出该某些最大应力约为112MPa。4号区域：图4-184区域曲轴应力考察区域示意图从图中可看出该某些最大应力约为115MPa下图为模型整体位移示意图：图4-19整体位移变化示意图依照以上所有图形可以绘制出所分四个区域应力分布和位移变化状况，（1）在曲轴受力最大时各区域应力变化状况表4－1各区域应力分布状况（2）在曲轴受力最大时各区域位移变化状况表4－2各区域应力分布状况4.6疲劳强度校核1.静强度校核依照请强度校核公式：而设计安全系数[n]=1.8，因此曲轴静强度满足需求。2.疲劳强度校核只考虑弯曲时安全系数公式：其中：为曲轴材料对称循环弯曲疲劳极限，取值504MPa；为弯曲时间角应力集中系数，在有限元分析中由于考虑了圆角处应力集中影响故取值=1.30；为强化系数亦称工艺影响系数，该系数取值1.30；为绝对尺寸影响系数查表，取值0.54；为材料相应力循环不对称敏感系数，，其中为脉动循环时材料弯曲疲劳极限，对于42CrMo合金构造钢普通取值，取代入计算得,和分别为弯曲时名义应力幅和平均应力。、将曲轴各数据代入上式得曲轴疲劳安全系数n=3.00，不不大于规定疲劳安全系数1.5~2.0。因此，经计算可得所设计曲轴满足使用强度规定。5本次设计局限性5.1此设计局限性点此设计局限性点是：1、在曲柄连杆受力分析中，只对曲柄连杆机构运动状况以及受力状况做了简朴分析计算并未进一步研究分析曲柄连杆机构以及曲轴在不同工况下受力状况。2、在曲轴构造设计中对曲轴构造设计由于所查资料过于陈旧，以至所设计出构造与当前实际运用曲轴有一点偏差，并且在某些细节解决上由于缺少经验也不是很抱负，特别是在曲轴油道分布和曲轴两端构造设计上，设计和布局都不是很合理。3、在Ansys中分析时只对单拐一半进行了分析，没有对整体曲轴进行分析，也也许使得出结论不是很有说服力，并且在分析时还简化了曲轴构造，省去了曲轴油孔构造。4、在Ansys中施加载荷也进行了简化解决，分析时施加载荷本应当通过接触单元约束其径向自由度，模仿发动机实际工作时，曲轴通过主轴承座由机体悬吊工作状态，但在本次设计仅采用了弹簧单元和线位移约束代替，因此最后得出成果也不尽如人意。5.2设计感悟进过本次毕业设计让我深深感动自己在知识储备上缺少，在此后学习生活中我一定要抓住一切机会补充自己在知识上缺憾。在后来遇到类似课题事，用更合理、更科学分析手段和解决办法，更完美将问题顺利解决。通过本次毕业设计也让我学到了不少关于于发动机曲轴知识，对某些软件操作也有了进一步理解，提高了自己运用理论知识能力，也让我学会解决类似问题一种思路，在后来遇到相似问题时可以更快上手、入门。也培养了我解决实际问题思路。更重要是让我发现了自己身上局限性和缺陷，在本次设计中由于时间安排不合理导致后期时间太紧，以至影响了设计总体成果。通过这次设计也让我更深刻意识到做任何事情都要未雨绸缪，做好规划，才干更好更快完毕任务。6结论曲轴是发动机中最重要零件之一。曲轴破坏事故也许引起发动机其他零件严重损坏，特别是随着柴油发动机发展与强化，使得曲轴工作条件更加苛刻，曲轴强度研究及摸索始终是人们不断在进行工作。在本次设计中一方面通过PRO/E建立了接近实际中曲轴三维实体模型，然后用Ansys对设计曲轴进行强度校核。校核重要应用有限元办法对多缸曲轴强度进行了一定计算和分析，在Ansys软件中使用静态分析，对曲轴单怪进行强度校核和计算，验证了曲轴模型和边界条件可行性，得到了较符合实际应力云图。通过Ansys软件分析，曲轴应力最大位置位于主轴颈与曲柄臂连接处，曲轴位移变化最大位置位于平衡重最下方处。通过计算可知曲轴请强度系数满足设计规定，曲轴最大应力也低于曲轴材料屈服强度，曲轴疲劳安全系数也满足设计规定。因此，设计曲轴总体能满足该系列机型使用规定。本次设计曲轴虽然符合一定使用规定，但是由于时间安排，以及个人能力和所学知识上局限性，本次设计尚有诸多不尽如人意地方，例如在曲轴构造上还存在某些不合理地方，在有限元分析时对曲轴进行了较大限度简化，没有较好模仿实际工作状况，在分析时也没有考虑温度等其她因素对曲轴影响。