发动机曲轴疲劳分析

发动机曲轴疲劳分析（精选7篇）

发动机曲轴疲劳分析 篇1

1 引言

曲轴是内燃机中最主要的机件之一, 内燃机的可靠性和寿命也在很大程度上取决于曲轴的强度[1]。曲轴在工作中承受的载荷是交变载荷, 曲轴的损坏常常表现为疲劳断裂, 因此对曲轴的研究一直受到设计者的重视。对曲轴的设计和校核, 传统的方法是通过实验来完成, 需要投入极大的人力和财力。目前借助于多刚体系统动力学仿真软件系统和疲劳分析软件对曲轴进行动力学性能分析已经得到越来越广泛的应用[2]。

本文所采用的方法就是使用多体动力学软件ADAMS对曲轴建模, 得出发动机满负荷下1000r/min到6000r/min转速范围内的动力学特性, 并以此为结果, 应用疲劳分析软件msc.fatigue对曲轴进行疲劳寿命的评估。

2 疲劳分析概念

2.1 疲劳的定义

当材料或结构受到多次重复变化的载荷作用后, 应力值虽然没有超过材料的强度极限, 甚至比弹性极限还低的情况下就可能发生破坏, 这种在交变载荷重复作用下材料或结构的破坏现象, 被称为疲劳破坏。

2.2 疲劳的分析方法

疲劳分析方法在工程应用技术中或大或小都存在误差, 它是一门近似正确的技术, 得出的结果还要经过试验的验证[3]。

迄今为止, 在疲劳设计方面已经提出了4种疲劳设计方法:名义应力疲劳设计法;局部应变分析法;损伤容限设计;疲劳可靠性设计[4]。

本文应用名义应力法对发动机曲轴进行疲劳寿命分析。名义应力疲劳设计法是以名义应力为基本设计参数, 以S-N曲线为主要设计依据的疲劳设计方法。名义应力法估算机件寿命, 是建立在下述假设的基础之上, 即材料和机件是理想的连续体, 且承受的载荷不大, 断面应力小于材料的屈服极限, 应力应变成线性关系, 应力循环作用下的寿命很长, 属高周疲劳。

2.3 疲劳寿命的规定

从理论上讲, 要设计一款无限寿命的曲轴, 必须要求零部件的设计应力低于其疲劳极限, 并且要求在经历无限次 (107次) 的循环力加载后不发生断裂。

3 有限元模型前处理

3.1 模型简化

本文所分析的曲轴为四缸直列发动机曲轴, 几何结构不规则, 几何小特征非常多, 而有限元分析软件在几何建模方面的功能又非常薄弱, 因此在进行有限元网格划分之前, 本文采用UG软件对几何模型进行简化和坐标系的调整, 使X轴垂直向上, Y轴水平, Z轴沿着曲轴的方向指向飞轮端。在进行几何模型的简化时, 对于容易发生疲劳断裂的部位, 如油孔的倒角、轴颈和曲柄臂的倒圆, 是本文的重点研究对象, 是不能进行任何简化的。简化后的模型如图1所示。

3.2 网格划分

将简化后的模型导成parasolid格式, 在Hypermesh环境下, 将曲轴划分成二阶四面体单元。注意在油孔的倒角、轴颈和曲柄臂的倒圆处网格要比较密, 其他地方网格可放大, 单元的详细情况如表1中所示。划好的网格如图2所示。

为了使建立好的曲轴有限元模型能作为柔性体, 并在ADAMS/Engine软件中使用, 必须对曲轴有限元模型进行适当的处理。

首先调整坐标系, 使曲轴有限元模型坐标系与ADAMS/Engine模型坐标系一致。

调整好坐标系后, 进行以下处理: (1) 在每一个主轴颈处布置一个节点, 节点的x、y坐标分量为零; (2) 在每一个曲柄销处布置一个节点; (3) 在减振轮处和飞轮处的轴段各布置一个节点, 其x、y坐标分量为零; (4) 对于主轴颈处的节点和曲柄销处的节点, 设定其x、y方向移动主自由度, 对于止推轴承处, 还需要z方向移动主自由度; (5) 对于减振轮处的节点, 设定x、y方向移动主自由度和z方向转动主自由度; (6) 对于飞轮处的节点, 设定x、y方向移动主自由度和x、y、z方向转动主自由度。

处理好后的模型如图3所示。

4 有限元运算

设置求解器计算参数, 要求求解前十阶模态, 输出结果单位与ADAMS/Engine模型一致, 导出前处理模型并用Msc.Nastran软件进行运算, 生成模态中性文件 (.mnf) 和包含模态应力的输出文件 (.out) , mnf文件用于ADAMS软件进行柔性体动力学分析, 动力学分析的结果连同out文件用于Msc.Fatigue软件进行疲劳分析。

5 多体动力学模型及其分析

5.1 动力学模型

多体动力学是研究柔体和刚体组成的系统在空间运动过程中动力学行为的一门学科, 它与有限元方法的完美结合使分析结果更接近实际。运用多体动力学可以直接计算出各构件的运动及相互间的作用力, 进而进行变形、应力以及振动响应分析等。

本文利用ADAMS软件将整个系统分为弹性件 (曲轴) 和连接件 (轴承) , 通过连接件向弹性件施加约束, 从而建立曲轴系统模型, 如图5所示。

建好模型后, 将实验测试所得缸压数据作为载荷边界条件, 缸压曲线如图6所示。

5.2 动力学计算分析

在ADAMS中进行1000r/min到6000r/min的动力学分析, 得出曲轴的动态载荷。本文所分析工况是从1000r/min到6000r/min, 增量为500r/min, 共11个工况。如图7所示为其中一个工况的动态载荷分布图。

由图可见, 应力大部分集中在油孔的倒角处和轴颈与曲柄臂的倒圆处, 由此可推断, 如果发生疲劳断裂, 必定首先在这些部位处发生。

6 疲劳分析及改进

曲轴的材料性能和表面处理等参数是进行疲劳计算的基本参数, 为了能较准确地确定这些参数, 本文采用实验所得数据强度极限、杨氏模量以及疲劳强度推算其S-N曲线。然后将由动力学分析得到的曲轴动态载荷边界条件输入到Msc.Fatigue中, 计算出其安全疲劳系数。

6.1 安全系数

通常, 要设计一款无限寿命的曲轴, 其疲劳寿命必须在107以上。由Msc.Fatigue软件计算其寿命, 若寿命大于107, 则该曲轴为无限寿命的。计算寿命与107之比称之为基于疲劳寿命的安全系数。从理论上讲, 安全系数必须大于1曲轴的设计才是可接受的, 这是理论要求, 但实际工程中, 考虑到其他因素的影响, 安全系数要求可适当放大, 对于不同的企业, 有着不同的目标值, 本文仅以理论值为标准。

图8中, 蓝色曲线为各个转速下的最小安全系数曲线, 红色线其安全系数为1, 由图可见, 曲轴的安全系数已明显小于1, 它们分别是3000r/min的0.89, 3500r/min的0.925, 5000r/min的0.962, 6000r/min的0.962。

图8中还显示了在这些工况下曲轴最薄弱部位的位置。

由此可见, 曲轴的薄弱部位均在轴颈与曲柄臂的倒圆处, 与前文所述相符。

6.2 结果分析及改进

由以上结果可知, 该曲轴在四种工况下, 其安全系数均小于1, 3000r/min和3500r/min工况是最大扭矩工况, 而5000r/min和6000r/min是最大转速工况, 在这四种工况中, 其汽缸压力都为最大值8MPa, 相对于其他工况而言是最恶劣的。最小安全系数发生在第四工况, 应该是属于正常现象。但安全系数已经小于1, 要使该曲轴能通过发动机的耐久试验, 使之成为一款无限寿命的曲轴, 必须对曲轴进行改进。

要使曲轴的疲劳安全系数大于1, 有以下几种方案:

(1) 降低汽缸压力, 使曲轴内部应力下降;

(2) 改变曲轴材料, 提高曲轴的疲劳强度;

(3) 更改曲轴结构, 如减小重叠度, 增大倒圆半径, 都可以改善曲轴的受力情况, 降低在倒圆处的应力。

由于在进行发动机设计时, 根据发动机性能, 汽缸压力是已经固定了, 是无法改变的, 因此方案1不能采用;另外, 由于更改设计涉及方方面面, 工作量非常大, 所有与曲轴有关的零部件都会随之更改, 由此又会导致其他的问题出现, 在一般情况下, 暂不予以考虑;而最简便的方法就是改变曲轴材料了。

本文曲轴原采用的是FCD600的材料, 为了提高其疲劳强度, 拟采用FCD800。

6.3 改进效果

改进曲轴材料后, 对曲轴再次进行疲劳分析, 得到结果如图9所示。由图9可见, 改变曲轴材料, 提高了其疲劳强度后, 其安全系数明显改善。

图10所示为在最恶劣工况6000r/min下, 最小安全系数所在位置, 在进行耐久试验时对该位置应给予关注。

7 结语

本文首先用Hypermesh对曲轴模型进行前处理, 然后在ADAMS平台上对曲轴的动力学特性进行了仿真, 并结合疲劳分析软件msc.fatigue, 给出了曲轴在1000r/min到6000r/min工况下的疲劳分析结果, 这样可以在样机试制以前通过仿真识别出结构的设计不足之处, 有助于减少设计对试验的依赖, 提高设计效率。

参考文献

[1]吴兆汉, 汪长民, 等.内燃机设计[M].北京:北京理工大学出版社, 1990.

[2]李增刚.ADAMS入门详解与实例[M].北京:国防工业出版社, 2006.

[3]王国军.MSC.Fatigue疲劳分析实例指导教程[M].北京:机械工业出版社, 2009.

[4]王长武.机载设备疲劳寿命分析[C]//2004年MSC.Software中国用户论文集, 2004.

发动机曲轴加工工艺分析 篇2

1 曲轴的机械加工工艺特点分析

(1)该零件是三拐小型曲轴,生产批量不大,故选用中心孔定位,它辅助基准,装夹方便,节省找正时间,又能保证四处连杆轴颈的位置精度。但轴两端的轴颈分别是Φ66 mm和Φ85 mm,而4个连杆轴颈中心距分布在Φ100 mm的圆周上,故不能直接在轴端面上钻4对中心孔。于是,在曲轴毛坯制造时,预先铸造两端Φ66mm的工艺搭子,这样就可以在工艺搭子上钻出4对中心孔,达到用中心孔定位的目的。

(2)在工艺搭子端面上钻4对中心孔,先以两主轴颈为粗基准,钻好主轴颈的一对中心孔;然后以这一对中心孔定位,以连杆轴颈为粗基准划线,再将曲轴放到回转工作台上,加工Φ100mm、圆周120°均布的3个连杆轴颈的中心孔,这样就保证了它们之间的位置精度。

(3)该零件刚性较差,应按先粗后精的原则安排加工顺序,逐步提高加工精度。对于主轴颈与连杆轴颈的加工顺序是,先加工3个连杆轴颈,然后再加工主轴颈及其他各处的外圆,这样安排可以避免一开始就降低工件刚度,减少受力变形,有利于提高曲轴加工精度。

(4)由于使用了工艺搭子,铣键槽工序安排在切除中心孔后进行,故磨外圆工序必须提前在还保留工艺搭子中心孔时进行,同时要注意防止已磨好的表面被碰伤。

2 曲轴主要加工工序分析

2.1 铣曲轴两端面,钻中心孔

本工序在钻铣车组合车床上完成,主要保证曲轴总长及中心孔的质量,若端面不平会导致中心钻上的两切削刃的受力不均匀,钻头可能引偏而折断,因此采用先面后孔的原则。中心孔除影响曲轴质量分布外,还是曲轴加工的重要基准,贯穿整个曲轴加工始终,因而直接影响曲轴加工精度。打中心孔在本次工艺设计中因考虑设备因素,采用找出曲轴的几何中心代替质量中心。打中心孔以毛坯的外表面作为基准,因而毛坯外表面质量好坏直接影响孔的位置误差程度。

2.2 曲轴主轴颈的车削

由于曲轴年产量不大,主轴颈加工采用车削,在刚度较强的普通车床上进行。曲轴安装在前、后顶尖上线一端用大盘夹住而另一端用顶尖顶住,用硬质合金车几道工序上完成主轴颈的车削。由于加工余量大且不均匀,旋转不平衡,加工时产生冲击,因此工件要夹牢固。车床、刀具、夹具要有足够的刚性。主轴颈车削顺序是先精车一端主轴颈及轴肩,然后以车好的主轴颈定位。另一侧用顶尖以中心孔定位。车另一端主轴颈、肩及各个轴颈,半精度及精车都按此顺序进行,逐渐提高主轴颈及其他轴颈的加工精度。

2.3 曲轴连杆轴颈的车削

主轴颈及其他外圆车好后,以主轴颈作为加工连杆轴颈的基准,采用专用的车夹具、车削连杆轴颈,车削同样在普通车床上进行。车削连杆轴颈需要解决的是角度定位(2个连杆轴颈轴线需要控制在180°+30°或180°-30°)以及曲轴旋转的不平衡问题。这些都由专用夹具来保证,夹具为一对用以定位的“V”形块组成,装在接盘上。接盘与车床过渡接盘靠中间的定位销定位并连接,接盘在过渡接盘上靠棱形定位销可转180°,依次车削2个连杆轴颈。“V”形块中心与车床主轴线距离一个曲轴半径。车削过程中,一端与曲轴主轴颈定位并夹紧,另一端靠偏中心座夹紧,中心座上钻有中心孔,中心孔偏心距同样为一个曲轴半径。用顶尖顶紧中心孔,这样就能保证连杆轴颈轴线与车床主轴线一致。安装夹具体的接盘上有平衡块,消除曲轴旋转时不平衡力矩的生。曲轴加工时由于受到离心力和两顶尖的轴向压紧偏心力的作用,容易发生弯曲变形,为了加强工件刚度,用撑杆来撑住另一个曲拐的开移。车削连杆轴颈时为了使切削力不至于太大,每次车削余量控制在1～1.5 mm内,同时车床旋转不能太高,刀具采用高速钢。

2.4 键槽加工

这个键槽主要用于飞轮,加工此键槽应安排在主轴颈精车工序之后,这样能保证定位精度和控制键槽的深度以及对称度。键槽加工是以两主轴颈定位,同样用专用夹具在普通铣床上进行。

2.5 轴颈的磨削

由于主轴颈及连杆轴颈精度较高,尺寸精度为IT6级,表面粗糙度为1.6～0.8μm,并且具有较高的形状精度及位置精度。因此主轴颈与连杆轴颈精车后要进行磨削,以提高精度表面粗糙度。

在工艺设计中,首先磨主轴颈然后磨连杆轴颈。中间主轴颈磨好后才能磨其余轴颈,磨主轴颈和连杆轴颈的安装方法基本上与车轴颈相同,磨主轴颈是以中心孔定位,在外圆磨床上进行,磨连杆轴颈则以经过精磨的两端主轴颈定位,以保证与主轴颈的轴线距离及平行度要求,磨连杆轴颈是在曲轴磨床上进行的。

由于轴颈宽度不大,采用横向进给磨削法,生产率较高,磨轮的外形需仔细地修整,因为直接影响轴颈与圆角的形状,磨削余量根据车削后的精度而定,粗磨余量值每边0.2～0.3 mm,精磨余量控制在0.1～0.15 mm内。

3 机械加工余量、工序尺寸及公差的确定

3.1 曲轴主要加工表面的工序安排

曲轴的主要加工表面为主轴颈、连杆轴颈、各外圆;次要加工表面为两端面、键槽。此外,还有检验、清洗、去毛刺等工序。

连杆各主要表面的工序安排如下:

(1)主轴颈Φ85+0.021+0.008 mm:粗车、精车、磨削;

(2)连杆轴颈Φ66-0.020-0.053 mm:粗车、精车、磨削;

(3)大头外圆Φ100-0.12 mm:粗车、精车、磨削;

(4)小头外圆Φ45-0.021 mm:粗车、精车、磨削。

3.2 机械加工余量、工序尺寸及公差的确定

3.2.1 主轴颈工序尺寸及公差的确定(见表1)

3.2.2 连杆轴颈工序尺寸及公差的确定(见表2)

3.2.3 大头外圆工序尺寸及公差的确定(见表3)

3.2.4 小头外圆工序尺寸及公差的确定(见表4)

3.3 确定工时定额

工序8:粗车4个连杆轴颈至Φ67.80-0.084 mm。选用机床:CA6140卧式车床。①被吃刀量为1.1 mm;②进给量f取0.5 mm/r;③机床主轴转速为600 r/min;④切削速度为600 r/min;⑤计算切削工时:被切削层长度为3×66=198 mm,因为粗车走刀2次,故工时tm=1.32 min。

工序9:精车4个连杆轴颈至Φ24.50-0.033 mm。选用机床:CA6140卧式车床。①被吃刀量为0.65 mm;②进给量f取0.3 mm/r;③机床主轴转速为800 r/min;④切削速度为800 r/min;(⑤计算切削工时:被切削层长度为3×66=198 mm,因为粗车走刀2次,故工时tm=1.65 min。

曲轴主轴颈、曲轴大头、曲轴小头定额类似。

4 连杆机械加工工艺过程卡片的制订

制订机械加工工艺规程的最后一项工作就是填写工艺卡片,主要包括发动机曲轴的工序顺序及内容的填写、工序简略的绘制、合理选择各工序所用机床设备的名称与型号、工艺装备(即刀具、夹具、量具等)的名称与型号。

参考文献

[1]曾东建.汽车制造工艺学[M].北京:机械工业出版社,2005.

[2]林杰伦.内燃机工作过程数值计算[M].西安:西安交通大学出版社,1986.

[3]袁兆成.内燃机设计[M].北京:机械工业出版社.2008.

[4]赵丽英.内燃机曲柄连杆机构动力学研究[D].天津:天津大学出版社.2004.

[5]王晓云.曲柄连杆机构动力学分析与设计系统研究[D].西安:西安建筑科技大学出版社,2006.

[6]束永平,夏长高.汽车发动机曲柄连杆机构动力学分析[J].东华大学学报,2005,31(6):27-30.

发动机曲轴探伤磁痕分析 篇3

关键词：48MnV非调质钢,硫印检验,探伤磁痕,硫化物聚集

引 言

48MnV非调质曲轴用钢是在碳钢基础上通过添加微合金元素来强韧化的一种节能钢种[1]。材料使用时组织状态为轧、锻态组织。具有简化工艺、节省能源、免除淬火缺陷、改善环境等优点, 使生产成本大大降低, 可替代45, 40Cr或42CrMo等调质钢制造曲轴毛坯, 用于机动车辆、工程机械、传动机械或钢结构等各类构件上。

48MnV钢在表现上述优点的同时, 在生产中也存在不少问题。近年来多次在发动机曲轴加工后的无损检测时出现探伤磁痕现象。下面通过其中一例较为典型的曲轴样件进行分析, 进而了解这种现象产生的原因、机理, 并为最终解决这一问题提供依据。

1 理化检验

1.1 宏观观察

国内某汽车发动机厂反映采用48MnV钢材生产的曲轴, 在对成品磁粉探伤时发现该批零件存在批量磁痕现象, 比例高达30%, 并邮寄来一典型磁痕样件要求解剖分析。采用荧光磁粉探伤观察该样件磁痕分布, 发现磁痕主要分布在曲轴连杆颈内侧面, 严重的甚至贯穿整个连杆颈内侧, 即从一侧R角 (圆角) 贯穿到另一侧R角 (圆角) (见图1) 。

1.2 化学成分分析

化学成分分析结果见表1。由表1可知, 该样件的化学成分符合该汽车发动机厂签订的48MnV钢材技术要求。

1.3 微观分析

将图1中磁痕部位完整切下, 采用金相显微镜对该部位进行观察, 发现该区域存在夹杂物聚集现象 (见图2) 。用扫描电镜对夹杂物成分进行定性, 能谱显示为硫化物 (见图3) 。

1.4 连铸坯硫印检验

追溯生产这批零件原材料供应厂商, 并在该钢厂炼钢坯料库割取2块用于轧制48MnV圆钢的连铸方坯 (端面尺寸:390 mm×510 mm) 进行连铸坯硫印检验, 硫印宏观形貌如图4所示。

2 分析与讨论

经对该汽车发动机厂家曲轴锻造工艺的研究发现:原来的曲轴毛坯并没有出现大批量磁痕现象, 只是极偶然出现1～2根, 生产中都会当作废品报废, 不会对生产造成太大影响。但是该汽车发动机厂家为了降低原材料消耗、减少切边废料比例、提高毛坯精度, 减少了锻造毛坯的原材料尺寸, 即原材料直径减少5 mm或以上, 这样就出现了大批量磁痕现象。

根据上述分析, 说明探伤磁痕是心部夹杂物聚集 (以硫化物居多) 在连杆颈内侧分模面处外露而形成的。由于曲轴连杆颈在锻造过程中偏离中心位置, 连杆颈内侧面的材料大量向两边流动, 导致心部夹杂露出表面。在工艺改动以前, 原材料心部夹杂仍然被埋藏在轴颈内层, 探伤无法发现, 在工艺改动后, 原材料直径减小, 原材料心部夹杂正好露到轴颈内层面的浅表层, 容易被无损探伤发现, 这就是磁痕现象在探伤检查过程中产生的原因。另外, 作为产生探伤磁痕的源头, 原材料供应商作用也不可忽略, 其在冶炼钢水时要采取多种有效措施提高纯净度, 减少心部夹杂物聚集现象的发生, 例如连铸中间包技术[2]、结晶器电磁分离技术。其中以后者作用更明显, 其能够明显降低连铸坯内的夹杂物含量, 改善夹杂物在连铸坯内的分布, 减少夹杂物尺寸, 从而进一步减少连铸坯心部夹杂物的聚集现象, 避免探伤磁痕现象的发生。

3 结 论

(1) 48MnV非调质钢汽车发动机曲轴探伤磁痕现象发生的原因是由于在锻造过程中原材料不均匀流变, 造成原材料心部聚集的夹杂物 (主要是硫化物) 偏向连杆颈内侧部位, 并在其后的机加工过程中分布在次表层或外露所致。

(2) 避免出现上述磁痕现象应尽量降低原材料心部夹杂物聚集程度, 并从锻造工艺上保证原材料心部缺陷不分布在连杆颈部的近表面。

参考文献

[1]凌树森.理化检验——物理分册[M].上海:材料研究所, 2010.

发动机曲轴滚动轴承的故障分析 篇4

发动机曲轴的滚动轴承一旦发生故障, 直接影响发动机的技术状态, 因此对滚动轴承的故障应予以重视, 现将滚动轴承常见故障分析如下:

一、轴承内外圈走动与配合件磨损出现间隙

1.轴承外圈走动。为了拆装方便, 滚动轴承外圈与座孔采用过渡配合。前轴承外圈最大过盈为0.035 mm, 最大间隙为0.013 mm。后轴承外圈最大过盈为0.016 mm, 最大间隙为0.06 mm。在装配时对座孔要进行测量, 其过盈或间隙不能超过上述范围, 否则对座孔要进行修理。

2.轴承内圈走动。滚动轴承内圈与轴颈采用过盈配合。前轴承内径最大过盈为0.055 mm, 最小过盈为0.012 mm。后轴承内径最大过盈为0.046 mm, 最小过盈0.003 mm。从上述配合来看, 如果轴承经过几次拆装, 轴承内圈与轴颈可能出现间隙, 则必须对轴颈进行维修后方可应用。

轴承与轴的配合松动时, 有的维修工把配合松动的轴表面用压花或以冲头冲孔的方法使轴的表面起毛, 企图以此获得一个紧密的配合表面。这样做不仅破坏了轴表面的几何形状, 使轴承在安装中得不到正确的中心位置而发生歪斜, 而且起毛部位最终要被压平而成为松动的配合。正确地维修方法是先对轴颈进行磨修, 然后对轴颈进行刷镀或喷涂。

二、滚动轴承保持架磨损、变形或断裂

1.在装配滚动轴承内外圈时, 由于过盈量大, 轴承滚珠被卡在座圈里, 运转时易挤坏轴承保持架。所以在装配时应进行测量, 以保证标准的过盈量。

2.曲轴轴承的润滑是激溅式的。当轴承中缺少或无润滑油时, 特别是作用在轴承上负荷很大时, 轴承温度升高。在一般情况下, 轴承内圈的温度比外圈高10℃左右。因为内外圈的热膨胀不同, 使滚珠和滚道的间隙消失, 轴承在运转时容易将保持架挤破。所以在安装轴承时, 滚道内要涂抹清洁的润滑油, 以防润滑油激溅不到时而造成干摩擦。

三、滚动轴承滚道和滚动体表面产生剥落

1.由于冲击载荷和交变应力作用引起的剥落。轴承滚动体和内、外圈滚道面上均承受周期性脉动载荷的作用, 从而产生周期变化的接触应力。当应力循环次数达到一定数值后, 在滚动体或内、外圈滚道工作面上就产生疲劳剥落。如果轴承的负荷过大, 会使这种疲劳加剧。另外, 轴承安装不正、轴弯曲, 也会产生滚道剥落现象。发动机飞轮和皮带轮上设置平衡重, 产生的旋转惯性力矩与发动机旋转部分产生的旋转惯性力矩平衡。如果产生的惯性力矩没有被平衡, 发动机着火后振动大, 增加了交变应力和应力循环次数, 引起滚道和滚动体表面过早地剥落。

为了避免滚道和滚动体表面产生剥落, 在使用中应避免额外负荷和不应有的振动, 在操作过程中要合理的使用油门和速度, 防止拖拉机颠簸, 要经常检查固定机体螺栓, 防止松动。

2.由于外界硬质微粒落入外壳配合表面或轴与套圈配合表面间, 引起滚道形状的歪曲。滚动体给这里的压力最大, 结果使套圈滚道发生快速磨损和金属剥落。滚动轴承是一种十分精密的部件, 对异物十分敏感。在维修过程中要使用清洁的不易起毛的揩布, 揩布绝对不能用旧棉丝替代, 因为旧棉丝中的纱头容易混入润滑油中而进入轴承, 这是十分有害的。在装配前, 对轴颈、座孔、轴承内外圈表面要彻底清洗, 严防脏物进入配合表面。

3.安装时滚道受到损伤引起的破坏。如果安装时, 所加压力是经外圈和钢球来传递, 就不可避免地会在套圈滚道接触钢球的部位造成凹坑, 这些凹坑是破坏的根源, 递增极猛, 只需很短时间就使轴承剥落报废。所以在拆卸时应用专用工具, 受力部位要正确且均匀。

四、轴承径向和轴向间隙增大

轴承径向和轴向间隙增大, 除启动时干摩擦和过度摩擦磨损外。主要是因为零件表面的金属微粒和润滑油中的砂子、灰尘、脏物, 在滚动体和滚道上的摩擦所引起。

三例发动机曲轴断裂的原因分析 篇5

在实际应用中,曲轴的断裂并不经常发生,一旦发生,将会造成严重后果,与曲轴相关的连杆、活塞、缸套、缸体等部件都会受到损坏,因此曲轴的断裂失效分析工作非常重要。本文通过实际应用中曲轴断裂案例,分析曲轴断裂原因。

1. 弯曲循环载荷导致主轴颈断裂

1台3408D型发动机使用过程中曲轴发生了断裂,曲轴的断裂面如图1所示。其使用工况为矿山采石,平时保养良好,工作时间为2.3万h。

该曲轴断裂面大部分表面平滑,有明显的沙滩纹。由沙滩纹的发展方向可以看出,疲劳断裂是从主轴颈圆角处起始的。裂纹起始源有大量棘刺纹,说明曲轴在裂纹形成阶段承受了巨大的载荷。曲轴在后续使用的过程中,裂纹沿着箭头方向扩展,最终在连杆轴颈处发生断裂。

分析认为,曲轴在做功冲程开始时,主轴颈圆角承受的是压应力,连杆轴颈圆角承受的是拉应力。在做功冲程结束时,曲轴主轴颈圆角承受的是拉应力,连杆轴颈圆角承受的是压应力。曲轴断裂发生在受拉应力的情况下,故曲轴断裂不是因为做功冲程过载而导致的。

把发动机拆解之后,发现曲轴的止推片已经断裂,曲轴轴向间隙过大。分析认为,发动机长期在大负荷下工作时,由于曲轴轴向间隙过大,使其承受过大的弯曲载荷和轴向撞击,造成主轴颈圆角长时间承受较大应力,产生裂纹并扩展,最终导致曲轴断裂。

2. 扭曲循环载荷致连杆轴颈断裂

1台3208型发动机在运行了1.6万h后发生了曲轴断裂,断裂的位置在Ⅱ缸的连杆轴颈处。该发动机保养良好,使用环境为船用。

该曲轴的断裂发生于连杆轴颈处,如图2所示。断面的大部分区域为平滑面,并伴随有细密的沙滩纹。沙滩纹沿着图2中箭头处开始扩展,故箭头处为断裂起始位置。沙滩纹对面比较粗糙的断裂面为最终的脆性断裂。断裂面与轴颈表面成45°角。

分析认为,此断裂为连杆轴颈的扭曲疲劳断裂。曲轴在将活塞的上、下运动转化为曲轴旋转运动过程中,主要是通过连杆在曲轴连杆轴颈上作用来实现的。由于曲轴质量很大,转速很高,故曲轴的连杆轴颈容易过载。

从图2可以看出,连杆轴颈断裂起始位置在曲轴减重孔的末端。减重孔的直径很大,几乎为连杆轴颈的一半,且在减重孔开孔末端位置有尖锐的加工倒角,由此造成连杆轴颈应力集中。在循环载荷作用下,应力集中的连杆轴颈便产生断裂。对于此问题,可以通过改变减重孔的位置和减重孔的加工倒角圆角化来解决。

3. 材质缺陷导致曲轴断裂

1台用于油田钻井设备的3512B型发动机,在工作了7600h后其曲轴突然发生断裂。其断裂面如图3所示。从断裂面形貌看,此断裂发生在连杆轴颈圆角处,断裂面平滑并伴有明显的沙滩纹。沙滩纹的扩展方向如图3中箭头所示,由连杆轴颈圆角处开始,最终在主轴颈圆角处断裂。

发动机曲轴疲劳分析 篇6

关键词：曲轴,MSC.patran,有限元分析

1 引言

曲轴是发动机中最重要、载荷最大、价格最高的零件之一。曲轴承受着气缸内的气体压力及往复和旋转质量惯性力引起的周期性变化的载荷, 并对外输出扭矩, 曲轴还有扭转振动, 因此在曲轴内产生交变的弯曲应力和扭转应力, 可能引起曲轴疲劳失效, 而一旦曲轴失效, 就可能引起其它零件随之破坏[1]。所以对于整体式多缸机曲轴, 如何比较准确地得到应力、变形的大小及分布, 对用于指导曲轴的设计和改进, 具有重要意义。

本文采用有限单元法, 对某工程机械发动机曲轴进行了符合实际情况的三维建模, 研究了整体曲轴的变形和应力状态, 得出的结论可用作改进曲轴设计的参考依据。

2 有限元模型的建立及计算

2.1 曲轴模型

某工程机械发动机曲轴, 利用三维建模软件PRO/E对曲轴进行建模, 建立完成的模型如图1所示。

2.2 载荷状况的确定

根据某厂所提供的图纸及其主要的数据资料, 可以求得作用在曲轴上的实际载荷[2]。厂方提供的工程机械发动机曲轴数据为:缸径:140mm, 行程:152mm, 排量:14L, 连杆长度:201mm连杆组件质量:1.635kg, 其中摆动质量0.505kg, 旋转质量:1.12kg, 连杆重心位置 (从大端中心算起) 64.1mm, 活塞组质量:1765g, 活塞质量:1182g。其最大负荷工况的示功图如图2所示。

作用于曲柄连杆机构上的力为:

pg为缸内最大爆发压力 (MPa) ;

pj为活塞销中心的往复惯性力 (MPa) 。

连杆对曲柄销的作用力可分解为:

α为曲柄转角, β为连杆摆动角, 且有, λ为曲轴半径与连杆长度之比。作用于曲柄销的负荷为连杆推力与连杆旋转质量m2产生的离心力矢量和。负荷大小用下式计算:

m''为连杆大头质量;Fn为活塞顶部面积。

根据上述公式编程后, 将柴油机的有关设计参数代入 (这里取转速2100转/分) 计算出的曲柄销负荷图见图3。图中*为合力, -往复惯性力, +为气缸压力, 横坐标为曲轴转角 (弧度) , 纵坐标为压力 (Pa) 。

曲轴在工作时承受缸内的气体压力、往复和旋转质量惯性力的作用, 根据已给定的发动机参数, 通过发动机动力学计算, 求得此发动机连杆轴颈载荷的最大值, 及随后的曲轴再转过120°, 240°, 300°, 480°, 600°时连杆轴颈载荷的数值。表1为发动机曲轴连杆轴颈载荷。由于曲轴主要是因弯曲而破坏的, 所以不考虑扭转应力, 因此为简便起见, 可假设对发火的气缸, 当活塞处于上止点位置时连杆轴颈载荷达到最大值Pa, 这样对六缸发动机, 我们只需考虑各个气缸分别处于压缩终了活塞在上止点位置时的六种受力状况即可[3], 发动机各缸的发火顺序为1-5-3-6-2-4, 通过计算六种受力状况, 在3缸发火时, 变形量和应力值较大, 其受力状况见图4。

2.3 支撑边界条件

将主轴承对曲轴的支撑视为弹性支座, 设弹簧刚度为K;认为K值在曲轴纵向对称面内沿主轴颈轴向均布。对于图1的曲轴网格模型, 可视K均分在曲轴纵向对称面内主轴颈中截面左右的两个对称结点上, 每个结点处的刚度为K/2。取K为6×10 N/m进行计算;这一刚度值接近主轴承的实际刚度[4]。

由于不考虑扭转应力, 故曲轴的几何与受力状况都是关于曲轴纵向对称面前后对称的。因此在进行有限元分析时, 可以令曲轴纵向对称面内各点沿X向的位移为零。为了防止曲轴沿轴向产生刚体位移, 将其左端纵向对称面上靠近轴心的两个结点z向位移取为零。显然这种边界条件的取值是接近实际情况的[5]。

考虑曲轴惯性力的影响, 输入额定转速2100r min时的角速度219.8rad/s在patran这个有限元软件中, 需要自己去设置添加到整个曲轴上。采用有限元软件patran根据曲轴的结构特点和软件提供的单元类型, 选择的是4节点的四面体单元。通过patran程序整体曲轴有限元模型划分为142127个节点, 706242个单元。整体曲轴划分网格之后的模型如图5所示。

3 计算结果分析

计算结果表明, 视主轴承为弹性支座时曲轴的变形较大。在3缸发火与弹性支座的条件下, 发生在三、四连杆轴颈及第一曲柄臂处, 曲轴纵向最大位移发生数值为1.16mm, 见图6所示。由此可见, 曲轴的变形量较小, 能满足曲轴刚度设计要求。

有限元分析给出发动机曲轴在三缸发火时的应力分布云图, 见图7。应力值较大的部位是:第一连杆轴颈过渡圆角处, 应力达601MPa。三、四连杆轴颈过渡圆角处, 应力最大可达644MPa。曲轴材料牌号为42Cr Mo A, 屈服强度为930MPa, 在应力最大位置处的强度较弱, 这为发动机曲轴的改进提供了依据。

4 结论

(1) 在PRO/E中建立曲轴的三维实体模型, 然后把其导入MSC.PATRAN有限元软件中, 建立了符合实际情况的三维有限元分析模型。

(2) 视主轴承为弹性支座时曲轴的变形较大。在3缸发火与弹性支座的条件下, 发生在三、四连杆轴颈及第一曲柄臂处, 曲轴纵向最大位移发生数值为1.16mm, 曲轴的变形量较小, 能满足曲轴刚度设计要求。

(3) 有限元分析表明, 应力值较大的部位是:第一连杆轴颈过渡圆角处, 应力达601MPa。三、四连杆轴颈过渡圆角处, 应力最大可达644MPa。在两个位置处的强度较弱, 这为发动机曲轴的改进提供了依据。

参考文献

[1]杨连生.内燃机设计.北京:中国农业机械出版社, 1981

[2]冯国胜, 杨绍普.车辆现代设计方法[M].科学出版社.2006

[3]庞永, 刘君德.发动机曲轴应力的有限元分析[C].93SAP5/SAP5P年会论文集.1993.36～51

[4]郝志勇, 韩松涛.主轴承刚度对曲轴振动特性的影响[J].车辆与动力技术, 2001 (2) :31～35

发动机曲轴疲劳分析 篇7

在以往过盈联接的分析计算常基于相对规则的实体结构进行,而对于曲轴正时齿轮装配这种循环对称的复杂结构的过盈联接分析计算还不多。另外,在啮合齿轮副的结构强度计算中,常采用弹性力学方法或是用有限元法在齿轮啮合线上均匀加载来求解结构应力。这些方法使得齿轮的结构强度计算过于简化,不易得到准确结果。目前,接触非线性有限元分析技术的出现和不断完善,为曲轴齿轮接触问题的研究提供了更为精确的方法。

有限元计算是基于结构的三维实体模型进行的,笔者结合某发动机具体参数分别建立发动机正时齿轮与部分曲轴(与齿轮装配的轴段)的三维实体模型,首先采用三维实体建模软件(Pro/E)创建曲轴齿轮的实体模型(见图1),然后通过格式的转换导入有限元分析软件ANSYS中,进行网格划分(见图2),过盈接触对创建(见图3),材料特性设置等,从而实现有限元模型的建立。

1 有限元模型建立

通过有限元计算得到了曲轴齿轮过盈装配的最大主应力云图、等效应力云图、接触压力云图等,通过对这些结果的分析发现,在安装状态下由于过盈安装产生的安装预应力较大,主要集中在齿根圆角部位。

2 结果分析

通过对计算结果的分析整理,采用数据分析软件拟合曲轴齿轮最大主应力、等效应力、接触压力随过盈量的变化曲线。

2.1 曲轴齿轮最大主应力随过盈量变化关系

通过对最大主应力计算结果分析得到,曲轴齿轮过盈装配时最大主应力出现在齿根部位,齿轮最大主应力随着过盈量的增大而增大时,基本上呈线性关系见图4。安装状态下齿轮最大主应力为355.277 MPa<[σS]=850 MPa。

2.2 曲轴齿轮等效应力随过盈量变化关系

通过对等效应力计算结果分析得到,曲轴齿轮过盈装配时的等效应力出现在齿根部位,齿轮等效应力随着过盈量的增大而增大时,基本上呈线性关系见图5。安装状态下齿轮最大等效应力为311.047MPa<[σS]=850 MPa。

2.3 曲轴齿轮接触压力随过盈量变化关系

通过对接触压力计算结果分析得到,曲轴齿轮间接触面上的最大接触压力发生在接触面边缘附近,整体的接触压力分布较为均匀,最大接触压力随着过盈量的增大而增大,基本上呈线性关系,见图6。安装状态下曲轴齿轮最大接触压力达到133.482 MPa,这时可满足传递较大的扭矩。

3 结论

通过此次分析计算发现,曲轴齿轮的变形及齿根处较大应力集中主要是由于装配过盈量引起。通过对两种不同曲轴齿轮结构离散单元及其网格剖分大小的分析及试算,确定过盈装配有限元模型的网格剖分方法;通过对过盈接触对的设置分析及三种不同接触对个数的试算,确定过盈装配有限元模型的接触对设置方法;最后总结了一套过盈量的设计方法,以上研究可为后续曲轴齿轮的仿真计算、设计分析提供依据。