发动机曲轴疲劳分析

梁静强， 赵文星， 吕俊成

（1.上汽通用五菱技术中心CAE 科，广西 柳州545007；2.泛亚汽车技术中心有限公司 柳州分公司，广西 柳州545007）

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。

图1 简化模型

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。

表1 曲轴网格概况

图2 有限元模型

3.3 柔性体预处理

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。

图3 曲轴柔性体模型

图4 有限元计算结果

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。

图5 ADAMS 模型

图6 缸压曲线

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。

图7 4000r/min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SN 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。

图8 各转速下的最小安全系数

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。

图9 改进后各转速下的最小疲劳安全系数曲线

图10 曲轴在6000r/min时的疲劳安全系数

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。

［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.