四缸发动机曲轴设计开发

卓建佼

摘要：本文介绍了在四缸发动机曲轴设计开发过程中的具体设计方法和开发过程，包括前期的CAE仿真分析计算，产品设计开发，后期的试验验证三方面的系统阐释，确认曲轴的设计是否满足要求。

关键词： 四缸发动机曲轴;设计开发;CAE仿真;试验验证

0  引言

曲轴是发动机中最重要的零件之一，曲轴具有结构变化急剧，所受工况极其复杂的特性，它受到旋转质量的离心力、周期变化的燃气作用力和往复惯性力的共同作用，承受扭转和弯曲的交变应力。因此要求设计开发的曲轴有足够的强度和刚度，轴颈表面需耐磨、工作均匀、平衡性好。

发动机设计初期会规定缸径、冲程、缸心距等规格尺寸，依据这些尺寸完成曲轴尺寸设计，根据设计尺寸实施曲轴的强度仿真计算，依据仿真结果确定合适的尺寸和材料;曲轴性能最终通过曲轴疲劳试验进行验证确认。

1  材质选择

曲轴毛坯生产方式分为锻造及铸造。

轻型汽油机曲轴锻造方式通常为模锻，整体锻造的曲轴尺寸紧凑、重量轻、强度高。汽油发动机一般采用高强度非调质锻钢材料，其制造成本较低，同时具有高强度和韧性，淬透性也较好，淬火时变形小。

铸造曲轴可以获得较为合理的结构形状，加工性能好，金属切削量少，成本低。现有球墨铸铁材料发展较为迅速，对于小型汽油机曲轴，可以实现以铁代钢。但球墨铸铁的塑性和韧性较差，延伸率一般为4%，较锻钢材料12%有较大差异，耐冲击性不足，结构强度低于同水平的锻钢曲轴。相同牌号的铸铁材料，不同厂家对成分管控有差异，铸铁材料密度会影响平衡重质量，改变平衡重旋转惯性距，针对铸铁曲轴应约束材料的最小密度。

轴颈精磨后清洗曲轴再进行抛光处理，铸铁材料由于自身特性在抛光阶段有细小石墨微粒剥落，加工时能获得的表面粗糙度劣于钢铁材料。滑动副的轴颈和轴瓦表面粗糙度越大，粗糙峰接触的面积就越大，使得油膜壓力增大，承载力也会增大，在油膜压力最高的接触点上，轴瓦表面覆层容易发生疲劳磨损。轴颈表面粗糙度越小，流体动压润滑的面积越大，轴颈最小油膜厚度设计值可以更低。依据现有的曲轴加工水平，采用铸铁材料，轴颈表面粗糙度可以达到Ra0.16;采用锻钢材料，轴颈表面粗糙度可以达到Ra0.1。更低的表面粗糙度对加工是一项重大挑战，根据供应商的加工能力及发动机性能要求做合适的材质及工艺参数选择。

2  曲轴结构尺寸设计要素说明

曲轴的总长度、曲柄销中心位置、主轴颈中心距、主轴颈中心位置及曲柄半径等关键参数依据总布置的设定基本确定，曲轴是在以上尺寸的基础上作结构设计，完成单个曲拐的尺寸设计后，曲轴可以认为是其复制扩展。

曲轴长期承受交变应力，容易产生疲劳断裂。在结构方面，曲柄销和主轴颈圆角处容易产生应力集中。所以曲轴疲劳断裂，一般从曲柄销圆角处生成，逐渐向主轴颈圆角处扩散，曲柄销圆角Rc到主轴颈圆角Ri截面为危险截面，见图1。尺寸设计中更多在考虑如何改善应力集中，提升曲轴强度，同时满足润滑要求并兼顾轻量化。

3  曲轴轴颈设计

3.1 轴颈直径

轴颈的主要作用是承载高速运转的曲轴、连杆，并与轴承形成稳定的油膜，主轴颈承受的负载小于曲柄销，理论上曲柄销的直径大于主轴颈时，更有利于提高连杆轴承的工作可靠性，但是，不利于曲轴平衡。主轴颈直径、曲柄销直径及曲柄半径综合确定了轴颈重叠度，通常认为正重叠度曲轴的危险断面位置处于主轴颈及曲柄销滚压圆角的连线，负重叠度曲轴的危险断面宽度则变更为曲柄厚度。

轴颈的直径直接影响油膜厚度，增大轴颈直径能有效的增大油膜厚度并改善轴瓦面压。曲柄销的增大伴随着不平衡旋转质量增大，曲轴固有频率降低、扭振增大，最终结果导致曲轴皮带轮螺栓紧固系数降低和主轴颈油膜厚度偏小，对曲轴带来负面影响。因而在缸体空间足够的前提下主轴颈直径优先采用较大的尺寸，以满足油膜厚度的设计安全值。

3.2 轴颈宽度

轴颈宽度设计应综合考虑曲柄厚度、轴颈的面压及油膜厚度。轴颈和滑动轴承的有效接触宽度会直接影响油膜的厚度及轴颈面压，随着有效承载面积增大，油膜厚度随之增大，轴颈的面压随之减小。

主轴颈和曲柄销的宽度在设计中需要和其他零部件匹配，通过公差的共同控制，保证合理的轴向间隙。间隙偏大，发动机运转过程中可能产生异响;间隙过小，相对运动过程中摩擦阻力增大。

4  曲柄结构设计

曲柄应选择适合的厚度、宽度，以便曲轴有足够的刚度和强度。曲柄形状应合理，以改善应力分布。曲柄往往是曲轴中最薄弱的环节，运转过程中曲轴同时受到弯矩和扭矩，经常遇到的破坏形式便是沿曲柄的弯曲疲劳破坏。疲劳裂纹往往起源于高度应力集中的过渡圆角处，曲柄的抗弯能力可以简单采用矩形截面的抗弯截面模量Wσ来衡量：

Wσ=BW2/6                     （1）

式（1）中：B——曲柄宽度;W——曲柄厚度。

显然增加曲柄厚度要比增加曲柄宽度效果明显的多，但是增加曲柄厚度W要以缩短轴颈长度为代价，受到了限制。实际的仿真过程中也发现，尽管显著增加曲柄宽度，曲轴的刚度增加并不明显，仅在曲柄厚度方面无潜力可挖时，才增加曲柄宽度来提高曲柄强度。

曲柄形状推荐椭圆状，其具有较好的弯曲和扭转刚度，尽量去除了受力小的位置的材料。为了尽可能的降低曲轴质量，并减小曲柄销部分不平衡旋转质量，一般消除曲柄肩部的材料（图2）。

5  曲轴止推设计

曲轴由于受到热膨胀而伸长及离合器的轴向力会产生轴向移动，为防止曲轴的轴向位移，在曲轴和机体之间设置止推轴承。止推轴承只能设置一处，以使曲轴相对机体能自由的沿轴向做热膨胀。

从减小曲轴移动对配气正时的影响出发，希望把止推轴承设置在前端;止推轴承设置在后端则可以避免曲轴各曲拐承受末端轴向推力作用;从降低曲轴和机体加工尺寸链精度要求出发，也可以设置在曲轴中央。综合对比现各个机型，四缸发动机止推轴承推荐布置在第三主轴颈。

6  轴头结构设计

前端轮系及正时机构通过曲轴皮带轮螺栓固定在曲轴前端，螺纹结构由三个因素决定：螺栓紧固系数、轴头疲劳强度、主轴颈前端变形量。通常螺栓紧固系数与轴头疲劳强度成反相关，轴头预紧力越大，螺栓对轴头的拉伸力也会越大，轴头的疲劳强度随之下降。螺纹啮合位置越靠近主轴颈，主轴颈变形量越大。最大允许的变形量5μm，当超过此变形量时，第一主轴颈的油膜会受到影响，导致主轴颈、轴瓦异常磨损。如图3所示疲劳强度最低点位于轴头和第一主轴颈过渡圆角（具体位置因轮系、正时系统布置不同有差异），若螺纹啮合部位超出过渡圆角靠近主轴颈，螺栓对轴头产生的作用力由拉应力变为压应力，轴头疲劳强度可以得到优化。

7  平衡重设计

平衡重的实际作用效果有两方面，一方面保持曲轴处于稳定的平衡状态，调整油膜厚度;另一方面改善曲轴本身扭振幅度，即调整自身固有频率。

采用RICARDO公司ENGDYN曲轴仿真软件对轴颈油膜分析时，曲轴划分后再分段分析，单段曲轴示意见图4，单个主轴颈的油膜厚度由两段曲轴综合决定。为了提高主轴颈油膜厚度应降低单段曲轴的离心力（Fp-Fw），曲柄远离主轴颈的部分形状相对固定，可以去除的材料较少，但调整平衡重的效果明显。设计平衡重时尽可能使平衡重的重心远离曲轴旋转中心，即用较轻的重量达到较好的平衡效果。靠近轴心位置的材料对调整动平衡的影响较小，选择在此位置适量去除材料，达到曲轴轻量化的要求。

8  曲轴平衡校验

曲柄连杆机构必须满足平衡要求，否則会引起缸体振动、轴承寿命缩短等严重后果。曲轴的平衡分为静平衡和动平衡，静平衡是曲轴的质量轴线与回转轴线重合，旋转时各个曲拐的离心合力为零，即曲轴的质心位于旋转轴线上;动平衡是曲轴的各曲拐偏心质量在旋转时产生的惯性力和惯性力矩为零。

8.1 静平衡校验

曲轴有一根质量轴线和一根回转轴线，当质量轴线与回转轴线发生偏移时即产生了不平衡。回转轴线是由支撑旋转体的两个轴颈的几何中心点所决定。当旋转体完全对称时，质心将位于其轴线的中点，与回转轴线重合。保持数模质量轴线和回转轴线重合，基于三维绘图软件UG中的测量体功能，第一力矩精度小于10-2时，可认为曲轴达到了静平衡。注意：如图5所示，尽管质量轴线偏移，但是曲轴整体的质心仍与回转中心重合，因此以第3主轴颈中心为边界，将曲轴划分为两段，分别确认两部分也达到静平衡是必要的。

8.2 动平衡校验

曲轴已实现静平衡，不合理的平衡重设计将导致曲轴旋转时离心合力及离心合力矩不为零，将在轴承上产生附加作用力。造成轴承寿命缩短、噪音等不良后果。曲轴动平衡计算采用矢量合成的方法，将曲轴分为有限个部分，提取各自的质量特性乘以偏心距的乘积正交分解到指定的平面，最后进行矢量求和，得到不平衡量及矢量方向，考虑到平衡重钻孔后，曲轴的总动不平衡量U小于150g·mm。使用UG NX软件对曲轴进行分割并提取各部分的数据文件，曲轴分割方式见图6。

式（2）（3）（4）中：

mAi——各个划分部分质量;

ri——各个划分部分到指定平面的距离;

？琢i——各个划分部分集中质量与x轴的夹角;

UAx——分别为指定A平面x方向的不平衡量;

UAy——分别为指定A平面y方向的不平衡量;

U——指定A平面的总不平衡量。

9  曲轴油道结构设计

曲轴的润滑油道是保证曲轴整个工作过程中，能够从发动机主油道获得有一定压力的润滑油来对曲轴、连杆等进行润滑、清洁、散热。曲轴采用强制润滑的方式，油道主要功用是向主轴颈及曲柄销供油，在轴瓦和轴颈之间形成油膜，阻止轴颈与轴瓦产生接触，降低摩擦。曲轴主轴颈和曲柄销一般采用压力润滑。润滑油由主油道送到各个主轴颈，再经曲轴内油道进入曲柄销轴承。按照上述的润滑油供给方式，曲轴油道有“交叉油道”、“斜油道”两种结构（图7所示），交叉油道在斜油道的基础上增加了贯穿主轴颈的分支油道。现有的设计普遍采用在上主轴瓦设计储油槽，主轴颈存在贯穿油孔的交叉油道能保证曲轴旋转的360°范围内，曲柄销均有润滑油供给，但交叉油道圆角位置容易产生毛刺。斜油道曲轴，油道加工相对更简易，轴颈上不良面越少更能保证产生良好的油膜，相对于交叉油道，斜油道在高转速区域，曲柄销润滑油供给量降低30%以上。

在决定主轴颈和曲柄销上的油孔位置时，主要考虑保证供油压力、油孔对曲轴强度的影响程度;因此一般希望把主轴颈油孔开在最大轴颈压力作用线的垂直方向，曲柄销油孔开在轴承负荷较低的地方。所钻的油道应当穿过轴颈重叠区的中心轴线——潜在的断裂路径，因为在该平面内曲柄销的弯曲应力和扭转应力都较小。主轴颈上的油孔位置必须精确定位，以便与主轴瓦上的供油槽对齐。曲柄销所钻油孔应当在上止点之前30～60°（示例见图8），这种有助于实现在主轴颈上钻孔，同时避开最大负荷点，防止轴颈在爆压状态下供油不畅。

虽然油孔位置不是最危险区域，但扭转疲劳常常从油道开始破坏，为了避免应力集中，油道口应倒角并作抛光处理。

10  曲轴圆角滚压

数控滚压加工是指通过塑性成型，使其产生加工固化和残留应力，进而提高强度的加工方法，圆角滚压工艺示意见图9。数控滚压在主轴颈和曲柄销车削后、抛光前实施。滚轮负荷和滚压次数的设定，相对曲轴材质，通过疲劳强度的提高效果予以规定;如果滚轮负荷过量，会导致带肩销变形，需注意。

圆角滚压加工工艺能大幅提高曲轴疲劳寿命的原因在于：金属表层在滚轮压力作用下，当应力超过曲轴材料的屈服极限时，产生塑性变形，发生冷作硬化，从金属表层直到某一深度出现残余压缩应力，抵消了部分工作拉伸应力，而拉伸应力是金属疲劳破坏的主要原因，这样就使零件疲劳强度大大提高。同时滚压后表层金属组织和性能发生变化，晶粒变细，从而使表面光洁度得到提高。

曲轴强度的危险点是曲柄销圆角，圆角设计有多种，设计思路基本相同。首先，尽可能的设计较大圆角，以減轻应力集中;其次，不能过分减小曲轴轴瓦有效承载面积;这两个条件是相互矛盾的，要权衡分析。采用单圆弧时，为了获得足够的承载面积，需要采用较大的圆弧半径。现行设计一般会采用双圆弧的形式，双圆弧过渡有效面积较大，圆角滚压深度更适合。

圆角设计合理性最终通过曲轴FEA和单品疲劳试验判定结果确认，对于球墨铸铁圆角滚压强度提升一般在30-150%，钢铁材料在30-80%，过大的滚压强度提升要求滚轮施加更大的滚压力，曲轴本体在滚压过程中可能产生扭曲变形，需要注意。

11  曲轴CAE仿真分析

曲轴CAE仿真分析主要包括概念设计阶段的曲轴系经典仿真分析和方案设计阶段的曲轴FEA仿真分析。曲轴系经典仿真分析主要评价指标有主轴颈轴承最大单位载荷和最小油膜厚度（>0.5μm）、曲柄销轴承最大单位载荷和最小油膜厚度（>0.95μm）、曲轴轴头单阶次扭振角（<0.15°）、曲轴转速不均匀性（1000rpm下<20%）、曲轴疲劳强度安全系数（铸铁>1.7/锻钢>1.5）等;曲轴FEA仿真分析主要评价指标是曲轴轴头单阶次扭振角（<0.15°）和疲劳安全系数（>1.7）。在曲轴CAE仿真各项指标都满足要求的情况下，开始进入样品制作，否则重新进行设计优化以满足CAE仿真要求。

12  曲轴单品疲劳试验

为了验证确认曲轴的实际设计状态，需要进行曲轴单品疲劳试验，通过实际疲劳强度与CAE仿真的疲劳强度对比，如果疲劳安全系数仍大于1.5，则认为曲轴性能满足设计要求。曲轴在运转过程中承受弯曲和扭转的交变应力，理论上需进行弯曲疲劳强度和扭转疲劳强度两项试验验证，但基于经验和行业现状，国内一般只进行弯曲疲劳试验，具体方法按照QC/T 637-2000《汽车发动机曲轴弯曲疲劳试验方法》进行，通过升降法数据处理，计算得出曲轴99.9%存活率下的弯曲疲劳极限，最后通过名义工作弯矩估算出其安全系数。

13  结束语

通过对曲轴设计开发各个方面的阐述说明，特别是结构尺寸设计方面的详细阐述，使得在四缸发动机曲轴的设计开发过程中能够有很清晰的指导和帮助;设计、仿真、试验三方面循环验证确认，最后再通过发动机整机的试验验证，便可最终完成曲轴的设计开发。

参考文献：

[1]魏春源，等.高等内燃机学[M].北京：北京理工大学出版社，2001.

[2]吴兆汉.内燃机设计[M].北京：北京理工大学出版社，1990.

[3]杨如松.圆角滚压残余压应力与曲轴疲劳强度的关系[J].柴油机设计与制造，2016（03）.

[4]谢丽颖.汽车发动机曲轴疲劳试验方法[J].汽车工艺与材料，2006（03）.