连杆颈直径对曲轴性能及摩擦损耗的影响探讨

余化志 闫雪华 唐海娇

摘要：文章通过Lotus Concept Crank Train软件对某三缸发动机曲轴进行了分析，计算了连杆颈直径对曲轴安全系数、连杆颈承受的最大单位载荷以及连杆颈引起的最大摩擦损失的影响，曲轴安全系数及摩擦损失随连杆颈直径增加而增大，最大单位载荷将随连杆颈直径增加而减少。

关键词：曲轴结构设计；连杆颈直径；摩擦损失；曲轴性能；三缸发动机 文献标识码：A

中图分类号：TG580 文章编号：1009-2374（2016）18-0064-02 DOI：10.13535/j.cnki.11-4406/n.2016.18.032

曲轴是发动机部件中最重要的部件之一，将活塞的往复运动转换成旋转运动，从而输出动力。因此其工作状况极其复杂，其承受来自燃烧室的周期性作用力，活塞、连杆的往复惯性力和旋转离心力，承载着扭转和弯曲的复杂交变应力。因此，在曲轴的设计开发过程中，须先满足曲轴的工作强度要求。为了提高曲轴强度，一般通过采用高强度材料和提高曲轴结构刚度以满足设计要求。为了提高曲轴的扭转刚度和弯曲刚度，主要途径是加大曲柄臂与轴颈间的过渡圆角以及改善滚压工艺、增大轴颈直径、增加曲柄臂厚度。实践和理论表明，通过增加过渡圆角的方式比其他途径更加能充分发挥材料效能，但是在充分利用其潜能后，就需要通过增加轴颈直径，增加重叠度的方式以使得曲轴强度满足设计要求。同时，在满足曲轴强度要求前提下，仍需考虑曲轴对发动机的技术参数、缸体的设计、扭转振动、轴承润滑、附件安装及制造工艺等问题的影响。在综合各方面影响后，优化曲轴各参数，以满足发动机对曲轴的要求。本文通过Lotus Concept Crank Train软件对某三缸发动机曲轴进行概念设计计算，基于相应制造工艺以及发动机结构空间限制，分析了增大连杆颈直径对曲轴强度的影响，同时分析了连杆颈直径对发动机性能、轴承受力大小的影响，为该型发动机曲轴的结构设计提供了理论依据。

1 曲轴设计模型

曲轴强度计算的主要工作是曲轴的应力计算，在此基础上计算曲轴疲劳强度，在曲轴设计的早期方法当中，较为粗略的设计往往只考虑弯矩的影响，而忽略了扭转应力的影响；Lotus Concept Crank Train软件采用更加精确的计算方法，其曲轴疲劳安全系数的计算结果不仅考核了弯矩的影响，还考虑到扭振对扭转应力的影响，更能体现实际的曲轴工作状态。根据曲轴轴系的有关计算边界条件建立如下计算模型，具体模型如图1所示：

1.1 曲轴设计输入条件

本文以一台直列3缸汽油机为研究对象，将发动机在各转速下的最大爆发压力作为载荷施加到计算模型上，进行计算，图2为不同转速下的最大爆发压力。

曲轴材料为QT850，抗拉强度为850MPa，屈服强度为550MPa，泊松比为0.27，强化后疲劳强度为520MPa。

1.2 计算方案

为了研究不同连杆颈直径对摩擦损耗、疲劳强度、扭振的影响情况。在发动机压力曲线、曲轴材料等其他各输入参数保持不变条件下，分别计算连杆颈直径为38mm、39mm、40mm、41mm、42mm、43mm的曲轴对发动机性能、曲轴性能的影响。

2 计算结果

通过Lotus Concept Crank Train软件对不同连杆颈直径的曲轴进行摩擦损耗计算，润滑油为5W/30以及扭转振动计算和强度分析，得出如下结果：

2.1 不同连杆颈直径对曲轴疲劳安全系数的影响

在曲轴主轴颈直径不变状态下，曲轴的重疊度随连杆颈直径的增大而增大。曲轴重叠度指曲轴连杆颈与主轴颈的最大重合尺寸，即：

式中：e为重叠度；Dm为主轴颈直径；Dp为连杆颈直径；s为曲拐半径。

曲轴失效部位一般位于曲柄臂与连杆颈连接部位，通过计算，曲轴的最小安全系数均位于上述位置，与理论一致。从表1可知，在曲轴结构其他参数不变以及相同的计算工况条件下，连杆颈直径由38mm增大到43mm，重叠度从8.25增大到10.25，增加了24%，从而使曲轴的最小安全系数（fmin）由1.298依次增大到1.608，增大了24.58%。

如图3所示，在发动机的运转速度范围内，曲轴的最小安全系数（fmin）与曲轴的重叠度（e）成正比，通过最小二乘法拟合得知：

（R2=0.9954）

通过上式，可以预估曲轴连杆颈直径对曲轴疲劳强度的影响，对类似曲轴的连杆颈直径进行初步设计。综合以上数据可知，增加曲轴连杆颈直径，可以增大曲轴的重叠度，从而提高曲轴的整体刚度，使得曲轴的疲劳强度增加，提高了曲轴的安全系数，在相同工况下，提高了曲轴寿命。

2.2 连杆颈直径对其承受的最大单位载荷的影响

从图4可知，在发动机转速范围内，连杆颈承受的最大单位载荷随转速的变化与发动机的爆发压力变化趋势一致；且在同一转速下，最大单位载荷随连杆颈直径的变大而减少。从表2内的比表面积和发动机转速范围内的最大单位载荷数据可以，连杆颈直径为38mm时，其比表面积为2089.16mm2，连杆颈承受的最大单位载荷为51.32MPa；当连杆颈直径为43mm时，其比表面积增大到2364.05mm2，连杆颈承受的最大单位载荷减少至45.34MPa，减少了11.65%。由于在特定转速条件下，发动机性能变化较小，连杆颈直径的增大，其表面积随之增加，从而使得连杆颈承受的最大单位载荷减少，有益于改善连杆瓦的工作条件，提高其服役寿命。

2.3 不同连杆颈直径对发动机摩擦损失的影响

因曲轴的主轴颈和连杆颈通过与轴瓦相互运动，产生一定的摩擦损耗，因曲轴引起的摩擦损失不仅受曲轴转速影响，同时也随轴颈直径的增加而增大。从图5可知，在发动机的运转速度范围内，因连杆颈直径引起的最大摩擦损失随连杆颈直径增大而逐步提高。当连杆颈直径为38mm时，在发动机的运转速度范围内，因连杆颈直径引起的最大摩擦损失为0.282kW，在连杆颈直径为43mm时，最大摩擦损失为0.387kW，增加了0.105kW，提高了37.23%。在此曲轴的参数设计计算中，通过对最大摩擦损失的结果进行数据分析可知，最大摩擦损失（W）与连杆颈直径成正比。通过最小二乘法拟合得知：

R2=0.9984

由以上数据可知，在相同曲轴转速下，由于轴颈直径增加，导致轴颈与轴瓦的接触面积随之增大，从而使得摩擦损失也随之提高。在初步设计轴颈直径时，可以通过上式对因轴颈直径变化引起的摩擦损失进行预估，从而可以对轴颈直径的设计进行预先综合性能评估。

3 结语

本文通过Lotus Concept Crank Train软件对曲轴进行以上的分析计算得出：在发动机的运转速度范围内，曲轴的最小安全系数（fmin）与曲轴的重叠度（e）成正比，亦即增大连杆颈直径可以提高曲轴疲劳强度，提高曲轴的寿命；在相同发动机性能条件下，随着连杆颈直径增大，连杆颈承受的最大单位载荷随之减少，亦能改善连杆瓦的工作条件，提高其服役寿命；因连杆颈引起的最大摩擦损失随连杆颈直径增大而增加。本文还通过最小二乘法得出连杆颈直径与曲轴安全系数及摩擦损失的函数关系，为该型发动机曲轴的结构设计及以后类似曲轴设计提供了理论依据和参考。

参考文献

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作者简介：余化志（1989-），男，重庆人，上汽通用五菱汽车股份有限公司重庆分公司助理工程师，研究方向：供应商质量管理。

（责任编辑：蒋建华）