内燃机车柴油机曲轴的结构优化设计

吴 刚，曾亿山

（1.安徽文达信息工程学院 实验实训与固定资产管理处，安徽 合肥 231201；2.合肥工业大学 机械工程学院，安徽 合肥 230009）

内燃机车柴油机在日常生活中应用非常广泛，航空飞机、水上运输船舶、陆地上的各种运输车辆以及建筑、矿山、石油和工程等机械大多采用内燃机为动力，在运输行业中起到不可替代的作用。为了更好发挥其功用，在掌握内燃机车柴油机的结构组成和工作原理的同时，可以通过对各个组成部件的结构分析和优化设计来不断加大对其质量和性能的提升。基于曲轴是内燃机车柴油机结构中的重要组成零件和核心部件，它的旋转运动是柴油机工作过程中其他系统附件工作的基础和保障，且在实际工况中受力情形比较复杂，其结构的优化和性能的稳定对柴油机的运转至关重要，直接影响柴油机的可靠性和寿命，所以曲轴是需要特别关注和研究的对象。随着发动机曲轴工作条件发生不同程度的变化，如何准确地利用有限元分析法对曲轴进行受力分析及结构优化，着力构建发动机曲轴最优设计方法至关重要[1]。

内燃机车柴油机工作过程如图1所示，其稳定性和性能均受到曲轴的直接影响，曲轴承受柴油机中缸内燃气作用力、旋转质量的离心力、周期变化的气体惯性力和往复惯性力产生的交变载荷[2]。正是由于载荷的交变性质，于是设计出来的曲轴一定要有足够的抗弯曲疲劳强度。

图1 柴油机工作过程

文章通过依托494Q 型柴油机的曲轴参数，在已有曲轴设计研究知识的基础上，对其结构和在工作过程中的受力情况进行分析，结合有限元分析处理方法进行参数优化，为曲轴的优化设计所需满足的条件以及如何提升其疲劳强度的研究提供科学的参考依据，充分提升其精度和强度，以期制造出更高质量的产品。

1 曲轴的结构及受力分析

曲轴是内燃机车柴油机中承受冲击载荷和传递动力的重要零部件，与飞轮、活塞等组成曲柄飞轮机构如图2所示，通过曲轴的旋转力矩向外输出动力。

图2 曲柄飞轮机构

曲轴在工作过程中，承受的作用力主要来自弯矩和扭矩两种载荷结合而成的规律性变化往复载荷，气缸的爆发压力变化对曲轴的性能有很大的影响，其主要破坏形式为弯曲疲劳。一定要充分考虑曲轴的弯曲疲劳强度设计。结合已掌握的柴油机设计知识，可知曲轴轴颈的重叠度A直接影响着曲轴在工作过程中的弯曲疲劳强度。曲轴轴颈的重叠度A受主轴颈直径、曲柄销直径和曲柄销与主轴颈中心距等因素影响，其计算公式为：

其中：D1为主轴颈直径；D2曲柄销直径；r 曲柄销与主轴颈中心距。

在曲轴设计过程中，增加曲轴轴颈的重叠度A，除了可以改善受力情况外，同时还可以提高曲轴弯曲疲劳强度。

对曲轴结构分析和优化设计时，在载荷方面，要充分考虑曲轴可以经受充足的弯曲疲劳强度，曲轴上连接运转的部位要能够承受住磨损，尽可能避免曲轴截面过渡处的应力集中，以保障曲轴在受力时有足够抵抗弹性变形的能力[3]。一般选择曲轴在一个循环周期内承受的最大扭矩作为曲轴扭转强度计算的主要条件，同时曲轴所受到的扭矩还受到曲轴转角的影响，在计算过程中还需考虑转角位置。

内燃机车柴油机中的发动机曲轴载荷主要是来自气缸中的燃烧压力，其形式主要有活塞杆往复惯性力、活塞销作用力、曲柄的旋转惯性力和其他形式产生的附加受力情况，如图3所示。

图3 曲轴受力示意图

活塞作用力为活塞所受压力差值与活塞有效面积的乘积，可表示为:

Fg=（Pg－Pa）

其中：D为气缸直径，单位为mm；Pg为缸内气体绝对压力，单位为MPa；Pa大气压力，单位为MPa。

活塞杆往复惯性力和活塞运动部件的质量息息相关，和活塞加速度成正比，其中加速度受曲柄半径和曲柄旋转角速度等因素影响，可表示为:

其中：mj为运动机构质量；a 为活塞加速度；R为曲柄半径；ω为曲柄旋转角速度；α为曲柄转角；L为连杆长度。

发动机曲轴主轴颈处过渡圆角和曲柄销处过渡圆角应力会跟着曲轴的曲柄销长度的增加而增加，随着曲轴的曲柄销长度增加到某一数值时，曲柄销处过渡圆角最大应力值增加比较明显，而曲轴主轴颈处过渡圆角最大应力值增加较小。由此可见，进行曲轴机构设计时，应尽可能地减少曲轴的曲柄销长度，与此同时还应考虑到内燃机车柴油机尺寸的影响以及其它因素的限制[4]。

2 曲轴实体建模

曲轴的结构型式不是唯一的，主要有整体式和组合式两种。整体式曲轴是采用整体锻造或铸造成型，其刚度和强度比较高，且在实际工况中比较稳定。一般所需曲轴的尺寸数值较小时，普遍采用此种结构型式。组合式曲轴结构是将曲轴分解成多个便于加工的单元，每个单元独自加工好后再进行组合装配，采用液压方式组合成型的曲轴称为组合式曲轴。一般所需曲轴的尺寸数值较大时，基本上采用组合式曲轴。因为尺寸比较大的曲轴，它的结构上曲拐比较多，使用整体式曲轴锻造或铸造非常困难，加工制造的过程中必须使用大型专业设备，且在加工制造的过程中非常容易出现某些部分加工不合格或导致损坏的现象，难免会造成整体报废。

依据当前曲轴在内燃机车柴油机中的具体应用，在现有专家或学者研究的基础上，结合所掌握的曲轴结构和功用等方面的知识，文章选用单缸内燃机车柴油机为研究分析对象，针对所分析494Q型发动机曲轴的主要技术参数见表1所列[5]。由于该对象的曲轴尺寸较小，所以采用整体式曲轴结构。

表1 曲轴的主要技术参数（单位：mm）

鉴于内燃机车柴油机曲轴的结构比较复杂，在对曲轴进行实体建模时，如果把各种小的圆角和倒角以及油孔等结构元素都包含进去，那么在对曲轴实体建模进行划分网格时就会非常繁杂，同时还会出现许多不理想的单元。结合已有设计和建模的经验，可以知道曲轴的受力最大处在其主轴颈过渡圆角和轴颈处。为了提高分析速度，在对曲轴进行三维造型设计时，一般忽略小的倒角和圆角以及油孔。

进行曲轴的实体建模，必须具备曲轴各细节特征的尺寸等技术参数。在上文完成曲轴的结构及受力分析的基础上，对所参考的494Q 型发动机曲轴的主轴颈直径和长度等主要技术参数进行优化，为实体建模提供数据。借助三维建模软件中的草图、拉伸、坐标系、曲线、建模特征、编辑工具、基准平面、图层和布尔运算等命令，完成实体建模，如图4所示。

图4 曲轴实体建模

3 曲轴优化设计

3.1 网格划分

通过有限元分析软件对曲轴实体建模进行优化设计时，有限元分析所需要的时间及处理结果的精度与网格划分的质量紧密相关。在优化设计此型号柴油机曲轴时，需要重点考虑其在实际工作过程中应力集中等部位，结合不同部位受力时的数据变化梯度，采用不同的网格密度进行分析计算。在对数据变化梯度较大的部位进行计算时，采用相对密集的网格密度，相反在对数据变化梯度较小的部位进行计算时，采用划分相对稀疏的网格密度，尽可能达到实现减小模型规模的目的。因此结合曲轴的连杆轴颈和主轴颈过渡圆角处应力集中情形，完成曲轴实体建模后对其结构进行网格加密划分，将网格划分形式选择为基于混合曲率的网格并且将圆中最小单元数提高到16，同时将高级雅克比点设置为16 点，可以科学准确地反映出在曲轴优化设计过程中数据变化梯度的规律。

采用上述方式对曲轴进行网格划分，可以使得曲轴网格划分时圆角等应力集中部位的网格细化比例更高，提高网格划分的质量及网格精度，可以明显地观察到圆角等应力集中易发生部位的网格划分图，如图5所示。

图5 曲轴的网格划分图

3.2 边界条件设定

曲轴在不同工作状况下，其所具有的边界约束条件是固定的，在施加约束条件时应该按照实际受力情况进行约束，曲轴各个主轴颈上施加轴承约束，如图6所示。约束条件过多会导致曲轴受力位置处过约束，形成局部应力集中；约束条件过少会导致曲轴受力位置欠约束，影响分析和处理的真实性。

图6 曲轴各个主轴颈上施加轴承约束图

3.3 载荷边界条件设定

由于曲轴外形结构并不是对称的，其应力集中最大位置可能发生在每个工作缸体的不同转角时，因此每一次需要分析四个工作状态下的最大受力情况，按照自由端从左往右的顺序，分别命名为第一、第二、第三、第四曲柄销。通过上文曲轴受力示意图和活塞作用力公式，结合现有的技术参数可以计算出曲柄销承受的切向载荷、法向载荷和扭矩，曲柄销不同转角工作状态下的曲柄销载荷（含受力和扭矩）最大时数据见表2所列。

根据表2 中曲轴曲柄销在不同转角工作状态下的载荷数据变化情况，可以清晰地看到曲轴曲柄销在不同转角时的转矩变化情况。

3.4 有限元分析

专业技术人员之前在进行曲轴结构分析与优化设计的过程中，通常情况下是采用已有的公式和已掌握的相关知识点进行分析、计算、校核和设计。然后再将分析数据和计算结果与构想的设计目标或功能实现进行对比，指出现有曲轴在结构和实际应用中的工况等方面存在的问题或不足。提出解决或优化设计的思路或方案，协同制造人员设计加工出初始实验品，再对其进行测试和分析计算等试验，最后再把试验结果和有关数据融入到曲轴的优化设计中。但是由于曲轴结构的复杂性和实际工况环境的不确定性，使用这种设计方法对曲轴的一些关键部位或重要位置分析计算出的数据往往不够精确，同时花费周期较长，设计工作效率较低，很难达到理想化效果。

为了满足当前柴油机曲轴分析和优化设计的需要，计算机应用技术中的有限元分析法就备受欢迎，使用有限元分析可以精准地进行辅助设计与计算。采用有限元分析法对曲轴进行结构分析与优化设计，可以有效避免传统重复试验带来的弊端或不理想状况，杜绝由于人为计算等原因造成的数据误差，同时可以准确实现对应力集中部位的网格进行细化处理，同时还可以实现对曲轴结构上应力变化均匀的重要位置适当加大网格处理，从而得到科学合理的计算数据和结果。

在上文完成494Q型单缸发动机曲轴尺寸数据等主要技术参数优化和实体建模的基础上，使用有限元分析软件进行曲轴的疲劳强度计算，计算出曲轴各工作状态下的载荷，结合属性定义、网格划分、约束及其材料的SN 曲线，通过使用有限元分析法得到曲轴的应力云图，如图7所示。同时得到曲轴的应变安全系数云图，如图8所示[6]。

图7 曲轴的应力云图

图8 曲轴的应变安全系数云图

从图7 可以看出，在不同的转角下，曲轴的受力情况、应力集中发生的位置以及应力大小。在转角为10°时应力最大，且应力集中发生的位置处于第一曲柄销。从图8可以看出，安全系数与应力和应变薄弱位置相同，该位置安全系数为2.05。综上所述，可以观察到应力最大位置与安全系数最低位置是损坏最易发生的位置。

综上所述，结合网格划分和载荷边界条件设定等分析内容，一般情况下对曲轴进行有限元分析时通常只对其结构中的一些具有代表性的部位进行分析，尽可能地对其边界条件和约束条件等进行简化，这样不仅可以使计算效率得到保证，同时还可以得到精确的计算结果。另外，在对曲轴进行结构分析与优化设计时，特别是优化曲轴设计参数时，应当尽量减小应力集中现象，从而减小最大弯曲应力，曲轴的重叠度越高，其抗弯刚度和抗扭强度越高。需要引起注意的是随着曲柄销直径的增加，转动惯量也会随之增加，所以曲柄销直径不宜过大。与此同时，通过有限元分析和类比计算，可以发现曲柄销长度减小，纵向尺寸减小，随之刚度增大。

4 结语

通过采用有限元方法对柴油机曲轴在工作过程中的载荷工况、受力分析、应力分析等方面进行分析研究，使得曲轴的优化设计更加科学合理。分析结果可以清楚准确地发现在进行曲轴优化设计中，曲柄销直径和长度对曲轴受力和刚度的影响。采用较大的曲柄销直径值，可以有效降低其曲柄销的比压，减少或避免损坏情况的发生，增大曲轴的弯曲刚度以及扭转刚度，提升耐磨性，对于提高曲轴设计水平具有重要的借鉴意义。