四缸發(fā)動機曲軸設計開發(fā)

卓建佼

摘要：本文介紹了在四缸發(fā)動機曲軸設計開發(fā)過程中的具體設計方法和開發(fā)過程，包括前期的CAE仿真分析計算，產(chǎn)品設計開發(fā)，后期的試驗驗證三方面的系統(tǒng)闡釋，確認曲軸的設計是否滿足要求。

關鍵詞： 四缸發(fā)動機曲軸;設計開發(fā);CAE仿真;試驗驗證

0 ?引言

曲軸是發(fā)動機中最重要的零件之一，曲軸具有結(jié)構(gòu)變化急劇，所受工況極其復雜的特性，它受到旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的離心力、周期變化的燃氣作用力和往復慣性力的共同作用，承受扭轉(zhuǎn)和彎曲的交變應力。因此要求設計開發(fā)的曲軸有足夠的強度和剛度，軸頸表面需耐磨、工作均勻、平衡性好。

發(fā)動機設計初期會規(guī)定缸徑、沖程、缸心距等規(guī)格尺寸，依據(jù)這些尺寸完成曲軸尺寸設計，根據(jù)設計尺寸實施曲軸的強度仿真計算，依據(jù)仿真結(jié)果確定合適的尺寸和材料;曲軸性能最終通過曲軸疲勞試驗進行驗證確認。

1 ?材質(zhì)選擇

曲軸毛坯生產(chǎn)方式分為鍛造及鑄造。

輕型汽油機曲軸鍛造方式通常為模鍛，整體鍛造的曲軸尺寸緊湊、重量輕、強度高。汽油發(fā)動機一般采用高強度非調(diào)質(zhì)鍛鋼材料，其制造成本較低，同時具有高強度和韌性，淬透性也較好，淬火時變形小。

鑄造曲軸可以獲得較為合理的結(jié)構(gòu)形狀，加工性能好，金屬切削量少，成本低?，F(xiàn)有球墨鑄鐵材料發(fā)展較為迅速，對于小型汽油機曲軸，可以實現(xiàn)以鐵代鋼。但球墨鑄鐵的塑性和韌性較差，延伸率一般為4%，較鍛鋼材料12%有較大差異，耐沖擊性不足，結(jié)構(gòu)強度低于同水平的鍛鋼曲軸。相同牌號的鑄鐵材料，不同廠家對成分管控有差異，鑄鐵材料密度會影響平衡重質(zhì)量，改變平衡重旋轉(zhuǎn)慣性距，針對鑄鐵曲軸應約束材料的最小密度。

軸頸精磨后清洗曲軸再進行拋光處理，鑄鐵材料由于自身特性在拋光階段有細小石墨微粒剝落，加工時能獲得的表面粗糙度劣于鋼鐵材料?；瑒痈钡妮S頸和軸瓦表面粗糙度越大，粗糙峰接觸的面積就越大，使得油膜壓力增大，承載力也會增大，在油膜壓力最高的接觸點上，軸瓦表面覆層容易發(fā)生疲勞磨損。軸頸表面粗糙度越小，流體動壓潤滑的面積越大，軸頸最小油膜厚度設計值可以更低。依據(jù)現(xiàn)有的曲軸加工水平，采用鑄鐵材料，軸頸表面粗糙度可以達到Ra0.16;采用鍛鋼材料，軸頸表面粗糙度可以達到Ra0.1。更低的表面粗糙度對加工是一項重大挑戰(zhàn)，根據(jù)供應商的加工能力及發(fā)動機性能要求做合適的材質(zhì)及工藝參數(shù)選擇。

2 ?曲軸結(jié)構(gòu)尺寸設計要素說明

曲軸的總長度、曲柄銷中心位置、主軸頸中心距、主軸頸中心位置及曲柄半徑等關鍵參數(shù)依據(jù)總布置的設定基本確定，曲軸是在以上尺寸的基礎上作結(jié)構(gòu)設計，完成單個曲拐的尺寸設計后，曲軸可以認為是其復制擴展。

曲軸長期承受交變應力，容易產(chǎn)生疲勞斷裂。在結(jié)構(gòu)方面，曲柄銷和主軸頸圓角處容易產(chǎn)生應力集中。所以曲軸疲勞斷裂，一般從曲柄銷圓角處生成，逐漸向主軸頸圓角處擴散，曲柄銷圓角Rc到主軸頸圓角Ri截面為危險截面，見圖1。尺寸設計中更多在考慮如何改善應力集中，提升曲軸強度，同時滿足潤滑要求并兼顧輕量化。

3 ?曲軸軸頸設計

3.1 軸頸直徑

軸頸的主要作用是承載高速運轉(zhuǎn)的曲軸、連桿，并與軸承形成穩(wěn)定的油膜，主軸頸承受的負載小于曲柄銷，理論上曲柄銷的直徑大于主軸頸時，更有利于提高連桿軸承的工作可靠性，但是，不利于曲軸平衡。主軸頸直徑、曲柄銷直徑及曲柄半徑綜合確定了軸頸重疊度，通常認為正重疊度曲軸的危險斷面位置處于主軸頸及曲柄銷滾壓圓角的連線，負重疊度曲軸的危險斷面寬度則變更為曲柄厚度。

軸頸的直徑直接影響油膜厚度，增大軸頸直徑能有效的增大油膜厚度并改善軸瓦面壓。曲柄銷的增大伴隨著不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量增大，曲軸固有頻率降低、扭振增大，最終結(jié)果導致曲軸皮帶輪螺栓緊固系數(shù)降低和主軸頸油膜厚度偏小，對曲軸帶來負面影響。因而在缸體空間足夠的前提下主軸頸直徑優(yōu)先采用較大的尺寸，以滿足油膜厚度的設計安全值。

3.2 軸頸寬度

軸頸寬度設計應綜合考慮曲柄厚度、軸頸的面壓及油膜厚度。軸頸和滑動軸承的有效接觸寬度會直接影響油膜的厚度及軸頸面壓，隨著有效承載面積增大，油膜厚度隨之增大，軸頸的面壓隨之減小。

主軸頸和曲柄銷的寬度在設計中需要和其他零部件匹配，通過公差的共同控制，保證合理的軸向間隙。間隙偏大，發(fā)動機運轉(zhuǎn)過程中可能產(chǎn)生異響;間隙過小，相對運動過程中摩擦阻力增大。

4 ?曲柄結(jié)構(gòu)設計

曲柄應選擇適合的厚度、寬度，以便曲軸有足夠的剛度和強度。曲柄形狀應合理，以改善應力分布。曲柄往往是曲軸中最薄弱的環(huán)節(jié)，運轉(zhuǎn)過程中曲軸同時受到彎矩和扭矩，經(jīng)常遇到的破壞形式便是沿曲柄的彎曲疲勞破壞。疲勞裂紋往往起源于高度應力集中的過渡圓角處，曲柄的抗彎能力可以簡單采用矩形截面的抗彎截面模量Wσ來衡量：

Wσ=BW2/6 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? （1）

式（1）中：B——曲柄寬度;W——曲柄厚度。

顯然增加曲柄厚度要比增加曲柄寬度效果明顯的多，但是增加曲柄厚度W要以縮短軸頸長度為代價，受到了限制。實際的仿真過程中也發(fā)現(xiàn)，盡管顯著增加曲柄寬度，曲軸的剛度增加并不明顯，僅在曲柄厚度方面無潛力可挖時，才增加曲柄寬度來提高曲柄強度。

曲柄形狀推薦橢圓狀，其具有較好的彎曲和扭轉(zhuǎn)剛度，盡量去除了受力小的位置的材料。為了盡可能的降低曲軸質(zhì)量，并減小曲柄銷部分不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量，一般消除曲柄肩部的材料（圖2）。

5 ?曲軸止推設計

曲軸由于受到熱膨脹而伸長及離合器的軸向力會產(chǎn)生軸向移動，為防止曲軸的軸向位移，在曲軸和機體之間設置止推軸承。止推軸承只能設置一處，以使曲軸相對機體能自由的沿軸向做熱膨脹。

從減小曲軸移動對配氣正時的影響出發(fā)，希望把止推軸承設置在前端;止推軸承設置在后端則可以避免曲軸各曲拐承受末端軸向推力作用;從降低曲軸和機體加工尺寸鏈精度要求出發(fā)，也可以設置在曲軸中央。綜合對比現(xiàn)各個機型，四缸發(fā)動機止推軸承推薦布置在第三主軸頸。

6 ?軸頭結(jié)構(gòu)設計

前端輪系及正時機構(gòu)通過曲軸皮帶輪螺栓固定在曲軸前端，螺紋結(jié)構(gòu)由三個因素決定：螺栓緊固系數(shù)、軸頭疲勞強度、主軸頸前端變形量。通常螺栓緊固系數(shù)與軸頭疲勞強度成反相關，軸頭預緊力越大，螺栓對軸頭的拉伸力也會越大，軸頭的疲勞強度隨之下降。螺紋嚙合位置越靠近主軸頸，主軸頸變形量越大。最大允許的變形量5μm，當超過此變形量時，第一主軸頸的油膜會受到影響，導致主軸頸、軸瓦異常磨損。如圖3所示疲勞強度最低點位于軸頭和第一主軸頸過渡圓角（具體位置因輪系、正時系統(tǒng)布置不同有差異），若螺紋嚙合部位超出過渡圓角靠近主軸頸，螺栓對軸頭產(chǎn)生的作用力由拉應力變?yōu)閴簯?，軸頭疲勞強度可以得到優(yōu)化。

7 ?平衡重設計

平衡重的實際作用效果有兩方面，一方面保持曲軸處于穩(wěn)定的平衡狀態(tài)，調(diào)整油膜厚度;另一方面改善曲軸本身扭振幅度，即調(diào)整自身固有頻率。

采用RICARDO公司ENGDYN曲軸仿真軟件對軸頸油膜分析時，曲軸劃分后再分段分析，單段曲軸示意見圖4，單個主軸頸的油膜厚度由兩段曲軸綜合決定。為了提高主軸頸油膜厚度應降低單段曲軸的離心力（Fp-Fw），曲柄遠離主軸頸的部分形狀相對固定，可以去除的材料較少，但調(diào)整平衡重的效果明顯。設計平衡重時盡可能使平衡重的重心遠離曲軸旋轉(zhuǎn)中心，即用較輕的重量達到較好的平衡效果。靠近軸心位置的材料對調(diào)整動平衡的影響較小，選擇在此位置適量去除材料，達到曲軸輕量化的要求。

8 ?曲軸平衡校驗

曲柄連桿機構(gòu)必須滿足平衡要求，否則會引起缸體振動、軸承壽命縮短等嚴重后果。曲軸的平衡分為靜平衡和動平衡，靜平衡是曲軸的質(zhì)量軸線與回轉(zhuǎn)軸線重合，旋轉(zhuǎn)時各個曲拐的離心合力為零，即曲軸的質(zhì)心位于旋轉(zhuǎn)軸線上;動平衡是曲軸的各曲拐偏心質(zhì)量在旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩為零。

8.1 靜平衡校驗

曲軸有一根質(zhì)量軸線和一根回轉(zhuǎn)軸線，當質(zhì)量軸線與回轉(zhuǎn)軸線發(fā)生偏移時即產(chǎn)生了不平衡?；剞D(zhuǎn)軸線是由支撐旋轉(zhuǎn)體的兩個軸頸的幾何中心點所決定。當旋轉(zhuǎn)體完全對稱時，質(zhì)心將位于其軸線的中點，與回轉(zhuǎn)軸線重合。保持數(shù)模質(zhì)量軸線和回轉(zhuǎn)軸線重合，基于三維繪圖軟件UG中的測量體功能，第一力矩精度小于10-2時，可認為曲軸達到了靜平衡。注意：如圖5所示，盡管質(zhì)量軸線偏移，但是曲軸整體的質(zhì)心仍與回轉(zhuǎn)中心重合，因此以第3主軸頸中心為邊界，將曲軸劃分為兩段，分別確認兩部分也達到靜平衡是必要的。

8.2 動平衡校驗

曲軸已實現(xiàn)靜平衡，不合理的平衡重設計將導致曲軸旋轉(zhuǎn)時離心合力及離心合力矩不為零，將在軸承上產(chǎn)生附加作用力。造成軸承壽命縮短、噪音等不良后果。曲軸動平衡計算采用矢量合成的方法，將曲軸分為有限個部分，提取各自的質(zhì)量特性乘以偏心距的乘積正交分解到指定的平面，最后進行矢量求和，得到不平衡量及矢量方向，考慮到平衡重鉆孔后，曲軸的總動不平衡量U小于150g·mm。使用UG NX軟件對曲軸進行分割并提取各部分的數(shù)據(jù)文件，曲軸分割方式見圖6。

式（2）（3）（4）中：

mAi——各個劃分部分質(zhì)量;

ri——各個劃分部分到指定平面的距離;

？琢i——各個劃分部分集中質(zhì)量與x軸的夾角;

UAx——分別為指定A平面x方向的不平衡量;

UAy——分別為指定A平面y方向的不平衡量;

U——指定A平面的總不平衡量。

9 ?曲軸油道結(jié)構(gòu)設計

曲軸的潤滑油道是保證曲軸整個工作過程中，能夠從發(fā)動機主油道獲得有一定壓力的潤滑油來對曲軸、連桿等進行潤滑、清潔、散熱。曲軸采用強制潤滑的方式，油道主要功用是向主軸頸及曲柄銷供油，在軸瓦和軸頸之間形成油膜，阻止軸頸與軸瓦產(chǎn)生接觸，降低摩擦。曲軸主軸頸和曲柄銷一般采用壓力潤滑。潤滑油由主油道送到各個主軸頸，再經(jīng)曲軸內(nèi)油道進入曲柄銷軸承。按照上述的潤滑油供給方式，曲軸油道有“交叉油道”、“斜油道”兩種結(jié)構(gòu)（圖7所示），交叉油道在斜油道的基礎上增加了貫穿主軸頸的分支油道?，F(xiàn)有的設計普遍采用在上主軸瓦設計儲油槽，主軸頸存在貫穿油孔的交叉油道能保證曲軸旋轉(zhuǎn)的360°范圍內(nèi)，曲柄銷均有潤滑油供給，但交叉油道圓角位置容易產(chǎn)生毛刺。斜油道曲軸，油道加工相對更簡易，軸頸上不良面越少更能保證產(chǎn)生良好的油膜，相對于交叉油道，斜油道在高轉(zhuǎn)速區(qū)域，曲柄銷潤滑油供給量降低30%以上。

在決定主軸頸和曲柄銷上的油孔位置時，主要考慮保證供油壓力、油孔對曲軸強度的影響程度;因此一般希望把主軸頸油孔開在最大軸頸壓力作用線的垂直方向，曲柄銷油孔開在軸承負荷較低的地方。所鉆的油道應當穿過軸頸重疊區(qū)的中心軸線——潛在的斷裂路徑，因為在該平面內(nèi)曲柄銷的彎曲應力和扭轉(zhuǎn)應力都較小。主軸頸上的油孔位置必須精確定位，以便與主軸瓦上的供油槽對齊。曲柄銷所鉆油孔應當在上止點之前30～60°（示例見圖8），這種有助于實現(xiàn)在主軸頸上鉆孔，同時避開最大負荷點，防止軸頸在爆壓狀態(tài)下供油不暢。

雖然油孔位置不是最危險區(qū)域，但扭轉(zhuǎn)疲勞常常從油道開始破壞，為了避免應力集中，油道口應倒角并作拋光處理。

10 ?曲軸圓角滾壓

數(shù)控滾壓加工是指通過塑性成型，使其產(chǎn)生加工固化和殘留應力，進而提高強度的加工方法，圓角滾壓工藝示意見圖9。數(shù)控滾壓在主軸頸和曲柄銷車削后、拋光前實施。滾輪負荷和滾壓次數(shù)的設定，相對曲軸材質(zhì)，通過疲勞強度的提高效果予以規(guī)定;如果滾輪負荷過量，會導致帶肩銷變形，需注意。

圓角滾壓加工工藝能大幅提高曲軸疲勞壽命的原因在于：金屬表層在滾輪壓力作用下，當應力超過曲軸材料的屈服極限時，產(chǎn)生塑性變形，發(fā)生冷作硬化，從金屬表層直到某一深度出現(xiàn)殘余壓縮應力，抵消了部分工作拉伸應力，而拉伸應力是金屬疲勞破壞的主要原因，這樣就使零件疲勞強度大大提高。同時滾壓后表層金屬組織和性能發(fā)生變化，晶粒變細，從而使表面光潔度得到提高。

曲軸強度的危險點是曲柄銷圓角，圓角設計有多種，設計思路基本相同。首先，盡可能的設計較大圓角，以減輕應力集中;其次，不能過分減小曲軸軸瓦有效承載面積;這兩個條件是相互矛盾的，要權(quán)衡分析。采用單圓弧時，為了獲得足夠的承載面積，需要采用較大的圓弧半徑。現(xiàn)行設計一般會采用雙圓弧的形式，雙圓弧過渡有效面積較大，圓角滾壓深度更適合。

圓角設計合理性最終通過曲軸FEA和單品疲勞試驗判定結(jié)果確認，對于球墨鑄鐵圓角滾壓強度提升一般在30-150%，鋼鐵材料在30-80%，過大的滾壓強度提升要求滾輪施加更大的滾壓力，曲軸本體在滾壓過程中可能產(chǎn)生扭曲變形，需要注意。

11 ?曲軸CAE仿真分析

曲軸CAE仿真分析主要包括概念設計階段的曲軸系經(jīng)典仿真分析和方案設計階段的曲軸FEA仿真分析。曲軸系經(jīng)典仿真分析主要評價指標有主軸頸軸承最大單位載荷和最小油膜厚度（>0.5μm）、曲柄銷軸承最大單位載荷和最小油膜厚度（>0.95μm）、曲軸軸頭單階次扭振角（<0.15°）、曲軸轉(zhuǎn)速不均勻性（1000rpm下<20%）、曲軸疲勞強度安全系數(shù)（鑄鐵>1.7/鍛鋼>1.5）等;曲軸FEA仿真分析主要評價指標是曲軸軸頭單階次扭振角（<0.15°）和疲勞安全系數(shù)（>1.7）。在曲軸CAE仿真各項指標都滿足要求的情況下，開始進入樣品制作，否則重新進行設計優(yōu)化以滿足CAE仿真要求。

12 ?曲軸單品疲勞試驗

為了驗證確認曲軸的實際設計狀態(tài)，需要進行曲軸單品疲勞試驗，通過實際疲勞強度與CAE仿真的疲勞強度對比，如果疲勞安全系數(shù)仍大于1.5，則認為曲軸性能滿足設計要求。曲軸在運轉(zhuǎn)過程中承受彎曲和扭轉(zhuǎn)的交變應力，理論上需進行彎曲疲勞強度和扭轉(zhuǎn)疲勞強度兩項試驗驗證，但基于經(jīng)驗和行業(yè)現(xiàn)狀，國內(nèi)一般只進行彎曲疲勞試驗，具體方法按照QC/T 637-2000《汽車發(fā)動機曲軸彎曲疲勞試驗方法》進行，通過升降法數(shù)據(jù)處理，計算得出曲軸99.9%存活率下的彎曲疲勞極限，最后通過名義工作彎矩估算出其安全系數(shù)。

13 ?結(jié)束語

通過對曲軸設計開發(fā)各個方面的闡述說明，特別是結(jié)構(gòu)尺寸設計方面的詳細闡述，使得在四缸發(fā)動機曲軸的設計開發(fā)過程中能夠有很清晰的指導和幫助;設計、仿真、試驗三方面循環(huán)驗證確認，最后再通過發(fā)動機整機的試驗驗證，便可最終完成曲軸的設計開發(fā)。

參考文獻：

[1]魏春源，等.高等內(nèi)燃機學[M].北京：北京理工大學出版社，2001.

[2]吳兆漢.內(nèi)燃機設計[M].北京：北京理工大學出版社，1990.

[3]楊如松.圓角滾壓殘余壓應力與曲軸疲勞強度的關系[J].柴油機設計與制造，2016（03）.

[4]謝麗穎.汽車發(fā)動機曲軸疲勞試驗方法[J].汽車工藝與材料，2006（03）.