曲轴组扭振与强度分析
曾小春¹ 李一民²
1.江铃汽车股份有限公司发动机开发部，南昌，330001
2.浙江大学车辆工程研究所，杭州，310027
摘要：本文运用ABAQUS和Excite PowerUnit软件，对曲轴系进行扭振和强度分析，以便确认轴系是否满足设计要求关键词：曲轴组，扭振分析，强度分析
主要软件：ABAQUS, AVL Excite PowerUnit
1、计算网格
表1 单元类型说明
零部件单元类型节点数单元数
曲轴8节点六面体100,53286,520
飞轮8节点六面体7,6925,532
正时带轮8节点六面体760468
减振器8节点六面体3,2221,924
橡胶层8节点六面体624260
共计111,04694,704
图1 有限元分析网格
2、仿真结果及评价
2.1 曲轴的扭振分析
通过对整个轴系的自由振动分析，可知曲轴的一、二阶扭转模态频率分别为326.6Hz和574.8Hz。
结合该发动机的工作转速，可划分出整个轴系的临界转速图，通过该图可以识别出各阶模态所对应的共振转速，如图2所示。
由于二阶扭转模态所对应的为幅值相对较小的高谐次的干扰力矩谐量，因此我们重点关注一阶扭转模态所对应的临界转速，从图中我们可以看出5谐次以上的干扰力矩在发动机的工作转速内都将产生扭转共振。
Critical Speeds
0.5
1.5
2.5
3.5
4.5
5.5
6.5
7.5
8.59.5
10.5
11.5
1000
1500
2000
2500
3000
3500
4000
S p e e d (r p m )
100
200
300
400
500
600
700
800
Frequency(Hz)
1
2
Modes(rpm )
图2 临界转速图
完成轴系的自由模态分析后，我们将关注曲轴在强迫振动下的响应，也就是分析各个干扰力矩所引起的强迫振动振幅，这直接影响着发动机运转时的安全性。
图3为各谐次干扰引起的各自的曲轴扭振响应及总响应。
0.20.40.60.811.21.41.6
1.8A n g u l a r D i s p l a c e m e n t (d e g )
1000
150020002500300035004000
Engine Speed(rpm)
Order 0.5000(deg)Order 1.0000(deg)Order 1.5000(deg)Order 2.0000(deg)Order 2.5000(deg)Order 3.0000(deg)Order 3.5000(deg)Order 4.0000(deg)
Order 4.5000(deg)Order 5.0000(deg)Order 5.5000(deg)Order 6.0000(deg)Order 6.5000(deg)Order 7.0000(deg)Order 7.5000(deg)Order 8.0000(deg)
Order 8.5000(deg)Order 9.0000(deg)Order 9.5000(deg)Order 10.0000(deg)Order 10.5000(deg)Order 11.0000(deg)Order 11.5000(deg)Order 12.0000(deg)
Synthesis(deg)
图3 不同转速下的扭振幅值图
从图3中也可以看出总振幅在0.3度以下，完全满足该发动机对扭振振幅的要求。
0.05
0.1
0.15
0.2
A n g u l a r D i s p l a c e m e n t (d e g )
1000
150020002500300035004000
Engine Speed(rpm)
Order 2.0000(deg)Order 4.0000(deg)
Order 5.5000(deg)Order 6.0000(deg)
Order 6.5000(deg)Order 7.5000(deg)
Order 8.0000(deg)
图4 较强谐次的强迫振动幅值
图4则详细的反映了各阶主谐次所引起的强迫振动振幅。
2.2 曲轴的强度分析
曲轴是在同时承受扭转应力和弯曲应力的复杂应力情况下工作的，同时这些应力都是随时间周期变化的量。
因此有必要对曲轴进行静强度和疲劳强度计算。
在多体动力学模型当中，在充分考虑曲轴动态特性的前提下，通过计算可以得到各拐曲柄臂在各个方向上所受的力以及所产生的相应的弯矩与扭矩。
如图5、图6所示，当中是第八个曲柄臂在标况时，所受的各种力与力矩。
-20000
-15000-10000-500005000
1000015000
20000F o r c e (N )
720
900108012601440
Reference Angle(deg)
Force (Normal)Force (Axial)Force (Cross)
图5 第八曲柄臂所受的力
-600000
-400000-2000000
200000
400000600000
M o m e n t (N .m m )
720
900108012601440
Reference Angle(deg)
Bending Moment Web Torsion
图6 第八曲柄臂所受的力矩
图7、图8分别为各曲拐圆角在转速范围内的弯扭耦合静态安全系数。
随着转速的升高，各圆角静态安全系数有下降的趋势；在最大扭矩点2200rpm 曲柄销圆角静态安全系数达到最小 1.2，对应此机曲轴的第八个曲柄臂；因此，识别出的危险转速为最大扭矩点，位置在靠近飞轮的最后一个曲柄臂的曲柄销圆角处。
Main Journal Fillet
1
1.21.41.61.82
2.22.4C o m p a r i s o n F a c t o r (-)
1100
1600
2100
2600
3100
3600
engine speed(rpm)Crank Pin Fillet
1.2
1.41.61.82
2.22.4
2.6C o m
p
a
r i s o n
F a c t o r (-
)
1100
1600
2100
2600
3100
3600
engine speed(rpm)
Web1Web2Web3Web4
Web5Web6Web7Web8
图7 曲柄臂主轴颈圆角比较安全系数 图8 曲柄臂曲柄销圆角比较安全系数
下面将进行第八个曲柄臂及两侧带油道的主轴颈与曲柄销的精细有限元局部细节分析和疲劳安全性的校核。
图9 第八曲柄臂的应力
图10 曲柄销圆角处的应力 图11 曲柄销油孔应力
由计算结果可知，曲柄销圆角处的应力在此刻达到最大值，约为290 Mpa,油孔处的应力约为153MPa,远小于圆角处的应力集中，满足其材料的静强度要求。
有限元疲劳计算采用Gerber 平均应力修正的主应力—寿命模型，第八曲柄臂的圆角及周围油道的疲劳安全系数分布云图如图12-13所示。
图12曲柄销圆角处的疲劳安全系数 图13 油孔边缘处的疲劳安全系数
由计算得知，最小的疲劳安全系数集中在曲柄销圆角处，对应于图12当中应力集中的区域，疲劳安全系数在1.3到1.8之间，满足当前该机型的安全需要，但强度储备略显不足，如要进一步加大功率，则需进行进一步的强度校核。
3、结论
对该曲轴进行了扭振分析之后，可以看出该曲轴的一阶扭转频率在325Hz 左右，使得危险谐次的共振转速高于了发动机的工作转速，而落工作转速范围内的干扰谐次激起的强迫振动振幅小于0.4度，满足车用发动机轴系扭振的设计要求。
对该曲轴进行了强度与疲劳校核之后，发现在应力集中区域如圆角、油孔等处存在较大的应力，但远低于材
料极限。
同时完成曲轴组的疲劳校核，结果表明满足发动机强度要求。