曲轴设计
摘要
曲轴是汽油机的重要零件，其强度和刚度直接影响到整机的工作性能。因为曲轴的结构形状比较复杂，曲拐的受力又在发生周期性的变化，所以运用经典力学对其进行强度和刚度计算有一定的困难。计算机技术的飞速发展使得有限元法在曲轴的强度、刚度计算中得到了广泛应用。
因此，本次设计中对6V150柴油机整体曲轴运用Pro/e建立了符合实际情况的三维模型，导入Ansys对其进行了有限元分析，分析了整体曲轴的受力，并且对曲轴单拐有限元模型的应力状态进行了研究，为曲轴的优化设计提供一定的参考依据。
关键词:曲轴，有限元，静强度分析，多体动力学
ABSTRACT
The crankshaft is an important part of the gasoline engine. Its strength and rigidness have direct influence upon the properties of the whole machine. Since the structure and the shape of the crankshaft are complicated and the loads vary periodically，it is difficult to calculate its strength and rigidness using classical mechanics. With the rapid development of computer technology, FEM is widely used in the field of strength and rigidness analysis of the crankshaft.
So, This design set up a three-dimensional model of 6V150 diesel engine crankshaft corresponding to the practical conditions by Pro/e, and then carry out the finite element analysis of the crankshaft by Ansys. The stress of both the whole crankshaft and the single crank were studied therefore the valuable theory basis is provided for optional design. Keywords: Crankshaft; FEM; Static Strength Analysis; Modal Analysis; Multi-body System dynamic Analysis
1 绪论
曲轴组设计背景
伴随着汽车工业的发展，我国的发动机曲轴生产得到较大的发展，总量已具相当的规模，无论是设计水平，还是产品品种、质量、生产规模、生产方式都有很快的发展。曲轴在发动机中是承受载荷传递动力的重要零部件，也是发动机五大零部件中最难以保证加工质量的零部件，其性能水平直接影响发动机的性能水平及可靠性。因此，各工业发达国家十分重视曲轴的生产，不断改进其材质及加工手段，以提高其性能水平，满足发动机行业的需要。近几年来，国内曲轴加工发展十分迅速。尤其是大功率柴油机曲轴。
曲轴是发动机中最重要的机件之一。它的尺寸参数在很大程度上不仅影响着发动机的整休尺寸和重量，而且也在很大程度上影响着发动机的可靠性与寿命。曲轴的破坏事故可能引起发动机其它零件的严重损坏，在发动机的结构设计改进中，曲轴的设计改进也占有重要地位。随着内燃机的发展与强化，使曲轴的工作条件愈加苛刻。因此，曲轴的强度和刚度问题就变得更加严重，在设计曲轴时必须正确选择曲轴的尺寸参数、结构型式、材料与工艺，以求获得最经济最合理的效果[1]。
曲轴组设计的国内外现状
曲轴是发动机中承受冲击载荷、传递动力的重要零件，在发动机五大件中最难以保证加工质量。由于曲轴工作条件恶劣，因此对曲轴材质以及毛坯加工技术、精度、表面粗糙度、热处理和表面强化、动平衡等要求都十分严格。如果其中任何一个环节质量没有得到保证，则可严重影响曲轴的使用寿命和整机的可靠性。世界汽车工业发达国家对曲轴的加工十分重视，并不断改进曲轴加工工艺。随着WTO的加入，国内曲轴生产厂家已经意识到形势的紧迫性，引进了为数不少的先进设备和技术，以期提高产品的整体竞争力，使得曲轴的制造技术水平有了大幅提高，特别是近5年来发展更为迅猛。
随着科学技术的进步，对曲轴强度的核算已经从早期的经验计算发展到应用有限元分析上来。在核算曲轴强度的过程中简支梁单拐的计算基本上已经淘汰不用，而应用连续梁与有限元计算相结合的方法是普遍分析计算的手段。应用有限元计算模型计算出曲轴的应力集中系数，避免以往使用经验图表计算应力集中系数产生的误差和计算方法本身的误差。使计算分析结果更加贴近实际的曲轴的工作情况。
有限元技术的发展使计算复杂形状曲柄的刚度变得简单和准确起来，这改变了以往计算产生的误差，而PRO/E等三维软件的使用，使整个当量系统的质量计算更加贴近实际。有限元软件的应用大大提高了轴系分析的精度。但以上的分析还未冲破传统、经典的分析范畴。国外目前著名的发动机咨询公司AVL、RICARDO都开发了专门的发动机整机分析软件，把整个发动机作为一个整体的模型进行计算分析，缸体、曲轴、轴承等部件作为弹性体，用有限元计算出其刚度矩阵输入计算模型从而计算出整个发动机的安全系数、油膜情况，发动机整机振动、曲轴的扭转振动、弯曲振动及各零部件的振动模态。而国内的这方面的工作才刚刚开展[2]。
在曲轴的设计上国内的学者也一直在做着努力，例如：王小臣老师以16V240柴油机曲轴为例,在PRO/E中进行三维实体建模；利用有限元分析软件ANSYS分析了曲轴的变形和应力状态并校核了曲轴的静强度与疲劳强度,为柴油机曲轴的结构优化设计提供了有价值的参考依据[3]。华北工学院张保成,苏铁熊,董小瑞老师研制一套先进的曲轴组CAD 集成系统,应用于曲轴组零部件设计的全过程,为发动机曲轴的研制提供先进、实用、现代化的手段和工具。该曲轴组CAD集成系统通过对国内外典型CAD软件的分析和评价,最终选择了I2DEA SM aster Series作为CAD支撑软件,以VC++为接口编程语言,系统的开
发平台选择了Windows NT网络操作系统[4]。
研究的目的和意义
曲轴是发动机中的重要零件，工作环境恶劣，特别是对于车用柴油机来说，曲轴的加工精度和韧度、强度要求都比一般零件高。正是因为曲轴质量的好坏对柴油机的性能产生着直接的影响，我国柴油机主机企业基本上都自制曲轴。国内曲轴系列化、通用化和规范化程度很低，即使同一型号的曲轴，零件图纸的技术标准也各有差异，互不通用。国内曲轴产品设计的混乱状况，给用户的使用选择带来了很大困难。由此可见，根据发动机的工况条件及发展趋势，设计出一套列系列化、通用化的曲轴，以供各式发动机设计匹配时选用，是发动机曲轴设计的未来之路。正确合理的曲轴设计对发动机运行性能有着重要的影响[5]。
说明书涉及的主要内容以及各章节的分配
根据本次设计的要求，本说明书的主要内容包括以下三方面：
1.在考虑气体载荷和惯性力载荷的情况下对曲柄连杆机构进行受力分析。
2.在分析单拐受力状态的基础上，设计满足该机型的曲轴组（包括曲轴、平衡重）。
3.采用有限元分析法对所设计的曲轴结构进行强度校核计算，最终确定符合强度要求的曲轴。
各章节的内容的分配及所相关理论知识概述：
第一章绪论简要介绍曲轴设计背景、国内外现状、研究目的及意义。
第二章主要分析了曲柄连杆机构受力的情况，以及作用在曲柄销和主轴颈上的作用力，本章内容主要涉及的理论知识有曲柄连杆机构的运动学和动力学。
第三章主要是对本次设计曲轴的工作条件的分析、结构型式的设计和材料的选择，本部分主要完成了曲轴各部分结构尺寸的确定和曲轴三维图及二维图的绘制。
第四章对所设计的曲轴进行了强度的校核，其中运用了Ansys软件，对所建立的模型进行有限元的分析。本部分简要对有限元分析法以及Ansys软件做了简要的介绍。完整的描述了分析的整个过程，并根据分析所得的结果最终确定符合强度要求的曲轴。
2 曲柄连杆机构的受力分析
原始数据
机型—150柴油机；气缸直径D —150mm ；曲柄半径R —80mm ；连杆长度L —300mm ；气缸中心距L 0—184mm ；
活塞组质量m p —5.011kg ；连杆小头质量m 1—1.862kg ；连杆大头质量m 2—4.053kg ；气标定转速n —2200r/min ；发火顺序L1-R1-L2-R2-L3-R3；
曲轴所受最大压力载荷—186078N ；曲轴所受最大拉伸载荷—36785N
曲柄连杆机构运动学
曲柄连杆机构的任务是将活塞 A 的往复移动转化为曲柄OB 的旋转运动。在往复活塞式内燃机中基本上采用三种曲柄连杆机构:中心曲柄连杆机构，偏心曲柄连杆机构和关节曲柄连杆机构。
在三种曲柄连杆机构中，中心曲柄连杆机构在内燃机中应用最广泛。机构简图如图1—1所示。它在运动时，活塞A 作往复直线运动，曲柄OB 作旋转运动，连杆ＡＢ作平面复合运动。研究曲柄连杆机构运动学的重点是研究活塞的运动规律，因为曲柄的运动状态比较简单，连杆的运动虽然较复杂，但可把它看成一部分随活塞Ａ运动，另一部分随曲柄销B 运动，其运动所引起的其他后果对我们所研究的问题影响较小[6]。
图中，O 点表示曲轴中心，Ａ点表示活塞销中心位置也就是活塞的位置，OB 表示曲柄
半径AB 表示连杆长度L 。 曲柄转角α是从气缸轴线顺着曲柄转动方向度量。当α=00时，对应的A ′和B ′表示活塞和曲柄销在上止点位置；当α= 1800时，对应的A"和B"表示活塞和曲柄销在下止点位置。
β为连杆轴线偏离气缸轴线的角度，称为连杆摆动角，逆时针为正、顺时针为负。 下面分别研究曲柄、活塞和连杆的运动规律:
图2-1曲柄连杆机构运动学分析简图
1.曲柄运动
现代内燃机的曲柄回转角度变化很小，通常近似地认为
内燃机中曲柄是作匀速转动的，其转角α： α=t n t n 30602ππ=， （2-1）
式中：t ——时间， n ——内燃机转速(转/分)。 角速度：s rad n dt d /30
220014.330?===παω≈常数 因为认为曲柄是作匀速转动，所以ω一个参数就确定了曲轴的运动状态。
2.活塞运动分析
从图可知，活塞位移x ：
)cos cos ()()(111βαL R R L C A O C O A O A O A A A x +-+=+-=-== （2-2） A 2A 1A βL R +s L B ωαx R O x
令曲柄半径与连杆长度的比值为λ)(L
R =
λ。λ称为连杆比，它是影响内燃机结构的一个极为重要的参数，现代内燃机的λ值一般为1/3～1/5。 根据图有：15430080sin sin ====a L R βλ （2-3） 即：αλβsin sin = 有：αλβ22sin 1cos -= 上式可整理为：22(1cos )(11sin )x R L αλα=-+-- （2-4） 活塞速度：sin 2(sin )2cos dx dx d v R dt d dt αλαωααβ
===+ （2-5） (sin sin 2)2v R λ
ωαα=+ （2-6）
活塞加速度：3222cos 2sin 2cos cos 4cos dv dv d a R dt d dt ααλαωαλαβα??===++????
（2-7） 2(cos cos 2)a R ωαλα=+ （2-8）
3.连杆运动分析
连杆摆角位移：arcsin(sin )βλα= （2-9） 摆动角速度：22cos cos cos 1sin d dt βααβλωλωβλα
===-& （2-10） 摆动的角加速度：2222sin (1)cos d d dt dt ββαβλλωβ
===--&&& （2-11） 曲柄连杆机构动力学
从动力学来说，内燃机的基本作用力源有两个：
1、气缸内的气体压力，这是内燃机中主要力源；
2、由于曲柄连杆机构运动时产生的惯性力，它与各运动部件的质量成正比。
在曲柄连杆机构动力学的分析中主要以以上两个力源为基础进行一系列的计算，以下是该柴油机实际工作时曲轴在极限情况下的受力及转动角度情况：
受最大压力载荷max g p —186078N ；
曲轴所受最大拉伸载荷max j p —36785N
压力最大时曲轴转过的角度为366?，可得曲柄转角6α=o
此时气缸内气压值为P max =
曲柄连杆机构中力的传递情况及作用效果分析简图如下所示：
图2-2力的传递情况 图2-3作用在机体上的力和力矩
2.3.1 气体压力：
缸内气体压力计算公式：
2
()4g D p p p π'=- （2-12） 活塞销处的总作用力：
g j p p p ∑=+()N （2-13） 由上公式计算出最大的气体压力：
max max max g j p p p ∑=-=186078+36785=222863N （2-14）
2.3.2 往复惯性力：
往复质量：
1 5.011 1.86
2 6.873j p m m m Kg Kg Kg =+=+= （2-15） 最大往复惯性力：
2max max (cos cos2)36785j j j p m a m R N ωαλα=-=-+=- （2-16） 曲轴所受最大压力载荷：
max max max 22286336785186078g j p p p N N N ∑=+=-= （2-17）
2.3.4 离心惯性力：
回转总不平衡质量r m ：
2r k m m m =+ （2-18） 离心惯性力r p ：
2()r r p m R N ω= （2-19）
N P P ∑K βr P T K 'Z T ''T 'K ''Z 'P ∑'αN r P K ''P ∑'N ''ωω
2.3.5 总作用力P ∑的传递
对于曲柄连杆机构的受力分析，这里只讨论曲轴在受力最大情况时，曲柄销的受力情况以及所受力的传递情况。
图2—2和图2—3是曲柄连杆机构中力的传递情况以及作用在机体上的力和力矩情况的示意图，以下是传递力的具体计算过程：
1、沿连杆的力K
/cos ()186150K P N N β∑== （2-20）
2、汽缸壁的侧压力N
tan ()5197N P N N β∑== （2-21）
3、力沿连杆传递到曲柄销中心得力K ′（K ′=K ）
该力又可分解为垂直于曲柄的切向力T
sin()sin()()24619cos T K P N N αβαββ∑
+=+== （2-22） 沿曲柄半径的径向力Z
cos()cos()()184515cos Z K P N N αβαββ
∑+=+== （2-23） 径向力Z 沿曲轴半径传递到曲轴中心Z ′=Z ，同时，在曲轴中心线上作于切向力T 平行且大小相等方向相反的的力T ′、T 〞。这样就将力T 分解为作用在曲轴中心的一个力T 〞和由T ′、T 〞形成的力偶M 1。作用在主轴承上，力偶使内燃机曲轴得以克服外界阻力矩而旋转，其值为：
1sin()147561cos M TR P R N m αββ
∑+===? （2-24） T 〞力和Z ′力的合力成为作用在主轴承上的力K 〞，其值与K ′、K 相等，方向也与K ′、K 相同。将K 〞进一步分解为沿气缸中心线的力P ∑'和垂直于气缸中心线的力N '并有： cos cos cos cos P K K P P ββββ
∑∑∑''==== （2-25） sin sin tan N K K P N βββ∑'''==== （2-26）
3 曲轴的工作条件、结构型式和材料的选择
曲轴的工作条件和设计要求
曲轴是在不断周期性变化的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩(扭矩和弯矩)共同作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态。实践与理论表明，对于各种曲轴，弯曲载荷具有决定性意义，而扭转载荷仅占次要地位(不包括因扭转振动而产生的扭转疲劳破坏，由于目前多缸发动机曲轴普遍采用减振措施.这种情形很少发生)。曲轴破坏的统计分析表明，80%左右是由弯曲疲劳产生的。因此，曲轴结构强度研究的重点是弯曲疲劳强度。
曲轴形状复杂、应力集中现象相当严重，特别在曲柄至轴颈的圆角过渡区、润滑油孔附近以及加工粗糙的部位应力集中现象尤为突出。图3-1为曲轴应力集中示意图，疲劳裂纹的发源地几乎全部产生于应力集中最严重的过渡圆角和油孔处。图3-2表明曲轴弯曲疲劳破坏和扭转疲劳破坏的情况。弯曲疲劳裂缝从轴颈根部表面的圆角处发展到曲柄上，基本上成45°折断曲柄，扭转疲劳破坏通常是从机械加工不良的油孔边缘开始，约成45°折断曲柄销，所以在设计曲轴时要使它具有足够的疲劳强度，特别要注意强化应力集中部位，设法缓和应力集中现象，也就是采用局部张化的方法来解决曲轴强度不足的矛盾[7]。
图3-1曲轴的应力集中图3-2曲轴的两种疲劳破坏
曲轴各轴颈在很高的比压下，以很大的相对速度在轴承中发生滑动摩擦。这些轴承在实际变工况运转条件下并不总能保证液体摩擦，尤其当润滑油不洁净时，轴颈表面遭到强烈的磨料磨损，使得曲轴的实际使用寿命大大降低。所以，设计曲轴时，要使其各摩擦表面耐磨，各轴颈应具有足够的承压面积同时给予尽可能好的工作条件。
曲轴是曲柄连杆机构中的中心环节，其刚度亦很重要。如果曲轴弯曲刚度不足，就会大大恶化活塞、连杆、轴承等重要零件的工作条件，影响它们的工作可靠性和耐磨性，甚至使曲轴箱局部损坏。曲轴扭转刚度不足则可能在工作转速范围内产生强烈的扭转振动，轻则引起噪音，加速曲轴齿轮等传动件的磨损，重则使曲轴断裂。所以，在设计曲轴时，应保证它有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度[8]。
所有这些要求，在高速内燃机的条件下，都应该在轻的结构重量下实现。同时随着内燃机的不断发展，各项指标的强化，曲轴的结构也应留有发展的余地。
不难看出，上述强度、刚度、耐磨、轻巧的要求之间是存在矛盾的。例如，为了提高曲轴的刚度而增大主轴颈和曲柄销直径，对轴承工作而言，可以降低轴承比压，但高转速下轴承圆周速度变大，从而引起摩擦功率损失增加，轴承温度升高，降低了轴承工作的可靠性。此外，曲柄销的增大，使得连杆大头以更大的比例加大加重，轴承的离心负荷加大。曲柄销加大带来的曲轴连杆系统旋转质量的加大，可能使刚度对扭振带来的好处得而复失。正是这些内在的矛盾推动着曲轴设计的发展，而在曲轴强度矛盾的总体中，应力集中处的最大应力与该力作用点的材料抗力的矛盾是它的主要矛盾。影响这个主要矛盾的主要因素有:曲轴的结构、材料和加工工艺等三方面，这三种因素各自有独立
的作用，相互又有影响，必须辩证地进行分析，在设计曲轴时，不应只注重结构尺寸的设计一个方面。
由于曲轴受力复杂，几何断面形状比较特殊，在设计曲轴时，至今还没有一个能完全反映客观实际的理论公式可供通用。因此，目前曲轴的设计还主要是依靠经验设计，即利用许多现有的曲轴结构与尺寸的统计资料，借以初步确定曲轴的基本尺寸，然后进行结构细节的设计、强度复核、曲轴样品试验，最后确定曲轴的结构、尺寸与加工工艺等[8]。
曲轴的结构形式
曲轴的结构与其制造方法有直接关系，在进行曲轴结构设计时必须同时考虑。曲轴分整体式和组合式两大类:
(一) 整体式曲轴
整体式曲轴的结构是整体的，它的毛坯由整根钢料锻造或用铸造方法浇铸出来。
整体式曲轴具有工作可靠、重量轻的特点，而且刚度和强度较高，加工表面也比较少，是中小型发动机曲轴广为应用的结构型式。只要工厂有条件制造，设计上总是尽量采用整体结构。但是，当曲轴尺寸较大，曲拐数较多时，这种曲轴的加工比较困难，需要用大的专用设备，而且某一部分因加工不合格或使用中损坏时，整根曲轴便要报废。
整体式曲轴一般与滑动轴承相配合。但是，单缸发动机的整体式曲轴却往往与滚动轴承配合，借以提高机械效率和降低对轴承的润滑要求。
(二)组合式曲轴
组合式曲轴是把曲轴分成很多便于制造的单元体，然后将各部分组合装配而成。按划分单元休的不同，又可分为全组合式曲轴与半组合式曲轴，
大功率柴油机和小型二冲程发动机上常采用这种组合式结构的曲轴。因为大功率柴油机的曲轴粗而长，采用整体式结构则加工困难，有的甚至不可能。
此外，还有一种盘形组合曲轴，这种类型。它的结构特点是采用球墨铸铁作曲轴材料，把圆盘形曲柄兼作主轴颈，采用滚动轴承作为主轴承。把单位曲拐制成后用螺栓紧固联成一根曲轴。扭矩的传递主要依靠结合面之间的摩擦力。
这种曲轴的主要优点是：曲柄兼作主轴颈，可使柴油机的总长度减小；当增加曲柄销宽度，改善连杆大头轴承的工作条件，利于发展V型并列连杆系列产品：因主轴颈很大，使轴颈重叠度增加很多，因而曲轴刚度大，自振频率高，扭振应力小；由于各缸单位曲拐结构相同，用几个相同的曲拐就可以装配成不同缸数的曲轴，这就简化了曲轴的生产，有利于产品系列化，而且，在使用中任何一个曲拐有缺陷或损坏时，可以单独更换，不必将整根曲轴报废，采用滚动轴承摩擦损失小，机械效率高，寿命较长，在非增压柴油机上它的寿命可达1500小时。
圆盘形组合曲轴的缺点是:滚动轴承的采用要消耗大量合金钢材，成本约贵九倍。而且滚动轴承比滑动轴承要重得多，噪音大，拆装也不方便;这种曲轴要求隧道式机体，虽然机体的刚性较好，但比一般机体要重，结构复杂，有很多结合面，只有在高的制造精度的前提下，才能保证装配后曲轴的积累误差仍在正常规定范围内。
根据150系列柴油机的工作情况以及毕业设计要求，本次设计的6V150柴油机曲轴组的曲轴采用圆盘式滚珠轴承的整体曲轴。
曲轴的材料
在结构设计和加工工艺正确合理的条件下，主要是材料强度决定着曲轴的体积、重量和寿命。因此，必须根据内燃机的用途及强化程度，正确地选用曲轴材料。在保证曲轴有足够强度的前提下，尽可能采用一般材料。
作为曲轴的材料，除了应具有优良的机械性能以外，还要求有高度的耐磨性、耐衰老性和冲击韧性。同时也要使曲轴的加工容易和造价低廉。钢制曲轴除极少数应用铸钢以外，绝大多数采用锻造。锻造曲轴的材料有碳素钢和合金钢。
碳素钢的弹性模数与合金钢相近，在刚度方面两种材料的曲轴并无多大差别。合金钢的强度虽比碳素钢高，但对缺口的敏感性很强，因而对机械加工要求严格。无论在材料价格还是生产费用上碳素钢都要便宜得多。所以在汽车拖拉机发动机和农用内燃机这一类强化程度一不太高的中高速内燃机上，广泛采用中碳钢45(精选含碳量为——% )模锻曲轴。例如，CA-72型发动机的曲轴和CA-l0B型发动机的曲轴均属于这类曲轴。模锻曲轴的自由表面(如曲柄表面)一般不进行机械加工，这使加工工艺简化。但曲轴于锻造后应进行第一次热处理(退火或正火),其目的是消除金属中的内应力和降低硬度以便于机械加工。在精磨前应进行第二次热处理(调质)以改善钢的机械性能并提高轴颈表面硬度。对轴颈表面、圆角和油孔边缘均应抛光，以提高曲轴的疲劳强度。先进的连续纤维挤压锻造曲轴的出观，使强度较白由锻提高20%。
强化程度高的中、高速机车柴油机和航空发动机，对尺寸、重量及安全运转方面都有严格要求。为得到足够的疲劳强度以确保工作可靠，一般多采用具有优异综合机械性能的含Cr、Ni、Mo、V、W等合金元素的优质合金钢作为曲轴材料。合金钢不但对缺口的敏感性很强，对热处理要求也相当严格，因为其优良的性能只有在恰当的热处理及良好的加工条件下才能发挥出来。这时，整个曲轴表面包括非配合表面也应抛光到很高的光洁度，以免应力集中。在结构形状设计中也应特别注意避免和减轻应力集中的可能性。近年来，我国自行发展的含Si、Mn、B、Mo、W、V等元素的无镍铬合金钢，已成功地用来制造高指标柴油机曲轴[8]。
根据以上对不同材料的分析比较以及本次设计的各方面要求，在参考各类相关文献资料后，最终确定本次设计曲轴组的各部分材料选择如下表所示：
区域材料弹性模量
(GPa)
泊松比
密度
(kg/m3)
抗拉强度
（Mpa）
屈服强度
（Mpa）
曲轴42CrMo218833
平衡重42CrMo218833
表3-1 曲轴组的各部分材料选择表
曲轴主要尺寸的确定和结构设计
已知尺寸：气缸直径D—150mm；曲柄半径R—80mm；气缸中心距L0—184mm
在选定曲轴材料、毛坯制造及其基本结构型式后，便从单位曲拐(包括主轴颈、曲柄梢和曲柄等主要部分)着手确定主要尺寸和结构细节。
在设计高速内燃机的曲轴时，它的基本尺寸大多根据结构布置上的考虑确定，再由强度校核修正。因为曲轴与活塞连杆组件和机体有密切的联系，曲轴的设计不能孤立地进行。各部尺寸多以气缸直径的相对值表示。而气缸直径又是限制曲柄销直径的重要因素。曲轴长度方向的尺寸基本上决定于气缸中心距L0，如果这一尺寸已定的话，那在曲轴设计时只是在曲轴各组成部分之间合理分配长度而已。当然，如果总体设计给出的气缸中心距太小，不能满足曲轴的设计要求时，则应要求总体考虑调整。但对于双列式发动机，曲轴设计也可能对发动机纵向尺寸生产很大影响。因为在中小型高速内燃机领域，除了最小型的摩托车发动机一类外，绝大多数均用整体式曲轴，本设计也采用整体式曲轴，所以下面主要讨论这种曲轴的各部分尺寸。
图3-4 曲轴主要参数结构
已知尺寸：气缸直径D—150mm；曲柄半径R—80mm；气缸中心距—184mm；
主轴颈直径D1—140mm；曲柄销直径D2—104mm
3.4.1 曲柄销直径D2和长度L2
V型发动机的D2/D较小，因位于同一曲柄销上的每一对气缸的一级往复惯性力的合成变为一个旋转的离心力，再加上原有的离心力，使总的离心负荷显得特别大。因此，为减轻离心负荷希望曲柄销相对较细。此外，V型发动机一般在曲柄销上并列两个连杆，或者使用叉形连杆，为保证最佳的轴颈长度和直径的比例，D2/D也必须较小，这时因连杆大头轴承承压面积很小，必须用高强度的轴承才能保证其工作可靠。
本次设计的曲轴取D2=104mm
在设计中还加入了减重孔d2，参考相关资料取d2=*D2=52mm
根据已知材料的密度可以计算出曲柄销的质量m q=15.935kg
曲柄销的长度L2是在选定D2的基础上考虑的。从增加曲轴的刚性和保证轴承的工作能力出发，应使L2控制在一定范围内，同时注意曲拐各部分尺寸协调。
本次设计的曲轴取L2=80mm
3.4.2 主轴颈的直径D1和长度L1
主轴颈的长度L1一般比曲柄销的长度短。因为主轴承的负荷比连杆轴承轻，取短的主轴颈可满足增强刚性及保证良好润滑的要求，同时由于轴承宽度小，对曲轴变形适应能力强,以致可以采用对棱缘负荷敏感的铜铝轴瓦。但主轴颈过短，会使轴承负荷能力变坏。滑动轴承最小宽度不能小于倍轴颈，否则由于油压下降，将损坏油膜承载能力。多缸发动机各曲柄销的长度是相等的，但各主轴颈的长度则不一定相同，对曲轴中负荷较大的主轴颈需要予以加长，以改善轴承工作。曲轴前后端的主轴颈长度除考虑到轴承的负荷能力外，还取决于发动机前后端的结构布置，有时做得比较长。
本次设计的曲轴取D1=140mm、L1=54mm
3.4.3 曲柄
曲柄应选择适当的厚度、宽度，以使曲轴有足够的刚度和强度。曲柄形状应合理，以改善应力的分布。在确定曲柄的尺寸时，应该考虑到曲柄往往是整体式曲轴中的最薄弱环节。如果在曲轴设计中注意到了防止扭振，那么曲轴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。
来衡量：
曲柄在曲拐平面内的抗弯能力以其矩形断面的抗弯断面模数评W
24bh W σ=（毫米3） 式中b —曲柄的宽度(毫米)，
h —曲柄的厚度(毫米)。
曲柄的厚度h=（～）D=（～45）mm
曲柄的宽度b=（～）D=（135～210）mm
本次设计曲柄的厚度h=25mm ，
曲柄的宽度b=194mm 。
现代高速内燃机曲轴的曲柄形状大多采用椭圆形或圆形。试验证明，椭圆形曲柄具有最好的弯曲和扭转刚度。其优点是尽量去掉了受力小或不受力的部分，其重量减轻，应力分布均匀。但机械加工较复杂，采用模锻或铸造的方法可直接成型。
为了能最大限度地减轻曲轴的重量，并减小曲柄相对于主轴颈中心的不平衡旋转质量，曲柄上一般都将肩部多余的金属削去。这对曲柄的强度无多大影响。但是对于具有空心曲柄销的曲轴，肩部削去的金属不宜过多，以免在钻孔或铸孔处形成锐边，产生很高的应力集中而出现裂纹。
由上所述，本次曲轴组中的曲柄臂也采用椭圆形，实体模型图如下所示：
图3-5曲柄臂结构示意图
3.4.4 平衡重
设计平衡重时，应尽可能使平衡重约重心远离曲轴旋转中心。即用较轻的重量达到较好的效果，以便尽可能减轻曲轴重量。平衡重的径向尺寸和厚度应以不碰活塞裙底和连杆大头能通过为限度。
铸造曲轴的平衡重一般与曲轴铸成一体，可使加工较简单，并且工作可靠，锻造曲轴由于结构或锻造设备的限制，平衡重往往与曲轴分开制造，用螺钉紧固在曲柄上。当曲轴
转速突变时，作用在平衡重上的切向惯性力很大。因此，对于连接的可靠性要高度注意，以防紧固件断裂造成严重后果。平衡重与曲柄的连接紧固方法很多，采用燕尾槽结构，螺钉不承受平衡重的离心力，仅起拉紧作用[9]。
本次设计的曲轴平衡重采用整体式，完全平衡法，即每个平衡块上都配有平衡重，已达到完全平衡的效果。具体设计过程如下：
根据曲轴平衡重设计的经验公式：
()2220.6~0.8b b r m r m R ωω=
b
m —平衡重质量 b r —平衡重质心与轴心间距离（一般略等于或小于曲柄半径）
r
m —总旋转质量（包括连杆大头质量m 2和曲柄销质量m q ） 由此可得平衡重的质量m b ：
2
20.620.611.993r b r b m R m m kg r ωω
=== 5.996b m kg =
平衡重设计为扇形由以下公式确定形状：
()222360
b p m R r b απρ=- R 、r —如右示意图中所示
R —— 平衡块扇形半径（R=（~）S ）
α—— 扇形角的一半（一般取60~70??）
ρ—— 料密度（?103kgmm 3）
p b —— 平衡块厚度
最终计算结果，平衡重的各种尺寸如下：
m p =5.996kg 、R=150mm 、b p =36mm 、70α?=
平衡重三维模型图如下所示：
图3-6平衡重结构示意图
3.4.5 油孔的位置和尺寸
为保证曲轴轴承工作可靠，对它们必需有充分的润滑。润滑油供应的方式与曲轴结构有关，曲轴中油道的尺寸和布置直接影响它的强度和刚度，同时也影响轴承工作的可靠性将润滑油输送到曲轴油道中去的供油方法有两种: 一是集中供油;另一种是分路供油。中、高速内燃机大部分采用第二种方法。润滑油一般从机休上的主油道通过主轴承的上轴瓦引入。因为上轴瓦仅承受惯性力的作用，比下轴瓦(承受爆发压力与惯性力的联合作用)受力要低一些。
主轴颈上的油孔入口应保证向曲柄销供油足够充分，曲柄销上油孔的出口应设在负荷较低区，用以提高向曲柄销的供油能力。具体位置由绘制主轴颈负荷图及曲柄销负荷图来定。从曲轴强度观点来看，由试验得知，曲柄销上扭转应力分布呈椭圆形它的长轴正是通过曲柄销中心的纵向轴线，而与这轴线垂直的截面内切应力最小。因此，曲柄销油孔多数选择在曲拐平面运转前方45~90?=o o 的范围内。当油孔在90?=o 的水平位置时具有许多优点，它的加工方便，切应力最小，而且这个位置必是曲柄销在曲拐平面内弯曲时的中性平面(实心轴)，油孔开在此处对轴颈弯曲强度削弱最小，同时出油口偏离离心力方向。一有离心分离滤清的效果。但要注意，空心曲柄销内表面的切应力在这个位置将达到最大值，有可能成为扭转疲劳破坏的另一发源地。由于油孔穿过曲柄两侧构成应力集中的圆角处截面，成为第三个应力集中缺口。试验表明，若油孔偏向主轴颈圆角侧，侧主轴颈圆角发生裂纹的时间提前，甚至导致破坏二因此，油孔轴线位置必须适中，不得偏向任何一方。
由于本次设计的柴油机采用并列连杆，所以要在以曲柄销中心线为对称平面的位置开两个油孔，以达到润滑两个连杆大头的目的。
3.4.6 曲轴两端的结构
曲轴上带动辅助系统的驱动齿轮(也称正时齿轮)和皮带轮一般装在曲轴的前端，因为结构简单，维修方便。从曲轴扭转振动来看，前端的振幅较大，这对装置传动机构不利，因此多缸发动机由于曲轴较长，往往把传功齿轮装在曲轴后端。当然，这些传动机构的布置不仅与曲轴有关，也和内燃机的总体布置有关，要全面考虑。
曲轴后端设有法兰或加粗的轴颈，飞轮与后端用螺栓和定位销连接。定位销用来保证重装飞轮时保持飞轮与曲轴的装配位置。故定位销的布置是不对称的或只有一个。这种连
接方式结构简单，工作可靠。鉴于本次设计以曲轴的设计为主，以及个人能力有限，本次的设计对曲轴的两端结构做了简化的设计，具体的形状尺寸已在模型的二维图中画出。
曲轴的三维图
本次设计的曲轴尺寸数据：
气缸直径D 150mm；
曲柄半径R 80mm；
气缸中心距L0 184mm；
主轴颈直径D1 140mm；
主轴颈长度L1 54mm；
主轴减重孔d1 70mm；
曲柄销直径D2 104mm；
曲柄销长度L2 80mm；
曲柄销见中孔d2 52mm；
曲柄厚度h 25mm；
曲柄的宽度b 194mm；
油孔直径d 10mm；
平衡重半径R 150mm；
平衡重厚度b p 36mm；
扇形角一般 70。
根据上边的尺寸计算以及结构设计的安排，采用Pro/E制图软件绘制出的曲轴三维实体图如下所示：
图3-7 曲轴整体模型
4 有限元强度校核
曲轴应具有足够的强度和刚度，其设计是否可靠对柴油机的使用寿命有很大影响，因此在研制设计过程中需给予高度重视。由于曲轴的形状及其载荷比较复杂，采用经典力学的方法对其进行结构分析具有一定的局限性。有限元法是分析各种结构问题的强有力的工具，不论结构的几何形状和边界条件多么复杂，不论材料性质和外加载荷如何多变，无论是在大型飞机、大型舰船中，还是高层建筑、水利大坝中，使用有限元法均可方便地进行分析并获得满意的答案。本次设计采用ANSYS软件针对设计的曲轴进行结构有限元分析，来检验曲轴的强度，确保产品设计的可靠性。
有限元法简介
在曲轴的应力计算上以往用的是传统观的计算方法，计算传统应力计算方法可分为两种简支梁法和连续梁法。简支梁法计算简单，使用方便；连续梁法计算复杂，但与实测结果比较吻合。
尽管结构力学和固体力学的发展已经相当完善，但对于像曲轴这样形状比较复杂的结构分析问题，解析法还是无能为力，而有限元法能够克服这个困难，它在结构分析中己成为一种通用的数值分析方法。以前由于计算机性能方面的原因，有限元法应用得很少，也只能计算较少单元的数学模型。但现在随着计算机和计算力学的飞速发展，三维有限元法得到了广泛的应用，可以计算几万、几十万甚至几百万个单元的数学模型。另外，应用三维有限元法可以比较精确的确定曲轴上任一部位的应力，对整体曲轴的强度和刚度也可以作比较精确的评估。
有限元法的一般求解步骤:
1、结构离散化
结构离散化的基本原则有两条:
①几何近似，要求物理模型的几何形状近似真实结构；
②物理近似，要求离散的单元特性近似真实结构在这个区域的物理性质。所谓物理性质，就是该区域的受力情况、变形情况、材料特性等。
2、单元分析
单元分析是用力学理论研究单元的性质，从建立单元位移模式入手，导出计算单元的应变、应力和单元等效节点载荷向量的计算公式。
3、应用变分原理推导单元刚度矩阵
4.集合整个离散化连续体的代数方程 有限元法分析的流程图如下：
加位移边界条件 加载荷边界条工程问题 获取材料的机械及几何条件、外力、边界条件 建立有限元模型材料性质几何形状的定义网格划分析 分析结果显示 前置处有限元程解题程
后置处
图4-1 有限元分析法流程图
Ansys软件简介
ANSYS自1971年推出至今，已经发展成为功能强大、前后处理和图形功能的完备的有限元软件，并广泛的运用于工程领域，版本也由原来的发展到现在的。起初它仅供结构线性分析和热分析，现在也可以用来进行分析结构、运动力学、传热、热力耦合、电磁耦合、流体分析、耦合场分析、多物理场等领域的问题解决。
ANSYS软件主要包括三个部分：前处理模块，分析计算模块和后处理模块。前处理模块提供了一个强大的实体建模及网格划分工具，用户可以方便地构造有限元模型；分析计算模块包括结构分析（可进行线性分析、非线性分析和高度非线性分析）、流体动力学分析、电磁场分析、声场分析、压电分析以及多物理场的耦合分析，可模拟多种物理介质的相互作用，具有灵敏度分析及优化分析能力；后处理模块可将计算结果以彩色等值线显示、梯度显示、矢量显示、粒子流迹显示、立体切片显示、透明及半透明显示（可看到结构内部）等图形方式显示出来，也可将计算结果以图表、曲线形式显示或输出。ANSYS软件的运行有两种模式：交互模式和非交互模式。对于初学者和大多数是用者可采用交互模式，包括模型的建立，文件的保存与处理、图形的打印机结果的分析与输出等。一般基本的设置和分析都可以通过交互模式完成常见的命令流都有相关的交互式菜单操作对应，但部分高级设置只能通过非交互式命令驱动。
求解前处理
4.3.1 实体模型的建立
工作的第一步就是建立几何模型，有限元模型的建立是以良好的几何模型为基础的，而且几何模型可以使使用者直观的面对所要做的对象，形象生动。本文所建的柴油机曲轴模型在结构上作了适当简化。由于在计算曲轴强度时主要分析计算的是曲柄销圆角处的应力集中效应，如果在建模时考虑分布在轴颈上的油道孔，则会使此处的网格非常密集，这就大大地增加了模型的单元数量，花费大量的求解时间，而且生成的网格形状也不理想，降低了求解精度，另外根据经验，油孔的安全系数可以通过正确的设计和油孔加工的精度来保证，所以一般不对油孔处进行疲劳计算，因此在建模时忽略了油道孔。
在进行有限元分析时只分析整体曲轴的一个单拐的情况即可，因为在6V150中各拐的工作情况是相同的是在相位上相差一定的角度。所以本次设计中在Ansys中只分析了一个拐在受力最大时的情况，其他拐的情况与此拐的情况相同。在对单拐进行分析时由于单拐是一个对称的实体，所以在实际分析中进一步对分析模型进行了简化，只对单拐的一半进行计算分析。
运用Pro/e建立三维模型，通过在ANSYS与Pro/e建立接口，将Pro/e中所建立的模型导入ANSYS中进行分析。由于所建模型结构对称，所以在ANSYS中分析时只对曲拐的一半进行分析，并将其导入ANSYS中模型如下图所示：
图4-2 Ansys中曲拐示意图
4.3.2 单元选择及网格划分
本次设计采用常用的三维10节点实体单元—SOLID92,
此单元能够允许不规则形状，并且不会降低精确性，特别适合边界为曲线的模型;同时，其偏移形状的兼容性好，每个节点有3个自由度(X,Y,Z方向)，在空间的方位任意，本单元具有塑性、蠕变、辐射膨胀、应力刚度、大变形以及应变的能力，并且提供不同的输出项。其它参数根据曲轴材料特性，设置为：密度7820kg/m3，弹性模量：，泊松比：。网格划分密度很重要，如果网格过于粗糙，那么结果可能包含严重的错误;如果网格过于细致，将花费过多的计算时间，浪费计算机资源。为避免这类问题的出现，在生成模型前应当考虑网格密度问题。
ANSYS程序提供了使用便捷、高质量的对CAD模型进行网格划分的功能，包括4种网格划分方法:自由网格划分、映射网格划分、延伸网格划分和自适应网格划分。自由网格划分功能十分强大，没有单元形状的限制，网格也不遵循任何的模式，适合于复杂形状的面和体网格划分，避免了对模型各个部分分别划分网格后进行组装时部分网格不匹配带来的麻烦。
对于曲轴模型，其外形结构复杂，宜采用第一种方法，即进行自由网格划分，然后对局部进行加密。结构网格模型如图，其模型包含了61422个节点，50998个单元。划分后模型如图所示：