張慎明

摘 要：對于發(fā)動機(jī)來說，曲軸是最為關(guān)鍵的部件之一，在實(shí)際運(yùn)行過程中承受著周期性的彎曲載荷影響，若是曲軸存在質(zhì)量問題，受到此種惡劣工況的影響非常容易引起曲軸疲勞失效問題，從而造成自身和其他零部件的損壞，對于發(fā)動機(jī)的正常運(yùn)行造成直接影響。對于曲軸來說，彎曲疲勞特性是衡量曲軸性能最關(guān)鍵的指標(biāo)，利用滾壓強(qiáng)化技術(shù)可以進(jìn)一步增強(qiáng)曲軸的抗疲勞性能以及耐磨損性能。本文主要闡述基于滾壓強(qiáng)化技術(shù)的曲軸彎曲疲勞強(qiáng)度方面的分析，希望能夠?qū)μ嵘S強(qiáng)度提供一定參考和幫助。

關(guān)鍵詞：滾壓強(qiáng)化;曲軸;彎曲疲勞強(qiáng)度

0 引言

從參考文獻(xiàn)資料中能夠得知，絕大部分（超過90%）引發(fā)機(jī)械結(jié)構(gòu)部件失效的主要因素就是疲勞性問題，所以想要提升零部件的使用壽命需要加強(qiáng)其抗疲勞性能方面的研究，確保其能夠在惡劣條件下提升穩(wěn)定性、可靠性。對于發(fā)動機(jī)來說，曲軸會承受極大的彎矩以及扭矩，是整個發(fā)動機(jī)最為關(guān)鍵的部件之一。通過滾壓強(qiáng)化技術(shù)可以有效提升曲軸材料的關(guān)鍵性能（主要包括：抗疲勞性能、耐磨損性能等），需要對其進(jìn)行深入分析研究。本文主要以汽油機(jī)曲軸為例進(jìn)行彎曲疲勞分析，對于滾壓強(qiáng)化前后曲軸的彎曲疲勞情況進(jìn)行對比，確定出滾壓強(qiáng)化對于曲軸彎曲疲勞性能的影響。

1 曲軸的靜力學(xué)分析以及相關(guān)夾具的設(shè)計分析

（1）曲軸在實(shí)際工作時會在連桿的軸頸位置產(chǎn)生應(yīng)力集中，此處會受到不同力的綜合作用而形成較大彎矩，主要包括如下幾部分：作用在活塞頂端的缸內(nèi)爆發(fā)力、曲軸頸部位置旋轉(zhuǎn)慣性離心力、活塞和連桿組件所形成的回轉(zhuǎn)慣性離心力以及往復(fù)慣性力等等。為了最大程度減少試驗(yàn)頻次、提升試驗(yàn)效率，最為關(guān)鍵的就是要確定出合適的疲勞試驗(yàn)彎矩載荷區(qū)域。為了減小載荷范圍，本文主要以汽油機(jī)曲軸最大屈服應(yīng)力作為初期彎矩值，之后利用逐次試驗(yàn)的方式來明確剩余載荷的實(shí)際數(shù)值，最終能夠得到曲軸的名義工作彎矩，具體情況如表1所示。

（2）為了能夠?qū)ηS彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行準(zhǔn)確分析，主要采用共振型疲勞試

驗(yàn)機(jī)進(jìn)行高頻疲勞試驗(yàn)，將疲勞試驗(yàn)的頻率控制在50-100Hz范圍內(nèi)，試驗(yàn)中所施加的最大靜載荷為±15kN，最大的動載荷為7kN。為了能夠確保試驗(yàn)的順利進(jìn)行，需要通過夾具對曲軸進(jìn)行夾持。本文主要采取圖1所示的夾具對發(fā)動機(jī)完整曲拐實(shí)施線切割，并且在主軸頸處通過夾板實(shí)施夾持。為了確保夾持的穩(wěn)定性，要確保夾板的抗彎截面系數(shù)能夠達(dá)到曲軸頸抗彎截面系數(shù)的3倍之上，能夠最大程度降低夾板彎曲變形，避免對疲勞試驗(yàn)準(zhǔn)確性造成影響。

（3）為了能夠更加準(zhǔn)確的判定曲軸應(yīng)力集中的位置所在，利用有限元靜力學(xué)分析的方式來明確所設(shè)計夾具對于試驗(yàn)過程中集中載荷的位置所在，以此來輔助疲勞試驗(yàn)最終確定出合理的加載力區(qū)域，從而提升試驗(yàn)準(zhǔn)確性和效率。對于曲軸加載1mm位移載荷之后能夠得到圖2、圖3所示的應(yīng)力和位移云圖，從圖中能夠能夠得知曲軸產(chǎn)生的最大應(yīng)力主要發(fā)生在主軸頸和曲柄臂的結(jié)合位置。

2 曲軸的彎曲疲勞試驗(yàn)分析

（1）滾壓過程中危險截面應(yīng)力變化規(guī)律分析

通過有限元分析軟件Ansys實(shí)施多載荷步接觸靜力學(xué)分析計算，能夠得到圖4所示每一點(diǎn)在滾壓實(shí)施中應(yīng)力應(yīng)變的變化情況。對于曲軸來說，其發(fā)生的彎曲疲勞更多是因?yàn)榻孛鍮之上圓周周邊比較大交變正應(yīng)力載荷所造成的，而滾壓所形成的壓應(yīng)力也是正應(yīng)力，所以圓角周邊每一點(diǎn)壓應(yīng)力值都是正應(yīng)力。這是因?yàn)楫?dāng)滾輪轉(zhuǎn)動至某位置時，受壓縮區(qū)域的周圍也會出現(xiàn)受拉伸區(qū)域，而截面 B 處于受拉伸區(qū)域時，其上各點(diǎn)原有的壓縮應(yīng)力會受到拉伸應(yīng)力的抵消，從而隨轉(zhuǎn)動角度的變化產(chǎn)生干擾，而表面節(jié)點(diǎn)對壓縮和拉伸載荷的作用更為敏感。由上述分析可見在滾輪與軸相對轉(zhuǎn)動的過程中截面B上的應(yīng)力值經(jīng)歷了復(fù)雜的變化，而二維平面應(yīng)變模型所采用的滾輪壓入—滾輪卸載的方法不能考慮相對轉(zhuǎn)動過程中各種因素的影響，其計算結(jié)果可能不夠準(zhǔn)確。見滾壓計算時若假設(shè)滾輪為剛性，會導(dǎo)致滾壓進(jìn)給量比實(shí)際偏大，也在一定程度上影響了結(jié)果的準(zhǔn)確性。

（2）彎曲疲勞試驗(yàn)

整個曲軸的其中某些材料最早滿足屈服極限情況下能夠得到支座的支反力達(dá)到了6kN，此時測量可得夾具的力臂整體長度為0.079m，此種情況下相應(yīng)的試驗(yàn)彎矩能夠達(dá)到474N﹒m。為了進(jìn)行有效的彎曲疲勞試驗(yàn)，采用2.4倍試驗(yàn)彎矩當(dāng)作疲勞極限值，在確定好最小試驗(yàn)載荷參數(shù)的基礎(chǔ)上可以進(jìn)行試驗(yàn)載荷。

（3）彎曲疲勞試驗(yàn)結(jié)果分析

若是曲軸彎曲疲勞次數(shù)在107及以上情況下試樣還可以保持完好狀態(tài)，就可以確定試樣通過考核。在曲軸的彎曲疲勞試驗(yàn)過程中，試樣發(fā)生失效時并非完全都是分離式的斷裂方式，只要是曲軸中的裂紋擴(kuò)大到某種程度，疲勞試驗(yàn)中的試樣頻率就會產(chǎn)生相應(yīng)的變化。對于此次試驗(yàn)來說，如果試驗(yàn)的頻率產(chǎn)生1Hz之上的改變就可以確定此零部件內(nèi)部已經(jīng)產(chǎn)生了斷裂的問題，就說明此曲軸已經(jīng)出現(xiàn)了失效問題。為了確保試驗(yàn)的有效性，在試驗(yàn)過程中一定要嚴(yán)格遵照標(biāo)準(zhǔn)《QC/T637-2000汽車發(fā)動機(jī)曲軸彎曲疲勞試驗(yàn)方法》進(jìn)行試驗(yàn)，可以通過升降法對曲軸的疲勞極限數(shù)據(jù)進(jìn)行測定。

對于試驗(yàn)的曲軸試件分別從滾壓強(qiáng)化前后曲拐上截取單拐，設(shè)定每組的曲軸為12根，對沒有進(jìn)行滾壓強(qiáng)化和進(jìn)行滾壓強(qiáng)化的曲軸進(jìn)行編號，分別編號為“1”和“2”，每一組試驗(yàn)分別設(shè)定12枚單拐，能夠得到如圖4、圖5所示的疲勞試驗(yàn)數(shù)據(jù)。從試驗(yàn)結(jié)果中可知，沒有進(jìn)行滾壓強(qiáng)化的曲軸疲勞彎矩極限值達(dá)到了546N.m，而經(jīng)過滾壓強(qiáng)化之后的曲軸疲勞彎矩的極限值則達(dá)到了797N.m。為了進(jìn)一步驗(yàn)證試驗(yàn)結(jié)果，利用有限元模擬分析的方式能夠計算得到相應(yīng)載荷情況下的彎曲極限值，通過有限元元分析能夠得到?jīng)]有滾壓強(qiáng)化的曲軸所得疲勞極限值達(dá)到了44MPa，而經(jīng)過滾壓強(qiáng)化處理之后的曲軸彎曲疲勞極限值達(dá)到了65MPa。從上述分析可知，通過有效的滾壓強(qiáng)化處理可以進(jìn)一步提升發(fā)動機(jī)曲軸的抗疲勞強(qiáng)度（能夠提升約48%），有限元仿真的結(jié)果和實(shí)際試驗(yàn)分析的結(jié)果相匹配。

3 結(jié)束語

本文主要對汽油機(jī)曲軸具體運(yùn)行的受力情況實(shí)施了疲勞試驗(yàn)，對于滾壓以及沒有滾壓強(qiáng)化的曲軸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行了分析對比。通過分析能夠得知，經(jīng)過滾壓之后的曲軸彎曲疲勞強(qiáng)度有了近50%的提升，通過有限元仿真也證實(shí)了試驗(yàn)結(jié)果的準(zhǔn)確性?？偟膩碚f，利用滾壓強(qiáng)化技術(shù)能夠有效提升曲軸的彎曲疲勞極限，可以增強(qiáng)曲軸的抗疲勞性能，值得進(jìn)一步推廣。

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