基于EXCITE的发动机曲轴轻量化设计及评价
吴丰凯、苏圣
( 宁波市鄞州德来特技术有限公司，宁波 315000)
摘要: 在曲轴的轻量化设计中，首先根据客观条件找出曲轴的减质量方案，然后设定减质量部位结构尺寸的范围最后通过工程分析软件对不同状态的曲轴进行分析，从而找出满足设计要求的最轻状态曲轴。
关键词: 曲轴; 轴承; 扭振; 强度; 轻量化
0. 引言
在发动机的轻量化设计中，曲轴的轻量化是其他部件轻量化设计的前提和基础。在曲轴的设计中主要评价三部分内容: 主轴承和连杆轴承的选择、曲轴的振动特性，以及曲轴的疲劳强度。
1. 概念设计
1.1 轻量化设计方案
某款在研 1.0 L 增压发动机曲轴轻量化设计前，首先要找出那些需要优化的结构尺寸参数，然后再确定其尺寸的大小。
曲轴的优化通常是缩小主轴颈和连杆轴颈的直径大小，而曲轴的轴向长度一般是由两缸之间的缸心距所决定的，所以在这里只能对曲轴轴颈的直径大小进行优化。
该1.0 L 增压汽油机曲轴轻量化前参数: 曲轴主轴颈直径为48mm，曲柄销直径为44 mm。出于发动机平台的考虑，如果改变主轴颈直径大小，必须要改变发动机轴瓦、缸体布局，这样会增加研发经费和零部件的成本。
减少发动机曲柄销的半径，同时还可以减小连杆大头尺寸；如果平衡率不变，平衡重的质量也可以相应的降低，因此选择改变曲柄销和平衡重的尺寸。
1. 2 优化顺序
曲轴的设计必须满足三大设计要求: 第一满足轴承和连杆轴承的设计要求；第二要满足曲轴扭振特性的设计要求; 第三要满足曲轴的强度要求。
曲轴的主轴颈和连杆轴颈的直径直接影响轴承的强度，所以根据轴承设计，先找出连杆大头轴承所能承受的最小直径。在概念设计阶段中设计轴承主要考虑两个目标: 第一为轴承最大比压; 第二为轴承最小油膜厚度。通过计算可知，连杆大头轴承满足强度的直径最小不能低于38mm。
计算可知，连杆大头轴承上轴瓦最大比压高于下轴瓦，所以在这里只列出连杆大头上轴瓦的计算结果。如图1 所示各工况下轴承的最大比压满足供应商提供的滑动轴承设计强度要求。
同样上轴瓦最小油膜厚度小于下轴瓦，所以图2只列出上轴瓦的最小油膜厚度变化曲线。
根据滑动轴承设计标准，在低转速工况下最小油膜厚度不能低于0.5μm，在高转速工况下不能低于0.8μm。图2中的结果满足设计要求。
图 1 连杆大头轴承上轴瓦比压图 2 连杆大头轴承最小油膜厚度确定曲柄销直径的优化范围在38～44mm之间后，下面的工作就是要找出满足曲轴曲柄销圆角和主轴颈圆角强度的最小曲柄销直径。
在更改曲柄销直径的同时，连杆大头的几何尺寸也要随之更改。为了使曲轴的平衡率保持不变，不仅要减轻曲柄销和连杆大头的质量，平衡重的结构尺寸同样也要做出相应的减少。
汽车发动机曲轴最容易发生破坏的部位一般是发生在曲轴的主轴颈圆角和曲柄销圆角部位。由于计算时主轴颈圆角的安全系数在各个工况都大于曲柄销圆角安全系数，所以在这里只列出曲柄销圆角安全系数。
由计算可知，满足曲轴强度的最小曲柄销直径为40mm。图3为曲柄销圆角处的安全系数。
图 3 曲柄销圆角处安全系数图 4 临界转速如图 3 所示，曲柄销圆角安全系数大于1.3，满足曲轴强度设计标准。强度计算之后可以将曲柄销圆角的优化范围缩小为40～44mm之间。下面的任务就是验证40mm曲柄销直径是否满足曲轴的扭振特性。图 4 为扭振特性分析结果。选用的减震带轮的频率为390Hz。
从图4中可以看出，曲轴第一阶扭转模态在5000r/min 时交于第4谐次激励，曲轴在该转速下发生第4 主谐次扭转共振; 在3400r/min时交于第6谐次激励，曲轴在该转速下发生第6主谐次扭转共振。
图 5 减振器消耗功率图 6 各转速下前端皮带轮榖扭振幅值从图5可以看出，减震器所消耗的功率小于120 W，满足供应商所提供的设计指标。
图6中可以看出，减振带轮轮毂合振幅小于0.5°，单阶振幅小于 0. 2°，满足相关设计要
求。
图 7 飞轮端的转速不均匀率图 8 各转速下的轴承最大总压对比曲线图7 中可以看出，发动机飞轮的转速不均匀率在1500r/min 时为0.08，满足相关评价标准。
1.3 概念设计阶段的减质量效果
曲轴在轻量化过程中，主要减轻的是曲柄销和平衡重。所以曲轴从10.38 kg减轻到8.65kg，减轻了1.73kg，减轻的质量占原质量的16.7% 。发动机连杆从原来的0.529kg减轻到0.473kg，减轻了0.056kg，减轻的质量占原质量的10.6% ，4个连杆总共减轻0.224kg。曲轴与连杆共减轻1.954 kg。
2.布局设计
2.1 轴承的计算分析
在布局设计中由于零部件的结构都已成型，所以需要考虑零部件的不同结构对其系统的影响。
在概念设计阶段中为了减少计算时间，轴承的计算是基于轴承参数公式求得的，并不考虑轴瓦变形和曲轴变形对轴承的影响。而在布局设计中，为了提高计算精度，选用基于有限元法和有限体积法耦合的方式进行求解验证。
在概念设计中修改的只是连杆大头轴承结构尺寸，而主轴承结构尺寸并未修改，所以在这里只列出连杆大头轴承的EHD结果。实际曲轴的主轴承也是经过EHD模型计算，并且均已满足设计要求。
图8为各转速下44mm轴承总压力与40mm轴承总压力对比，在低转速下40mm轴颈滑动轴承总压力要高于 44mm轴颈滑动轴承总压力。
图9为5000r/min下40mm连杆大头轴承总压在各时刻下的压力分布。从结果上看，轴承最大总压为101.23 MPa，满足设计要求。
图 9 5 000 r/min 直径为 40 mm 连杆大头轴承总压力分布图 10 各转速下连杆大头轴承摩擦损失对比曲线图 10为各转速下连杆大头轴承 EHD 分析的摩擦损失结果。
根据图10 显示，44mm直径滑动轴承和40mm直径滑动轴承的摩擦损失随着发动机转速的提高而增加，并且在大部分转速里，40mm直径滑动轴承的摩擦损失要小于44mm直径滑动轴承。
图11所示，40mm轴颈直径的液动压力在3000、4000r/min 转速工况下，其粗糙接触摩擦损失最小，该工况有助于提高轴瓦的使用寿命。
由图12、13 可知，连杆大头轴承直径44mm与40mm轴颈相比，其粗糙接触摩擦损失居多，故轴瓦使用寿命也就没有40mm轴颈使用寿命长。
图 11 40 mm 轴承直径的摩擦功贡献率图 12 44 mm 轴承直径摩擦功贡献率
连杆大头轴承直径尺寸减小，那么其相应的刚度有所增加，所以相应的粗糙接触压力也就
自然减小。根据图10的对比，推荐将连杆大头轴承直径设为40 mm。
2. 2 曲轴强度的计算分析
在布局设计中，40mm的滑动轴承满足设计要求，以下的目标是验证40 mm曲柄销直径的曲轴是否满足强度要求。通过有限元动力学的计算可以获得每个工况的曲柄销和主轴颈中心的6个自由度位移量。
