2.1建立有限元模型根据曲轴的二维图

利用SolidWorks软件建立曲轴的三维实体模型(见图 3),将其导 入 ANSYS有限元软件中进行应力分析,采用六面体单元对曲轴进行网格划分,为了方便网格划分,简 化几 何 模型上一些不连续键槽、倒角等结构,这些 局部 结构对网格划分有影响,简化后不会影响计算结果。由于曲轴曲柄销和主轴颈圆角过渡部位应力集中严重,属于易于发生疲劳破坏的潜在区域,为了 准 确计算模型,对曲柄销与曲拐的圆角部位进行网格细化处理,其网格划分后的模型见图4和图5。

图3 曲柄连杆示意

图4 曲轴整体网格模型

图5 曲轴局部细化网格模型

2.2 曲轴的边界条件

在曲轴的计算中,边界条件分为力边界条件和约束边界条件。驱动端主轴颈轴承1处位移约束Uy=Uz=0,曲轴非驱动端轴颈轴承2处约束Uy=Uz=0,为了避免曲轴轴向移动,对驱动端主轴颈端面进行全约束,即Ux=Uy=Uz=0。

力边界条件包括作用3个曲柄销上的连杆力、主轴颈的支承反力、两轴端的扭矩,3种危险工况下曲轴的加载情况见表4。

表4 3种危险工况下曲轴的加载情况

2.3 计算结果及分析

通过 ANSYS有限元软件计算,分别得到1拐和2拐同时受力、2拐和3拐同时受力、3拐和1拐同时受力这3种情况下的曲轴总变形、等效应力、应力强度以及曲拐和曲柄连接圆角处的应力分布。

设计压力工况(动力端推力365kN)下,根据有限元分析结果,当第2拐和第3拐同时受力时,曲轴的等效应力最大,按照第四强度理论,曲轴的局部最大应力σmax=91.45MPa,按照第三强度理论,曲轴局部最大应力σmax=105.58MPa,曲轴最形为0.24mm,而且在两拐同时受力的危险工况下,曲轴最大变形量均出现在第 2拐处。除局 部最 大值外,曲轴整体平均应力σmax=70MPa(曲柄与曲拐圆角区域最大值)。从单个危险工况分析,第 1拐和第2拐同时受力时,曲轴的最大等效应力和最大应力强度在驱动端主轴颈与曲柄连接的圆角处。第2拐和第3拐同时受力时,曲轴的最大等效应力和最大应力强度在非驱动端主轴颈与曲柄连接的圆角处。第3拐和第1拐同时受力时,曲轴的最大等效应力和最大应力强度在非动端主轴颈与曲柄连接的圆角处。

往复泵曲轴承受着交变的弯曲载荷,其主要破坏形式是疲劳断裂,需对曲轴进行疲劳强 度 校核。考虑到有效应力集中系数(Kσ,Kτ)、尺寸系数ε等的影响,零件的疲劳安全系数为nσ=

式中:σ-1为弯曲疲劳极限,Kσ为弯曲应力集中系数,ε为绝对尺寸影响系数,ψσ为弯曲折算系数,σa为弯曲应力幅,σm为弯曲平均应力。

将σ-1=432MPa,Kσ=1.91,ε=0.701,ψσ=0.10代入式(1)得:nσ=1.61

根据材料的抗拉 强 度 和 屈 服 极 限,材 料 屈 强比σs/σb=500/750=0.667,根 据 《安 全 系 数 和 许用应力》选择 材 料 的 许 用 安 全 系 数 [n]s=1.4~1.8。根据《机 械 设 计 手 册 》,轴 类 零 件 的 静强度的许用安全系数为Ssp=1.4~1.8。往 复 泵曲轴的许用安 全 系 数[n]s取 1.5。 可 见,曲 轴 的疲劳安全 系 数 大 于 许 用 安 全 系 数。 根 据 有 限 元计算结果,在设计工况下,按 照 第 三 强 度 理 论,曲轴的最小安全 系 n1=σs>σmax=500/105.58=4.73>[n]s,所 以 该 泵 曲 轴 能 满 足 设 计 强 度 要求,具有较大裕量。

3 结论

(1)通过对曲轴的力学分析,得到曲 柄 连 杆 各机构受力的变化规律。分析结果表明,曲轴曲拐在转角φ为 80°、200°及320°时,两拐同时受力,为曲轴的危险工况。

(2)通过有限元分析得到危险工况下曲轴的总变形、等效应力、应力强度分布情况,发现在曲轴运行过程中当第2拐和第3拐同时受力时,应力最大。总变形的最大点发生在第2拐,曲轴的等效应力最大点和应力强度最大点都出现在主轴颈的过渡圆角处,主 要 原 因 是 其 受 力 最 大 且 应 力 集 中 现 象严重。

(3)曲轴的疲劳安全系数为1.61,大于曲轴的许用安全系数。根据第三强度理论计算出 曲轴在设计工况下的最小安全系数为4.73,能满足设计要求,有限元计算为大推力高压往复泵曲轴的设计研发提供了理论依据和技术支持。