毕业设计（论文）-某型乘用车发动机曲轴设计.docx

某型乘用车发动机曲轴设计本文针对大众EA888-DKV发动机，利用CaJia对曲轴进行参数化建模，并导入ANSYS中对其进行静力学分析、模态分析和疲劳分析，讨论曲轴在发动机最大爆发压力点时的应力、变形和疲劳情况“有限元分析结果表明，曲抽处的大爆发压力点时，曲柄与曲柄销和主轴颈连接处的应力最为集中，以第二缸点火时的应力最大，数值为103.66MPa,但最大应力远远小于材料的屈服极限740MPa：最大变形量出现在第一平衡重处，为0.13266nm.曲轴以第二缸点火时刻最大应力循环时的疲劳寿命最低,为1.712X10%能够满足曲轴使用寿命的要求.通过改进材料和结构，曲轴的质量分别减少/9.7%和10.6%,最大应力值分别为K)4.42MPa和I14.(MMPib虽然最大应力略有增加,但仍远小F材料的屈服极限，能够在实现轻址化的同时满足曲轴的使用要求.，这些改进对曲轴轻量化设计和应力优化方面有一定的参考意义.关俄词：曲轴：静力分析：模态分析：疲劳分析：有限元：轻量化AbstractinIhiSpaper,theVo1.kswagenEA888-DKVenginewasc1.>sentoinvestigate,thethree-dimensiona1.mode1.ofcrankshaftwasestab1.ishedbyCatia,andthestaticana1.ysis,moda1.ana1.ysisandfatigueana1.ysisofthecrankshaftwerecarriedoutwithANSYS.soasIodiscussthestresses,deformationandfatigueoftheCrankshat1.at(hemaximumbursipressurepointoftheengine.Theresu1.tsoffinitee1.ementana1.ysisshowedthatwhenthecrankshaftwasatthemaximumburstpressurepoint,thestressattheconnectionofthecrank,c11nkpinandspind1.eneckwasthemostconcentrated,andthestressat(heignitionof(hesecondcy1.inderisthe1.argest,(heva1.uewas103.66MPa.bu1.1.hcmaximumstresswasfar1.essthantheyie1.d1.imitof1.hcma1.cria1.,whichwas740MPa.Themaximumdeformationoccurredatthefirstequi1.ibriumweight,whichwas0.13266mm.Thefatigue1.ifeofthecrankshaftwasthe1.owestwhenthemaximumstresscircu1.atesattheignitiontimeof(hesecondcy1.inder,whichis1.7I2×I()12,whichcaninee1.erequirementsoftheservice1.ifeofthecrankshaft.Byimprovingthemateria1.andstructure,theweightofcrankshaftwasreducedby9.7%and10.6%,andthemaximumstressWaS104.4MPaand114.04MPa,respective1.y.A1.thoughthemaximumstresswass1.ight1.yincreased,itwass(i1.1.far1.essthantheyie1.d1.imitofthemateria1.,whichcou1.dmeettherequirementsofthecrankshaftwhi1.eachieving1.ightweight.Theseimprovementshavesomereferencesignificancetothedesignof1.ightweightcrankshaftandstressoptimization.Keywords：Crankshaft：Staticana1.ysis：Moda1.ana1.ysis：/Xna1.ysisoffatigue；Finitee1.ementana1.ysis：1.ightweight目录摘要1Abstract11第I章绪论1研究背景I 研究现状I 研究意义和内容2第2章曲轴飞轮组的设计35.1 曲轴男轮组的功能35.2 曲轴的设计要求35.3 曲轴的设计3J发动机参数32曲轴设计4 曲轴的构型及材料选择4 曲柄销的设计5 主轴颈的设计5 曲柄的设计5 平衡重的设计6 油孔的设计65.4曲轴飞轮组其他部件的设计7J皮带轮的设计7 皮带轮类型及材料的选择7 皮带轮尺寸的计算72正时齿轮的设计8正时齿轮材料的选择82.4.2.1正时齿轮尺寸的计算8?飞轮的设计9第3章曲轴边界条件的确定IO41栽荷边界IO(a) 连杆作用力10 气缸内的气压力I1. 活塞组惯性力12 连杆旋转惯性力12(b) 输出1矩的反作用扭14(C)曲轴的重力14手约束条件14第4章曲轴有限元分析及改进15104.42 曲轴性能评价方法15104.43 曲轴静力分析151.1 .2静力仿真结果分析151.2 .1约束条件及加载方式151.3 .3静强度安全系数校核17104.44 曲轴模态分析170自由模态分析17b约束模态分析19104.45 曲轴疲劳分析21104.46 曲轴的改进220材料的改进22h结构的改进27第5章总结与展望325.1 总结325.2 展望33参考文献M致谢36第1章绪论4.18 研究背景曲轴是汽车发动机中的核心部件，只有强度、刚度满足设计要求的曲轴，才能保证发动机在不同工况下稳定运转.随着市场竞争变得日趋激烈，以往通过不断试验来测试产品性能的方法已不再适用，有限元分析方法能够大大减少产品的开发周期，节约成本，为曲轴的设计开发提供了新思路.4.19 研究现状目前国内外学者对曲轴进行了诸多方面的研究，包括曲轴模态分析、疲劳失效分析、振动特性分析等。本文主要对曲轴进行静、动态有限元分析，以得到曲轴关键部位的应力分布，从而对其进行改进.时曲轴的净、动毂荷分析，目前常用的方法是对曲轴进行参数化建模，然后再导入有限元分析软件进行仿其模拟。在曲轴静力分析方面，许多学者已经做了研究。在通过改进曲轴结构来减小最大应力方面，国内的贺洋洋等人将曲轴模里导入ANSYS进行有限元分析，通过仿真结果对其进行优化设计，优化后的曲轴结构最大变形量减少了7.18%,最大应力减少了27.04%：柏桶利用ANSYS建模并进行有限元分析，通过仿真模拟得出，当曲轴右侧受力的时候，轴的根部受力最大，容易造成曲轴发生损坏，并选择以倒角的形式进行改进：国外的V.C.Shahane和R.S.PaWar利用ANSYS模拟仿真后,对曲轴进行优化设计,优化后的曲轴有助于提高发动机的性能，在原来曲轴的基础上可以减少4.37%的重量”力。随着技术的进步，在对曲轴进行有限元分析后，除了对结构进行优化设计以外，还可以通过改进材料来提升曲轴的性能。文怀军等人通过对比各种常用材料，将曲轴的选材由锻钢改为球黑铸铁，改进后的曲轴能够满足使用要求。在曲轴动态分析方面，常用的方法是对曲轴进行模态分析。薛隆海采用约束模态分析法,通过ANSYS仿真得到曲轴的各阶固有领率和振型，为曲轴结构设计时避开共振提供参考叫杨佳敏等人通过对曲抽进行模态分析，发现中频段振动、而频段振动、低频段振动对曲轴工作的静响程度将逐渐减弱阴。国内外相关研究表明，疲劳失效是曲轴破坏的主要形式。ZhiwciYu和XiaOICiXU对某卡车柴油机曲轴的失效进行了研究，研究表明，疲劳是曲轴失效的主要机制，实验表明机械磨削应逆慎进行，并控制磨削量，以避免磨削氮I化层，防止料-腹板园角区域发生.疲劳失效,w;国外的MFonte等人以某汽车曲轴的灾难性故障为例，进行了失效分析.研究表明曲轴材料的选用至关重要I网。了解曲轴疲劳失效的有关机理，对后期曲轴的优化设计会有所帮助。上述对曲轴的研究分析睁动力学偏多，且多集中在疲劳失效方面，对于曲轴轻量化以及疲劳分析研究还有待深入，本论文聘会在上述研究的方法嵯础之上对曲轴进行有限元分析，以期待在轻量化设计方面提供合理的方案。4.20 研究意义和内容随着汽车发动机性能得到不断优化，对曲轴工作环境、性能参数的要求也越来越富。在发动机工作时，曲轴受到旋转质量的高心力、周期性变化的气体压力和往复惯性力的共同作用，使曲轴承受弯曲与扭转我荷，在过渡圆角处会产生应力集中现象，有必要对曲轴进行相关的强度分析。本文将依次对发动机四个冲程下的曲轴进行静强度分析，并对曲轴进行模态分析和疲劳分析，为曲轴的设计提供参考.第2章曲轴飞轮组的设计（八）曲轴飞轮组的功能曲轴K轮组包括曲轴、K轮、正时齿轮、皮带轮等部件，是发动机的重要组成之.它的作用是将活塞的往夏周期运动转变为曲轴的旋转运动，通过K轮将发动机的扭矩传递给离合器，为汽车提供动力，同时还能够储存能垃，使发动机的运转更加平稔.曲轴的设计要求图2.1曲轴飞轮组根据曲轴的工作条件和性能要求，在设计时需要注意以卜.几点：4 保证曲轴要有足够的疲劳强度、弯曲刚度和扭转刚度：5 保证曲轴要有定的耐磨性，各轴颈应有足够的承压能力：6 合理选择曲轴的材料和结构，以辍解应力集中现象、降低生产成本。(C)曲轴的设计发动机参数表2.1发动机参数参数数值1ft(m1.)1984功率/(kW)140最高功率转速4200/(rmin)6000转矩/(Nm)320最高转矩转速1450-/(7min)4200缸径D(mm)82.5冲程/(mm)92.8压缩比11.65根据本次工作的研究目的及意义，查找汽车维修技术网,所选取的大众E888-DKV发动机参数如表2.1所示。曲轴设计曲轴的构型及材料选择以曲轴制造方法和组合形式的不同进行分类，可分为整体式曲轴和组合式曲轴两种。整体式曲轴工作可苑、重显轻，具有较高的强度和刚度，是中小型发动机曲轴最常见的结构形式内.以曲轴主轴颈的数砥进行分类，则可分为全支承的轴和非全支承曲轴两种.全支承曲轴具有刚度大、弯曲强度高，能有效减轻主轴承的我荷等优点。目前，这两种支承形式的曲轴都可以应用在汽油机上。*ru11*至支承的M图2.1曲轴支承形式曲轴的材料一般要求具有较高的强度、冲击韧度和耐磨性，目前常用的材料有两种，分别是高强度合金钢和球墨铸铁。本工作设计的是乘用车发动机曲轴，结合发动机的参数.选择设计整体式全支承的轴，初选材料40CrM0,其性能参数如表2.2所示。表2.240CrMO性能参数材料参数数值密度p(kgm3)7850弹性模量210EZ(GPa)泊松比0.3屈服强度740(MPa)抗拉强度9206(MPa) 曲柄销的设计(I)曲柄销是曲轴上的关键部件之一，连接若相邻两个曲柄，并且与连杆的大头端相连，它的尺寸影响着曲轴的结构和强度。根据发动机参数和内热机设计巩对于单列式汽油机，曲柄销的直径6有，U2=0.600.65(2-1D)因此，确定其直径D2为49.5mm。(2)曲柄销的长度12通常在D2确定后加以选择。为了在一定程度上增加曲轴的刚性,应该将1.控制在一定的范围内，根据内燃机设计，对于维列式汽油机，因此，确定其长度h为25mm, 主轴颈的设计(I)为r使曲轴各部分尺寸协调，根据内燃机设计，对T主轴颈的直径DuDI=(1.051.25)。2<2-3)因此，确定其直径D1为52mm.(2)曲轴主轴颈上的负荷要比曲柄销轴颈上小，为使主轴颈保持一定的刚性，使润滑更充分，它的长度一般要比曲柄销短.因此，确定其长度h为23mm. 曲柄的设计曲柄的设计主要包括两个方面，一是确定其尺寸，包括厚度和宽度：二是要确定曲柄的形状。选择适当的尺寸和合理的外形，能够在保证曲轴具有足够强度和刚度的同时较好地改善应力分布。根据内燃机设计，对于曲柄的宽度b.b=0.751.2(2-4d)因此,确定其宽度b为82.5mm.对于曲柄的厚度h,-=0.18-0.25<2-5D)因此，确定其厚度h为16.5mm（2）目前发动机曲轴的曲柄形状大多设计成椭圆形或是圆形.试验表明，相比于其他形状.椭圆形的曲柄质信轻、应力分布较均匀，同时具有足够的强度和刚度.因此，本次工作确定的曲柄形状如图2.2所示。图2.2曲柄平衡重的设计曲轴在高速旋转时，曲柄和曲柄销轴颈会产生一定的高心力，为了保证曲轴能够平稳运转，同时减少主轴颈上的负荷，需要设置平衡重。对于整体式铸造曲轴，平衡重通常与曲轴铸成体。本工作设计的平衡重如图2.3所示。图2.3曲柄和平衡重油孔的设计曲轴在工作时处于高速旋转中，需要对其洞滑以保证工作的稳定。油道的布置不仅影响轴承工作的稳定性，同时也影晌曲轴的刚度和强度。根据内燃机设计，本次工作采用分路供油的方式，设计的油道如图2.4所示。%道油2.4图-新选材后，通过有限元分析，发动机各缸点火时曲轴很大应力和最大变形的数据如表4.6所示。通过图表可以看出，当曲轴材料由合金钢变为球枭铸铁后，曲轴在最大爆发压力时的应力分布没有显著变化，依旧在过渡圆角处存在应力集中，最大应力价.出现在第二缸点火时，为104.42MPa,但远小于材料的屈服强度。最大变形量出现的位置没有变化，最大变形量出现在第四缸点火时,为0.1660mmO通过式4-1,计算出此时的安全系数n=4.02,满足曲轴的使用要求。表4.6各缸点火时曲抽所受最大应力及最大变形量缸号内容位置计算值极限值I最大应力第二曲拐与第三主轴颈连接处过渡圆角102.04MPa420MPa最大变第一平衡重右侧0.1661形nm2最大应力第二曲拐与第三主轴颈连接处过渡圆角104.42MPa420MPa最大变第一平衡重右侧0.1656形nn3最大应力第二曲拐与第三主轴颈连接处过渡圆角102.75MPa420MPa最大变第平衡重右侧0.1663形nn4最大应力第三曲拐与第三主轴颈连接处过渡圆角93.38MPa420MPa最大变第一平衡重右侧0.1660形mm更换曲轴材料前后最大应力、变形星数值对比如表4.7所东。表4.7更换材料前后曲轴城大应力、曲大变形量更换前更换后极限值（前/后）曲轴质量13.588kg12.272kg表4.8更改材料后曲轴前10阶模态分析阶数自由模态(Hz)约束模态(Hz)I0678.37201964.50303050.5041.2062×IO33354.1051.3527X1.033357.7062.6553×10,3365.307334.453367.508515.633659.909729.733665.60IO786.423704.40（八）自由模态5阶振型(b)自由模态8阶振型1.个5-匕(0约束模态8阶振型(d)约束模态IO阶振型图4.12更改材料后曲轴模态分析部分振型云图符曲轴材料改为QT7OO-2后，模态分析表明，自由模态下曲轴仍以弯曲变形为主，约束模态f则以扭转变形为主，两种模态卜曲轴的最低频率均大于发动机转速为4200rpm时的固有频率140Hz,不会发生共振。前IO阶自由模态和约束模态卜.的频率如表4.8所示，32对改进材料后的后轴进行疲劳分析，以各缸点火时刻最大应力循环时的疲劳破坏情况如表4.9所示,疲劳寿命云图见图4.13.表4.9更改材料后各缸点火时刻以最大应力循环时曲轴的疲劳寿命缸号最小疲劳寿命12344.091X1.O103.045×1.01.03.745×IO105.I14XIO10（八）第缸点火时刻最大应力循环（b）第二缸点火时刻最大应力循环（C）第三缸点火时刻最大应力循环3）第四缸点火时刻最大应力循图4.13改进材料后的疲劳寿命云图表4.10材料改进前后曲轴疲劳寿命对比缸号改进前疲劳寿改进后疲劳寿命命I2342.296x1(产4.091×IO101.712×IOn3.(¼5×1O,02.105×1.O123.745×10,02.868xOn5.114Oe通过图表可以看出，材料由40CrMO改为QT700-2后，曲轴发生疲劳破坏的位置没仃情况见表4.10,材料改进后，材料的极限抗拉强度值仃所降低,仿真结果显不疲劳寿命有所下降，最小疲劳寿命为3.045X1.O10,但是依I日能够满足曲轴的使用寿命要求。结构的改进通过改变曲轴的材料，曲轴的质量由原来的13.588kg减到12.272kg,减盘约9.7%。本工作为了达到曲轴轻量化的设计目标，将原来的整体式实心曲轴改为空心曲轴，材料选用40CrMo,改进后的曲轴结构如图4.14所示。图4.14空心曲轴结构改进后，曲轴各缸处于坡大爆发压力时的应力、变形云图如图4.15,4.16、4.17、应力云图1.1所示。图4.15第一缸点火时曲轴应力、H职M1.（八）应力云图(b)变形云图变形云图ANSYSmt>图4.16第二缸点火时曲轴应力、变形云图（八）应力云图（b）变形云图图4.17第：缸点火时曲轴应力、变形云图（八）应力云图（b）变形云图图4.18第三缸点火时曲轴应力、变形云图改为空心曲轴后，发动机各缸处于最大爆发压力时曲轴的最大应力和变形量如表4.11所示，曲轴结构改进前后质量、最大应力及变形量数值对比如表4.12所示。表4.11结构改进后各缸点火时曲轴所受最大应力及最大变形量缸内容位置计算值极限号值最大应第三曲拐与第三108.23740I力主轴颈连接过渡国角MPaMPa最大变第一平衡重右0.1408形例I1.1.m最大应第三曲拐与第三主109.507402力MPaMPa轴颈连接过渡国角最大变第一平衡近右0.1402形侧mm武汉理工大学毕业设计（论文）第三曲拐与第3最大应力主II4.(MMPa740MPa轴颈连接过渡圆角最大变第平衡重右0.1407形例min第四曲拐与第五4最大应士92.73MPa740力jbMPa轴颈连接过渡圆角最大变第一平衡重右0.1408形侧mm曲轴结构改进后，模态分析的结果没有显著变化，自由模态卜.，曲轴产生弯曲变形：约束模态卜.则以扭转变形为主，平衡重处的变形域显著。在两种模态卜.，曲轴的频率均远大于发动机转速为420OrPm时的固有频率140Hz,不会产生共振。-4.14改进后改缸后大爆发大力发环时曲轴的疲劳破坏情况缸最小疲劳寿号命武汉理工大学毕业设计（论文）2.821×10",最小疲劳寿命数值有所降低，但是同样能够满足曲轴的使用寿命耍求.表4.15结构改进前后曲轴或劳寿命对比缸号改进前曲轴疲劳寿命改进后曲轴疲劳寿命12.296×1.O127.267×1.O112I.7I2×IO,23.791.×IO1132.IO5×IO,22.821.×IO114868×IO1.2登45x10”I.AMitw0M>UWU-1111Wrj三MMtter>4CM椁Md>Hm11MMD*aMC"AHam”，tt>Z<13.1.1UUs"Wrj三j.fVVMeMHe/IM>1M1tTMrtJ(C)第：缸点火时刻最大应力循环(d)第四缸点火时刻最大应力循环第一缸点火时刻最大应力循环(b)第二缸点火时刻最大应力循环图4.20改进结构后的曲轴疲劳寿命云图第5章总结与展望2.1 总结本工作依据参考文献，确定曲轴的尺寸参数和构型，利用Catia时曲轴进行参数化建模,并通过ANSYS对曲抽进行静力学分析、模态分析和疲劳分析，模拟曲抽在最大爆发压力时的性能，并对曲轴的选材、结构等进行改进，可以在保证力学性能的前提下实现曲轴的轻量化，主要结论如下：2.1.1 曲轴静力分析表明，各缸处于爆大爆发压力时，最大应力出现在曲柄与曲柄箱和主轴颈连接的过渡咧角处，其中第二缸点火时，曲轴受到的应力最大，为103.66MPa.远低于材料的屈服极限。最大变形出现在第平衡重处，其中第缸点火时的变形量最大，为01327mm.此时的解强度系数为7.14,满足设计需求：2.1.2 曲抽材料由40CrMo更换为QT7(X)-2后，曲轴质量由13.588kg变为12.272kg,质量减少了97%.最大应力值略微增大，最大应力点仍出现在曲柄与曲柄销和主轴颈连接的过渡圆角处，以第二缸点火时的应力最大，为104.42MPii,远小于材料的屈服强度。最大变形量为0.1663mm,在第三缸点火时位于第一平衡重处。此时的静强度系数为4.02,满足设计需求；2.1.3 曲轴结构由实心改为空心后，曲轴质量由13.588kg变为12.142kg,减幅10.6%,最大应力有所增大，最大应力点出现在第一：缸点火时的第一：曲拐与第三主轴预连接过波圆角处，为114.04MPa,远小T材料的屈服强度.最大变形S1.为0.1408mm,在第四缸点火时位于第一平衡IR处。此时的静强度系数为6.49,满足设计需求：2.1.4 模态分析表明，曲轴处于自由模态时，以弯曲变形为主，最低阶非零模态频率为335.27Hz,不会与发动机发生.共振：曲轴处于约束模态时，以扭转变形为主，最低阶模态频率为3362.2Hz,同样不会和发动机发生共振。更换材料、改变曲轴结构后，模态分析结果没有发生显著变化,说明曲轴改进的合理性；2.1.5 疲劳分析表明，当曲轴受到点火时刻的最大应力循环时，痣劳破坏主要发生在曲轴的过渡圆角处，最小疲劳寿命为1.712X10%满足设计需求.同样的工况下，改进材料后的曲轴最小疲劳寿命为3.045×IO10,改进结构后的曲轴最小疲劳寿命为2.821X10",疲劳寿命有所降低，但均能够满足曲轴的设计需求，说明改进后在保证疲劳寿命的情况下可以实现曲轴的轻量化。27展望2.2.1 本工作简化了网格划分和质量检查对有限元分析结果的影响，后续研究工作可以考虑该部分并在此基础上加以分类讨论：2.2.2 曲轴的疲劳分析是研究中的一个重要环节，本工作得到材料的疲劳参数，是通过软件白带的功能生成S-N曲线，存在一定误差。后续工作在条件允许的情况下，可以先获得材料的疲劳参数，再进行仿真模拟；2.2.3 本工作在计并连杆作用力时，是基于参考文献得到的实验数据和经验公式，对于不同的发动机，适用情况可能会有所不同。后续的工作可以在设计曲轴飞轮组的基础之上再将活塞连杆组设计H1.来,这能够让仿真结果与实际更相符。参考文献H1.肖生发,赵树瞅汽车构旗M.北京大学出版社.200684958.12杨连生.内您机设计M,中国农业机械出版社.198I8I882OK222225.冯式阳李波,帏少军.机械原理与机械设计下册M1.高等教FfHI版社.2014.3:4555:108/15.1贺洋洋.申琪,兆昌盛,张昌明,熊超.H出.汽车发动机曲轴有限元分析及优化设计【“陕西理工大学学报(自然科学版).2018.34(02):07-11.2柏楠.基于ANSYS的发动机曲轴研川J.内燃机与配件,2O18O3(（三）ai1.3丈怀军,闫方华,暴于有限元分析的增压发动机曲轴设计优化IJ.小型内燃机与车纳技术.2017.46(01):46-49.4薛隆海.某四缸柴油机曲轴的模态分析.汽车实用技术.2019.07(03):77-79.5hup：/WWW6杨佳敏,李瑞雪.StTANSYS的汽油机曲轴结构分析叫.农机使用与维修0)19,10:1417.7高波,曲永欣.发动双曲轴有限元模态分析方法研究J.汽车实用技术,20174)8:0414.8 蔡进军,吴应军,占洋鼠.基于CAT1.A和ANSYS的6缸曲轴有限元模态分析J.汽车工程师,2011.01:29-31.9 付贵.郭湘川.基于ANSYSWoifcbcnch的某活塞发动机曲轴有限元模态分析科技创新与应用,2018,06:20-21.10 ZisstmosP.Mouf1.a(0s.Acrankshaftsystemmode1.forStivctura1.dynamicana1.ysisofibustionengines.ComputersandStrc<ures,21:2009-2027.I1.ZhiwciYu、XiaoteiXu.Fai1.ureana1.ysisOfadicsc1.enginecrankshaftJ.E1.SEVIER,2(X)5:487-495.12 M.Eontc.M.Freitas,1.Reis.Fai1.ureana1.ysisofadamageddiese1.motorcrankshaftJ).E1.SEV1.ER.2019:0126.13 Jinhc1.v.YaxuChU.ZcmgmingFeng.RigidandF1.exib1.eCoup1.ingAna1.ysisfCrankshaftSystemJ.Adan1.is.2018317.321.14 V.C.Shahane;R.S,Pawar.Optimizationof(becrankshaftusingfinitee1.ementana1.ysisapproachJbAutomocEngineTechnoIJOI7()2):01-23.15 M.Fontc；Bin1.i;1.Rcis;M.Frcicas.Crankshaftfai1.ureana1.ysisofamotorvchic1.c(J.E1.SEVIER.2013:147.152.16陈佐添、眼含,王孝禄,蔡鹏飞,苏光明.基于应力云图和有限元的柴油机曲轴技劳强度分析J.舰船科学技4：.2019.41(19>:144-147+158.17力柞军.于Caiia曲柄连杆机构建模及有限元分析D,南昌航富大学.2017.18王琥.舰于ANSYS的曲轴有限元分析及优化研究D.东北大学.2013.19方宏生.基于有限元的曲轴分析计蚱及其结构优化D).浙江工业大学.2009.20h«ps:/wenku.baidu.conVview/M7(M23abed26ff7O5cc1755270722182e595b.htm1.21h(pswenku.baidu.eonVview78c5cad89143323968011.ca300a6c30c22f1.b2.htm1.致谢I7.267×K)I1123,791X10"32.821X10"43.645X10”对改进后的曲轴进行疲劳分析，以各缸点火时刻最大应力循环时的疲劳破坏情况如表3.1所示，疲劳分析云图见图4.20»通过和结构未改进的曲轴进行对比,疲劳寿命对比情况见表4.1.5从图表可以看出，曲轴发生疲劳破坏的位置没有改变,还是位于曲柄与曲柄销、主轴颈连接的过渡圆角处，这与此处受到的应力较大、较集中有关：曲抽的最小疲劳寿命为