摘要：通过对断裂曲轴及相关零件的检验、曲轴断口分析，及利用有限元法时曲轴主轴颈处过渡圆角的应力计算、圆角安全系数计算，判定曲轴断裂失效发生的主要原因，为问题的解决以及今后此类问题的预防提供了可靠的理论依据。

    金城某款摩托车，在行驶到14 800 km时发生了发动机左曲轴断裂事故，致使发动机报废。针对此事故，技术人员对故障零件进行了仔细分析，图1为断裂曲轴，曲轴发生了横断整个曲柄臂的断裂。

    1 曲轴设计理论计算
    由于曲轴断裂的方向是从主轴颈圆角处开始，最后横断整个曲柄臂，说明曲轴主要是弯矩作用下的疲劳破坏，所以计算中不考虑扭转应力。为简单起见，初步认为在活塞上止点时，由于爆发压力的作用，使曲轴内部弯曲应力最大，下止点时应力最小。笔者选取了此款发动机最大转矩点工况进行分析，此时，发动机爆发压力最大，曲轴所受的弯曲应力也最大，对发动机在上止点附近的最大爆发压力点和下止点分别进行了有限元静力分析，得到主轴颈断裂处的弯曲应力数值，为此处的圆角疲劳强度计算提供了计算依据。
    该曲轴的材料为40Cr整体调质（断裂圆角处为车削加工，未做特殊处理），查得该曲轴材料的弹性模量E＝206 GPa，剪切模量G＝79.38 GPa，泊松比u＝0.3，抗拉强度σb＝750 MPa，屈服强度σs＝550 MPa、弯曲疲劳极限σ-1=350 MPa。
    1.1静力载荷计算
    该发动机在最大转矩点、1个做功循环内的缸内燃气压强如图2所示，分析得知，在曲轴转角14°附近，缸内燃气压强达到峰值约为80 bar，选取此位置对整个曲柄连杆机构进行受力计算，为圆角处最大应力的有限元计算提供载荷条件。

    最大弯曲应力时的曲柄连杆机构受力如图3所示，整个机构的受力主要来自4个方面：作用于活塞顶部气体爆发产生的爆发压力、活塞部分往复运动产生的惯性力、曲柄部分不平衡回转质量产生的离心惯性力和整个曲柄机构的重力，计算过程不再详述，计算后的数值如表1所示。



    最小弯曲应力时的曲柄连杆机构受力如图4所示，从图2得知在a＝180°（爆发下止点）时，气体爆发压力约为1 153 N；a＝540°（换气下止点）时，爆发压力约为347 N。为得到圆角最小弯曲应力，选取a＝540°作为计算工况点，此时β＝0°，求得机构受力情况如表2所示。

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