1.2有限元分析
    曲柄连杆机构2种工况下的受力情况明确后，再利用UG高级仿真模块对曲柄连杆机构进行有限元分析。用UG对原设计曲轴及相关受力机构进行联合3D建模，之后截取装配好曲柄销的左右曲柄作为有限元模型对象，可以简化分析对象并将整个机构受力等效到模型对象上。同时，需将其中小的倒角、圆角及油孔等小的特性进行简化，以利于网格的划分，而曲轴主轴颈处的圆角是此次分析的对象，不能将其简化。由于2种情况下机构受力方式不同，需对2种受力情况下的曲柄分别建立理想化模型，在理想化模型中进行受力面的分割及作用力原点、方向的绘制，为载荷的施加做好充分准备。之后，进入网格划分模块，选取材料Iron_40对2种状态的曲柄机构分别进行网格划分，模型主体均采用3D四面体网格进行划分，圆角处均采用2D网格进行细分，采用同样的网格大小对2种状态的曲柄机构进行划分，网格划分完成后得到单元数128 312个，节点数28 152个，如图5所示。

    网格划分完成后双击*·Sim文件，对模型进行载荷及约束的施加，并进行最终的仿真分析。按照“1.1节”计算好的机构受力情况，分别对2种受力状态的模型施加：作用于曲柄销上的气体压力与往复惯性力的合力、作用于机构质心处的旋转惯性力的合力和整个机构的重力3种受力。之后，在主轴颈处施加轴向旋转约束后，就可以进行最终的仿真结果求解。图6、图7为曲柄机构最大弯曲应力和最小弯曲应力工况下应力分析云图，从图中分别读取出曲轴断裂点的最大弯曲应力约为σ max＝119.6 MPa，最小弯曲应力约为σmin＝21.27 MPa。

    1.3 圆角疲劳强度校核
    通过有限元分析，得到了主轴颈圆角在极限工况下的弯曲应力数值，接着将进行圆角安全系数计算，以检查曲轴此处原设计是否合理。主轴颈处过渡圆角设计值为R0.8李，取理论值R0.8进行计算。曲轴只考虑弯曲时的圆角安全系数为：


    参照“参考文献[2] ”，取许用安全系数的中值1.5～1.8，因此，原设计的曲轴圆角疲劳强度达到设计要求，接下来再展开一系列的检查以查找曲轴断裂的原因。
 

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