4.1断裂曲轴有限元分析
    有限元分析时，将原设计曲轴模型主轴颈处的圆角改成实际断裂曲轴加工的形状，即得到了断裂曲轴的有限元分析模型。通过与前边“1.2节”所述的相同方法进行理想化模型的建立、网格划分、力与约束的加载后，进行断裂曲轴的有限元分析，得到了2种状态下的von-mises应力云图分别如图14、图15所示，从图中看到，断裂处最大弯曲应力数值约为σmax=196.7 MPa，最小弯曲应力约为σ min＝27.35 MPa。由此可见，断裂曲轴主轴颈处由于过渡圆角过小，产生了应力集中，同样受力条件下的弯曲应力数值显著增加。



    4.2圆角疲劳强度校核
    对断裂曲轴主轴颈处过渡圆角进行疲劳强度校核，以查找断裂原因。取断裂曲轴圆角实测值R0.2进行计算，采用与“1.3节”中相同的计算方法，将有限元分析得到的弯曲应力数值代入公式计算，得到断裂曲轴的弯曲应力幅σa = 85 MPa，平均应力σm＝112MPa。钢的应力集中敏感性系数查得qσ=0.46，圆角固有弯曲应力集中系数。aσ1＝4.7，由此计算得到断裂曲轴的有效应力集中系数kσ＝2.7；其余参数与原设计曲轴参数相同。将以上数据代入公式进行计算，求得断裂曲轴圆角安全系数为：

    由此可见，断裂曲轴由于主轴颈过渡圆角过小，导致安全系数过低，远低于设计要求，因此，曲轴在运转过程中此处易产生应力集中，疲劳强度过低，极易发生疲劳断裂，从理论上验证了曲轴发生断裂的主要原因。

    5 结论
    通过对断裂曲轴分析及理论计算判断出，此次断裂属于疲劳断裂，裂纹源产生于曲轴主轴颈处过渡圆角。经查是由于机加工刀具损坏而导致了主轴颈过渡圆角过小、不符合图纸规范要求，曲轴在高转速大强度交变载荷冲击下，在过渡圆角处出现了严重的应力集中，导致了裂纹的出现，随后逐渐发展成横断曲柄臂的疲劳裂纹，导致整个曲轴断裂。
    曲轴断裂原因分析清楚后，供应商对问题立即进行了整改并重新制作样件，新样件过渡圆角处的R值在0.95左右，其余设计参数检验均在合格范围内，将该曲轴装配在发动机上进行了300 h发动机台架强化试验后，无断裂现象发生，按设计图纸生产的产品完全可以满足使用要求，曲轴装机后，整车在市场销售。到目前为止，已经生产了近20 000套产品，并全部进入了销售市场，均无来自用户的不良反应，问题得以解决。今后，将加强批生产中各类零件的细化检验，杜绝此类事故的发生。
 

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