基于ANSYS發(fā)動機曲軸有限元分析,基于,ansys,發(fā)動機,曲軸,有限元分析 目錄 畢 業(yè) 設 計（論 文） 設計(論文)題目：基于ANSYS發(fā)動機曲軸有限元分析 　　　　　　　　 學生姓名： 二級學院： 班　　級： 提交日期： 目錄 目 錄 摘 要 1 Abstract 2 第一章、緒論 3 1.1、課題研究的背景及意義 3 1.2國內(nèi)外硏究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 4 1.3本文主要工作 6 第二章、有限元及ANSYS介紹 7 2.1、有限元分析 7 2.2、ANSYS軟件功能簡介 8 2.2.1、前處理模塊 8 2.2.2、分析計算模塊 8 2.2.3、后處理模塊 8 第三章、曲軸模型的建立 9 3.1、曲軸建模過程 9 第四章、曲軸的受力分析 13 4.1、氣缸內(nèi)工質(zhì)壓力 13 4.2、活塞組件往復慣性力 13 4.3、慣性力 14 4.4、扭矩 15 4.5、連桿軸頸受力情況 15 4.6、連桿軸頸壓力分布 16 第五章、曲軸的有限元分析 18 5.1、前期數(shù)據(jù)準備 18 5.2、模型準備 18 5.3、曲軸載荷的確定 18 5.3.1、沿連桿方向的力FL 18 5.3.2、法向力FR 19 5.3.4、扭矩T 19 5.4、曲軸邊界條件的確定 19 5.5、氣缸點火時曲軸的受力情況 19 5.6、分析過程 23 5.7、分析結果 25 5.8、曲軸強度校核 29 5.8.1、靜強度校核 29 5.8.2、疲勞強度校核 29 結論 31 參考文獻 32 II 摘要 基于ANSYS發(fā)動機曲軸有限元分析 摘 要 曲軸是發(fā)動機的三大運動部件之一，也是發(fā)動機中最重要、承受載荷最大、制造成本最高的零件之一。由于曲軸在工作時需要承受循環(huán)往復的載荷作用，所以曲軸的強度影響著曲軸的使用壽命和可靠性。 本文運用CATIA建立曲軸簡化模型，并通過ANSYS和CATIA的無縫銜接，將曲軸簡化模型在不產(chǎn)生數(shù)據(jù)丟失的條件下完全導進ANSYS軟件中，使CATIA與ANSYS軟件之間可以進行數(shù)據(jù)傳輸。本文運用有限元分析的方法對曲軸進行受力分析，對四沖程四缸發(fā)動機曲軸處于不同工作狀態(tài)下的應力及應變大小進行比較，很容易指出曲軸上存在的危險截面。最后，本文校核了曲軸的強度（校核靜強度與疲勞強度），從分析結果中可以看出曲軸滿足其強度要求。 關鍵詞：發(fā)動機；曲軸；CATIA；有限元分析 33 Abstract Finite element analysis of engine crankshaft based on ANSYS Abstract The crankshaft is one of the three major moving parts of the engine, and it is also one of the most important parts in the engine. As the crankshaft need working under cyclic load, so the strength of the crankshaft affects the service life and the reliability of the crankshaft. This paper uses CATIA to establish a simplified model of the crankshaft, through the seamless connection between CATIA and ANSYS, the simplified model of crankshaft without losing any data into ANSYS, realizing the data transmission between the CATIA and ANSYS software. The crankshaft is studied by finite element analysis, analyzed and compared of four-stroke and four-cylinder crankshaft respectively in different working conditions of the stress and deformation of the size, it is easy to point out the dangerous section of the crankshaft .Finally, the strength of the crankshaft is checked (static strength and fatigue check), and the results show that the strength of the crankshaft meets the requirements. Key words: Engine; Crankshaft; CATIA; Finite element analysis 第一章 緒論 第一章 緒論 1.1、課題研究的背景及意義 曲軸是發(fā)動機最重要的部件之一。它需要將連桿傳來的往復的力轉(zhuǎn)變?yōu)檗D(zhuǎn)矩，并通過曲軸本身輸出用來驅(qū)動發(fā)動機上其他零部件工作。而且在其工作過程中，曲軸需要承受旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力，循環(huán)往復的氣動慣性力和反復變化的慣性力的組合作用，因此曲軸需要具有足夠的強度和剛性以承受工作時的彎曲扭轉(zhuǎn)載荷，并且主軸頸和連桿軸頸是曲軸的兩個重要組成部分更需要注意。曲軸要將往復的力轉(zhuǎn)變?yōu)檗D(zhuǎn)矩，因此設計師們?yōu)榱诉_到這一目的將曲軸的結構及加工工藝設計的十分復雜。曲軸的結構和加工過程主要與發(fā)動機的可靠性和使用壽命直接相關聯(lián)。 曲軸經(jīng)受由旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力，循環(huán)往復的氣動慣性力和反復變化的慣性力，以及其他相關機構的載荷，從而使所述曲軸在使用過程中產(chǎn)生內(nèi)部的扭轉(zhuǎn)應力和彎曲應力，這可能導致斷裂等失效現(xiàn)象，萬一曲軸發(fā)生斷裂，將直接導致發(fā)動機整體報廢或損壞曲柄連桿機構中其他的零件，所以發(fā)動機是否可靠取決于曲軸的強度是否合格，分析計算曲軸的強度是否合格是必不可少的，曲軸必須保證滿足強度要求。另外，曲軸也要滿足剛度要求，比如說曲軸的剛性過小會增大縱向與扭轉(zhuǎn)振動，從而使曲軸受到額外的壓力，從而使發(fā)動機的工作條件變差并減少使用壽命，使發(fā)動機的噪聲變大，因此曲軸的彎曲和扭轉(zhuǎn)剛度也應該保證它滿足要求。所以為了確保發(fā)動機能可靠運行，有需要進一步分析曲軸的強度和剛性。 在曲軸的分析研究領域中，處于世界前列的是工業(yè)發(fā)達國家，他們認為發(fā)動機的可靠性和壽命非常重要。因此為了提高曲軸產(chǎn)品的質(zhì)量水平，工業(yè)發(fā)達國家嚴格管控曲軸的生產(chǎn)過程確保曲軸的強度滿足要求。因為我國的曲軸產(chǎn)品還不完善，因此我國踴躍地從國外學習購買先進的設備和技術，用于生產(chǎn)制造曲軸。這使得我國曲軸的制造技術在快速發(fā)展，國內(nèi)生產(chǎn)曲軸的制造工藝日益完善和曲軸產(chǎn)品的在國際市場上競爭力正緩慢提高。工業(yè)發(fā)達國家對于設計制造發(fā)動機曲軸的水平領先于我國。當下，我國對于生產(chǎn)曲軸的技術水平達不到工業(yè)發(fā)達國家的要求，難以在國際市場上立足。 為了提高曲軸的強度和剛度，曲軸在加工中需進行熱處理與表面強化處理，其處理方式多種多樣有曲軸中頻感應淬火、噴丸強化、 曲軸軟氮化、曲軸表面強化（圓角淬火強化、圓角滾壓強化）技術等。 曲軸主要有三種常見的損傷形式，它們分別是彎扭變形、軸頸磨損與斷裂。其中在曲軸的所有失效破壞中占80%是彎曲疲勞破壞。 （1）軸頸磨損。曲軸連桿軸頸和主軸頸在工作過程中與軸瓦之間會產(chǎn)生摩擦，即使有潤滑油膜的保護也會出現(xiàn)磨損現(xiàn)象，而且磨損不均勻，呈現(xiàn)出特定的規(guī)律性。 （2）曲軸彎扭變形。曲軸彎扭變形是由于曲軸在工作過程中連桿軸頸的分配角的偏差越來越大或主軸頸的軸線發(fā)生偏移，超過規(guī)定值。 （3）曲軸斷裂。由于加工工藝以及曲軸受力情況導致過渡圓角處（位于曲柄與軸頸之間）以及油孔處會出現(xiàn)裂紋。 曲軸一般使用合金鋼、碳素結構鋼或球墨鑄鐵來進行生產(chǎn)制造。中高速發(fā)動機要求強化程度不太高一般使用碳素結構鋼；中高速車用柴油機和用于飛機的航空發(fā)動機需要使用強化程度高合金鋼；農(nóng)用、車用柴油機和車用汽油機廣泛使用球墨鑄鐵材料。 本文旨在構建曲軸的三維模型并對其有限元分析。建立曲軸的三維簡化模型，然后使有限元技術分析曲軸的應力應變，完成曲軸靜力分析。 1.2國內(nèi)外硏究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 早在上個世紀的30年代一些國外的研究機構就開始了對曲軸強度的研究以及試驗工作，并且已經(jīng)發(fā)表了與曲軸相關的研究論文，其中絕大多數(shù)的論文主要是關于用于飛機發(fā)動機上的曲軸的疲勞強度分析，隨著發(fā)動機的應用領域越來越多, 隨著現(xiàn)代技術水平的提高，使得曲軸所受的載荷持續(xù)增大，更加表明了要加強對曲軸疲勞強度的分析?，F(xiàn)在如果繼續(xù)使用舊的研究方法，持續(xù)增加的曲軸強度要求就不能滿足。在此基礎上，研究人員探討關于結構參數(shù)與曲軸強度的關系通常使用靜強度試驗的方法來進行分析的，即叫做“參數(shù)試驗”，然后再對疲勞強度和靜強度實驗的研究結果進行分析，分析其中的規(guī)律并在它們之間建立聯(lián)系, 用以評估曲軸的疲勞強度。 在對曲軸進行研究時，通常使用實驗研究或分析計算兩種方法，這兩種方法都可以用來研究曲軸的強度。其中，分析計算有兩部分內(nèi)容組成，分別為曲軸的疲勞強度計算與運用有限元和傳統(tǒng)手段的曲軸的應力計算。實驗研究關于實驗曲軸強度的方法有以下幾種：光測彈性力學法、疲勞實驗方法和電阻應變測量法等。 在過去的二十年，由于有著不停發(fā)展的計算技術和盡力而為的研究人員，國內(nèi)外關于發(fā)動機曲軸強度的研究工作已經(jīng)獲得了一定的成果，特別是表現(xiàn)在研究分析曲軸應力的方面。但是，因為曲軸的結構和受力情況十分復雜，設計者要準確預測出曲軸的使用壽命還是有很多問題的，還存在著大量的問題要去解決。 （1）邊界條件的處理問題。在分析計算曲軸應力的過程中給精確計算創(chuàng)造條件是有限元和邊界元方法的使用，傳統(tǒng)的計算方法已經(jīng)滿足不了現(xiàn)在對結果準確性的要求。因曲軸受力復雜，研究員不能很好地分析出曲軸的邊界條件，因此其處理方式多種多樣，還需要進行改進。首先，軸承油膜的壓力分布很難進行計算而且曲軸工作時產(chǎn)生的變形（軸承、曲軸和機體變形）難以得到數(shù)據(jù)，因此對曲軸軸頸進行受力分析時多數(shù)會忽略與它們類似的許多現(xiàn)實中的影響因素。盡管現(xiàn)在已經(jīng)有一部分的影響因素被國外的研究者在分析時考慮到了，但還是有欠缺的地方，尤其是沒見過涉及到使用多因素耦合作用的原理來計算作用在軸頸表面上的載荷的文章。第二，處理曲軸的邊界條件時，多數(shù)不考慮對曲軸支承情況有影響的潤滑油膜的性能與間隙（存在于軸承和曲軸軸頸之間），只對軸承支承處的對軸承剛度影響的彈性邊界條件進行處理。第三，現(xiàn)在用來增強曲軸強度的方法有很多，如工藝強化（如噴丸處理和圓角滾壓）等加工方式是現(xiàn)在通常使用的方法，但因為強化處理后會產(chǎn)生復雜的殘余應力，所以目前在研究大都忽略它的影響。 （2）振動作用問題。一個對于研究曲軸強度的必不可少的內(nèi)容是曲軸的振動問題，是研究曲軸強度不可忽視的問題。隨著發(fā)動機產(chǎn)品的設計越來越緊湊、運轉(zhuǎn)越來越快，使得這個問題表現(xiàn)得更為明顯。目前，在國內(nèi)大多數(shù)使用靜態(tài)計算的方法用來計算曲軸的應力。研究人員普遍認為即使曲軸自身橫向彎曲振動的頻率很大，其產(chǎn)生的應力也不會對結果有太大的影響，因此可以忽略不計。另外也要對扭轉(zhuǎn)振動進行振動計算研究，然后研究扭轉(zhuǎn)振動與曲軸強度的關系（通過使用附加應力的方法）。但是這很明顯與現(xiàn)實狀態(tài)脫節(jié)，這使得人們很懷疑這種分析結果的可靠性。應力計算方式已從最初的靜態(tài)計算變?yōu)楝F(xiàn)在的動態(tài)計算，為分析曲軸的動力特性與作用在曲軸上的應力之間的關系提供了可靠的手段。關于曲軸的動態(tài)計算，國外一些機構已經(jīng)對其進行了研究，并開發(fā)了一系列分析軟件（如RICARDO的ENGDYN和AVL的EXCITE等），這些軟件都可以對曲軸進行時域、三維和非線性動態(tài)分析。 （3）疲勞強度計算理論與方法問題。近年來除了常規(guī)疲勞強度理論一直被研究者使用之外，以可靠性分析與斷裂力學為基礎的疲勞強度理論也得到了發(fā)展。斷裂力學與常規(guī)疲勞強度理論的區(qū)別是其考慮到零件上存在細小的缺陷（如裂紋），然后分析裂紋的大小和材料特性對零件的承載能力的影響，得出安全判據(jù)。可靠性被用來確定零件的壽命與安全，其主要運用的是概率統(tǒng)計的方法，在計算中隨機選取曲軸的疲勞強度及工作應力 (常規(guī)疲勞強度理論忽略了數(shù)據(jù)的離散性)。顯然，它們在計算中將許多實際情況考慮進來了。因此，雖然它們現(xiàn)在還有一些問題，但隨著技術的快速發(fā)展、研究的不斷深入、處理方法的持續(xù)改進，它們在快速的完善成長，變?yōu)榉治銮S強度的必要手段。 有以下兩方面因素影響著曲軸有限元分析的結果： (1) 由于曲軸的結構十分復雜，這直接增加了建立三維模型的工作量，大幅降低了建模的效率。這直接導致有限元分析的效率提不上來，分析的效率低。 (2)使用不同分析方式的分析精度各不相同以及分析的準確性差距很大。當前對多缸曲軸進行有限元分析大都采用各種不同的方法對模型進行簡化，以此來方便分析軟件劃分單元格減少運算量，同時處理邊界條件時也是使用了各種不同的方法，因此分析相同的曲軸其結果也各種不同，急需一種既能保證計算精度又能縮小計算規(guī)模的曲軸模型進行有限元分析分析。 本課題主要有兩部分的研究內(nèi)容：首先建立曲軸的三維簡化模型，然后使有限元技術分析曲軸的應力應變，完成曲軸靜力分析，校核曲軸的強度。 (1)選擇建模軟件。 本文使用的建模軟件為CATIA，主要因為以下幾個方面：CATIA中功能覆蓋面廣；CATIA功能強大，特別是CATIA的曲面造型功能，而且曲面還擁有豐富的分析功能；CATIA的文件格式轉(zhuǎn)換方便，其格式方便導入ANSYS；CATIA的操作界面簡單明了，容易學習。 (2)選擇有限元分析軟件。 本文使用的限元分析軟件為ANSYS。 因為ANSYS的使用界面最好的使用界面之一。在中國， 因ANSYS進入市場比其他有限元分析軟件早的多，所以國內(nèi)關于有限元的培訓及教程資料大多都是關于ANSYS的。所以，本文使用版本為ANSYS 15.0的ANSYS軟件進行有限元分析。 隨著科學技術的提高，曲軸的分析研究發(fā)展方向必然是CAD/CAE/CAM—體化。 1.3本文主要工作 （1）運用CATIA創(chuàng)建直列四缸四沖程發(fā)動機曲軸的三維模型； （2）以曲柄連桿機構的運動原理為依據(jù)，仔細分析曲軸的受力情況，為下一步的有限元分析打好基礎； （3）將CATIA的模型文件保存為特定格式，在ANSYS中打開，以此實現(xiàn)CATIA與ANSYS的數(shù)據(jù)傳輸，解決了比較復雜的模型從 CATIA導入ANSYS 難的問題； (4)使用ANSYS 15.0對曲軸進行有限元分析 （靜力分析）， 以等值線圖的形式顯示分析結果，指出曲軸在工作狀態(tài)下的所受的最大應力與其所在的部位。 第二章 有限元及ANSYS介紹 第二章 有限元及ANSYS介紹 2.1、有限元分析 有限元分析是使用數(shù)學近似的方法來模擬真實物理系統(tǒng)，使用簡單且相互作用的元素（既單元），用有限數(shù)量的未知量逼近無限未知量的真實系統(tǒng)[8]。 有限元法的實質(zhì)是使用簡單的問題替換掉復雜的問題然后在求解。它將求解域離散成許多具有一定大小的單元，這些單元以有限的節(jié)點相連接，對其進行求解，然后將這些解集合起來推導出問題的解。因為使用簡單的問題替換掉了復雜的實際問題，所以有限元法得到的解是一個近似解，而不是問題的準確解。由于絕大多數(shù)的實際問題的準確解是很難得到的，而有限元不僅擁有很高的計算精度，而且能解決各種復雜形狀，因而成為最為出色的工程分析方法。 隨著科學技術的發(fā)展進步，人們對產(chǎn)品的要求越來越高，要求工程師在設計產(chǎn)品時就要精確地計算出強度、技術性能及產(chǎn)品壽命等。有限元法就是解決這些復雜設計問題的有效手段。 有限元法分析計算的基本步驟可以分為五步： （1）結構離散化。這是進行有限元分析的第一步。這個過程將求解域離散成許多具有一定大小的單元，這些單元以有限的節(jié)點相連接。 （2）單元分析。此過程需要選擇位移模式和建立單元剛度方程。位移模式的選擇，對有限元法的計算精度和收斂性有很大影響，通常選多項式作為位移模式。選定單元類型和位移模式以后，軟件就可以自動生成單元剛度方程。 （3）整體分析。就是將求解域內(nèi)的單元剛度方程集合在一起，組成求解區(qū)域的剛度方程：kδ=F （4）求解有限元方程式kδ=F得出位移。 （5）計算單元的應變與應力。節(jié)點位移解答出來以后，可以根據(jù)需要，由彈性力學幾何方程和彈性方程來計算應變和應力。 目前ANSYS使用比較廣泛的版本是ANSYS 10.0、ANSYS 12.0，其最新版本為ANSYS 16.0。 發(fā)展歷程： ANSYS誕生（1970年）→ANSYS 2.0(1972年) →ANSYS 3.0(1979年) →ANSYS 4.0(1984年) →ANSYS 4.2(1985年）→ANSYS 5.0(1993年）→ANSYS 5.3(1996年) →ANSYS 6.0(2001年) →ANSYS 6.1(2002年) → ANSYS 7.0(2002年) →ANSYS 8.0(2003年) →ANSYS 9.0(2005年) →ANSYS 10.0(2010年) →ANSYS 11.0(2010年）→ANSYS 12.0(2011年）→ANSYS 13.0(2011年）→ANSYS 14.0(2011年）→ANSYS 14.5(2012年）→ANSYS 15.0(2013年）→ANSYS 16.0(2015年）。 2.2、ANSYS軟件功能簡介 ANSYS 軟件的分析過程主要有三個部分，它們分別是前處理，分析計算和后處理。 2.2.1、前處理模塊 ANSYS的前處理模塊，顧名思義這個模塊的主要功能是為有限元分析做準備工作的。其主要有兩個部分：實體建模和網(wǎng)格劃分。 用戶可以使用兩種不同的方法進行建模，分別是自底向上與自頂向下。自底向上的方法就是從“點”→“線”→“面”→“體”逐級向上建立實體模型。與之相對的自頂向下的方法就是把自底向上的過程反過來，其需要用戶先建一個高級圖元，ANSYS軟件會自動生成圖元上的“點” 、“線”、 “面”。雖然這兩種方法不同，但都可以使用布爾運算來確保模型相互連接。 這兩種建模方法的優(yōu)缺點十分明顯。自底向上建模需要詳細了解模型的尺寸及關鍵點的坐標，這保證了這種建模方式很少出錯，但由于需要建立所有的關鍵點導致其建模效率極其低下。自頂向下建模的效率就高了，但是它需要使用布爾運算將高級的圖元連接起來，而布爾運算很難掌握。選用哪種方法就看用戶的喜好了，而且有限元模型可以用外部建模軟件先建立起來，在導入ANSYS。 網(wǎng)格劃分的方法有四種，分別是延伸劃分、映像劃分、自適應劃分和自由劃分。 2.2.2、分析計算模塊 這個模塊主要是用來對模型進行有限元分析的，其功能十分強大，提供了多種分析類型。使用這個模塊需要有已經(jīng)劃分網(wǎng)格的實體模型，然后選擇分析的類型并設置分析選項。做好之后就要對模型施加載荷和約束，如果有需要還要設置載荷步。設置完成后就可以執(zhí)行求解了。 2.2.3、后處理模塊 ANSYS軟件的后處理過程包含兩個部分：通用后處理模塊、時間歷程后處理模塊。 我們經(jīng)?？吹降膽冊茍D就是使用通用后處理模塊來實現(xiàn)的，這個模塊的主要功能就是將分析結果以圖表的形式輸出。而時間歷程后處理模塊輸出結果使用列表或曲線，因此該模塊還具有曲線的代數(shù)運算功能。 第三章 曲軸模型的建立 第三章 曲軸模型的建立 在ANSYS中建立模型的方法有兩種:直接生成和實體建模。直接生成的方法是指用戶必須知道模型上每個節(jié)點的坐標，并了解模型由哪些單元組成。與之相對的實體建模的方法，就是通過外部建模軟件建立模型，導入ANSYS，ANSYS會自動生成模型的節(jié)點和單元。由于實體建模更加方便簡單，本文選用實體建模。 使用有限元分析軟件對曲軸進行分析,第一步是要建立曲軸的有限元模型。對于運用外部軟件建立曲軸的三維模型,要先導入ANSYS軟件,然后軟件直接生成有限元模型。曲軸的形狀不規(guī)則，屬于長軸類零件。它的三個明顯特點， 長徑比大、 軸線不連續(xù)和結構復雜?？偟膩碚f,曲軸既不是對稱， 也不是反對稱體,所以有限元分析曲軸時選取整體曲軸作為本文的研究對象。 因為曲軸使用全支撐結構的主軸承,所以傳統(tǒng)的對曲軸進行應力計算時大多使用1/2曲拐或者單拐模型, 這種簡化模型不能很好地指出在曲軸內(nèi)部的應力分布情況，而且對于邊界條件的處理也不準確，使得分析結果的誤差較大。 因曲軸的結構形狀太復雜,在創(chuàng)建曲軸的整體模型時,需要做一定程度的簡化： 1、忽略曲軸上的細油孔（油道）和小圓角（倒角）, 以及加工時的越程槽和退刀槽。 2、忽略曲軸上各種螺栓孔。 3.1、曲軸建模過程 已知連桿軸頸的直徑d=53和寬L=33；主軸頸的直徑D=70和寬L=31；曲臂厚h=19.5；曲柄半徑R=52.45 （1）新建CATIA工作文件。 打開CATIA軟件；依次點擊“開始”→ “機械設計”→ “零件設計”；輸入零件名稱：quzhou。 （2）建立曲軸模型。 點擊“草圖”選擇xy平面為工作平面，以原點為原心畫一個圓并約束。退出草圖編輯器，進行拉伸操作，生成柱體（圖3.1）。 圖3.1 生成主軸頸 選取柱體截面（不是xy平面）進入草圖編輯器，按圖紙建立曲柄的草圖。退出草圖編輯器，進行拉伸操作，生成曲臂（圖3.2）。 圖3.2 生成曲臂 選取曲臂另一截面進入草圖編輯器，繪制連桿軸頸草圖。退出草圖編輯器，進行拉伸操作，生成連桿軸頸（圖3.3）。 圖3.3 生成連桿軸頸 重復之前的操作。建立一半曲軸（圖3.4）。 圖3.4 連續(xù)操作 全選之前所有的實體，選擇xy平面作為鏡像基準面，對模型進行鏡像操作（圖3.5）。 圖3.5 鏡像 最后建立曲軸兩端的輸出軸（圖3.6）。 圖3.6 完整曲軸 將CATIA的catpart格式保存為model格式（便于在CATIA軟件繪出的圖形導入ANSYS軟件中）。執(zhí)行操作：“文件”→“另存為”命令，再在“另存為”對話框的文件類型欄內(nèi)選擇“model”的文件格式保存即可。 第四章 曲軸的受力分析 第四章 曲軸的受力分析 曲柄連桿機構的受力情況十分復雜，其中就有運動質(zhì)量的慣性力、 缸內(nèi)氣壓力、 摩擦阻力和作用于發(fā)動機曲軸的負載阻力。由于摩擦力的變化情況十分復雜很難對其進行分析，所以一般進行在受力分析時不考慮。主動力與負荷阻力 處于平衡狀態(tài)。本章節(jié)主要分析運動質(zhì)量慣性力與氣壓力的變化規(guī)律對曲軸的影響。 4.1、氣缸內(nèi)工質(zhì)壓力 Fg=(Pg-P0)Ah （4-1） 式中， Fg—工質(zhì)壓力（N） Pg—氣缸內(nèi)絕對壓力（Pa） P0—大氣壓力（Pa），取1.0×105 Pa Ah—活塞頂投影面積（m2） 發(fā)動機的示功圖（圖4.1）可以又來確定工質(zhì)壓力的大小。 圖4.1 示功圖 4.2、活塞組件往復慣性力 Fs=-mij=-mirω2(cosα+λcosα) （4-2） mi—依據(jù)靜力等效原則將氣環(huán)、油環(huán)、連桿襯套、活塞、活塞銷、活塞環(huán)以及連桿小頭部分的質(zhì)量等效到活塞銷中點的質(zhì)點上的質(zhì)量，單位kg;j—活塞運動加速度，單位m/s2; r—曲柄長度，單位m；α一曲軸角速度，單位rad/s; λ—連桿比，λ=r/l,其中為r曲柄半徑，l為連桿長度。 負號是因為活塞加速度方向和慣性力方向相反。 ·求活塞運動加速度j。 根據(jù)正弦定理： Lsinα=rsinβ （4-3） 得出： β=sin-1rsinαL=sin-1λsinα （4-4） 設活塞位移為x： x=r+l-rcosα-lcosβ =r[1+1λ-(cosα+1λcosβ)] （4-5） 經(jīng)簡化得： x=r[1-cosα+λ41-cos2α] （4-6） 活塞速度v: v=dxdy=rω(sinα+cosαtanβ) （4-6） 經(jīng)簡化得: v=rω(sinα+λ2sin2α) （4-7） 活塞加速度j: j=dvdt=rω2[cos(α+β)cosβ+λcos 2αcos 3β] （4-8） 經(jīng)簡化得： j=rω2(cosα+λcosα) （4-9） 4.3、慣性力 1、連桿簡化至曲軸的離心力 Fl=m1rω2 （4-10） m1—理論上曲軸在大頭孔中心做旋轉(zhuǎn)運動的質(zhì)量，包括連桿軸瓦、 連桿質(zhì)量、連桿螺釘、保險鉛絲的質(zhì)量，單位kg; r—曲柄長度，單位m; ω—曲軸角速度，單位rad/s。 2、曲軸離心力 Fq=m2rω2 （4-11） m2—理論上在主軸頸中心做旋轉(zhuǎn)運動的質(zhì)量，單位kg;r—連桿軸頸軸線與主軸頸軸線間的距離，單位m；ω—曲軸角速度，單位rad/s。 4.4、扭矩 在發(fā)動機工作時，將往復的運動變?yōu)樾D(zhuǎn)運動，輸出扭矩做功。又由曲軸的受力分析可知，該輸出扭矩位于法蘭盤的邊緣處，既將扭矩從曲軸后端傳遞到飛輪上。 T=9550Pn （4-12） 其中，T—扭矩，單位N·m; P—內(nèi)燃機額定功率，單位kw; n—內(nèi)燃機額定轉(zhuǎn)速，單位r/min。 因為力的作用是相互的，所以作用在曲軸輸出端的扭矩和輸出扭矩大小相同， 方向相反。 4.5、連桿軸頸受力情況 圖4.2 連桿軸頸受力情況 對連桿軸頸進行受力分析，其結果如圖4.2所示， FL=(Fg+Fs)cosβ=(Pg-P0)Ah-mirω2(cosα+λcosα)1-λ2sin 2a （4-13） FR=Fl+Fq=(m1+m2)rω （4-14） 4.6、連桿軸頸壓力分布 連桿軸頸所受到的壓力由兩部分，分別是作用在活塞上的工質(zhì)壓力沿連桿方向的分力與活塞連桿組件往復慣性力。 以傳統(tǒng)潤滑理論為依據(jù)，忽略曲軸細油孔處的壓力峰值的突變，設作用在連桿軸頸上的載荷為Qc，按照無限滑動短軸承油膜應力分布規(guī)律，假設曲軸連桿軸頸的壓力分布規(guī)律為：連桿軸頸軸向的壓力分布呈二次拋物線的分布規(guī)律，連桿軸頸徑向的壓力按余弦規(guī)律分布，范圍是-60°~60°，如圖4.3所示。 以連桿軸頸軸向為x方向，豎直方向為q方向，周向為θ方向，以連桿軸頸中心為O點建立空間直角坐標系，設沿曲軸軸線方向壓力分布曲線的方程為： qx=ax2+bx+c （4-15） 圖4.3 連桿軸頸壓力分布 其中，-b2a=0，即b=0，且 由連桿軸頸壓力分布圖可知，連桿軸頸的軸向受力長度為2L，當x=L時，qx=0；當x=0時，qx=qmax代入得出： a=-qmaxL2;b=0; c=qmax （4-16） 即 qx=qmax(1-x2L2) （4-17） 壓力沿連桿軸頸圓周方向-60°~60°范圍內(nèi)按余弦規(guī)律分布，則Qc可表示為： Qc=40L060qxcos3θ2dsdx =40L060qxcos3θ2Rdθdx =4R0L060qmax(1-xL2)cos3θ2Rdθdx =169qmaxRL （4-18） 因此 qmax=916RLQc （4-19） 建立軸頸上壓力分布方程： qx,θ=916RLQc(1-x2L2)cos3θ2 （4-20） 其中，x∈[-L,L], θ∈[-60°,60°] qx,θ軸頸壓力分布，單位MPa; R—連桿軸頸半徑，單位mm; L—連桿軸頸半長，單位mm; Qc作用在軸頸上的壓力和，單位N。 第五章 曲軸的有限元分析 第五章 曲軸的有限元分析 5.1、前期數(shù)據(jù)準備 本文所選用的曲軸的材料參數(shù)與發(fā)動機的性能參數(shù)如表5.1所示。 表5.1 曲軸的材料參數(shù)與發(fā)動機的性能參數(shù) 材料 45鋼 調(diào)質(zhì) 材料密度 7.85g/cm3 彈性模量 210000MPa 20℃ 泊松比 0.31 抗拉強度σB 650MPa 經(jīng)調(diào)質(zhì)處理 屈服強度σS 360MPa 彎曲屈服極限σSb 504MPa 調(diào)質(zhì)鋼σSb=1.4σS 對稱疲勞極限σ-1b 286MPa 調(diào)質(zhì)鋼σ-1b=0.44σB 額定轉(zhuǎn)速 3600r/min 額定功率 185kW 5.2、模型準備 本文選擇的是在CATIA建立模型文件并直接導入ANSYS 15.0中。 1、ANSYS處于開啟狀態(tài)，若是有工作文件就先使用?file→clear/start命令，清除ANSYS中的工作文件； 2、然后File → Import → CATIA選擇存好的*.model格式的CATIA文件,打開； 3、打開后顯示的是骨架（wireframe），利用Plotctrl→ Style→ Solit?Model?Facets→改wireframe為Normal?Facets顯示實體。 本文使用的曲軸模型為常用的直列四缸發(fā)動機曲軸，因為其應用較廣所以其分析解果很有代表性，其點火順序為1→3→4→2。 5.3、曲軸載荷的確定 5.3.1、沿連桿方向的力FL 顧名思義四沖程發(fā)動機的一個完整的做功過程有四個沖程，每個沖程中曲軸需旋轉(zhuǎn)180°。運用靜力分析的方法對曲軸進行分析時，為了得到更準確的分析結果，應該對四個沖程中的任一轉(zhuǎn)角α的曲軸進行分析?α越小，越精確。為了使分析的工作量適中，本文選擇四個工況進行有限元分析。當火花塞點火時，氣缸內(nèi)的工質(zhì)壓力達到峰值，導致作用在連桿軸頸的載荷達到峰值，因此只要分別分析四個氣缸點火時的曲軸所受的應力。 表5.2 連桿軸頸載荷 α 0° 180° 360° 720° 載荷代號 Pa Pb Pc Pd 軸頸載荷(N) 100572 20945 13082 20230 5.3.2、法向力FR 因為本文沒有建立連桿的實體模型，故不能得到準確的離心力Fl，因此對其作出假定，?。? Fl=Fq （5-1） 將式5-1代入式4-11，可得： FR=2Fq （5-2） 即曲軸上所受到的離心力是曲軸自身離心力的兩倍。 分析時需要添加離心力，在ANSYS中的慣性力列表中選擇離心力，列表中輸入的是角速度，需要將離心力換算成角速度，輸入后ANSYS軟件會在每一個節(jié)點上自動添加離心力。 5.3.4、扭矩T 在發(fā)動機工作時，將往復的運動變?yōu)樾D(zhuǎn)運動，輸出扭矩做功。又由曲軸的受力分析可知，該輸出扭矩位于法蘭盤的邊緣處，既將扭矩從曲軸后端傳遞到飛輪上。 T=9550Pn=490.8N?m （5-3） 扭矩方向和曲軸的旋轉(zhuǎn)方向相反。 5.4、曲軸邊界條件的確定 本文選用的四缸曲軸的支撐形式為全支撐式，其五個主軸頸都要受到主軸承的約束作用。曲軸主軸頸被主軸承固定支撐，主軸承限制了主軸頸的徑向和垂向位移，既UX=0，UY=0；而且止推軸承又固定住了主軸頸的軸向位移既UZ=0。 5.5、氣缸點火時曲軸的受力情況 （1）第一缸點火 第一缸火花塞點火時，曲軸的連桿軸頸的受力情況如圖5.1所示。根據(jù)發(fā)動機參數(shù)，運用軸頸上壓力分布方程（式4-20），計算出此時各連桿軸頸上所受的壓力情況，如表5.3所示。 圖5.1 第一缸點火時曲軸受力 表5.3 第一缸點火時各連桿軸頸所受的壓力情況（MPa） 軸頸序號 載荷代號 軸頸載荷 1 Pa qx,θ=129.38(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 2 Pb qx,θ=26.94(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 3 Pd qx,θ=26.02(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 4 Pc qx,θ=16.83(1-x272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] （2）第三缸點火 圖5.2 第三缸點火時曲軸受力 第三缸火花塞點火時，曲軸的連桿軸頸的受力情況如圖5.2所示。同理，計算出此時各連桿軸頸上所受的壓力情況，如表5.4所示。 表5.4 第三缸點火時各連桿軸頸所受的壓力情況（MPa） 軸頸序號 載荷代號 軸頸載荷 1 Pb qx,θ=26.94(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 2 Pc qx,θ=16.83(1-x272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 3 Pa qx,θ=129.38(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 4 Pd qx,θ=26.02(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] （3）第四缸發(fā)火時曲軸受力狀況 圖5.3 第四缸點火時曲軸受力 第四缸火花塞點火時，曲軸的連桿軸頸的受力情況如圖5.3所示。同理，計算出此時各連桿軸頸上所受的壓力情況，如表5.5所示。 表5.5 第四缸點火時各連桿軸頸所受的壓力情況（MPa） 軸頸序號 載荷代號 軸頸載荷 1 Pc qx,θ=16.83(1-x272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 2 Pd qx,θ=26.02(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 3 Pb qx,θ=26.94(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 4 Pa qx,θ=129.38(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] （4）第二缸發(fā)火時曲軸受力狀況 第二缸火花塞點火時，曲軸的連桿軸頸的受力情況如圖5.4所示。同理，計算出此時各連桿軸頸上所受的壓力情況，如表5.6所示。 圖5.4 第二缸點火時曲軸受力 表5.6 第二缸點火時各連桿軸頸所受的壓力情況（MPa） 軸頸序號 載荷代號 軸頸載荷 1 Pd qx,θ=26.02(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 2 Pa qx,θ=129.38(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 3 Pc qx,θ=16.83(1-x272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 4 Pb qx,θ=26.94(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 5.6、分析過程 1、定義材料屬性 Main?Menu→Preprocessor→Element?Type→Add/Edit/Delete，選擇Solid 10 node 187。?? Maln?Menu→Preprocessor→Material?Props→?Material?Models→Structural→ linear→Elastic→Isotropic，輸入EX： 2.1e5； PRXY：0.31。? Maln?Menu→Preprocessor→Material?Props→?Material?Models→Structural→ Density，輸入DEN：7.85e-6。 ANSYS輸入?yún)?shù)時，注意單位統(tǒng)一。本文中ANSYS所輸入的數(shù)據(jù)單位統(tǒng)一為mm-N-Kg-MPa。 2、劃分網(wǎng)格 Main?Menu→Preprocessor→Meahing→MeahTool，選擇單元格大小為6.0，選取全部模型進行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分結果如圖5.5所示。 圖5.5 曲軸網(wǎng)格劃分 3、重力及離心力加載 因為ANSYS中重力是以全局笛卡爾坐標系為基準施加的，而且曲軸在工作過程中重力的方向隨曲軸的旋轉(zhuǎn)在全局笛卡爾坐標系而改變。因此要在CATIA中對用戶坐標系的進行調(diào)整，保證在不同的工況下，重力方向在坐標軸上，然后才可以將曲軸模型導入ANSYS。 Maln?Menu→Solution→Define?Loads→Apply→Structural→Inertia→Gravity→Global 重力加速度為9800mm/s2（9.8m/s2）。 加載兩倍的離心力，由公式4-11、5-2可得ω1= 2ω，在施加轉(zhuǎn)速時，將轉(zhuǎn)速ω提升至ω1= 2ω進行加載。由額定轉(zhuǎn)速3600r/min，計算得： ω1= 2ω= 23600×2π60rad/s=533rad/s （5-4） Maln?Menu→Solution→Define?Loads→Apply→Structural→Inertia→Angular Veloc→Global ANSYS中離心力的施加遵循右手螺旋定則，只需要指定曲軸旋轉(zhuǎn)中心、方向及大小，就可以將離心力施加在曲軸上了。與施加重力類似，離心力也是以全局笛卡爾坐標系為基準施加的。 4、扭矩加載 因為ANSYS中沒有對模型施加扭矩的模塊，所以不能直接施加扭矩，這時我們就需要變換一下思路，變相的施加扭矩。具體步驟如下，首先要確定扭矩施加在哪個截面上，然后在截面的中心創(chuàng)建一個節(jié)點，并將該節(jié)點與受力截面耦合形成剛性區(qū)域。這時就可以將扭矩施加在中心節(jié)點上，方向垂直于受力截面，扭矩大小為490800N·mm。 5、施加約束 Main→Menu→Solution→Define Loads→Apply→Structural→Displacement → On?Area 6、施加載荷 （1）以連桿軸頸中心為原點，軸向為Z軸，圓柱坐標系，并命名如11。 （2）在Function Editor中創(chuàng)建面載荷函數(shù)，對其進行保存，之后再在Function Loader讀取函數(shù)，保存函數(shù)“Z1”。因為建立的局部圓柱坐標系時， X軸指向可能會發(fā)生偏差，此時就要修改載荷函數(shù)模型，保證正確施加載荷。 （3）加載面載荷。對面施加載荷，選擇外部函數(shù)“Z1”。 7、求解與結果輸出 求解：Main?Menu →Solution →Solve →Current ?LS 應力云圖顯示：Main?Menu→General?Postproc→ Plot?Results→ Contour?plot→ Nodal?Solu →Nodal?Solution→Stress→von Mises strsee 位移云圖顯示：Main?Menu→General?Postproc→Plot?Results→Contour?plot→ Nodal?Solu→Nodal?Solution→DOF?soulution→Displacement?vector?sum 5.7、分析結果 第一缸點火時的曲軸的應力應變情況如圖5.6、5.7所示。 圖5.6 第一缸點火時應變云圖 圖5.7 第一缸點火時應力云圖 從圖5.6、5.7中，可以發(fā)現(xiàn)當?shù)谝桓c火時曲軸所受的應力的最大值出現(xiàn)在第一連桿軸頸后端的曲臂與主軸頸相連過渡圓角的下部，其值σmax=85.3047MPa,此工況下的最大的應變?yōu)?.01438mm，其處于第一連桿軸頸作用面載荷的中心位置。 第三缸點火時的曲軸應力應變情況如圖5.8、5.9所示。 圖5.8 第三缸點火時應變云圖 圖5.9 第三缸點火時應力云圖 從圖5.8、5.9中，可以發(fā)現(xiàn)當?shù)谌c火時曲軸所受的應力的最大值出現(xiàn)在第三連桿軸頸前端的曲臂與主軸頸相連過渡圓角的下部，其值σmax=70.4834MPa,此工況下的最大的應變?yōu)?.013874mm，其處于第三連桿軸頸作用面載荷的中心位置。 第四缸點火時的曲軸應力應變情況如圖5.10、5.11所示。 圖5.10 第四缸點火時應變云圖 圖5.11 第四缸點火時應力云圖 從圖5.10、5.11中，可以發(fā)現(xiàn)當?shù)谒母c火時曲軸所受的應力的最大值出現(xiàn)在第四連桿軸頸前端的曲臂與主軸頸相連過渡圓角的下部，其值σmax=89.031MPa,此工況下的最大的應變?yōu)?.014488mm，其處于第四連桿軸頸作用面載荷的中心位置。 第二缸點火時的曲軸應力應變情況如圖5.12、5.13所示。 圖5.12 第二缸點火時應變云圖 圖5.13 第二缸點火時應力云圖 從圖5.12、5.13中，可以發(fā)現(xiàn)當?shù)诙c火時曲軸所受的應力的最大值出現(xiàn)在第二連桿軸頸后端的曲臂與主軸頸相連過渡圓角的下部，其值σmax=72.467MPa ,此工況下的最大的應變?yōu)?.01393mm，其處于第二連桿軸頸作用面載荷的中心位置。 對以上的分析結果進行對比，可以發(fā)現(xiàn)當?shù)谒母c火時曲軸所受的應力出現(xiàn)峰值，其出現(xiàn)在第四連桿軸頸前端的曲臂與主軸頸相連過渡圓角的下部，其值σmax=89.031MPa,此工況下的最大的應變?yōu)?.014488mm，其處于第四連桿軸頸作用面載荷的中心位置，如圖5.10、5.11所示。 5.8、曲軸強度校核 5.8.1、靜強度校核 靜強度安全系數(shù)： Sσ=σSbσmax=50489.031=5.67 （5-5） 設計安全系數(shù)為[Sσ]=1.8，Sσ>[Sσ]，因此該曲軸滿足靜強度要求。 5.8.2、疲勞強度校核 根據(jù)有限元分析結果可以指出曲軸的危險截面，其是第四連桿軸頸前端曲柄和主軸頸的分界面。因此需要校核該截面的疲勞強度。 疲勞強度安全系數(shù)： Sσ=kNσ-1bκσεσβσσa+ψσσm （5-6） 其中， σa=σmax-σmin2；σm=σmax+σmin2 （5-7） 式5-5、式5-6中參數(shù)取值見表5-7。 表5-7 校核疲勞強度時需要使用的主要參數(shù) 參數(shù) 取值 備注 壽命系數(shù)kN 1.0 設為無限壽命 最大應力σmax 89.031MPa 最小應力σmin -15.7249 MPa 圓角的有效應力集中系數(shù)κσ 1.75 查表 尺寸系數(shù)εσ 0.68 查表 強化表面的表面狀態(tài)系數(shù)βσ 1.1 查表 材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)ψσ 0.43 ψσ=2σ-1-σ0σ0；σ0是處于脈動循環(huán)應力下材料的彎曲疲勞極限，一般為1.4~1.6σ-1，本文取σ0=1.4σ-1 將各參數(shù)數(shù)值代入式5-6、5-7，計算得出曲軸疲勞強度的安全系數(shù)： Sσ=kNσ-1bκσεσβσσa+ψσσm=1.0×2861.750.68×1.1×52.38+0.43×36.65=2.07 （5-8） 設計安全系數(shù)為[Sσ]=2.0，Sσ>[Sσ]，因此該曲軸滿足疲勞強度要求。 結論 結論 本位運用大型三維建模軟件創(chuàng)建了曲軸的三位實體模型，并且對模型做了一些合理的簡化。確保該曲軸模型可以模擬真實的曲軸。將實體模型轉(zhuǎn)為有限元分析模型，并對其進行曲軸的靜態(tài)強度分析。 論文主要研究工作及結論概括如下 （1）運用大型三維建模軟件CATIA創(chuàng)建了曲軸的三位實體模型，并且合理的簡化該模型。既要保證該曲軸可以模擬真實的曲軸，又要保證有限元分析的計算量。并將該模型文件保存為與ANSYS相互通用的格式，確保ANSYS軟件打開后不丟失任何數(shù)據(jù)。 （2）對曲軸進行受力分析。由于曲軸的受力十分復雜，所以本文忽略了一些作用力。本文主要對運動質(zhì)量慣性力與氣壓力進行分析計算。 （3）使用ANSYS對曲軸模型進行有限元分析，對曲軸模型劃分了網(wǎng)格，并按照實際情況施加約束條件。分別對四個工況進行了分析，得出其應力應變云圖。通過云圖指出曲軸的危險截面，并對其進行強度校核。 分析結果表明，曲軸的強度符合要求。 參考文獻 參考文獻 [1] 許兆棠，黃銀娣.汽車構造[M].北京：國防工業(yè)出版社，2012. 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