直列四缸发动机曲轴ansys分析

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1、有限元分析课程报告直列四缸发动机曲轴有限元分析姓名： 学号： 分数： 年 月 日目 录1.引言1曲轴有限元模型的建立23.曲轴网格划分.1 拟定物理场和网格划分法432拟定全局网格参数设立3.3 拟定局部网格参数设立434网格质量检查5. 调节网格划分64.曲轴强度分析8.1载荷工况8.2载荷及约束边界条件84有限元求解成果分析104. 加密收敛分析12.曲轴自由模态分析14.网格划分1452 约束条件1.3参数设立1454 成果分析14参照文献11引言曲轴（如图所示)是发动机中最重要、承载最复杂的零件之一。其造价约占一台发动机总价的20%-0%,它的使用寿命决定发动机的使用寿命。在工作过程中

2、，曲轴承受着气缸内的气体压力及往复和旋转质量惯性力引起的周期性变化载荷。这些扭转力矩和大小、方向不断变化的弯曲力,在曲轴内产生交变的弯曲及切应力,使曲轴发生疲劳破坏。同步，在周期性变化的载荷作用下，曲轴也许在发动机转速范畴内发生共振，加速曲轴的疲劳破坏。由于曲轴是发动机中典型的易损件之一,其强度和振动特性都会影响到整机的工作性能，因此对曲轴进行有限元分析，研究曲轴的应力和应变状态，理解其固有频率和模态振型，对于设计和优化曲轴构造有重要意义。图 曲轴实物图曲轴的基本构造如图2所示，重要由前端轴、主轴颈、连杆轴颈、曲柄、平衡重和后凸缘盘等部分构成，前端轴重要用来安装止推垫圈、启动抓和皮带轮等部件;

3、曲柄用来连接主轴颈和连杆轴颈；平衡重的作用是平衡曲轴工作时产生的离心惯性力及其力矩;后凸缘盘用来安装飞轮等部件。 1 3 6图2 曲轴基本构造1-前端轴 2-主轴颈 3-平衡重 4曲柄 5连杆轴颈 -后凸缘盘2.曲轴有限元模型的建立本文所研究曲轴为某直列四缸发动机整体式曲轴,具有个主轴颈,4个连杆轴颈、曲柄和平衡重。由于曲轴的具体尺寸参数设计较为复杂，本文不具体论述。同步，由于曲轴构造复杂,运用有限元软件进行建模时很难保证与图纸上的曲轴构造完全一致,因此建模时必须简化模型。为了减少应力集中,曲轴上不同截面的结合处均有半径不同的倒角,如果在建模时考虑这些倒角和油孔,则会使有限元的网格非常密集,大

4、大增长了模型的单元数量且生成的网格形状也不抱负，减少了求解精度。因此，建模时忽视了对分析成果影响较小的特性,如轴颈上的油孔和后凸缘盘上的环槽。现给出曲轴构造的重要设计尺寸如表。表 曲轴构造设计尺寸设计参数主轴颈长度主轴颈直径连杆轴颈长度连杆轴颈直径曲柄厚度平衡重厚度尺寸/m3504066522.平衡重的二维设计尺寸如图3所示。图3 平衡重设计尺寸考虑到在ANYS中直接进行曲轴建模的复杂性，本文通过SolidWrks建立三维几何模型，并与ANSYS Workec无缝连接，进行有限元分析。曲轴三维建模后如图4所示。图4 曲轴三维实体图本文中曲轴材料为T-0,其基体组织为珠光体或索氏体，重要用于所受

5、载荷较大、受力复杂的汽车、拖拉机的曲轴、连杆、凸轮轴等等场合。表列出了QT-00的材料性能参数。表2 T-800材料参数材料抗拉强度Pa抗拉屈服强度/Ma硬度/HB弹性模量密度/泊松比QT800080435700.在orkbench中设立曲轴材料参数如图5所示。图5 曲轴材料参数3.曲轴网格划分有限元网格划分是将整体模型构造离散化，是数值分析的前提，也是至关重要的一步,它直接影响着后续数值计算分析成果的精确性。一种良好的网格划分，不仅可以保证分析成果的精度,同步也可以大大减少后期解决的计算量。本文中采用NSYS Wrkbch10中自带的Mesh模块对曲轴进行网格划分。SYS Workbc15.

6、0是一种单独的工具平台,为Y的不同求解器提供相应的网格文献。自1.0起,Workech中可以直接划分网格（Diect Mei)。直接划分网格最大的长处之一就是能单独地划分几何体的网格,而之前划分网格时只能整个模型同步一起划分,显然,直接控制网格划分具有更大的柔性。3.1 拟定物理场和网格划分法在网格划分之前必须拟定物理场的类型，Workbench中提供echancl、CD、leco-netics和xpicit四种物理场类型。由于本文对曲轴构造进行静力学和模态分析,因此选择Mechanical网格划分法求解静力学构造场。.拟定全局网格参数设立全局网格设立一般用于整体网格划分的部署，涉及网格尺寸函

7、数sze，边界层函数Inflation，平滑度函数Smoth等等。现设立全局网格具体参数见表，如图6所示。表3 全局网格参数RelevaeCenteremetSizSmootnTansionpaAngleerCoarsDeaultediumFatCoarse图6 全局网格参数设立界面3.3 拟定局部网格参数设立整个曲轴由5个主轴颈，个连杆轴颈，4个曲柄和平衡重，1个前端轴和后凸缘盘。为了整体较好的网格划提成果,需要对整个模型进行分割，不同部分进行不同措施划分网格。曲轴轴颈部分为一系列规则的圆柱体，采用weep ethd划分法;曲柄、平衡重、前端轴和后凸缘盘形状较为不规则,采用toatic to

8、d划分法,即在四周体和扫掠型划分之间自动切换，当几何体不规则时，程序自动产生四周体。由于曲柄、平衡重、后凸缘盘（含螺纹孔）和前端轴(含键槽)形状较为复杂,对这几处采用Body Sing进行局部加密。整体曲轴网格划分后如图所示,共涉及45121个单元，61个单元节点。图7 曲轴网格划分34 网格质量检查本文网格质量检查，采用Skewness（偏度)进行度量。kewness基于归一化的角误差，合用于所有的面和单元形状，也合用于所有棱柱和棱锥,是最基本的网格质量检查项,其值位于0与1之间，0最佳，最差。度量级别详见表4。表4 kenes网格质量度量级别-0250.25-0.500.50800.80-

9、90950.98.98-0极好较好好可接受坏不可接受网格划分后,网格质量如表5所示。网格划分质量分布如图所示,整体网格质量较好,不不小于95的单元个数为477，不可接受单元个数为3,占总体0.07,但可以发现网格质量较差处多位于连杆轴颈处,因此后续分析中也许会浮现应力奇异现象或者网格加密不收敛。因此对于此网格划分，需要进一步调节,使其连接处网格质量提高。表5 网格质量度量措施最小值最大值平均值原则差Seness10.90.290015图8 网格质量分布图3.5调节网格划分重新拟定全局网格参数设立,采用高档尺寸函数（vanc izi uction),此函数重要控制曲面在曲率较大的地方的网格。其中

10、roximit nd Curte函数采用曲率法拟定细化边和曲面处的网格大小，同步又控制模型邻近区网格生成，对于窄薄处网格也有较好的划分效果。更改后全局网格具体参数如图9所示。 图9 更改后全局网格参数由于先前网格划分在轴颈处网格质量较差，于是推测为se措施下六面体网格与四周体网格过渡过程中,浮现较差质量的网格。因此，本次采用全四周体网格划分措施,如图1所示，最大单元尺寸为10mm。图0 四周体划分方式整体曲轴网格划分后如图11所示，共涉及20个单元，2538个单元节点。图1 更改后曲轴网格划分网格划分质量分布如图12所示，整体网格质量较之前明显改善,且网格质量较差处位于后凸缘盘边沿位置，此处不

11、承受载荷,对后解决成果影响基本可以忽视。网格划分后，网格质量与前一次划分做比较,如表所示。图 更改后网格质量分布图表6 两次网格划分网格质量比较划分措施度量措施最小值最大值平均值原则差1kewns000160.9980.20.175Sewness0.020.6910271.159因此采用调节后的措施得到整个曲轴的网格划分。4.曲轴强度分析载荷工况曲轴在工作过程中承受的载荷及边界条件有：主轴承支撑作用力、输出端反扭矩、平衡块离心力、曲柄和连杆轴颈的离心力、连杆对连杆轴颈的载荷等。本文中直列四缸发动机点火顺序为-4-2。当1、3、缸分别点火时活塞和曲轴位置示意如图9、10所示。 图9 1、4缸点火

12、示意图 图10 2、缸点火示意图对于直列四缸发动机,当活塞处在上止点位置时连杆轴颈载荷达到最大值,因此只需考虑各个气缸分别处在压缩终了,活塞在上止点位置时的受力状况即可。本文中发动机的最大扭矩转速,最大功率。并以此计算工况。由发动机动力学计算得，在点火上止点附近，由于爆发压力与活塞和连杆惯性的作用使得连杆轴颈受最大载荷。按动力学法计算载荷，并假设作用在轴颈上的载荷为分布载荷,且根据有限宽度轴颈油膜压力应力分布规律并忽视油孔处压力峰值突变的影响,采用以沿轴线均匀分布,沿圆周方向12范畴内呈余弦分布的载荷边界条件，如图11所示。图1 连杆轴颈载荷边界条件.2载荷及约束边界条件21转速条件在Woke

13、nh中Static tructural中插入项taioalelociy,以主轴颈轴线为转轴，转速设为18r/s(rampe），即，如图12所示。图1 转动条件42.2 连杆轴颈载荷rkbec中自带了Bearin a项，即轴承载荷。其径向分量将根据投影面积来分布压力载荷,轴向载荷分量沿着圆周均匀分布。由动力学计算可知，在点火上止点位置时，由于气体爆炸压力与惯性作用使得作用于连杆轴颈表面，方向沿径向指向转轴的最大载荷为；其她连杆轴颈重要受到连杆惯性力的作用，此时连杆轴颈所受最小载荷为。对于不同气缸点火，相应有不同的连杆轴颈载荷条件,图3为1缸点火连杆轴颈示意图。图 1缸点火连杆轴颈示意图4.2.3

14、曲轴扭转载荷Workbnch中可通过力矩/偶载荷(ome)施加力矩/偶在任意实体表面,如果选择多种表面则力矩偶将分摊在这些面上。发动机工作中，由曲轴后端传出扭矩，曲轴必然受到一定的扭转力，作用在曲轴前端轴和后凸缘盘上。根据公式,因此作用在曲轴上的最大扭矩可以近似为，如图14所示。图14 扭矩载荷4.24 支撑约束Wokbech中常用的支撑约束为Cylinrca,即圆柱面约束,可以施加在圆柱表面，并可以指定轴向、径向或者切向自由度的约束状况,但此约束一般仅合用于小变形（线性)分析。由于曲轴在实际工作中，变形量极小，因此可采用此种约束。本文所研究曲轴为某直列四缸发动机整体式曲轴,具有5个主轴颈,并

15、通过轴瓦、轴承安装在发动机箱体内，因此个主轴颈处可施加轴向和径向固定，切向自由的圆柱面约束，如图15所示。图15 主轴颈支撑约束3 有限元求解成果分析对于主应力和主应变，根据力学基本理论,应力张量可以转成只显示法向应力的形式。这就是三个主应力，即，其值可以被指定，且三个主应力值带有方向。常用于塑性材料的理论是最大等效应力和最大剪切应力。本文采用最大等效应力分析。等效应力Equivaen(vn-Mises),也称v-Mses应力，其定义为：总变形量Tot Derma，其定义为：4.31 1缸点火成果分析缸点火时,曲轴的等效应力图和总变形量图分别如图1、7所示。其中,最大等效应力为33Ma,位于缸

16、连杆轴颈与曲柄、主轴颈与平衡重的连接处。最大的变形量为0.01mm，位于连杆轴颈与平衡重的边沿处。 图16 等效应力图 图17 总变形量图.22缸点火成果分析缸点火时，曲轴的等效应力图和总变形量图分别如图18、9所示。其中,最大等效应力为1332MPa，位于缸连杆轴颈与曲柄的连接处。最大的变形量为0.52m，位于连杆轴颈与平衡重的边沿处。 图8 等效应力图 图19 总变形量图4.33 3缸点火成果分析3缸点火时,曲轴的等效应力图和总变形量图分别如图0、21所示。其中,最大等效应力为27.5MP,位于2缸连杆轴颈与曲柄的连接处。最大的变形量为.0521mm，位于连杆轴颈与平衡重的边沿处。 图20

17、 等效应力图 图2 总变形量图4.4 4缸点火成果分析4缸点火时,曲轴的等效应力图和总变形量图分别如图22、2所示。其中,最大等效应力为12.M,位于缸连杆轴颈与曲柄的连接处。最大的变形量为0.5425mm，位于连杆轴颈与平衡重的边沿处。 图22 等效应力图 图3总变形量图4 加密收敛分析分析上述四种状况得，2缸点火时,最大等效应力为133.2M,最大变形量为0.05224mm。因此为了，减少计算量,对2缸点火时,对曲轴加密网格划分,检查应力值与变形量与否稳定于一种值。对于2缸连杆轴颈与曲柄进行局部加密,单元尺寸调节至最大，加密后如图2所示。共涉及7312个单元，60480个单元节点。单元质量

18、分布图如图25所示。图24 局部加密后网格划分图图25 单元质量分布图此时曲轴的等效应力图和总变形量图分别如图26、27所示。最大等效应力为149MPa，最大的变形量为0.0527mm。 图26 等效应力图 图27 总变形量图加密后最大应力值从133.Pa增大至9.a,应力增幅约12。最大的变形量从.052增大至0.5272,变形增幅约092%。加密后,应力值仍处在未加密前的应力水平，最大变形量几乎未变,因此可以觉得采用orkbech进行的曲轴静力学强度分析数据基本可靠。根据材料属性可得,Q800的屈服强度为480,塑性较好,对于塑性材料安全系数一般选用.2-2.5,本文取安全系数为,因此，该

19、曲轴强度校核合格。5.曲轴自由模态分析振动模态是弹性构造固有的、整体的特性。通过模态分析措施可以理解构造在某一易受影响的频率范畴内的各阶重要模态的特性,从而进一步分析构造在此频段内在外部或内部多种振源作用下产生的实际振动响应。因此，模态分析是构造动态设计及设备故障诊断的重要措施。对曲轴进行模态分析,可以拟定曲轴的固有频率和振型。计算获取各阶固频率和观测振型变形图，为曲轴避免共振设计提供参照。模态分析一般分为自由模态分析和约束模态分析，自由模态分析及对模型不施加任何约束，而约束模态分析则需考虑构造所受的实际载荷,从而对模型添加合适的载荷约束，但如果约束施加不当,则也许导致固有频率的巨大偏差或者漏

20、掉。因此，本文采用自由模态分析。.1网格划分网格划分仍采用先前调节后的网格划分法,即采用高档尺寸函数中的Proxiit and urvatue函数进行全局设立,并采用全四周体的网格划分措施,最大网格尺寸为10mm。总体网格质量良好,满足模态分析规定。5.2 约束条件由于进行自由模态分析，对曲轴不施加任何约束。5. 参数设立Worbench模态分析(oal)中,程序可设定的模态数为1200,默认值为6。频率范畴为0z-1H。此设定从工程应用角度看完全足够。对于机械构造的共振问题,一般关怀较低阶次的频率，且由于曲轴自由模态分析的前6阶频率仅反映刚体振动,因此共取12阶模态进行分析，设立如图8所示。

21、图28 模态分析设立参数5.成果分析曲轴的12阶自由模态频率图如图29所示。图29 曲轴1阶自由模态频率图由于曲轴的前6阶自由模态频率接近于零,为刚体模态，对于本次分析意义不大,因此将后6阶模态频率求解成果列入表7。表7 曲轴非零模态频率及最大位移1阶2阶阶阶5阶6阶频率/H00.9348.07.6084.8822.90114.60位移/m12.713.9141.981351521非零模态频率振型图如图3图3所示。需要注意的是,振型显示模式变形量的放大比例为.3：。图30 1阶振型图31 2阶振型图32 3阶振型图33 4阶振型图4 5阶振型图 6阶振型曲轴1、4、6阶非零模态从振型图中可以看

22、出,以弯曲变形为主，而2、阶非零模态，相应的振型图可以看出,以弯曲扭转为主。曲轴最低固有频率,1阶非零模态频率为00.93z。该发动机在转速为180 r/i时,基频为60Hz，远低于最低固有频率，避开了共振频率。参照文献1 古成中,吴新跃.有限元网格划分及发展趋势. 计算机科学与摸索,(03):24-25.2 仇亚萍,黄俐军,冯立飞.基于NSY的有限元网格划分措施J. 机械管理开发,(0):7-7.3 张娜 直列四缸柴油机减振分析及平衡机构优化设计.上海工程技术大学,.4 赵俊峰.8L250系列柴油机曲轴强度计算与仿真研究D.武汉理工大学,.5 刘必荣 基于NYS的小型柴油机曲轴应力分析J 拖拉机与农用运送车,(0)：30-26 邵康 直列四缸柴油机轴系动力学仿真分析D.天津大学,7 李学民,崔志琴. 基于NS Wkbnh的四缸发动机曲轴模态分析(英文)J.Jualf Measuremet Sceand Inrumnttin,（03):82-.8 刘昌领,陈建义，李清平，仇晨，罗晓兰. 基于ANSYS的六缸压缩机曲轴模态分析及谐响应分析J流体机械,(08):17-2;6.