发动机轴承转子动力学分析报告(多学科行为)

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1、word第1章绪 论1.问题背景往复活塞式内燃机的曲轴系包括活塞、连杆、曲柄等内燃机的主要运动部件。其功用是将活塞的往复运动转化为曲轴的旋转运动，且将作用的活塞上的燃气压力转化为扭矩，借助飞轮向外输出，从而实现热能向机械能的转化，是内燃机传递运动和动力的机器。内燃机工作时,其机械行为表现为多学科的行为同时发生。实际上,机械设计就是多学科的行为的综合和优化。但以往由于计算机技术落后，计算能力有限，机械行为研究主要集中在单一的学科领域。近年来随着对内燃机动力性和可靠性的要求不断提高,高转速、废气增压发动机的出现，使曲轴系的工作条件愈加苛刻,原有的动力学、摩擦学、强度、刚度等单学科行为研究已远不能适

2、应现代内燃机设计的需要，迫切需求对曲轴系进展多学科行为的综合研究。同时,随着计算技术的开展，各种专业软件的广泛应用，为曲轴系多学科机械行为的研究提供了必要的前提 1 。从单一学科的研究，人们已经做了大量的工作，现分述如下：1.2曲轴系动力学行为的研究现状对于曲轴系动力学行为，单缸内燃机传统的分析方法如图1-1，在对各构件进展运动分析的根底上，计算出各自产生的旋转惯性力和往复惯性力，与气体爆发压力合成后求解出对机体的作用力以与曲轴系振动的激振力，这种利用内燃机动力计算方法对曲轴系统进展分析，几何关系非常直观，但是计算过程是十分烦琐的 1。图1-1用内燃机动力计算法多缸内燃机曲轴系的计算，常用的传

3、统计算方法有两种: 简支梁法和连续梁法2。1 简支梁法该方法以通过主轴颈中心并垂直于曲轴中心线的平面将曲轴分成假如干个曲拐, 每个曲拐视为一简支梁。图1-2 为其计算简图(几何-力学模型)。其不考虑相邻曲拐上作用力的影响，与实际情况有较大差异。图1-2 简支梁法计算简图2 连续梁法 连续梁法把曲轴简化为多支承的静不定连续梁(图1-3) , 应用三弯矩或五弯矩方程求解。由于假设的几何-力学模型不同, 连续梁法主要有以下三种: 将曲轴简化为多支承圆柱形连续直梁, 其直径与轴颈直径一样或相当; 曲轴作为支承在弹性支承上变截面的静不定直梁; 曲轴作为支承在弹性支承上的静不定曲梁。连续梁法一般假设曲轴的

4、支承以铰接形式作用于主轴颈的中点。其将曲轴简化为当量连续梁，根据五弯矩方程求出连续梁各支承处的弯矩，再以一个曲拐为对象计算主轴承负荷。与简支梁法比拟，连续梁法更接近实际情况，但其计算需分步进展，各主轴承负荷也是分别求解，因此过程比拟复杂、烦琐，而且还存在计算模型简化产生的误差。图1-3 连续梁法计算简图近年来，多体系动力学有了进一步的开展，并在机械设计领域有一定的应用。ADAMS软件的出现，使设计人员进一步摆脱了烦琐的编程计算，使虚拟样机技术成为现实。北理工的覃文洁等人利用ADAMS软件对某型车辆V型六缸发动机曲轴系进展过动力学分析，显示了ADAMS动力学分析的优越性 3。图1-4 CAD软件

5、、有限元分析软件和系统动力学分析软件的数据流1.3曲轴强度研究现状确定曲轴强度的方法有两种: 一是试验研究, 二是分析计算。由于试验研究需要花费很长时间和高昂费用, 而且一根曲轴的试验, 也不能说明整批曲轴的强度。另外, 试验研究只能在已制成的曲轴上进展, 设计阶段如此无法进展。因此, 人们很早就致力于用分析计算的方法研究曲轴强度。然而, 曲轴强度的计算甚为困难。一方面, 曲轴工作应力的准确计算十分困难: 内燃机曲轴承受弯曲、扭转和振动等多种载荷; 曲轴形状十分复杂, 应力集中相当严重; 轴承的不同心度与工作状态下机体的变形、轴颈与轴承之间的间隙和油膜状况均显著影响曲轴的受力, 并涉与到许多互

6、相关联互相制约的因素。另一方面, 曲轴的强度考核也比拟困难,特别是采用工艺强化措施后, 其效果的定量描述难以确定。已有的曲轴强度计算都归结为疲劳强度计算, 其计算步骤分为以下两步: 一是应力计算, 求出曲轴危险部位(如轴颈与曲柄的过渡圆角处和轴颈油孔附近) 的应力幅和平均应力; 二是在此根底上进展疲劳强度计算2。应力计算1 应力集中系数的计算在曲轴中, 轴颈与曲柄的过渡圆角处和轴颈油孔附近存在严重的应力集中现象, 传统方法通常用应力集中系数修正由简支梁法或连续梁法计算所得的名义应力, 以计算曲轴的最大工作应力。以往一般通过试验方法研究确定应力集中系数, 提出的应力集中系数计算公式都是经验计算式

7、, 使用时必须注意其适用的参数X围、试验条件以与应用场合, 否如此可能产生很大的误差。另外, 它们没有考虑过渡圆角处三维形状的影响, 因此不能用于准确计算。有限元和边界元方法的应用, 为准确地计算应力集中系数提供了可能。由于曲轴几何形状复杂, 三维有限元分析比拟费时, 因此Guagliano 等人进展了试验测试和数值分析。结果明确, 具有一样载荷和边界条件的二维和三维分析所得的应力集中系数数值相近。从节省计算时间考虑, 可以使用曲轴的平面模型确定应力集中系数。为了在较短时间内方便准确地预测应力集中系数, Shiomi 等人应用人工神经网络技术研制了一个预测应力集中系数的系统。该系统建立在由曲轴

8、几何形状和有限元计算得到的应力集中系数组成的数据库的根底上, 提出了一个适应传递函数运算法如此作为神经网络的学习方法, 可以利用有限的数据计算不同曲轴的应力集中系数。2 有限元方法 传统方法根据名义应力和应力集中系数计算曲轴危险部位的应力。由于曲轴形状复杂, 名义应力的准确计算比拟困难, 而应力集中系数通常由单拐平面模型计算或由有限数量的曲轴试验数据推算得到, 再加上名义应力和应力集中系数很难结合一致地反映实际最大应力, 因此传统方法有相当的不准确性。有限元理论的开展, 为准确且全面地计算曲轴应力提供了条件。曲轴是空间构件, 从对实际形状的逼近和整个应力分布规律的求解来说, 三维有限元分析最为

9、理想。平面分析方法不能求出曲轴沿圆周方向的应力分布, 因此, 除在确定应力集中系数时还有应用外, 目前已根本不采用二维有限元模型。1计算模型三维有限元分析采用的计算模型一般有三种。 1/4 或1/2 曲拐模型。它主要考虑弯曲载荷作用, 并认为曲轴的形状和作用载荷相对于曲拐平面对称。 单个曲拐模型。用于分析曲轴上受载最严重的曲拐, 优点在于计算规模小。但其很难正确确定主轴颈剖分面处的边界条件, 剖分面距离过渡圆角很近也会影响计算精度。为了考虑相邻曲拐、轴承孔不同心度与支承变形等影响因素, 常将单拐模型与曲轴的整体梁元模型联合起来使用, 先用梁元模型计算曲轴各拐的约束力和支反力, 然后将计算所得的

10、约束力和支反力与单拐受到的气压力和惯性力一并作为单拐模型的力边界条件。 整体曲轴模型(图1-5) 。这是进展曲轴有限元分析最合理的模型, 计算精度高。但是, 其计算规模巨大, 为了在常规条件下求解, 必须采用适宜的方法。图1-5 整体曲轴有限元计算模型 划分有限元网格时, 考虑到曲轴局部(如过渡圆角和油孔部位) 产生应力集中, 必须在应力集中区域将网格加密。一般采用两种方式: 一种是在应力集中区域直接加密网格; 另一种是先采用粗网格计算, 然后在应力集中区域取出一块进展局部细化计算。在大多数计算模型中, 油孔处的应力集中只根据经验进展粗略估算。蓝军等人对曲轴的油孔应力集中进展了有限元分析。计算

11、结果明确, 有油孔与无油孔模型油孔边缘处的应力相差很大, 另外油孔周围和油道内外表的应力变化也非常剧烈, 呈明显的应力集中态势。(2) 边界条件处理载荷边界条件的处理重点是作用在轴颈外表的力处理。早期计算时, 作用在主轴颈上的支承反力由简支梁法确定, 并设定为集中力。现在已根本按连续梁法计算并设作用在轴颈上的载荷为分布载荷, 沿轴线方向均布或呈抛物线分布(图1-6a) , 沿圆周方向120呈余弦分布。对于这样的处理, 钱丽丽等人认为不能较真实地反映连杆大头与曲柄销之间实际接触力的分布情况, 该作者运用三维有限元法对两者之间的接触关系进展了考查 , 结果显示, 接触力沿曲柄销轴线方向上各接触面的

12、圆周接触角大小不同, 越靠近中间接触面, 接触角度越小。接触力的大小也是越靠近中间接触面越小(图1-6b)。但该文的假设条件是将连杆大头与曲柄销作为接触问题考虑, 没有考虑油膜形状和厚度的影响。图1-6 传统分析油膜压力的添加 在位移边界条件处理中, 一般根据曲轴结构等方面的实际情况决定处理方法。例如, 考虑到曲轴推力轴承的止推作用, 在主轴颈中央端面施加轴向约束; 在曲拐对称平面内不会产生垂直于曲拐平面方向上的位移, 因此在对称面上加相应的约束。曲轴的支承情况很复杂, 以前一般把主轴承视为刚性, 对主轴颈施加刚性约束。为了使其处理尽可能符合实际, 李桂琴等人将支承看成是有一定弹性的线性弹簧;

13、 王良国等人将主轴颈所受的轴承弹性支承作用离散为作用在支承面每个节点上的弹性边界元;丁彦闯等人将曲轴和机体组装在一起建立计算模型,用厚度不等的膜单元形成的结构来模拟机体, 曲轴与机体利用节点变位主从关系在主轴颈中点连接起来; 蓝军等人把主轴承盖和主轴承轴瓦看成整体的弹性体, 求出相应节点的刚度, 然后把它施加到主轴颈的相应节点上。边界元方法在内燃机中的应用较多, 但对于曲轴这样的复杂零件, 为了获得外形比拟准确、疏密适当、单元畸变小的三维边界元网格, 一方面划分比拟困难,另一方面节点数也较多, 规模较大, 求解时间较长。因此, 目前边界元方法一般是结合有限元方法计算曲轴局部区域(如应力集中处)

14、 的应力。然而, 由于边界元方法具有一般只需对物体的外表进展网格划分的显著优势, 数据准备比拟简单, 所以仍有人在研究适合内燃机曲轴这样的复杂零件的边界元分析方法。胡圣荣等人提出了一种高精度边界元算法, 其允许采用非规如此非均匀网格: 除应力集中较严重的局部区域采用较小单元外, 其它部位尽量采用较大单元; 在网格疏密之间快速过渡; 允许单元有相当程度的畸变等(一般边界元方法要求网格比拟规如此和均匀过渡, 否如此计算精度难以保证) , 从而有效地降低了节点数, 减小了计算规模。1.4本文的研究内容、思路和意义从前人的研究，我们可以看出目前内燃机曲轴系的研究分析已经取得了很多重要成果，但是进展的研

15、究工作一般都是限定在各自的学科X围内，没有跨出动力学、摩擦学、强度学等学科领域进展多学科的耦合分析。本文以N485柴油机曲轴系为研究对象，对其进展进展多学科的研究。研究主要涉与曲轴系多体动力学和曲轴强度两个方面问题。首先须对内燃机曲柄连杆机构进展的动力分析。因此，设计的第一步是利用UG软件对内燃机的活塞、连杆、曲轴、主轴承进展几何建模，并在UG中装配以与填加运动副进展机构运动仿真。因为UG动力学分析功能有限，因此对机构仿真检查无误后，要将机构导入ADAMS软件系统中。接着在ADAMS软件中，对曲轴系模型进展多体系统动力学分析。求得曲轴主轴承反力和连杆轴承反力,然后利用优化算法和流体动压润滑理论

16、在MATLAB中编程求得曲轴的轴心轨迹，并进展动态油膜压力分析。把曲轴模型导入ANSYS软件进展网格划分，并在ANSYS中将所得的动态油膜压力加载到曲轴模型上，进展结构强度分析。曲轴系多体动力学分析能得到连杆轴颈的载荷曲线，是曲轴系统设计的关键数据，也是进展轴颈动压润滑设计的前提。曲轴强度计算采用动态油膜压力，是我们研究的主要特色，能比拟准确的得到轴颈外表的动应力，为曲轴疲劳强度设计提供可靠的依据。曲轴系的多学科机械行为研究是一项十分复杂的工作，由于本人能力和毕业设计时间的限制，在为期3个月的时间里，本人仅对曲轴系多刚体动力学和曲轴强度学行为进展了分析研究，如下图是分析流程图。UG CAD几何

17、建模UG MOTION导出ADAMS机构多体动力分析ANSYS曲轴网格划分MATLAB流体动压润滑分析ANSYS曲轴强度分析图1-7本文中曲轴系多学科行为分析流程图第章曲轴系多刚体动力学行为分析2.1Adams 多刚体动力学理论根底ADAMS采用广泛流行的多刚体系统动力学理论中的拉格朗日方程，建立系统的动力学方程，它选取系统内每个刚体质心在惯性参考系中的三个直角坐标和确定刚体方向的三个欧拉角作为迪卡尔广义坐标，用带乘子的拉格朗日方程处理具有多余坐标的完整约束系统或非完整的约束系统，导出以迪卡尔广义坐标为变量的运动学方程。ADAMS的计算程序应用了吉尔的刚性积分算法以与稀疏矩阵算法，大大提高了计

18、算效率。机械系统的坐标系广泛采用直角坐标系，直角坐标系是有一个原点和三个互相垂直的单位坐标失量组成，常用的迪卡尔坐标系就是一个采用右手规如此的直角坐标系。运动学和动力学的所有矢量均可以用3个单位坐标矢量的分量来表示。 动力学方程的求解速度很大程度上取决于广义坐标的选择，研究刚体在惯性空间中的一般运动时，可以用它的联体基的原点确定位置，用连体基相对惯性基的方向余弦矩阵确定方向。为了解析的描述方位，必须规定一组转动广义坐标方向余弦矩阵。第一种方法是用余弦矩阵本身的元素作为旋转广义坐标，但是变量太多，同时还要附加六个约束方程，第二个方法是用欧拉角或卡尔登角作为旋转坐标它的算法规如此，缺点是在逆向问题

19、中存在奇点，在奇点位置附近计算容易出现困难；第三种方法是用欧拉参数作为转动广义上的坐标，它的变量不太多，有方向余弦计算欧拉角不存在奇点，。ADAMS软件用刚体的质心迪卡尔坐标和反映刚体刚性的欧拉角作为广义坐标，即。由于采用了不独立的广义坐标，系统动力学方程虽然是最大数量，但却是高度稀疏耦合的微分代数方程，适用于稀疏矩阵的方法高效求解5。图2-1 ADAMS分析流程1 动力学方程建立ADAMS程序采用拉格朗日乘子法建立系统运动方程：完整的约束方程 非完整约束方程 21其中: T系统动能； q系统广义坐标矩阵； Q广义力矩阵；对应完整约束的拉式乘子列阵 对应于非完整约束的拉式乘子列阵 动力学方程求

20、解把21式写成更一般的形式： 22其中 q广义坐标矩阵；,u广义速度矩阵；约束反力与作用力列阵；f系统动力学微分方程与用户定义的微分方程如用于控制的微分方程、非完全约束方程；如定义系统的状态矢量y= ，式22可写成单一矩阵方程：g(y,t)=0 23在进展动力能力强大的变阶、变步长积分求解程序：GSTIFF积分器、DSTIFF积分器和BDF积分器来求解稀疏耦合的非线性微分代数方程，这种方法适合模拟刚体系统特征值变化X围大的系统。提供ABAM积分求解程序，采用坐标别离算法求解独立坐标的微分方程，这种方法适合模拟特征直经历突变的系统或高频系统。 微分代数方程的求解方法 用Gear于古-矫正算法可以

21、有效地求解式2-2所示的微分方程。首先，根据当前时刻的系统状态矢量值，用泰劣与数于古下一时刻系统状态矢量值： 24其中，时间步长h=这种预估算法得到的新时刻的系统状态矢量值通常不准确，式2-2右边的项不等于零，可以由Gear k+1阶积分求解程序或其他向后差分积分程序。如果预测算法得到的新时刻的系统状态矢量值满住式2-2，如此可以不必进展矫正。 25其中y(t)在=时的近似值；Gear积分程序的系数值。整理式25得： 26将式22在时刻展开，得：17ADAMS使用修正的Newton-Raphson程序求解上面的非线性方程，其迭代校正公式为： 28其中，j表示为第j次迭代。 29由式26知： 2

22、10由式27知： 2-11将式210和式211代入28， 得：212式212 左边得系统矩阵系统的雅可比矩阵，其中系统刚度矩阵；系统阻尼矩阵；系统质量矩阵。通过分解系统雅可比矩阵求解计算出 ，重复上述迭代矫正步骤，直到满足收敛条件，最后是积分误差控制步骤。如果预算值与校正值的差小于规定的积分差线，承受该解，进展下一刻的求解，并减少积分步长，重新进展预估-校正过程。总之，微分代数方程的求解算法是重新预估、校正、进展错误控制的过程，直到求解时间达到规定的模拟时间 4-6 。2.2曲轴系多刚体动力学行为分析思路ADAMS是大型权威的动力学分析软件，但它的几何造型功能有限且十分烦琐，为方便几何造型，我

23、们选择大型CAD软件UG对曲轴系零件进展造型和装配，并在UG MOTI-ON模块中定义各杆件的质量属性和定义之间的运动副关系。此外，UG MOTION模块还有ADAMS专用输出接口可以导出定义了杆件质量属性和运动副关系PARASOLID格式的装配体。PARASOLID格式装配体模型直接导入ADAMS软件，将活塞所受的燃气压力按四个缸的作功次序依次添加可得到ADAMS曲轴系动力学分析模型。图2-2是曲轴系刚体动力学分析思路图。曲轴系UG CAD几何建模UG MOTIONADAMS接口转换PARASOLID模型ADAMS机构刚体动力分析UG 曲轴系装配1. 修改杆件特性2. 修改运动副3. 定义机

24、构运动4. 施加载荷5. 样机仿真分析图2-2 曲轴系刚体动力学分析思路2.3动力学计算模型的建立1 曲轴系零部件的几何建模ADAMS软件具有很强的机械仿真和动力学分析功能，但在建模方面相对较弱。所以我们选择了建模功能强大的UG软件。UG软件可以方便的进展曲轴、连杆、活塞的几何造型，并经UG 装配和MOTION模块处理后导出的PARASOILD格式模型，可以直接导入ADAMS软件进展分析计算。文档图2-3 UG中的曲轴系模型图2-4 导入ADAMS后的曲轴系模型2 模型约束和载荷的填加ADAMS建模，可以通过各种约束限制构件之间的某些运动，并以此将不同构件连接起来组成动力学分析系统。根据曲轴系

25、各构件间的运动关系，在活塞和箱体地面、活塞和连杆间添加圆柱副，在连杆和曲轴间添加球形副，在曲轴和推力轴承间添加平面副，曲轴和滑动轴承间添加圆柱副，各轴承都要固定在箱体地面上。曲轴系在运动时受到各构件的惯性力，为此在曲轴和推力轴承间的平面副上添加一个绕曲轴主轴颈轴心线的匀速旋转运动，其速度设置为N485柴油机的额定转速2600r/min。内燃机工作时，受到燃气的压力，如图2-5a所示。在ADAMS软件中设置样条曲线， 利用AKISPL函数根据4缸内燃机的作功次序1-2-4-3，将燃气作用力依次添加到各活塞上。添加载荷力后的载荷曲线如图12(b)所示。 完成的ADAMS曲轴系动力学分析模型如图2-

26、6所示。a(b)图2-5 燃气压力曲线图2-6 曲轴系刚体动力学模型2.4动力学仿真 1. 经仿真计算得出曲轴连杆轴颈负载如图2-7所示。(a)第1连杆轴颈载荷曲线(b)第2连杆轴颈载荷曲线(c)第3连杆轴颈载荷曲线(d)第4连杆轴颈载荷曲线图2-7连杆轴颈载荷曲线2仿真结果讨论1从ADAMS连杆轴承载荷的计算结果可以看出载荷随时间的变化规律和四缸的作功次序是完全对应的。2载荷曲线是内燃机曲轴系统设计的数据根底，它是油膜压力计算的前提。3用ADAMS软件进展动力学分析是处理复杂工况的一种有效的求解途径。第章曲轴强度行为分析3.1弹性力学有限元分析理论根底3.1.1 有限元分析概述有限元分析是一

27、种预测结构的偏移与其他应力影响的过程，它的根本分析思路是结构离散-单元分析-整体求解，主要适用与连续介质和场的求解计算问题。有限元建模将结构分割成单元网格以形成实际结构的模型，每个单元具有简单形态如正方形或三角形并通过有限个节点相连，每个单元上的未知量就是节点的位移有限元位移法。将这些单个单元的刚度矩阵相互组合起来以形成整个模型的总体刚度矩阵，并给予力和边界条件来求解该刚度矩阵从而得出未知位移，从节点上位移的变化就可通过计算出每个单元中的应力 7。有限元分析可使有限元计算模型在离散化后归结为一个由平衡方程、几何方程、物理方程和边界条件组成的线性方程组求解，其形式如下：F=K, (3-1)式中F

28、为所受的外力向量；K是计算模型的整体刚度矩阵；是计算模型上各节点的位移向量。根据有限元理论，F由节点力平衡条件可求：F=Fe=(Re+Qe+Pe) (3-2)K是由每个单元的刚度矩阵迭加而成，即 K=Ke (3-3)式中Ke表示单元的刚度矩阵，其计算公式为 (3-4)式中B表示单元的几何矩阵，该矩阵与单元类型有关，D是材料的弹性矩阵，该矩阵是66阶的对称矩阵，具体形式取决于材料的特性。 是单元节点的各方向上的位移向量列阵迭加而成。 1位移函数应能反映单元的刚体位移； 2位移函数应能反映单元的常量应变； 3位移函数应能保证单元内部与相邻单元间位移的连续性。3.1.2 有限元法计算的根本步骤 1.

29、研究分析结构的特点结构形状与边界、载荷、工况等。 2.将连续体划分成有限单元，形成计算模型，包括确定单元类型与边界条件、材料特性等。 3.以单元节点位移作为未知量，选择适当的位移函数来表示单元中的位移，再用位移函数来表示单元的应变，根据材料的物理关系，把单元中的应力也用位移函数表示出来，最后将作用在单元上的载荷转化成作用在单元上的等效节点力，建立等效节点力和节点位移的关系。 4.利用结构力的平衡条件和边界条件把各个单元按原来的结构重新连接起来，集合成整体的有限元方程，求出节点位移。然后，根据几何方程计算单元应变，用物理方程求解单元应力。3.2曲轴强度有限元分析思路确实定 曲轴主要受到油膜压力、

30、推力轴承轴向推力、负载阻尼和惯性离心力等作用力，负载可以利用固定曲轴的端面绕轴中心线的旋转施加，惯性离心力可通过设置角速度的方式施加，推力轴承的推力主要是限制曲轴的轴向运动，可以利用端面的位移约束施加。对曲轴的强度分析的难点在于如何施加动态油膜压力。我们油膜压力的计算方法是利用网格法计算，可得到各网格节点的油膜压力。我们将曲轴颈外表的网格划分和网格法的网格划分一致，这样就能得到各节点的油膜压力。油膜压力是动态变化的，因此，曲轴强度的计算也应该是计算各个工况的应力分布。我们利用APDL (ANSYS parameter design language)参数化编程循环施加油膜压力和边界条件，计算各

31、工况的节点应力，将节点的应力记入数组。等计算完毕后，将数组导出，利用MATLAB处理就可以得到动态应力的分布规律。图3-1是ANSYS 的APDL编程流程图。利用动态油膜压力计算曲轴应力分布是我们课题的特色。start建立ANSYS曲轴几何模型N=1，NUM=72施加边界条件有限元法计算记录指定节点应力N=N+1N大于NUM输出计算结果ENDNO图3-1 曲轴强度有限元分析流程3.3曲轴-轴承系统摩擦学行为的研究与结论由于N485柴油机的转速不高，曲轴轴承相对间隙较大，因此在进展曲轴轴承的润滑分析中不考虑热效应和外表形貌的影响。利用动压润滑理论Reynolds方程探讨轴承间隙中流体的流动、压力

32、等关系。经分析得出曲轴轴颈轴心轨迹、轴颈外表动态油膜压力数据。其中主轴颈轴心轨迹、轴颈外表曲轴转角为0度时的油膜压力以与连杆轴颈轴心轨迹、轴颈外表曲轴转角为0度时油膜压力分别如图3-2所示，第1主颈轴心轨迹第1主轴颈外表动态油膜压力连杆轴颈轴心轨迹 连杆轴颈外表动态油膜压力图3-2曲轴轴颈轴心轨迹、轴颈外表动态油膜压力3.4有限元模型的建立首先利用UG的PARASOLID格式将曲轴模型导入ANSYS软件，并为模型定义单元类型和材料。为正确添加动态的曲轴油膜压力，对曲轴的主轴颈和连杆轴颈划分网格要求同油膜压力分析时划分一致。曲轴轴颈的长度大于滑动轴瓦的宽度，经计算，将曲轴主轴颈外外表划分3515

33、个网格周向35，轴向15，油膜压力施加在轴向中间的14节点上；连杆轴颈外外表划分3517个网格周向35，轴向17，油膜压力施加在轴向中间的16节点上。完成的曲轴有限元模型共有119796个网格如图3-3所示：图3-3 化分过网格的曲轴模型3.5边界条件处理和求解1位移边界条件处理曲轴左端面水平方向设置位移约束和整个端面设置绕中心点的角位移约束。水平位移约束表示曲轴的推力轴承提供的轴向约束，端面角位移约束表示曲轴负载。2力载荷边界条件处理设置曲轴绕主轴颈中心线的角速度，提供曲轴因旋转产生的惯性离心力。油膜压力是动态变化的，因此模型载荷的施加也必须是动态的。ANSYS软件的APDL语言可以对有限元

34、计算进展程序化编程计算，这将能方便的实现动态载荷的施加。施加了边界条件后的曲轴有限元模型如图3-4所示，从中明显发现，油膜压力的分布与传统的余弦分布假设有很大的差异，传统的处理方法将造成不可防止的误差。转角CA=180度转角CA=360度转角CA=540度转角CA=720度图3-4 加载后的曲轴连杆轴颈3.曲轴动应力计算本文对曲轴有限元分析的目的是确定曲轴受动态载荷时各主要危险节点的动应力，为后续的曲轴损伤积累疲劳分析作准备。因此将各轴颈受应力最大的节点作为考察对象，研究动应力的变化规律。如图3-5所示,曲轴轴颈的危险点集中在1至11直线上。因此，取在图示11条直线上的节点为主要危险点进展动应

35、力分析。图3-5 曲轴危险点的选取3.6计算结果在奔腾4 3.0GH内存512MB的PC机上，历时12小时15分钟的计算得出曲轴动应力的分布规律。图3-6是四缸依次作功时，曲轴的总变形。图3-7显示了曲轴颈与曲柄交界处的应力集中现象。如图3-5的O点位置是曲轴疲劳最容易失效的点。验证了我们将动应力的讨论集中在111的11条直线上的节点是正确的。转角CA=180度 转角CA=360度转角CA=540度 转角CA=720度图3-6发火时刻的曲轴变形图3-7 曲轴轴颈圆角处的应力集中现象将ANSYS的动应力数据导出经MATLAB处理，得出各连杆轴颈外表等效动应力的分布如图3-8所示,各主轴颈外表等效

36、动应力的分布如图3-9所示。 a第1连杆轴颈等效动应力直线2b第2连杆轴颈等效动应力直线5c 第3连杆轴颈等效动应力直线7d 第4连杆轴颈等效动应力直线10图3-8 连杆轴颈等效动应力分布图a 第1主轴颈等效动应力直线1b 第2主轴颈上沿等效动应力直线3c 第2主轴颈下沿等效动应力直线4d 第3主轴颈等效动应力直线6e 第4主轴颈上沿等效动应力直线9f 第4主轴颈下沿等效动应力直线8g 第5主轴颈等效动应力直线11图3-9 连杆轴颈等效动应力分布图3.7 有限元结果讨论1利用ANSYS软件APDL编程计算曲轴颈动态应力分布是一种有效的途径。2曲轴外表动应力的分布与曲轴系动力学响应是密切相关的。

37、3曲轴外表动应力的变化与曲轴的应力集中、曲轴变形、油膜压力分布密切相关。4曲轴最危险节点在第3连杆轴颈O点，最大应力为87.7457 MPa，最小应力为1.1218 MPa，最大应力历程是曲轴疲劳强度计算的前提条件。3.8 疲劳强度计算整体曲轴的断裂，在多数情况下首先在曲柄销圆角出现疲劳裂纹，随后裂纹向曲柄臂开展而导致整根曲轴的断裂。只在个别情况下因曲轴支承的局部损坏引起支座弯矩急剧增加而造成主轴颈圆角损坏。这主要是由于主轴颈圆角应力以压应力为主，致使其抗交变载荷的能力增强。因此，通常仅对承载(应力幅)最大曲柄的曲柄销圆角进展疲劳强度计算就能满足要求 18。有3.6节可得第3连杆轴颈O点是最危

38、险点，最大应力=87.7457MPa,最小应力=1.1218MPa，如此 比值 r=0.01277; 均应力=44.484MPa;应力幅=43.362 MPa;曲柄销圆角弯曲疲劳强度安全系数可用下式计算：式中： 材料弯曲疲劳极限，=174MPa;曲轴弯曲时的名义应力幅，=43.362MPa;曲轴有效总不均匀度系数，=0.86；弯曲时的有效应力集中系数，=1.0;弯曲时的外表质量系数，=1.15;时的绝对尺寸系数，=0.602;弯曲时的平均应力折合应力幅的等效系数，弯曲时的平均应力，=44.484MPa;将以上数据代入得：由文献18得曲轴的安全系数一般在1.31.8之间，N485柴油机曲轴的安全

39、系数是1.76，符合安全要求。结论与展望结论1.ADAMS软件和ANSYS软件的结合是有效的处理曲轴系多学科综合分析的方法，特别是APDL编程能方便的为有限元模型很方便的施加动态载荷，提高求解效率。2.研究了曲轴系的动力学特性，计算了连杆轴承在复杂变化载荷工况下的负载，为分析曲轴颈的油膜压力作了准备工作。3.应力的变化与曲轴颈外表的动态油膜压力分布密切相关。曲轴的变形和应力集中对动应力的变化也有很大影响。动应力随曲轴轴向和周向的分布详见图3-6。油膜压力对曲轴应力的影响是很大的，以往不考虑动态油膜压力分布规律，以二次抛物线甚至不考虑油膜压力非线性变化的分析方法是不可靠的。将曲轴处理为刚性轴的做

40、法的更是不妥的。动应力的变化规律为以后内燃机曲轴强度优化设计奠定了一定的根底。4.利用传统的疲劳强度分析方法得出N485柴油机曲轴的安全系数是1.76，符合设计要求。5.提出了解决曲轴系统的动力学、摩擦学、刚度、强度耦合的关系的方法。曲轴系的动力学行为影响曲轴颈外表的油膜压力分布、曲轴位形变化和应力变化；曲轴系摩擦学行为关系到轴承的支撑反力，影响曲轴系的动力学特性，油膜压力分布影响曲轴的位形变化；曲轴刚度行为同样影响曲轴的润滑条件，影响曲轴系的动力学行为。曲轴的强度行为是由于动应力产生弹性恢复力，影响曲轴的弹性变形，再通过变形影响动力学行为和摩擦学行为。其耦合关系明确曲轴系的动力学、摩擦学和刚

41、度是一种强耦合关系，曲轴强度对系统其他学科行为的影响较小。为此找到了曲轴系统多学科行为耦合问题分析的研究思路：在ADAMS软件中导入曲轴的柔体模型，在轴承位置处施加油膜压力通过ADAMS动态函数进展曲轴系的动力学分析，这样将能得到曲轴的载荷历程。展望1. 柔体动力学曲轴系动力学分析有很多的方法，传统方法已不能满足实际设计的需要，多柔体动力学模型ADAMS计算是一种有效的途径。但现在的研究仍局限在很多的假设中，与实际工况还有一定的差距，随机载荷谱还不够理想，这些都有很大的空间供研究。2. 弹性支座分析文中动力学的求解，是在没有考虑内燃机支座弹性变形和曲轴轴承没有安装误差的情况下进展的，与实际工况

42、有很大的差异，后续的研究应考虑支座弹性变形和曲轴轴承有安装误差的情况下进展。图 弹性支座曲轴系动力学分析模型3. 曲轴疲劳寿命失效分析曲轴是内燃机中最贵的部件之一，他的破坏大多是疲劳失效导致。轴颈外表动应力分布规律能准确的描述曲轴的随机应力谱，为曲轴疲劳强度的分析，奠定了根底。因此，本课题的延续，将是利用循环计数法和Miner线性累积损伤理论对曲轴进展疲劳寿命预测和抗疲劳优化设计，这也仍有很高的实践价值。4. 振动与噪声内燃机曲轴系的振动一直是内燃机设计的难点，而现在内燃机的设计又必须将振动和噪声控制当作一个重要的目标，以后曲轴系的振动问题也将是内燃机研究的热点。5. 曲轴轴承的摩擦与接触分析

43、内燃机曲轴轴承工作在90-100高温的环境里，流体动压润滑的条件很难完全满足，并且还会受到很严重的接触应力，以至内燃机工作时烧瓦现象时有发生，关于曲轴轴承的设计研究，有很高的工程价值。6. 优化分析多目标内燃机曲轴系的设计分析，关系到众多的学科X围，而且许多问题不是层次状分布，而是相互耦合的。这为内燃机的改良增加了很大的难度。多目标的内燃机优化问题，在一段时期内仍会是内燃机设计研究的难点。致谢首先感谢我的导师何芝仙副教授在三个月内对我的指导和帮助，感谢他为我的课题进展了复杂和烦琐的曲轴颈外表动态油膜压力分布规律的分析和数据求解，为我曲轴强度分析和计算提供了珍贵的原始数据。另外，在研究过程中参考

44、了机械CAD论坛、中国仿真在线和科研中国上一些前辈们的讨论贴，并得到ADAMS讨论QQ群和机械振动ANSYSQQ群中一些未曾谋面的朋友的帮助。我在此向他们表示忠心的感谢。此外，还要感谢我的室友，谢谢他们四年来对我的照顾和帮助，我会永远怀念与他们共同生活和学习的大学时光。谨以此文，献给我的母校和家人，感谢母校四年对我的培养，感谢父母对我的鼓励！致谢人：王钦庆2006年6月10日参考文献1高秀华,郭建华.内燃机M. ：化学工业,2006年1月2孙军, 桂长林, 李震.内燃机曲轴强度研究的现状、讨论与展望J.内燃机学报2004-24 X建荣.ADAMS虚拟样机技术入门与提高M. :机械工业,2002

45、5 虚拟样机技术与其在ADMAS上的实践M. 某某:西北工业大学, 19986 毕学涛.高等动力学M.某某：某某大学，19947 黄义.弹性力学根底与有限单元法M.：冶金工业，19838 陈精一，蔡国忠.电脑辅助工程分析使用指南M. ：中国铁道，20019 陈晓霞.ANSYS7.0高级分析M.：机械工业，200410 陈家瑞.汽车构造上M. ：机械工业，200411 康国政.大型有限元程序的原理、机构与使用M. 某某：西南交通大学，200412 简炎钧,许运秀.柴油机曲轴臂距差与曲轴疲劳强度的关系J某某造船，2003 年第2 期13 赵骞, 郝志勇.柴油机曲轴系扭转振动的有限元模型研究J车辆与

46、动力技术.2000 年第4 期1 00Q 型发动机曲轴的三维有限元分析J.某某职技师院学报.2000 年6月15 王良国, 胡德波368Q 型发动机曲轴疲劳强度有限元分析J.内燃机学报.卷(2000) 第3 期16 万朝平.16V 240 型柴油机曲轴断裂原因分析与对策J.机车车辆工艺. 2000 -10517 杨志勇,唐胜利.虚拟样机技术在内燃机设计中的应用研究N.hbasp./webnews/xxzx/xx_view.aspx?id=396318 马迅,左远化.曲轴的疲劳和模态分析设计与计算C 2005 年 MSC.Software 中国用户论文集20 顾卡丽, 赵源, 韦习成, 胡晓忠,

47、 吴伊敏.内燃机轴瓦2曲轴轴颈摩擦副摩擦学性能研究J.摩擦学学报2001-620 吕国华 ,周敏, 唐良材, 陈亚君, 黄铁球.柴油机顶置凸轮配气机构运动分析C.美国MDI(Mechanical Dynamics Inc)公司2001年中国用户年会论文集22 程海涛.柔性车体动力学建模方法与求解C.美国MDI(Mechanical Dynamics Inc)公司2001年中国用户年会论文集23 俞武勇,阎绍泽,季林红,金德闻.柔性多体机械系统动力学特性的ADAMS仿真研究C.美国MDI(Mechanical Dynamics Inc)公司2001年中国用户年会论文集24 余波, 周舟.汽车动力

48、总成三维有限元建模与模态分析C.2005 年 MSC.Software 中国用户论文集25 罗伟,周定陆.汽车车身节点有限元分析C.2005 年 MSC.Software 中国用户论文集26 彭,X松涛,郭东劭.发动机随动臂的刚度和强度分析C.2005 年 MSC.Software 中国用户论文集27 李龙彬, 李强 ,杨卫平.基于MSC.Patran 的复杂载荷施加探讨C.2005 年 MSC.Software 中国用户论文集28 周舟.发动机研发中的动力学与有限元分析C.2005 年 MSC.Software 中国用户论文集29 闵作兴,方林云,陈伟,X云清.某发动机三轴传动系统动平衡仿真

49、分析C.2005 年 MSC.Software 中国用户论文集30 孟宏,X辉,李雷.虚拟样机技术在转向架设计中的应用C.2005 年 MSC.Sof-tware 中国用户论文集31 王治国.有限元建模的实质C.2005 年 MSC.Software 中国用户论文集32 S.K. Bhaumik*, R. Rangaraju, M.A. Venkataswamy,T.A. Bhaskaran, M.A. Parameswara.Fatigue fracture of crankshaft of an aircraftengineJ. Engineering Failure Anlysis 9(

50、2002)255-263附 录附录A外文论文与翻译航天器发动机的曲轴疲劳断裂 S.K. Bhaumik*, R. Rangaraju, M.A. Venkataswamy,T.A. Bhaskaran, M.A. Parameswara单位:国际宇宙航空实验室,材料科学部,故障分析组信箱1779, Bangalore 560 017, 印度破坏导致的。循环的X应力和裂缝源的产生是疲劳破坏发生的必备条件。一般,动力传递系统中的轴受到旋转期间自身重力产生的弯曲或滑动轴承安装错位造成的弯扭组合循环应力。1因而，这些旋转部件易受自然运转和故障疲劳的影响，是一般地旋转挠度类型 2.轴上疲劳裂缝的地方也是

51、在压力集中发生的地方，键槽根部的倒圆和轴上急剧变换的交织区域。尽管在对几何不规如此的应力集中区域进展设计是采取了预防性的措施，但疲劳失效依然由于其他的各种因素出现3。在这个方案中描写了飞行器曲轴疲劳断裂的研究。2. 背景飞行器发动机从服役时停机是由于在飞行期间有异常的噪声。 航空器由两个活塞引擎提供动力, 因此, 能在另一引擎帮助下安全地着路。 拆解检查失效的引擎发现, 曲轴断裂成3个分断。 破裂沿着圆角发生在轴颈2和3处(如图 1)。曲轴共计1460 h 在使用和262 h自从最后的检修。 轴的磁性微粒检查在检修期间没有在重要区域或在纵向或横向方向显露任何瑕疵。 这个形状复杂的曲轴用SAE

52、4340合金钢锻件和硬化制造。 事件被报告已经发生了第三次了。和以前的两次断裂非常地相似，在一样地点 4 。3. 结果和观察3.1. 视觉和立体声观察曲轴被发现在 2 号和 3 号轴颈断裂。在两个情形中, 断裂源沿曲柄圆角扩展。 仔细的观察明确, 失效发生在曲轴的横向上, 在破裂区域附近没有塑性变形的证据。破裂外表有海滩状的疲劳失效特征, 并且发现两破裂起源于在曲柄圆角区域。 破裂外表在疲劳区域有一段光滑的出现以一个起波纹的海滩样式(图 2.a 和b) 。图1图2在上升之前，在轴颈3 处, 疲劳裂缝扩展到大约80%的圆角局部因超载破裂。 在轴颈2 处, 疲劳裂纹扩展到大约40%的圆角横剖面的面

53、积。 在轴颈3轴圆角处, 海滩标记很好被定义和清楚地明确了疲劳裂缝的进步开展(图 2.a) 。 在断裂轴颈2的轴圆角处, 各自的海滩标记没有清楚地描述在上面, 破裂外表有一次晶块出现(图 2b) 。两处破裂, 它是可能到达在破裂源通过更随海滩标记,那是被发现在曲柄圆角区域(图 1)。 双目望远镜观察破裂发生在轴颈2合的圆角区域。立体声对破裂源和周围的区域的检测，在轴颈3 的圆角处接近于裂源的X围显示有点蚀和撕裂的征兆。 (图 3)但是, 这样的损伤，严格的说，是较少发生在轴颈2对应的圆角区域。仔细地检查明确，断裂的产生与曲柄轴的装配没有关系。查明, 轴颈3的轴承开口环遭受了金属蠕动和边角刃口划

54、伤造成的很严重的损伤 (如图4) 边角刃口 导致一条凹槽形成在比拟柔软的合金包裹的曲轴上。进一步观察到,由于精细轴承的凸部的磨损造成了相当大划伤(图 5)断面金相检验失效曲轴的断裂外表在扫描电子显微镜(Jeol,JSM-35)下被检查识别出疲劳裂缝源的起因。 低放大倍数的断口金相检验如图6明确，轴颈3的海滩疲劳特征是清楚可看见的。图6 追踪海滩标记, 疲劳裂缝源可以是坚决用箭头显示在图6中。更高的放大倍率展示裂纹外表如图2A和B的轴颈3的圆角上。非常详细的海滩特征，典型的疲劳特征能被看见。裂源通过箭头被表示。观点没有显示在断裂区的任何过失。可是，外表层坚硬部位的撕裂在好几处被发现如图6。断裂源

55、，圆角X围区域在如图7中展示。广布的点蚀，撕裂和外表裂缝能被在断裂源观测到。再有，沿着圆角圆周方向的痕迹也能被观测到。裂纹外表被发现在垂直方向上也有有利的标记。3.3. 金属组织学一个适当的样本切片被从曲轴轴颈3的裂缝源附近取出,准备在光学显微镜下观察它的蚀化情况。在蚀化的条件下, 被隔绝的球状内含物被观测到。 这个物体的额定值被ASTM估计为: E 45, 板材1, D, 球状型氧化物, 1, 稀薄的连续。 这被发现在曲轴材料的规格内。 在铁氯化物蚀化以后, 材料出现马氏体结构。 没有异常的情况在微观结构检查中被发现。另一个硬化的外表层也被金相观测到。示意图如图5a.正视图是轴颈3被损坏的轴

56、承裂环. 由于逐步的磨损,小箭头指示的这个区域已经脱落.大箭头指示的方向是轴承运动的方向. (b) 真实的形状被战士在图8中.由于材料磨损引起的点蚀和剥落导致的厚度减少被在曲柄圆角处发现。半定量分析由EDX 执行附有SEM 表示, 曲轴由SAE 4340 钢制成。 曲轴的外表被氮硬化了。 分裂圆环轴承被发现由钢与0.4% Mn合金制成 。硬度测量被执行在载荷500 g的HSV-20 Vickers 微硬度 测试器上的一个被擦亮的标本 。 核心和外表坚硬被测量是HV 310 和HV 550, 各自地。 物体硬化层深度被发现大约0.1 毫米。 在曲柄圆角区域, 被硬化的表层磨损归结于点蚀和剥落,

57、并且暴露的外表的硬度被测量大约为HV 440 。 从坚硬的外外表到未损坏的区域,磨损了圆角轴颈3 的硬化层的厚度大约是0.13 毫米。 分裂圆环轴承材料的硬度被测量是 HV 175 。4. 对结果的分析特征明确疲劳作为曲轴失效的起因。 海滩标记很好的描述在圆角的破裂外表的轴颈3处 。 进一步的裂缝被发现扩展到大约80% 圆角横剖面处。 这明确, 疲劳是高周期低应力的类型。 相对, 圆角的破裂外表在轴颈2 显出了水晶格出现明确相对地裂纹在更加快速的扩展。 尽管这失效也是由疲劳导致, 但海滩标记不清楚。 另外, 破裂外表的大局部被发现是由于超载导致。 从这些宏特征 看起来, 疲劳裂缝第一次开始在轴

58、颈3 。在轴颈2 的裂缝似乎是随后相应于在轴颈3地第一裂缝一起产生 。在两轴颈, 疲劳裂缝发源在曲柄圆角区域。微结构和硬化厚度被发现是令人满意和在规格之内的。 所以,疲劳裂缝似乎归结于轴的磨损,在服务期间。 机械磨损,譬如点蚀和剥落被观察了, 那些导致集中在曲柄圆角区域的因素导致疲劳裂缝。变形和土坎形成在对应的轴承分裂圆环的边缘明确, 它经常摩擦反对轴颈曲柄圆角外表。 金属蠕动由于边角并且导致凹线形成在更软的Al 合金框。 在活塞引擎的正常运行, 设计是这样, 轴承不接触轴颈的圆角并且轴承被固定在框上。 二外表可能互相摩擦.可能是不同心度或轴的轴向运动导致。 对损坏的框详细的观察和引擎的其它组

59、分没有显示任何轴的不同心度的证据。 另一方面, 分裂轴承的破坏在轴颈3 被发现了被扭曲。 可观的材料被发现失去是由于逐渐磨损, 并且有负担运动的特别证据造成摩擦反对轴颈的曲柄圆角外表。 这明确, 有轴向载荷的可能性扩展到轴, 哪些可能导致轴承行动。 而且, 程度 在轴承和凹线形成在框边缘, 外表层疲劳在轴承和轴颈的圆角之间是相当高的。外表层疲劳可能发生当二外表滑互相反对在高层压力和循环载荷下。 这失效状态导致在裂缝或者靠近接触面, 并且可以随后带领损坏变化在程度从微观点蚀对严重剥落 2,5,6 。 问题被加重进一步如果滑的外表有大差异在坚硬和在当前物体, 那里轴承有HV 175 的坚硬与HV 550 比拟被硬化的轴外表 7 。 在重覆的载荷之下, 表层下裂缝发起在最大疲劳和扩展平行与外表。 在纯净滑情况下, 最大抗剪应力被开发紧挨接触面, 并且裂缝源, 因此, 发生非常地近，对外表 8 。 在某一阶段, 这些裂缝偏离和增长往接触面,造成坑的形成。 这些坑通常微观并且以轴的持续的操作他们作为疲劳集中为更加严重的损伤以伪造的形式 9 。 这导致大不规如此的坑的形成, 哪些导致轴的迅速恶