大连理工大学 有限元大作业文档格式.docx

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Crankshaftiswidelyusedintheautomotiveindustry,andisanimportantcomponentinthecarengine.Itwillhaveadirectimpactonthequalityoftheengineandvehicleperformance.Inthispaper,Crankshaft3dmodelingiscreatedbyusingthree-dimensionalmodelingSOLIDWORKSsoftware.Then,thefiniteelementanalysisofthecrankshaftiscompletedbyANSYSsoftware.Meanwhile,theresultsofthestaticandmodalanalysisareobtained,whichcanprovideacertaintheoreticalbasisandreferencefordesignandoptimizationofcrankshaft.

Keywords:

ANSYSCrankshaftFiniteelementanalysisSOLIDWORKS

1引言

曲轴是汽车发动机的关键零件之一，其性能好坏直接影响到汽车发动机的质量和寿命。

曲轴在发动机中承担最大负荷和全部功率，承受着强大的方向不断变化的弯矩及扭矩，同时经受着长时间高速运转的磨损，因此要求曲轴材质具有较高的刚性、疲劳强度和良好的耐磨性能。

工作时，曲轴承受气体压力，惯性力及惯性力矩的作用，受力大而且受力复杂，并且承受交变负荷的冲击作用。

同时，曲轴又是高速旋转件，因此，要求曲轴具有足够的刚度和强度，具有良好的承受冲击载荷的能力，耐磨损且润滑良好。

近年来，随着制造工业的不断发展，制造业正面临着由于经济全球化带来的激烈的市场竞争，生产者对产品的质量要求也越来越高，尤其是在汽车、航空航天等要求比较高的部门，疲劳强度的高低直接或间接地影响着产品的质量

。

本文主要分析四缸曲轴，利用SOLIDWORKS软件强大的三维建模能力，对四缸曲轴进行三维建模，并将建好的三维模型导入到ANSYS软件中，利用ANSYS软件强大的分析能力，对四缸曲轴在工作中受力状况进行分析，一方面验证了曲轴设计的合理性，另一方面为曲轴的设计和改进提供理论依据

2曲轴有限元分析的理论基础

2.1曲轴有限元分析基本步骤

曲轴有限元分析的基本步骤主要包括以下几步：

步骤一：

创建有限元模型

（l）创建几何模型;

（2）定义材料属性;

（3）划分网格（节点及单元）

步骤二：

施加载荷并求解

（l）施加载荷及载荷选项，设定约束条件;

（2）求解;

步骤三：

查看结果

（l）查看分析结果;

2.2曲轴受力分析

对曲轴施加的载荷主要包括三个部分，分别为连杆作用力，输出扭矩的反作用扭矩及重力

（1）连杆作用力

曲轴所承受的气体压力、活塞与连杆往复运动的惯性力，在工况计算时，转换到曲轴的连杆轴颈部位。

假设作用在轴颈上的压力的合力为

，假定连杆轴颈作用力载荷（压力）沿连杆轴颈按二次抛物线规律分布；

沿轴颈圆周120°

角范围内按余弦分布。

如下图1所示。

图1连杆轴颈受力分布图

Fig.1Forceofconnectingrodjournal

沿曲轴轴线方向设压力分布曲线的方程为：

设轴向受力长度为

，将

代入上式得：

当

时，

，所以

，代入得：

又

其中：

；

为作用在轴颈上的总载荷。

因

=

，带入上式得：

由此可得：

沿圆周方向：

因此，在轴颈上的加载函数为：

（2）输出扭矩的反作用扭矩

曲轴的功率通过飞轮端输出,在飞轮端面上有个较大的扭矩T,

其中P为发动机的标定功率,单位Kw。

n为转速，r/min。

反作用扭矩的大小等于输出扭矩,方向与输出扭矩相反。

（3）曲轴的重力

以重力加速度的形式加到载荷中，大小为9.8N/kg。

3曲轴三维模型的建立

3.1SOLIDWORKS中曲轴的三维建模

如图1所示，建立的曲轴三维模型。

在SOLIDWORKS2013软件中根据曲轴自身的结构特点及各自几何尺寸完成建模过程。

首先通过建立单个连杆轴颈、曲轴轴颈、曲轴臂和平衡块，其次通过平移、旋转和镜像操作，生成曲轴的主体部分，最终生成完整模型，曲轴参数见表1，三维模型见图2。

表1曲轴主要尺寸参数

Tab.1Crankshaftmainsizeparameters

参数

数值/mm

主轴颈直径

60

连杆轴颈直径

50

曲柄宽度

118

曲柄半径

46

曲柄壁厚

20

图2曲轴三维模型图

Fig.23DModeldiagramofcrankshaft

3.2SOLIDWORKS文件导入到ANSYS中

ANSYS软件自身具有建模的功能，但曲轴的结构模型较为复杂，在ANSYS中建立曲轴的三维模型比较麻烦。

因此，结合SOLIDWORKS软件，利用其强大的三维建模能力建立曲轴模型，再将建立好的模型导入到ANSYS软件中。

SOLIDWORKS与ANSYS进行模型数据交换的方法很多。

常用的方法有三种，如下：

方法1:

把在SOLIDWORKS中建立好的模型保存为IGES格式，由于ANSYS软件中内置了IGES交换过滤器，因此，IGES格式的文件可以输入到ANSYS中。

但此种导入的方法在导入结构复杂的模型时经常会造成元素的丢失，甚至影响到网格的划分；

方法2：

把在SOLIDWORKS中建立好的模型保存为X_T格式，这种方法和方法一类似，也会导致某些复杂零件元素的丢失；

方法3:

利用ANSYSWORKBENCH和SOLIDWORKS之间的无缝链接，该方法的数据交换最为完整，没有数据丢失，本文采用此种方法。

具体做法如下：

将SOLIDWORKS中建立好的曲轴模型→ANSYS→WORKBENCH→NEWSIMULATION便可将模型完全导入到ANSYSWORKBENCH中。

导入结果如图3所示：

图3导入ANSYS后的三维实体模型

Fig.33DsolidmodelofimportANSYS

4曲轴有限元分析

4.1静力学分析及结果

4.1.1模型属性设定

模型属性设定这里采用的曲轴的材料为铸造合金钢，其材料特性如表2:

表2曲轴材料特性

Tab.2Propertiesofcrankshaftmaterial

属性名称

数值/单位

弹性模量

泊松比

0.26

密度

屈服强度

张力强度

热导率

比热

440J/（kg

）

抗剪模量

4.1.2网格的划分

网格划分对于有限元数值模拟分析非常重要。

网格的大小、形状作为网格设定的主要参数，直接影响着计算结果的准确性和和计算过程所用的时间。

网格太细密，计算过程会花费大量的时间，同时对于复杂结构，会造成不同网格划分之间连接的困难。

因此，应该合理选择网格的大小。

本文分析的曲轴尺寸较大，所以网格划分并不需要过于细密，这里，对曲轴选用的是自动网格划分。

另外，由于曲轴结构比较复杂,如果实体建模时各种小的倒角和圆角以及油孔都考虑进去,网格划分时非常复杂，会产生很多不良的单元曲轴网格，所以如图1图2的三维模型所示，忽略各种小的倒角和圆角，便于网格的划分。

选择Solid10node92单元作为分析单元，网格划分图如图4所示：

图4网格划分图

Fig.4Meshingdiagram

4.1.3施加载荷和约束

对于四缸机而言,如图5，一般的发火顺序是1-3-4-2或者1-2-4-3，根据动力学分析可知，曲轴运行中所受的力包括连杆轴承作用力、主轴承支撑力、外载荷的扭转反力、转动惯性和重力。

连杆轴承的最大作用力是发生在气缸爆发做功时，即曲轴连杆机构运行至上止点附近时，此时曲轴所受应力最大，变形也最大，由经验可知曲轴的四缸机一般是第二、三缸受到最大爆发压力作用时曲轴所受的应力最大，为了减小计算量，此处只采用第三缸受到爆发压力做功时的工况，进行计算曲轴的静力强度。

其它工况方法类似。

图5曲轴简易图

Fig.5Simplediagramofcrankshaft

（1）施加约束

曲轴运动时，为了提高其刚性，在主轴处会有支撑，如图5所示，也就是说限制住了曲轴主轴的径向移动，但是在轴向也是有少量位移的。

因此施加约束限制曲轴的主轴颈径向的自由度，不限制曲轴主轴颈轴向的自由度，施加约束结果如图6所示：

图6曲轴约束施加图

Fig.6DiagramofCrankshaftConstraints

（2）施加载荷

由2.2曲轴受力分析可知，连杆轴颈在120°

范围内受不均匀分布的压力，经过估算，各连杆轴颈所受合力如表3所示，最后的有限元分析结果如图7所示。

表3曲轴连杆轴颈合力大小（单位KN）

Tab.3crankshaftconnectingrodjournalstrength（unitKN）

连杆曲颈号

1

2

3

4

合力

10

-11

70

12

注：

负号表示连杆轴颈受拉，反之受压。

（a）沿X方向位移分析（b）沿Y方向位移分析

（c）沿Z方向位移分析（d）合位移分析

（e）沿X方向应力分析（f）沿Y方向应力分析

（g）沿Z方向应力分析（h）等效应力分析

图7曲轴力学性能分析

Fig.7Mechanicalpropertiesanalysisofcrankshaft

由经验可知曲轴的四缸机一般是第二、三缸受到最大爆发压力作用时曲轴所受的应力最大，因此，此处所发生的位移变化也是最大的，如表4所示

表4位移应力变化

Tab.4Changesofdisplacementandstress

数值

最大合位移

17.63mm

最大应力

155560MPa

由曲轴位移图解所示：

连杆轴颈三的弯曲变形曲率最大，且连杆曲颈三和四的扭转变形也比较明显。

在连杆曲颈三的几何中心点处的径向位移：

X向2.642mm,Y向10.318mm，Z向1.888mm，其主轴颈的位移较小。

对于连杆轴颈形变位移而言，相对较大，可能会发生断裂，我们可以尝试改变材料来避免这种缺陷，也可以优化结构。

由曲轴应力图解显示：

最大应力位于连杆轴颈的圆角处，由于为了划分网格方便，本曲轴并未倒圆角，所以造成此处应力较大，因此，实际情况中会做倒圆角处理。

4.2模态分析及结果

在评价结构动态特性的时候，模态分析技术是一种十分重要的手段。

结构的动态特性用各阶模态参数（模态频率、模态阵型等）来描述，对结构的模态分析可以求出上述参数，从而评价结构的动态特性是否符合要求，并且可以验证理论分析是否正确

模态分析一般有自由模态分析和有约束模态分析，前者它不考虑任何约束的影响,得到的是结构本身的固有特性，而后者考虑了约束，并且在不同的约束状态下，结构的固有频率和振动模态会发生改变，因此在施加约束之后的模态分析能够反映结构的真实振动情况，研究约束对模态的影响，本文采用有约束模态分析。

曲轴在实际工作中是被放置在曲轴箱中，而且自由端连接齿轮，输出端连接飞轮。

也就是说，曲轴的工作条件是存在约束的，本文将曲轴的各个主轴端加上弹性约束，对自由端进行全约束,对输出端径向约束。

利用BlockLanczos法计算曲轴的前6阶模态,得到了非零约束状态下的模态频率如表5及振型图如图8。

表5六阶固有频率模态分析结果

Tab.5Themodalanalysisresultsofsixnaturalfrequencies

*****INDEXOFDATASETSONRESULTSFILE*****

SET

TIME/FREQ

LOADSTEP

SUBSTEP

CUMULATIVE

325.59

510.89

846.78

1107.1

5

1117.3

6

1412.6

（a）第一阶模态振型图（b）第二阶模态振型图

（c）第三阶模态振型图（d）第四阶模态振型图

（e）第五阶模态振型图（f）第六阶模态振型图

图8不同阶模态振型

Fig.8Modeofdifferentvibrationmodel

对以上曲轴振型进行分析:

（l）振型主要表现为：

弯曲变形（例如：

第一、二阶振型），扭转变形（例如：

第六阶振型），伸缩变形（例如：

第三、四阶振型的第三连杆轴颈）；

（2）从第二阶开始相差幅度依次增大，但是三四阶相差不大；

（3）第一阶振型是曲轴在xoy平面内振动,并在曲轴输出端局部扭转振动；

第二阶曲轴输出端比第一主轴颈的相对位移小；

第三四阶模态都发生伸缩变形，并在第三连杆轴颈处伸缩程度最大；

第五阶振型在xoz平面内发生弯曲，变化相对较大；

第六阶振型则发生了较大的扭转变形。

5总结与展望

5.1总结

曲轴的强度研究是汽车发动机设计与制造必不可少的组成部分，本文把SOLIDWORKS与ANSYS结合起来，在SOLIDWORKS环境下，以其强大的三维建模能力建立曲轴的三维模型，并将其导入到ANSYS中，利用ANSYS优秀的计算方法及图像显示功能，对曲轴进行了静力学有限元分析和模态分析，分析了零件的各方面性能，充分发挥了两个软件在各自领域中的优势，为曲轴的快速开发提供了条件，也为曲轴的优化提供了依据。

5.2展望

虽然本文在曲轴有限元分析上取得了一些结果，但方法本身都存在一些不足之处。

另外，还存在以下问题需要解决。

（1）曲轴模型问题

曲轴模型是十分复杂的，一些未考虑到的结构对曲轴的应力影响也很大，因此有必要建立更多，更小的结构模块。

（2）轴承支撑问题

本文为简便起见，采用限制轴的位移来模拟轴承支撑，这种方法误差较大。

但是实际中的轴承支撑是非常复杂的。

因此，有必要建立一种更为合理的，能尽量反映轴承支撑模型。

（3）连杆轴径处的受力问题

作用在曲轴轴颈表面的载荷分布大多没有考虑机体变形，这会对分析结果造成偏差。

（4）网格划分的问题

采用自由网格划分的曲轴有限元模型存在很多缺陷，例如:

连杆轴颈所加载荷的分布和大小随着网格划分密度和划分顺序变化非常大,对最大应力大小有明显影响。

参考文献

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