直列四缸發(fā)動機曲軸ansys分析報告

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1、 有限元分析課程報告 直列四缸發(fā)動機曲軸有限元分析 ： 學號： 分數： 年 月 日 目 錄 1.引言1 2.曲軸有限元模型的建立2 3.曲軸網格劃分4 3.1 確定物理場和網格劃分法4 3.2 確定全局網格參數設置4 3.3 確定局部網格參數設置4 3.4 網格質量檢查5 3.5 調整網格劃分6 4.曲軸強度分析8 4.1載荷工況8 4.2載荷與約束邊界條件8 4.3 有限元求解結果分析10 4.4 加密收斂分析12 5.曲軸自由模態(tài)分析14 5.1網格劃分14 5.2 約束條件14 5.3 參數設置14

2、 5.4 結果分析14 參考文獻17 19 / 22 1.引言 曲軸（如圖1所示）是發(fā)動機中最重要、承載最復雜的零件之一。其造價約占一臺發(fā)動機總價的20%-30%，它的使用壽命決定發(fā)動機的使用壽命。在工作過程中，曲軸承受著氣缸的氣體壓力與往復和旋轉質量慣性力引起的周期性變化載荷。這些扭轉力矩和大小、方向不斷變化的彎曲力，在曲軸產生交變的彎曲與切應力，使曲軸發(fā)生疲勞破壞。同時，在周期性變化的載荷作用下，曲軸可能在發(fā)動機轉速圍發(fā)生共振，加速曲軸的疲勞破壞。 由于曲軸是發(fā)動機中典型的易損件之一，其強度和振動特性都會影響到整機的工作性能，因此對曲軸進行有限元分析，研究曲軸的應力和應變

3、狀態(tài)，了解其固有頻率和模態(tài)振型，對于設計和優(yōu)化曲軸結構有重要意義。 圖1 曲軸實物圖 曲軸的基本結構如圖2所示，主要由前端軸、主軸頸、連桿軸頸、曲柄、平衡重和后凸緣盤等部分構成，前端軸主要用來安裝止推墊圈、啟動抓和皮帶輪等部件；曲柄用來連接主軸頸和連桿軸頸；平衡重的作用是平衡曲軸工作時產生的離心慣性力與其力矩；后凸緣盤用來安裝飛輪等部件。 1 2 3 4 5 6 圖2 曲軸基本結構 1-前端軸 2-主軸頸 3-平衡重

4、 4-曲柄 5-連桿軸頸 6-后凸緣盤 2.曲軸有限元模型的建立 本文所研究曲軸為某直列四缸發(fā)動機整體式曲軸，含有5個主軸頸，4個連桿軸頸、曲柄和平衡重。由于曲軸的具體尺寸參數設計較為復雜，本文不詳細敘述。同時，由于曲軸結構復雜，利用有限元軟件進行建模時很難保證與圖紙上的曲軸結構完全一致，因此建模時必須簡化模型。為了減少應力集中，曲軸上不同截面的結合處都有半徑不同的倒角，如果在建模時考慮這些倒角和油孔，則會使有限元的網格非常密集，大大增加了模型的單元數量且生成的網格形狀也不理想，降低了求解精度。因此，建模時忽略了對分析結果影響較小的特征，如軸頸上的油孔和后凸緣盤上的環(huán)槽?，F給

5、出曲軸結構的主要設計尺寸如表1。 表1 曲軸結構設計尺寸 設計參數 主軸頸 長度 主軸頸 直徑 連桿軸頸長度 連桿軸頸直徑 曲柄厚度 平衡重 厚度 尺寸/mm 35 80 40 66 25 22.5 平衡重的二維設計尺寸如圖3所示。 圖3 平衡重設計尺寸 考慮到在ANSYS中直接進行曲軸建模的復雜性，本文通過SolidWorks建立三維幾何模型，并與ANSYS Workbench無縫連接，進行有限元分析。曲軸三維建模后如圖4所示。 圖4 曲軸三維實體圖 本文中曲軸材料為QT-800，其基體組織為珠

6、光體或索氏體，主要用于所受載荷較大、受力復雜的汽車、拖拉機的曲軸、連桿、凸輪軸等等場合。表2列出了QT-800的材料性能參數。 表2 QT-800材料參數 材料 抗拉強度/MPa 抗拉屈服強度/MPa 硬度/HBS 彈性模量/ 密度/ 泊松比 QT-800 ≥800 ≥480 245-355 7850 0.3 在workbench中設置曲軸材料參數如圖5所示。 圖5 曲軸材料參數 1. 3.曲軸網格劃分 有限元網格劃分是將整體模型結構離散化,是數值分析的前提，也是至關重要的一步，它直接影響著后續(xù)數值計算分析結果的精確性。一個良好的網格劃分

7、，不但可以保證分析結果的精度，同時也能夠大大降低后期處理的計算量。 本文中采用ANSYS Workbench15.0中自帶的Mesh模塊對曲軸進行網格劃分。ANSYS Workbench15.0是一個單獨的工具平臺，為ANSYS的不同求解器提供相應的網格文件。自14.0起，Workbench中可以直接劃分網格（Direct Meshing）。直接劃分網格最大的優(yōu)點之一就是能單獨地劃分幾何體的網格，而之前劃分網格時只能整個模型同時一起劃分，顯然，直接控制網格劃分具有更大的柔性。 3.1 確定物理場和網格劃分法 在網格劃分之前必須確定物理場的類型，Workbench中提供Mechanical

8、、CFD、Electron-magnetics和Explicit四種物理場類型。由于本文對曲軸結構進行靜力學和模態(tài)分析，因此選擇Mechanical網格劃分法求解靜力學結構場。 3.2 確定全局網格參數設置 全局網格設置通常用于整體網格劃分的部署，包括網格尺寸函數size，邊界層函數Inflation，平滑度函數Smooth等等。現設置全局網格具體參數見表3，如圖6所示。 表3 全局網格參數 Relevance Center Element Size Smoothing Transition Span Angle Center Coarse Default Med

9、ium Fast Coarse 圖6 全局網格參數設置界面 3.3 確定局部網格參數設置 整個曲軸由5個主軸頸，4個連桿軸頸，4個曲柄和平衡重，1個前端軸和后凸緣盤。為了整體較好的網格劃分結果，需要對整個模型進行分割，不同部分進行不同方法劃分網格。 曲軸軸頸部分為一系列規(guī)則的圓柱體，采用Sweep Method劃分法；曲柄、平衡重、前端軸和后凸緣盤形狀較為不規(guī)則，采用Automatic Method劃分法，即在四面體和掃掠型劃分之間自動切換，當幾何體不規(guī)則時，程序自動產生四面體。 由于曲柄、平衡重、后凸緣盤（含螺紋孔）和前端軸（含鍵槽）形狀較為復雜，對這幾處采用Bod

10、y Sizing進行局部加密。 整體曲軸網格劃分后如圖7所示，共包含45121個單元，82631個單元節(jié)點。 圖7 曲軸網格劃分 3.4 網格質量檢查 本文網格質量檢查，采用Skewness（偏度）進行度量。Skewness基于歸一化的角誤差，適用于所有的面和單元形狀，也適用于所有棱柱和棱錐，是最基本的網格質量檢查項，其值位于0與1之間，0最好，1最差。度量等級詳見表4。 表4 Skewness網格質量度量等級 0-0.25 0.25-0.50 0.50-0.80 0.80-0.95 0.95-0.98 0.98-1.00 極好 很好 好 可接受 壞

11、 不可接受 網格劃分后，網格質量如表5所示。網格劃分質量分布如圖8所示，整體網格質量較好，小于0.95的單元個數為42775，不可接受單元個數為3，占總體0.07‰,但可以發(fā)現網格質量較差處多位于連桿軸頸處，因此后續(xù)分析中可能會出現應力奇異現象或者網格加密不收斂。因此對于此網格劃分，需要進一步調整，使其連接處網格質量提高。 表5 網格質量 度量方法 最小值 最大值 平均值 標準差 Skewness 0.0016 0.998 0.290 0.175 圖8 網格質量分布圖 3.5 調整網格劃分 重新確定全局網格參數設置，采用高級尺寸函數(Advan

12、ced Sizing Function),此函數主要控制曲面在曲率較大的地方的網格。其中Proximity and Curvature函數采用曲率法確定細化邊和曲面處的網格大小，同時又控制模型鄰近區(qū)網格生成，對于窄薄處網格也有較好的劃分效果。更改后全局網格具體參數如圖9所示。 圖9 更改后全局網格參數 由于先前網格劃分在軸頸處網格質量較差，于是推測為sweep方法下六面體網格與四面體網格過渡過程中，出現較差質量的網格。因此，此次采用全四面體網格劃分方法，如圖10所示，最大單元尺寸為10mm。 圖10 四面體劃分方式 整體曲軸網格劃分后如圖11所示，共包含82408個單元

13、，125538個單元節(jié)點。 圖11 更改后曲軸網格劃分 網格劃分質量分布如圖12所示，整體網格質量較之前明顯改善，且網格質量較差處位于后凸緣盤邊緣位置，此處不承受載荷，對后處理結果影響基本可以忽略。網格劃分后，網格質量與前一次劃分做比較，如表6所示。 圖12 更改后網格質量分布圖 表6 兩次網格劃分網格質量比較 劃分方法 度量方法 最小值 最大值 平均值 標準差 1 Skewness 0.0016 0.998 0.290 0.175 2 Skewness 0.0029 0.691 0.271 0.159 因此采用調整后的方

14、法得到整個曲軸的網格劃分。 4.曲軸強度分析 4.1載荷工況 曲軸在工作過程中承受的載荷與邊界條件有：主軸承支撐作用力、輸出端反扭矩、平衡塊離心力、曲柄和連桿軸頸的離心力、連桿對連桿軸頸的載荷等。 本文中直列四缸發(fā)動機點火順序為1-3-4-2。當1、2、3、4缸分別點火時活塞和曲軸位置示意如圖9、10所示。 圖9 1、4缸點火示意圖 圖10 2、3缸點火示意圖 對于直列四缸發(fā)動機，當活塞處于上止點位置時連桿軸頸載荷達到最大值，因此只需考慮各個氣缸分別處于壓縮終了，活塞在上止點位置時的受力狀況即可。 本文中發(fā)動機的最大扭矩

15、轉速，最大功率。并以此計算工況。由發(fā)動機動力學計算得，在點火上止點附近，由于爆發(fā)壓力與活塞和連桿慣性的作用使得連桿軸頸受最大載荷。 按動力學法計算載荷，并假設作用在軸頸上的載荷為分布載荷，且根據有限寬度軸頸油膜壓力應力分布規(guī)律并忽略油孔處壓力峰值突變的影響，采用以沿軸線均勻分布，沿圓周方向120°圍呈余弦分布的載荷邊界條件，如圖11所示。 圖11 連桿軸頸載荷邊界條件 4.2載荷與約束邊界條件 4.2.1 轉速條件 在Workbench中Static Structural中插入項Rotational Velocity，以主軸頸軸線為轉軸，轉速設為188rad/s（ramp

16、ed），即，如圖12所示。 圖12 轉動條件 4.2.2 連桿軸頸載荷 Workbench中自帶了Bearing Load項，即軸承載荷。其徑向分量將根據投影面積來分布壓力載荷，軸向載荷分量沿著圓周均勻分布。由動力學計算可知，在點火上止點位置時，由于氣體爆炸壓力與慣性作用使得作用于連桿軸頸表面，方向沿徑向指向轉軸的最大載荷為；其他連桿軸頸主要受到連桿慣性力的作用，此時連桿軸頸所受最小載荷為。對于不同氣缸點火，對應有不同的連桿軸頸載荷條件，圖13為1缸點火連桿軸頸示意圖。 圖13 1缸點火連桿軸頸示意圖 4.2.3曲軸扭荷 Workbench中可通過力矩/偶載荷

17、(Moment)施加力矩/偶在任意實體表面，如果選擇多個表面則力矩/偶將分攤在這些面上。發(fā)動機工作中，由曲軸后端傳出扭矩，曲軸必然受到一定的扭轉力，作用在曲軸前端軸和后凸緣盤上。根據公式，因此作用在曲軸上的最大扭矩可以近似為，如圖14所示。 圖14 扭矩載荷 4.2.4 支撐約束 Workbench中常用的支撐約束為Cylindrical，即圓柱面約束，可以施加在圓柱表面，并可以指定軸向、徑向或者切向自由度的約束狀況，但此約束通常僅適用于小變形（線性）分析。由于曲軸在實際工作中，變形量極小，因此可采用此種約束。本文所研究曲軸為某直列四缸發(fā)動機整體式曲軸，含有5個主軸頸，并通過軸瓦

18、、軸承安裝在發(fā)動機箱體，因此5個主軸頸處可施加軸向和徑向固定，切向自由的圓柱面約束，如圖15所示。 圖15 主軸頸支撐約束 4.3 有限元求解結果分析 對于主應力和主應變，根據力學基礎理論，應力量可以轉成只顯示法向應力的形式。這就是三個主應力，即，其值可以被指定，且三個主應力值帶有方向。常用于塑性材料的理論是最大等效應力和最大剪切應力。本文采用最大等效應力分析。 等效應力Equivalent（von-Mises），也稱von-Mises應力，其定義為： 總變形量Total Deformation，其定義為： 4.3.1 1缸點火結果分析 1缸點火時，曲

19、軸的等效應力圖和總變形量圖分別如圖16、17所示。其中，最大等效應力為130.35MPa，位于1缸連桿軸頸與曲柄、主軸頸與平衡重的連接處。最大的變形量為0.05471mm，位于連桿軸頸與平衡重的邊緣處。 圖16 等效應力圖 圖17 總變形量圖 4.3.2 2缸點火結果分析 2缸點火時，曲軸的等效應力圖和總變形量圖分別如圖18、19所示。其中，最大等效應力為133.2MPa，位于2缸連桿軸頸與曲柄的連接處。最大的變形量為0.05224mm，位于連桿軸頸與平衡重的邊緣處。 圖18 等效應力圖

20、 圖19 總變形量圖 4.3.3 3缸點火結果分析 3缸點火時，曲軸的等效應力圖和總變形量圖分別如圖20、21所示。其中，最大等效應力為127.5MPa，位于2缸連桿軸頸與曲柄的連接處。最大的變形量為0.05215mm，位于連桿軸頸與平衡重的邊緣處。 圖20 等效應力圖 圖21 總變形量圖 4.3.4 4缸點火結果分析 4缸點火時，曲軸的等效應力圖和總變形量圖分別如圖22、23所示。其中，最大等效應力為124.8MPa，位于2缸連桿軸頸與曲柄的連接處。最大的變形量為

21、0.05425mm，位于連桿軸頸與平衡重的邊緣處。 圖22 等效應力圖 圖23 總變形量圖 4.4 加密收斂分析 分析上述四種情況得，2缸點火時，最大等效應力為133.2MPa，最大變形量為0.05224mm。因此為了，減少計算量，對2缸點火時，對曲軸加密網格劃分，檢查應力值與變形量是否穩(wěn)定于一個值。 對于2缸連桿軸頸與曲柄進行局部加密，單元尺寸調整至最大6mm，加密后如圖24所示。共包含177312個單元，260480個單元節(jié)點。單元質量分布圖如圖25所示。 圖24 局部加密后網格劃分圖 圖25 單

22、元質量分布圖 此時曲軸的等效應力圖和總變形量圖分別如圖26、27所示。最大等效應力為149.3MPa，最大的變形量為0.05272mm。 圖26 等效應力圖 圖27 總變形量圖 加密后最大應力值從133.2MPa增大至149.3MPa，應力增幅約12%。最大的變形量從0.05224增大至0.05272，變形增幅約0.92%。加密后，應力值仍處于未加密前的應力水平，最大變形量幾乎未變，因此可以認為采用Workbench進行的曲軸靜力學強度分析數據基本可靠。 根據材料屬性可得，QT-800的屈服強度為480MPa，塑性

23、較好，對于塑性材料安全系數一般選取1.2-2.5，本文取安全系數為2，因此，該曲軸強度校核合格。 5.曲軸自由模態(tài)分析 振動模態(tài)是彈性結構固有的、整體的特性。通過模態(tài)分析方法可以了解結構在某一易受影響的頻率圍的各階主要模態(tài)的特性，從而進一步分析結構在此頻段在外部或部各種振源作用下產生的實際振動響應。因此，模態(tài)分析是結構動態(tài)設計與設備故障診斷的重要方法。 對曲軸進行模態(tài)分析，可以確定曲軸的固有頻率和振型。計算獲取各階固頻率和觀察振型變形圖，為曲軸避免共振設計提供參考。 模態(tài)分析一般分為自由模態(tài)分析和約束模態(tài)分析，自由模態(tài)分析與對模型不施加任何約束，而約束模態(tài)分析則需考慮結構所受的實際

24、載荷，從而對模型添加合適的載荷約束，但如果約束施加不當，則可能造成固有頻率的巨大偏差或者遺漏。因此，本文采用自由模態(tài)分析。 5.1網格劃分 網格劃分仍采用先前調整后的網格劃分法，即采用高級尺寸函數中的Proximity and Curvature函數進行全局設置，并采用全四面體的網格劃分方法，最大網格尺寸為10mm。總體網格質量良好，滿足模態(tài)分析要求。 5.2 約束條件 由于進行自由模態(tài)分析，對曲軸不施加任何約束。 5.3 參數設置 Workbench模態(tài)分析(Modal)中，程序可設定的模態(tài)數為1-200，默認值為6。頻率圍為0Hz-1e+08Hz。此設定從工程應用角度看完全

25、足夠。 對于機械結構的共振問題，一般關心較低階次的頻率，且由于曲軸自由模態(tài)分析的前6階頻率僅反映剛體振動，因此共取12階模態(tài)進行分析，設置如圖28所示。 圖28 模態(tài)分析設置參數 5.4 結果分析 曲軸的12階自由模態(tài)頻率圖如圖29所示。 圖29 曲軸12階自由模態(tài)頻率圖 由于曲軸的前6階自由模態(tài)頻率接近于零，為剛體模態(tài)，對于本次分析意義不大，因此將后6階模態(tài)頻率求解結果列入表7。 表7 曲軸非零模態(tài)頻率與最大位移 1階 2階 3階 4階 5階 6階 頻率/Hz 300.93 418.08 725.60 804.81 822.90

26、1104.60 位移/mm 12.79 13.59 14.20 17.98 13.52 15.21 非零模態(tài)頻率振型圖如圖30—圖35所示。需要注意的是，振型顯示模式變形量的放大比例為2.3:1。 圖30 1階振型 圖31 2階振型 圖32 3階振型 圖33 4階振型 圖34 5階振型 圖35 6階振型 曲軸1、3、4、6階非零模態(tài)從振型圖中可以看出，以彎曲變形為主，而2、5階非零模態(tài)，對應的振型圖可以看出，以彎曲扭轉為主。 曲軸最低固有頻率，1階非零模態(tài)頻率為300.93Hz。該發(fā)動機在轉速為1800 r

27、/min時，基頻為60Hz，遠低于最低固有頻率，避開了共振頻率。 參考文獻 [1] 古成中,吳新躍. 有限元網格劃分與發(fā)展趨勢[J]. 計算機科學與探索,2008(03):248-259. [2] 仇亞萍,黃俐軍,立飛. 基于ANSYS的有限元網格劃分方法[J]. 機械管理開發(fā),2007(06):76-77. [3] 娜. 直列四缸柴油機減振分析與平衡機構優(yōu)化設計[D].工程技術大學,2011. [4] 俊峰. 8L250系列柴油機曲軸強度計算與仿真研究[D].理工大學,2010. [5] 必榮. 基于ANSYS的小型柴油機曲軸應力分析[J]. 拖拉機與農用運輸車,2004(03):30-32. [6] 邵康. 直列四缸柴油機軸系動力學仿真分析[D].大學,2009. [7] 學民,志琴. 基于ANSYS Workbench的四缸發(fā)動機曲軸模態(tài)分析（英文）[J].Journal of Measurement Science and Instrumentation,2015(03):282-285. [8] 昌領,建義,清平,仇晨,羅曉蘭. 基于ANSYS的六缸壓縮機曲軸模態(tài)分析與諧響應分析[J].流體機械,2012(08):17-21;26.