柴油机曲轴ANSYS计算报告蔡川东:20114541目录1摘要32workbench高级应用基础32.1接触设置 (3)2.2多点约束MPC (4)3模型介绍53.1模型简化 (5)3.1.1轴瓦建立 (6)3.1.2质量块建立 (6)3.2材料性能和参数 (7)3.3有限元模型构建 (7)4强度分析94.1理论简介 (9)4.2载荷工况 (9)4.3计算分析 (11)5模态分析125.1理论简介 (12)5.2约束条件 (12)5.3计算分析 (12)6结果与讨论131摘要曲轴是柴油机中最重要的部件之一，也是受力情况最复杂的部件，他的参数尺寸以及设计方法在很大程度上影响着柴油机的性能和可靠性。

随着柴油机技术的不断完善和改进，曲轴的工作条件也越来越复杂。

曲轴设计是否可靠,对柴油机使用寿命有很大影响，因此在研制过程中需要给予高度重视。

因此，对曲轴的结构进行强度分析在柴油机的设计和改进过程中占有极为重要的地位。

此外，在周期性变化的载荷作用下，曲轴系统可能在柴油机转速范围内发生共振，产生附加的动应力，使曲轴过早的出现弯曲疲劳破坏和扭转疲劳破坏，因此有必要对曲轴进行动态特性分析以获取其固有频率避免共振带来不良影响。

本文以六缸柴油机的曲轴为对象，计算分析了曲轴在一种载荷工况下的强度分析，找出其最大应力所在位置，以及讨论起是否在参考安全范围内，为曲轴设计中的强度计算提供一种可行性方案。

同时对曲轴进行模态分析，找出其各阶固有频率，并观察其各阶模态形状，为柴油机避免共振提供数据参考。

实验采用有限元法对曲轴进行分析，有限元法是根据变分原理求解数学物理问题的一种数值计算方法，是分析各种结构问题的强有力的工具，使用有限元法可方便地进行分析并为设计提供理论依据。

本文利用曲轴的三维模型IGES文件，导入Workbench中进行工况设计。

比较准确地得到应力、变形的大小及分布和曲轴的固有频率及振型。

2workbench高级应用基础2.1接触设置(1)接触问题属于不定边界问题，即使是弹性接触问题也具有表面非线性，其中既有由接触面积变化而产生的非线性及由接触压力分布变化而产生的非线性，也有由摩擦作用产生的非线性。

由于这种表面非线性和边界不定性，所以，一般来说，接触问题的求解是一个反复迭代过程。

当接触内力只和受力状态有关而和加载路径无关时，即使载荷和接触压力之间的关系是非线性的，仍然属于简单加载过程或可逆加载过程。

通常无摩擦的接触属于可逆加载。

当存在摩擦时，在一定条件下可能出现不可逆加载过程或称复杂加载过程，这时一般要用载荷增量方法求解。

(2)接触面的连接条件。

在接触问题中，除了各相互接触物体内部变形的协调性以外，必须保证各接触物体之间在接触边界上变形的协调性，不可相互侵入。

同时还包括摩擦条件—称为接触面的连接条件。

采用有限元法分析接触问题时，需要分别对接触物体进行有限元网格剖分，并规定在初始接触面上，两个物体对应节点的坐标位置相同，形成接触对。

(3)workbench中有5中接触类型分别是:•Bonded无相对位移。

就像共用节点一样。

•No seperation法向不分离，切向可以有小位移。

•Frictionless法向可分离，但不渗透，切向自由滑动•Rough法向可分离，不渗透，切向不滑动•Frictional法向可分离，但不渗透，切滑动，有摩擦力。

在曲轴分析中需要根据实际情况选择合适的接触类型。

柴油机的曲轴在轴颈内可以发生转动即切向自由滑动。

而且轴瓦轴颈之间有层薄薄的油膜，起润滑作用，摩擦系数很小，在没有明确给出摩擦系数时，近似为0。

因此在设置分析时轴瓦和轴颈之间的接触类型为Frictionless。

2.2多点约束MPC(1)多点约束在有限元计算中应用很广泛，其英文术语是Multi-point constraints，简写为MPC。

MPC可以在一个从(dependent)自由度和一个或者多个主(independent)自由度之间创立，具体方程如下所示：U0=C1U1+C2U2+C3U3+...+C n U n+C0式中U0为从自由度，U i为主自由度，C0为常数项。

(2)MPC的应用•在不同类型的单元间传递载荷。

本文中以建立质量点来模拟质量块。

质量点的质心坐标距离距离曲柄销有一定偏移距离。

为了将质量点的惯性力传到曲轴上，可以建立质量点和曲柄的MPC约束。

使作用在质量点（pilot）节点的力和位移将传输并分布在和质量点接触的曲柄节点上。

workbench中建立Point Mass（Details中的Geometry选择曲轴上的相应质量块对应的面）时自动建立和曲轴的MPC约束。

如图1所示。

图1质量点的MPC接触•在曲柄销中心建立节点，和曲柄销的面进行MPC约束。

将连杆作用在曲柄销的载荷工况施加在中心节点上。

使载荷均布在和中心节点接触的曲柄销面上。

有效的简化的载荷作用的复杂性。

载荷施加如图2所示。

图2曲柄销载荷作用图3模型介绍3.1模型简化曲轴结构复杂，主体结构包括主轴颈、曲柄销、曲柄臂等，建模时必须简化。

曲轴计算中不仅要考虑各种复杂的载荷，还要尽量模拟对曲轴强度、疲劳有影响的复杂细部结构。

曲轴上不同截面的结合处都有半径不一的倒角，以及大量的圆孔，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，这就大大地增加了模型的单元数量，花费大量的求解时间，而且生成的网格形状也不理想，降低了求解精度，因此在整体曲轴建模时仅考虑主轴颈、曲轴轴颈等细节部分。

实验在Workbench的DM模型设计模块中，通过face delete功能删除不必要的特征，简化后的模型如图3所示。

图3简化后的模型3.1.1轴瓦建立曲轴模型中，需建立轴瓦来和轴颈接触。

在workbench的DM环境中，通过Surface from faces和Thin/Surface功能为6缸曲轴建立8个轴瓦。

如图4所示。

图4轴瓦建立3.1.2质量块建立柴油机曲轴处的质量中心不在轴心，在高速旋转下将产生很大的扰动，长期在这种不平稳的运动下将对结构造成很大的损害。

为了使曲轴能较为稳定的工作，需在曲轴处加上平衡质量块，使曲轴的质量中心偏移到轴心处。

workbench中通过Remote Point功能建立和面MPC绑定的质量点，在旋转中，可将质量点的惯性力传输到曲轴上。

质量块如图5所示。

图5质量块的施加3.2材料性能和参数(1)曲轴材料参数部件/材料牌号密度Kg/m3弹性模量泊松比强度应力/Mpa屈服极限Mpa q曲轴/42CrMoA78002030.3843637(2)平衡块数据曲轴型号质量（Kg）质心坐标（mm）6缸10.44172.1图6平衡块位置(3)考核标准对曲轴的强度考核以屈服应力为准，安全系数应在1.5以上，即许用应力为424.7MPa。

油机曲轴为延性钢材，且在运用过程中曲轴结构各位置都处于复杂的三向应力状态，因此根据第四强度理论，采用等效应力来评价曲轴强度。

具体为：若曲轴关键部位的最大等效应力值不超过曲轴材料许用应力（即不产生永久性变形），安全系数1.5以上，则认为强度合格。

3.3有限元模型构建(1)单元类型在高级workbench14.5高级版本中，对模型的处理极由程序自动判别。

无论是单元类型的选择，接触对的设置，还是过渡出单元的细分。

通过Workbench的FE Modal模块，查看单元的属性为Mesh200。

MESH200单元是仅用来划分网格的单元，可以和其他ANSYS单元相连接，它对计算结果毫无影响。

在经典版本中MESH200单元可以通过设置单元属性来选择它的几何构造及节点布置，具体地可以参照ANSYS帮助文件。

由Targ170和Contact174单元建立主轴颈和轴瓦接触对。

(2)网格划分为保证良好的单元形状和控制单元数量，轴瓦采用映射网格划分；曲轴体采用自由网格划分方式，并细化曲柄销处的单元。

有限元网格划分是将整体结构离散化,是数值分析的前提。

在分析三维实际问题时需采用三维有限单元,三维问题的基本单元是4-结点四面体单元,是最简单结构,十分方便复杂模型网格模型的划分，建立的方程组数量最少,能收敛于精确应力数值,减少计算时间,对于曲轴单元类型，本文选用的是4-结点四面体单元。

单元尺寸设置为0.03m。

划分后节点数为39656，单元个数为20808。

有限元网格如图7所示。

图7曲轴有限元模型(3)约束条件主轴颈与轴瓦间处理成接触形式，即以接触单元考虑它们之间的约束条件。

轴瓦为柴油机内固定部分，需约束轴瓦外部全部自由度，如图所示。

此外，柴油机工作时曲轴输出扭矩，应对输出端进行约束，对输出端面法兰盘的面全部约束，如图8所示。

图8曲轴输出端法兰盘约束4强度分析4.1理论简介材料在外力作用下抵抗永久变形和断裂的能力称为强度。

强度是衡量零件本身承载能力（即抵抗失效能力）的重要指标。

强度是机械零部件首先应满足的基本要求。

Workbench有限元软件采用有限单元法对曲轴进行一种工况的静力分析，将得到应力、应变、变形的整体云图，从图中可观察出应力的分布概况，显示最大应力位置，读取最大应力值，判断曲轴的危险位置。

4.2载荷工况(1)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、曲柄臂/曲柄销的离心力、连杆对曲柄销的载荷等。

曲柄销的连杆作用载荷,处理成连杆对曲柄销的法向力和切向力。

在曲柄销上截取出载荷作用有效面，力边界条件为载荷沿连杆轴颈轴线方向按二次抛物线规律分布，沿轴颈圆周120°角范围内按余弦规律分布，如图9所示。

(a)沿曲柄销轴线为抛物线分布(b)沿轴颈径向为余弦分布图9曲轴上载荷的分布载荷方程为：沿曲柄销轴线为抛物线分布q y=9Q c16LR(1−1L2x2)(1)沿轴颈径向为余弦分布q xθ=q x cos(3θ/2)(−60◦≤60◦)(2)式中，Q C为作用在连杆轴颈上的总载荷R为连杆轴颈半径L为轴承有效载荷长度的一半，取值范围(-L，L)θ的范围为（-60°，60°）然后把各连杆轴颈的载荷，按图11的发火次序加到曲轴上。

在workbench中用MPC方法进行加载，即加载在和曲柄销面建立MPC的pilot节点上，计算时程序自动把pilot节点上的载荷分布到曲柄销的节点上。

如图10所示。

图10载荷施加(2)考虑曲轴在额定转速1000转/分下的惯性力。

在标定转速下，须考虑曲轴转动惯性力的影响，把标定转速1000r/min对应的角速104.7rad/s（绕Z轴）输入workbench中，程序会自动把惯性力加载每一个节点上。

(3)载荷工况设计。

本文研究的为第1缸发火时的曲轴载荷－－连杆对曲轴的作用力。

载荷工况如表1所示，载荷及其作用方向如图11所示。