曲軸設計及靜力學有限元分析

劉萍

摘要：對曲柄連桿機構進行運動學和動力學分析，應用Pro/E軟件對曲軸建立實體模型，應用ANSYS 軟件對模型進行有限元分析。

關鍵詞：曲軸；靜力學分析；有限元

中圖分類號：U464.133+.3文獻標識碼：Adoi：10.14031/j.cnki.njwx.2016.04.002

0引言

作為發動機傳遞運動和動力的機構——曲柄連桿機構，它把活塞的往復直線運動轉變為曲軸的旋轉運動而輸出動力。因其是發動機中主要的受力部件，其工作的可靠性決定了發動機工作的可靠性。隨著發動機強化指標的不斷提高，在設計過程中應保證機構具有足夠的疲勞強度和剛度以及良好的動靜態力學特性以適應機構更加復雜的工作條件和不斷變化的周期性載荷。

1研究的主要方向

對曲柄連桿機構受力情況進行深入研究，內容有：（1）分析曲柄連桿機構中各種力的作用情況，對曲柄連桿機構進行運動學和動力學分析，并根據這些力對曲柄連桿機構的主要零部件進行強度、剛度等方面的計算和校核。（2）應用Pro/E軟件對曲軸建立實體模型。（3）應用ANSYS 軟件對模型進行有限元分析。

2曲柄連桿機構的類型及選擇方案

根據運動學觀點將內燃機中曲柄連桿機構分為三類，即：偏心曲柄連桿機構、中心曲柄連桿機構和主副連桿式曲柄連桿機構。中心曲柄連桿機構在內燃機中的應用最廣泛。經過比較，本設計選擇中心曲柄連桿機構。

3曲軸的工作條件和設計要求

曲軸的工作環境使曲軸既扭轉又彎曲，產生疲勞應力。所以，曲軸的設計從總體結構上選擇整體式，其剛度和強度較高，加工表面也比較少并具有工作可靠、質量輕的特點。此外，為了提高曲軸的彎曲剛度和強度，采用全支撐半平衡結構，即四個曲拐，每個曲拐的兩端都有一個主軸頸，如圖1所示。

曲軸具有以下特點：（1）為避免曲軸旋轉時產生嚴重振動，在連桿軸頸的相反方向上設有平衡重。重心遠離曲軸的旋轉中心。（2）潤滑油經過曲軸的油道，從主軸頸流到連桿軸頸，進行潤滑。曲軸示意圖如圖2。

結構有限元分析中最基本的是靜力分析。計算在靜力載荷作用下結構的響應，即作用在結構上引起的變形、應力和應變等的研究有重要意義。通過靜力分析，可以校核結構的剛度和強度是否滿足設計要求。

5曲軸受力條件與簡化

曲軸在運動過程中，由于主軸頸上受到約束，而連桿軸頸上受到相應的合力，所以對于曲軸的受力來說是復雜的合力，在曲軸第三個曲拐受力最大的情況下進行分析，要進行有限元化并分析，需要對曲軸進行相應的曲軸網格劃分與節點劃分，做一個完全瞬態分析，而由于計算機的配置等諸多方面的因素，需簡化模型，降低模型的復雜程度，剔除倒角等因素。

6曲軸的靜力學分析

6.1曲軸模型的導入

曲軸的結構復雜，為了減少應力集中，建模時必須簡化，在整體曲軸建模時僅考慮主軸頸、曲軸軸頸與曲拐連接處的過渡圓角。使用Pro/E 建模，把Pro/E 中的曲軸模型導入到ANSYS 中，應用接口串聯，將模型導入到ANSYS 14.0中，如圖3所示。

6.2曲軸體分割與整合

由于曲軸的受力情況，在進行節點劃分前需要進行體分割，才能在受力點位置產生節點，否則在網格劃分的過程中可能出現網格未掃描出節點，從而對分析的結果產生影響。先對模型坐標系進行空間平移，移動到所要的分割平面位置，在利用布爾運算對體分割后的實體模型進行布爾加運算，進行體整合，整合成為一體的實體模型。

6.3網格劃分與材料設置

本文采用幾何模型網格劃分法創建有限元模型。首先進行定義單元類型、單元常數、材料屬性表等準備工作。

（1）前處理器preprocess—structurel—ok。

（2）定義單元類型：element—add—solid—Telonode。ANSYS單元庫提供了近200多種單元類型，從普通的線單元、面單元、塊單元到特殊的接觸單元、間隙單元和表面效應單元等。根據計算精度、生成網格、模擬邊界條件等多方面進行恰當選擇。對連桿實體模型采用10節點的四面體單元類型進行網格劃分，根據需要自定義全局單元尺寸大小，選擇實體精度為187。

（3）定義材料屬性：material prop—material models—structural—elastic—Istropic。本文模型發動機曲軸的材料是球墨鑄鐵，該材料的性能如表所示，參考溫度設為290 K。

（4）網格化分：利用網絡劃分工具（Mesh Tool），對曲軸模型進行網格劃分，定義精度：meshing—meshtool—smart size選擇精度為3級，由于精度越高運算速度越慢，且高精度沒必要，所以選擇3級。劃分網格如圖4所示。劃分的網格數66 331個，單元數42 820個。

（5）定義載荷：由曲柄連桿運動規律和工作特性了解，交變拉、壓應力和彎曲應力是連桿軸頸在工作時承受的主要作用力，因此，常在連桿軸頸桿身中段、主軸頸和曲柄的過渡區、曲柄和連桿軸頸的過渡區發生疲勞斷裂，如圖5，作用于軸頸的作用力按表面力來計算：

①solution—defineload—apply—displacement—選擇面約束，選擇主軸頸的徑向約束。②pressure—選擇連桿軸頸上端為受力面，在缸內的氣體壓力、往復和旋轉質量慣性力的作用下，根據已給定的發動機參數，求得此發動機連桿軸頸載荷的最大值，及隨后曲軸再轉過0°、90°、180°、360°時連桿軸頸載荷的數值，分別為99 129 N、38 122 N、49 452 N、17 066 N。簡化受力面位180°連桿軸頸平面，面積為2243 mm2，所以當第一缸做功時各個曲拐的受力分別為44 N、16 N、22 N、7 N。③solve—currentLS—ok。

（6）查看結果：general result可用動畫演示計算結果，曲軸瞬態位移，最大位移量DMX為0014 84（相對值），如圖6。得出各個方向的應力云圖，如圖7所示?？偟膽υ茍D中最大應力為230 MPa，發生在曲軸第一缸連桿軸頸與曲柄過度圓角處，X軸的應力解SX，如圖8所示，在X方向應力的極大值SMX為189256，極小值SMN為-24852。Y軸的應力解SY，如圖9所示，在Y方向應力的極大值SMX為8037，極小值SMN為-6908。Z軸的應力解SZ，如圖10所示，在Z方向應力的極大值SMX為8095，極小值SMN為-889。

7結果分析

經過對曲軸的有限元分析得到如下結論：連桿軸頸下側與主軸頸上側過渡圓角處是該曲軸主要受力區域，該曲軸受到的最大應力為230 MPa，球墨鑄鐵材料QT900-2，極限強度、對稱循環彎曲疲勞極限、對稱循環扭轉疲勞極限計算結果小于許用值，則該設計強度能達到要求；對有限元分析結果有較大影響的因素有網格的劃分及單元選擇；證實了傳統的僅以簡單的縮軸頸距離而降低曲軸應力的做法是不成立的。因此，得出結論：有限元分析法使人們對零部件關鍵參數的理解和設計更進一步，從而使設計周期更短，費用更低，質量更高。

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