下载文档原格式
基于Abaqus的曲轴模态压缩李林1，2，郝涛1，2，李凤琴1，2（1 重庆长安汽车股份有限公司动力研究院，重庆，401120；2汽车噪声振动和安全技术国家重点实验室，重庆，401120）摘要：应用Abaqus软件对曲轴系有限元模型进行模态缩减，得到曲轴系的质量、刚度、几何、自由度矩阵及模态结果文件，继而进行曲轴系和发动机整机动力学分析。
模态缩减将有限元模型原来数百万自由度，缩减为几百个自由度，节约了计算时间和成本，显著提升计算效率。
关键词：Abaqus 曲轴系统有限元模态缩减Abstract:This paper is about using Abaqus solver to condense model of the crankshaft, obtained the crankshaft matrix of mass, stiffness , geometric and DOF for vibration analysis. The number of degrees of freedom on original FEM had been reduced from several millions to a few hundred, greatly reduced the amount of calculation and showed efficiency on analysis.Key Words: Abaqus ; Cranktrain ; FEM ;Model Reduce1 前言由于发动机汽缸压力和惯性力等各种载荷的作用，曲轴同时发生弯曲和扭转振动。
曲轴振动是发动机振动噪声产生的重要因素。
有限元子结构分析中将每一弹性体可离散成许多集中质量点(含质量和惯量),并计入结构静/动刚度(随振动频率变化)。
子结构上的节点可用来施加外力和力矩，也耦合部件间的相互作用，传递载荷。
利用子结构主自由度节点的运动特性来表征部件运动和变形。
C10T曲轴ABAQUS有限元分析算例
1、模型导入：UG建曲轴三维实体模型导入ABAQUS
2、材料参数设置：QT820-3
3、网格划分：选择修正的二次四面体单元C3D10M，自由网格划分，网格全
局尺寸3
4、载荷与边界条件确定：
(1)边界条件：约束各主轴颈径向位移，约束大头端和小头端面中心位置
节点X，Y，Z向位移
(2)载荷：根据泛亚产品研发部提供的发动机各缸爆发时爆发压力与曲轴
转角的曲线图，得到各缸爆发时最大爆发压力(具体曲线图示见附件)
5、求解
6、疲劳寿命计算：将ABAQUS应力应变分析的结果导入nCodeDesignLife或
FESAFE中，添加循环载荷谱，计算疲劳寿命和疲劳安全系数
为了实现以上算例，希望得到泛亚产品工程部的帮助，提供以下资料：
(1)C10T曲轴零件三维数模
(2)第一、二、、三缸爆发时气缸压力曲线(曲轴转角与压力的关系曲线)或连
杆轴颈总载荷Qc
(3)发动机额定转速
附件：气缸压力曲线图
气体爆发压力随曲轴转角曲线图。
POPULAR AUTO设计与创新基于Abaqus的某国六柴油机主轴承壁计算分析李曼利合肥和安机械制造有限公司技术中心 安徽 合肥 230601摘 要 利用有限元分析方法对某国六柴油机主轴承壁强度，疲劳特性进行仿真分析，重点对缸体、主轴承盖应力分布，高周疲劳、主轴承盖滑移量、冷、热状态轴瓦背压进行模拟计算。
模拟结果表明：缸体、主轴承盖的应力分布，轴瓦背压均满足强度使用要求；高周疲劳安全系数均高于1.1的最低限值要求，满足高周疲劳要求；主轴承盖最大滑移量为6μm，满足小于10μm的限值要求。
模拟分析结果为主轴承壁的设计提供了有力支撑。
关键词 主轴承壁；有限元；强度；疲劳前言发动机缸体主轴承壁作为支撑曲轴连杆机构的重要部位，在发动机工作过程中，长期承受着运动载荷，同时气缸燃气压力通过活塞、曲柄连杆机构传递到主轴承壁上，因此主轴承壁强度、疲劳分析对于发动机正常工作至关重要。
1 有限元模型的建立1.1 主轴承壁有限元模型建立将ProE三维数模导入到Hypermesh软件中进行网格划分，网格单元使用10节点四面体单元，单元类型为C3D10M。
针对模拟分析的重点部位，诸如轴承盖、螺栓孔及油孔部位使用更加细密的ISO 网格进行划分，以便增加有限元模拟计算的准确性。
具体的主轴承壁有限元网格划分模型如下图1所示。
每个主轴承壁模型包括缸体一部分、主轴承盖、上下轴瓦、定位销和主轴承螺栓。
其中缸盖结构对模拟结果影响很小，故采用简化结构，以加载缸内气体爆发压力。
（a）主轴承壁有限元模型 （b）轴承盖有限元模型 （c）轴瓦有限元模型图1 主轴承壁及相关部件有限元模型1.2 材料参数选取材料参数的选取准确与否直接关系到数值模拟分析的准确性，表1是主轴承壁的主要计算输入材料参数，重点是缸体和主轴承盖，主要涉及到材料密度、弹性模量以及泊松比等相关宏观参数。
表1 主轴承壁部件主要计算输入材料参数部件材料名称密度（T/mm3）弹性模量（MPa）泊松比缸体HT2507.2e-9 1.15e50.26主轴承盖HT2507.2e-9 1.15e50.26轴瓦钢7.8e-9 2.12e50.3固定螺栓钢7.8e-9 2.12e50.3POPULAR AUTO 设计与创新1.3 计算载荷和边界条件定义主轴承分析中输入载荷包含装配载荷以、缸盖爆发压力以及轴瓦EHD力。
曲轴强度分析方法对比张振兴关莹（长城汽车股份有限公司动力研究院，河北省保定市）摘要：本文主要介绍了在A VL EXCITE软件中分析曲轴强度的两种方法，应用这两种分析方法对某一曲轴进行强度计算。
对比两种方法所得的结果，评价两种方法在工程上应用的优劣。
关键词：A VL EXCITE；曲轴强度分析方法主要软件：A VL EXCITE；Abaqus；FEMFAT1. 前言应用A VL EXCITE软件计算曲轴强度存在很多方法，其中得到广泛应用的有两种，第一种方法是在Power Unit中计算受力，用Designer查找危险曲柄臂及对应转速，然后计算曲柄臂圆角的疲劳强度；第二种方法是应用Power Unit计算受力，然后计算各个转速下所有圆角的疲劳强度。
第一种方法由于只计算了部分曲柄臂圆角的疲劳强度，所以计算时间较短，加快了曲轴的开发进度，但是存在所选曲柄臂不一定是最危险曲柄臂的可能，给设计带来了一定风险。
应用第二种方法，消除了第一种方法的风险，但是计算时间会很长。
本文应用这两种方法对同一轴系进行计算分析对比，观察哪一种方法更适合在工程上应用。
2. 曲轴系模型建立2.1 缸体部分有限元模型为了利用Excite Power Unit软件进行轴系的动力学计算，需要将缸体、主轴承座、轴瓦进行网格划分，其中缸体、主轴承座采用C3D10M单元，轴瓦采用C3D8I单元。
轴瓦分为不均等的7层节点，刚度设置为1:1:3:5:3:1:1。
如图1和图2所示。
图1 缸体部分有限元模型图2 轴瓦有限元放大模型2.2 曲轴系有限元模型应用Shaft Modeler软件里轴系识别功能得到曲轴系模型，如图3。
图3 Shaft Modeler模型2.3 曲柄臂有限元模型曲柄臂有限元模型采用C3D10M与C3D20单元。
即在曲轴圆角危险截面对应的120°范围内截取圆角及其周围一部分做C3D20单元，因为这是曲轴最危险的部分。
其它位置采用C3D10M单元，以减少计算时间。
曲轴组扭振与强度分析曾小春¹ 李一民²1.江铃汽车股份有限公司发动机开发部，南昌，3300012.浙江大学车辆工程研究所，杭州，310027摘要：本文运用ABAQUS和Excite PowerUnit软件，对曲轴系进行扭振和强度分析，以便确认轴系是否满足设计要求关键词：曲轴组，扭振分析，强度分析主要软件：ABAQUS, AVL Excite PowerUnit1、计算网格表1 单元类型说明零部件单元类型节点数单元数曲轴8节点六面体100,53286,520飞轮8节点六面体7,6925,532正时带轮8节点六面体760468减振器8节点六面体3,2221,924橡胶层8节点六面体624260共计111,04694,704图1 有限元分析网格2、仿真结果及评价2.1 曲轴的扭振分析通过对整个轴系的自由振动分析，可知曲轴的一、二阶扭转模态频率分别为326.6Hz和574.8Hz。
结合该发动机的工作转速，可划分出整个轴系的临界转速图，通过该图可以识别出各阶模态所对应的共振转速，如图2所示。
由于二阶扭转模态所对应的为幅值相对较小的高谐次的干扰力矩谐量，因此我们重点关注一阶扭转模态所对应的临界转速，从图中我们可以看出5谐次以上的干扰力矩在发动机的工作转速内都将产生扭转共振。
Critical Speeds0.51.52.53.54.55.56.57.58.59.510.511.51000150020002500300035004000S p e e d (r p m )100200300400500600700800Frequency(Hz)12Modes(rpm )图2 临界转速图完成轴系的自由模态分析后，我们将关注曲轴在强迫振动下的响应，也就是分析各个干扰力矩所引起的强迫振动振幅，这直接影响着发动机运转时的安全性。
图3为各谐次干扰引起的各自的曲轴扭振响应及总响应。
0.20.40.60.811.21.41.61.8A n g u l a r D i s p l a c e m e n t (d e g )1000150020002500300035004000Engine Speed(rpm)Order 0.5000(deg)Order 1.0000(deg)Order 1.5000(deg)Order 2.0000(deg)Order 2.5000(deg)Order 3.0000(deg)Order 3.5000(deg)Order 4.0000(deg)Order 4.5000(deg)Order 5.0000(deg)Order 5.5000(deg)Order 6.0000(deg)Order 6.5000(deg)Order 7.0000(deg)Order 7.5000(deg)Order 8.0000(deg)Order 8.5000(deg)Order 9.0000(deg)Order 9.5000(deg)Order 10.0000(deg)Order 10.5000(deg)Order 11.0000(deg)Order 11.5000(deg)Order 12.0000(deg)Synthesis(deg)图3 不同转速下的扭振幅值图从图3中也可以看出总振幅在0.3度以下，完全满足该发动机对扭振振幅的要求。
基于Abaqus的汽油机曲轴强度分析研究
黄凤琴张志明王伟民蔡志强
(东风汽车公司技术中心武汉 430056)
摘要：本文首先介绍了曲轴的网格处理方法，然后对曲轴的约束和加载作了必要的描述，考虑了曲轴与主轴承座的接触间隙和非线性，最后按照汽油机曲轴的工作工况，选择了8种工况进行了有限元分析，得到各种工况下曲轴的应力分布云图和连杆轴颈圆角处的最小疲劳安全系数，为曲轴的设计和优化方向提供了充分的理论依据。
关键词：汽油机曲轴有限元分析 Abaqus 疲劳强度
1引言
发动机曲轴在工作时受到强大的交变载荷而容易发生疲劳破坏，造成重大经济损失。
曲轴疲劳试验方法周期长，成本高，而利用有限元分析可以快速得到曲轴的疲劳安全系数，从而为曲轴的强度及优化方向提供理论依据。
2 曲轴有限元模型的建立
曲轴有限元分析采用的计算模型一般有以下三种【1】：
1）四分之一曲拐模型。
主要考虑弯曲载荷的作用，并认为曲轴的形状和作用载荷相对曲拐平面对称。
2）单拐模型。
分析曲轴受载荷最严重的单个曲拐，优点在于计算规模小，计算时间短。
但是这种方法很难准确确定主轴颈剖面部分面处的边界条件，剖分面离过度圆角的距离会影响计算精度。
3）采用整体曲轴模型，这是进行曲轴有限元计算最符合实际的模型，计算精度高，但是计算规模较大，计算时间较长。
随着计算机技术水平的提高，整体曲轴模型的计算时间在不断的缩短。
在本文中，采用整体曲轴模型对某汽油机曲轴的疲劳强度进行分析计算，网格处理采用Hpermesh软件，约束加载、计算分析及后处理利用Abaqus软件。
2.1 有限元网格的划分
本分析中的网格模型主要报告曲轴网格模型和简化主轴承座网格模型。
由于曲轴最大应力集中主要发生在油孔、连杆轴颈圆角及主轴颈圆角处。
因此，此三处的网格质量极为关键，必须进行网格细化。
采用Hypermesh作为前处理软件，根据曲轴的结构对称特点，可以只用划分部分曲面的面网格，然后进行镜像，得到曲轴的整体面网格，最后生成体网格。
简化主轴承直接通过拉伸得到六面体简化主轴承网格。
本模型中，曲轴网格
尺寸为5mm，连杆轴颈圆角及主轴颈圆角处等分细化，根据曲轴计算精度的要求，曲轴体网格采用二阶四面体单元，图1为曲轴与简化主轴承网格模型，曲轴模型共有261561个单元，392923节点。
图1 曲轴与简化主轴承网格模型
2.2 定义接触
曲轴与简化主轴承座之间采用接触定义，类型为contact pair，在Hypermesh的Abaqus面板中完成接触对的定义。
然后定义曲轴主轴颈与主轴承座之间的间隙，图2为定义完成的接触对。
图2主轴颈与轴承座之间的接触定义
2.3 定义边界条件
边界条件包括载荷边界条件和约束边界条件。
曲轴所受主要载荷为曲柄销载荷及曲轴飞轮端扭矩，图3所示为2缸和4缸发火时曲柄销载荷与飞轮端扭矩示意图，标记为红色载荷
图3 曲轴所受载荷加载示意图
为惯性力，标记为蓝色为气体压力。
曲柄销载荷沿圆周方向120度范围内按余弦分布，沿轴向按直线分布【2】，如图4所示。
图4曲柄销载荷分布示意图
选择曲轴典型工况进行计算，本文中选取了8个工况进行曲轴有限元分析，曲柄销载荷及飞轮端扭矩均由曲柄连杆机构动力学分析通过软件GT-Crank 计算得到。
约束简化主轴承座平移自由度及曲轴前端的旋转自由度。
3 计算结果分析
曲轴的疲劳安全系数的计算分传统手动计算和采用疲劳软件计算两种方法【3，4，5】，为节约计算成本，本文采取传统计算方法。
由于曲轴在工作中一直受到不对称循环应力的作用，因此必须从疲劳强度的角度来评价曲轴的安全问题。
此曲轴选取的材料为合金钢，其抗拉强度为1080MPa ，屈服极限为930MPa 。
对计算的各种工况进行两两组合，列出每组的最大主应力分布云图，计算疲劳安全系数。
疲劳安全系数计算公式如式（1）。
m
a K n σψσβεσσσσ+=-1
（1）
式中，K σ为有效力集中系数，一般取1.0 β 表面强化系数，本文中取1.3
εσ 为尺寸系数，本文中取0.73 ψσ 为疲劳比，根据经验，取0.33； σa 为应力幅和σm 为平均应力，所选组合工况分析结果得到
图5 4缸连杆轴颈最大主应力分布云图
35.2MPa
图6 2缸连杆轴颈最大主应力分布云图
根据以上疲劳安全系数的计算方法，计算得到4缸连杆轴颈圆角处的最小疲劳安全系数为2.73，4缸连杆轴颈最大主应力分布云图如图5，2缸连杆轴颈圆角处的最小疲劳安全系数为2.94，2缸连杆轴颈最大主应力分布云图如图6，均大于1.5，因此其疲劳强度满足设计要求。
4 小结
1）本文利用Hypermesh作为前处理软件，在Abaqus中进行计算分析，详细介绍了曲轴FEM 分析网格处理及约束加载的方法，计算表明曲柄销圆角及主轴颈圆角处网格质量对计算结果的影响很大，因此圆角处网格必须细划。
2）本文对某汽油机曲轴进行了疲劳强度分析，分析得出，曲轴的主要应力集中发生在轴颈圆角处，并对此处疲劳安全系数进行计算，得出其满足疲劳设计要求的结论。
3）曲轴的边界条件比较复杂，因此必须考虑接触和非线性，普通通用软件没有这个方面的功能，Abaqus很好的为我们解决了这一非线性问题，使得计算结果更为准确。
参考文献
【1】徐中明，牟笑静，彭旭阳. 基于有限元法的发动机曲轴静强度分析【J】.重庆大学学报，2008.31（09）.
【2】徐兀. 汽车发动机现代设计【M】.北京：人民交通出版社，1995：133-135.
【3】马讯，左远化.曲轴的疲劳和模态分析【J】.汽车研究与开发，2003（5）：23-26.
【4】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，2000.18（03）【5】尹建民等，.X6135柴油机曲轴强度的三维有限元研究【J】.内燃机工程，1997.18（02）。
