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曲轴的疲劳和模态分析

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四缸柴油机曲轴的自由模态分析

四缸柴油机曲轴的自由模态分析

文章编号：1006-1355（2010）06-0063-04四缸柴油机曲轴的自由模态分析周海超，左言言，鲍林晓（江苏大学振动噪声研究所，江苏镇江212013）摘要：利用CATIA软件建立四缸柴油机曲轴的三维模型，然后再用ANSYS软件对曲轴进行自由模态分析，得出前8阶固有频率和振型。

通过试验手段对实体曲轴的自由模态进行测量得出曲轴的固有频率。

最终将有限元分析结果和试验结果对比表明，两者所得固有频率吻合性较好，有限元分析计算结果是可信的，为曲轴的强迫振动分析和结构优化设计奠定基础。

关键词：振动与波；柴油机；曲轴；有限元法；模态分析中图分类号：TK42；O241.82文献标识码：A DOI编码：10.3969/j.issn.1006-1355.2010.06.015 Free-Vibration Modal Analysis of a Crankshaft of4-CylinderDiesel EngineZHOU Hai-chao,ZUO Yan-yan，BAO Lin-xiao(Institute of Noise and Vibration,Jiangsu University,Zhenjiang Jiangsu212013,China)Abstract:The3D model of a crankshaft of four-cylinder diesel engine is established with CATIA software.Then a free-vibration modal analysis of the crankshaft is carried out with ANSYS code,and the inherent frequencies and the vibration modes of the first8orders are obtained.The free-vibration modes of the crankshaft are verified by testing.Mutual comparison shows that the results of FEA estimation are in good agreement with those of testing.Thus,the result of FEA is creditable.This work can be considered as a preliminary work of forced vibration analysis and structure optimization for crankshafts.Keywords:vibration and wave;Diesel engine;crankshaft;finite element method;modal analysis曲轴是内燃机的主要零件之一，曲轴的破坏事故可能引起内燃机其它零件的严重损坏。

基于模态应力恢复理论的内燃机曲轴疲劳寿命评估

基于模态应力恢复理论的内燃机曲轴疲劳寿命评估

基于模态应力恢复理论的内燃机曲轴疲劳寿命评估米小珍;郭万剑;王枫;李花【摘要】以某型号船用内燃机曲轴为研究对象，基于模态应力恢复理论，采用虚拟疲劳试验技术对曲轴疲劳损伤进行评估。

首先建立曲轴有限元模型进行模态分析，然后建立轴系多体动力学模型进行动力学仿真，获得曲轴模态坐标时间载荷历程。

最后，结合修正的S-N曲线，采用模态应力恢复法在nCode中进行满载荷工况下内燃机曲轴的疲劳损伤评估，所得曲轴疲劳薄弱区与工程实际相符。

结果表明，该方法可用于产品设计阶段的疲劳寿命评估与方案选优，并为样机疲劳试验提供参考依据。

【期刊名称】《制造业自动化》【年(卷),期】2016(038)010【总页数】5页(P44-47,51)【关键词】虚拟疲劳;模态应力恢复法;疲劳寿命评估【作者】米小珍;郭万剑;王枫;李花【作者单位】大连交通大学机械工程学院，大连116028;大连交通大学机械工程学院，大连116028;大连交通大学机械工程学院，大连116028;大连交通大学机械工程学院，大连116028【正文语种】中文【中图分类】TH122随着船用内燃机产品设计朝着高速、高强度、自重轻等方向发展，其强度设计指标不断提高。

曲轴作为船用内燃机最重要的零部件，运转过程中受周期性气体爆炸力和曲轴轴系运动构件的惯性力作用。

处于主轴承动压油膜支承作用下的曲轴在不断振动的工作环境中连续转动，其所受动应力不断变化，当动应力幅值超过材料的疲劳极限时将直接造成内燃机曲轴的疲劳损伤，因此曲轴的疲劳损伤及其寿命评估对船用内燃机设计具有重要意义。

由于计算机仿真技术的发展，采用虚拟疲劳试验这一研究方法对重要机械零部件进行疲劳寿命预估已得到广泛应用。

早在上世纪90年代发达国家就已经在一些重要的工业领域（如汽车、航空航天和机器制造等）开始应用这一方法［1］。

对内燃机曲轴的疲劳寿命评估中也常应用虚拟疲劳试验的方法，但是采用准静态的方法进行疲劳寿命计算，不能考虑曲轴在实际工作中的振动。

曲轴滚压力与疲劳强度分析

曲轴滚压力与疲劳强度分析

曲轴滚压力与疲劳强度分析作者：文/ 黄中顺蒲鹰邓玉婷来源：《时代汽车》 2020年第13期黄中顺蒲鹰邓玉婷桂林福达曲轴有限公司广西桂林市 541199摘要：曲轴是发动机的核心零部件，在发动机工作过程中它承受连杆传来的力，并将其转变为转矩通过曲轴输出并驱动发动机上其他附件工作。

曲轴受到旋转质量的离心力、周期变化的气体惯性力和往复惯性力的共同作用，使曲轴承受弯曲扭转载荷的作用。

因此要求曲轴有足够的强度和刚度，随着国内市场对小排量、增压发动机性能的要求不断提高，曲轴结构在轻量化的同时也要求具有较高的疲劳强度，而对强度影响最大的就是曲轴的强化方式及参数，因此，研究曲轴的滚压力与疲劳强度的关系是每个新型号曲轴开发过程中必不可少的一项工作。

关键词：曲轴滚压力疲劳强度Analysis of the Crankshaft Rolling Pressure and Fatigue StrengthHuang Zhongshun，Pu Ying，Deng YutingAbstract：The crankshaft is the core component of the engine. During the operation of the engine, it bears the force transmitted by the connecting rod and converts it into torque to output through the crankshaft and drive otheraccessories on the engine to work. The crankshaft is subjected to the centrifugal force of the rotating mass, the periodically changing gas inertia force and the reciprocating inertia force, so that the crank bearing is subjected to the bending and torsional load. Therefore, the crankshaft is required to have sufficient strength and rigidity. With the continuous improvement of the domestic market's requirements for small displacement and supercharged engine performance, the crankshaft structure is required to have high fatigue strength while being lightweight, which has the greatest impact on strength. It is the strengthening method and parameters of the crankshaft. Therefore, studying the relationship between the rolling pressure and fatigue strength of the crankshaft is an indispensable task in the development of each new type of crankshaft.Key words：crankshaft, rolling pressure, fatigue strength本文通过对我公司目前加工的一款小排量发动机曲轴采用不同滚压力进行试验，以验证滚压力对曲轴疲劳强度的影响，该款曲轴排量为1.0T，材料为球墨铸铁QT700-2。

曲轴轴系的结构强度分析与疲劳寿命估算_朱永梅

曲轴轴系的结构强度分析与疲劳寿命估算_朱永梅

Journal o f Mechanical Strength2010, 32( 6) : 1018- 1021p 研究简报 p曲轴轴系的结构强度分析与疲劳寿命估算XANALYSIS OF STRUCTURAL STRENGTH AND PRED ICTION OF FATIGUE LIFEFOR CRANKSHAFT AND LINK MEC HANISM朱永梅X X 王明强 刘艳梨( 江苏科技大学 机械工程学院, 江苏 镇江 212003)ZHU YongMei WANG MingQiang LIU YanLi( School o f Mechanical Enginee ring , Jiangsu Unive rsity o f Scie nce and Tec hnology , Zhenjiang Jiangsu 212003, China )摘要 将多柔体动力学方法引入到曲轴计算中, 建立发动机曲轴轴系的动力学仿真模型, 对曲轴轴 系进行刚柔耦 合 多体运动学和动力学仿真, 为下一步疲劳寿命计 算提供可靠的载荷条 件; 然 后, 从曲 轴所受的 载荷中找 出三个 载荷比 较 大的 时刻, 计算得到其相应时刻的应力和应变分布规律, 找出曲轴受力的危险部位, 为曲轴的动态强度分析提 供数据; 最 后, 结合 Ansys 有限元分析软件和柯顿- 多兰( Certon - Dolan) 理论, 估算 连杆疲 劳寿命, 同 时分析多 级载荷 加载次 序对疲 劳 寿命的影响, 为零部件的主动寿命设计提供参考 数据和理论判据。

关键词 强度 疲劳寿命 动力学 曲轴轴系 中图分类号 TH123. 3 AbstractIntroducing mult-i flexib1e body dynamics to crankshaft computing, a dynamics simulation model of crank and linkmechanism of an engine is built. Based on the rigid and flex coupled model, ADAMS( automatic dynamic analysis of mechanical sys - tems) is used to do a kinematics and dynamic simulation to get dynamic loads. It also provides a reliable characteristic for the body v-i bration noise of next step. Then the bigger loads of three moments are identified from all loads. The distribution law of the stress and strain of correspondi n g moment are achieved and its dangerous parts are found to offer date of dynamic strength analysis. At las t, com - bining the Ansys and the theory of Certon -Dolan, the fatigue life of the link is calculated and the affection of loading order of multilevel loads to fatigue life is analyzed in detail, which have provided the referenced data and the theory of criterion for reliability desi g n.Key words Strength; Fatigue life; Dynamics; Crankshaft and link mechanismCor res pon ding autho r : Z H U Yong Mei , E -mail : zymtt @ 163. com , Tel : + 86- 511- 84401198, Fa x : + 86-511- 84402269 The project supported by the Shipbuilding Industry Defense Technology Pre - research Foundation of China ( No . 07J2. 3. 2) . Manuscript received 20090722, in revi s ed form 20090908.引言曲轴轴系是发动机的主要组件之一, 其动力学特 性对发动机的工作可靠性、振动、噪声等有较大影响。

219322186_基于ANSYS的曲轴静力学与模态分析

219322186_基于ANSYS的曲轴静力学与模态分析

承受着扭转振动与弯曲振动 分析曲轴静态受力及运动情 况可以有效避免曲轴出现裂纹变形断裂等情况
针对曲轴受力计算传统方法是简化为简支梁或连续 梁但由于其结构复杂无法完全采用解析法求解 目前 国内外对曲轴模型多采用有限元分析方法但模型简化存
屈服强度 $$(3&(RX8 曲柄销直径 0%AA
厚度#增大曲柄重叠度"为曲轴尺寸优化提供了依据$ 当 以看出"工作转速对应的频率比1 阶的最小频率)S0&(0Q
然"上述四个结构参数不是孤立存在"比如由于曲轴顶端 低"所以曲柄发生共振的概率很低$
与连杆轴颈距离有限"连杆轴颈处圆角的增大又受到了很 *结论
大的限制$
文中对直列四缸发动机曲轴采用XC<*6建立三维模
曲轴固有振动模态与材料和结构有关"与外部载荷及 (()曲柄臂与主轴颈#曲柄臂与连杆轴颈的交界部位
约束无关"因此不施加任何约束$ 曲轴整体的自由模态前 是曲轴振动的危险区"所以曲轴的设计要充分考虑曲柄臂
0 阶(刚体模态)都约为零"所以主要分析1*$) 阶模态$ 的设计参数以及曲柄臂和曲拐相连处的圆角尺寸$
$'
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机械化工
科技风 /0/1 年 2 月
在不考虑油孔压力峰突然变化的情况下"利用有限宽 度以及轴颈重叠度后"分析其轴颈最大圆角应力的变化"得 轴颈油膜的应力分布"沿轴颈纵向呈二次抛物线分布"沿 出这些参数对曲轴应力集中的影响"如图Q*图1 所示$ 轴颈周向呈余弦分布"由于曲轴受力具有周期性和对称 性"只分析连杆轴颈受到压力时的轴颈圆角应力大小"为 方便载荷施加"将载荷简化为沿连杆轴颈上半面的均布载 荷"其大小为曲轴最大爆发力Q%RX8$

MSC柴油发动机曲轴疲劳分析示例

MSC柴油发动机曲轴疲劳分析示例

曲轴疲劳寿命预测
01
应力-寿命法（S-N法）
通过测试不同应力和循环次数下材料的断裂寿命，建立应力与寿命的关
系曲线，用于预测曲轴的疲劳寿命。
02
局部应变法（ε-N法）
通过测量曲轴局部区域的应变和循环次数，计算材料的疲劳寿命。该方
法考虑了应力集中的影响，更适用于预测曲轴的疲劳寿命。
03
有限元分析（FEA）
曲轴疲劳损伤机制
弯曲疲劳
由于周期性的弯矩作用，曲轴在 应力集中的位置（如轴颈和曲拐 的过渡区域）容易发生弯曲疲劳
断裂。
扭转疲劳
周期性的扭矩作用使曲轴在轴颈和 曲拐的过渡区域产生剪切应力，可 能导致扭转疲劳断裂。
热疲劳
由于温度变化引起的热应力，可能 导致曲轴材料内部产生微裂纹，进 而扩展形成疲劳裂纹。
详细描述
该案例针对曲轴的结构和工艺参数进行了优化设计，如改变曲轴的形状、增加 加强筋等。通过有限元分析和疲劳试验验证了优化设计的有效性，发现这些改 进能够显著提高曲轴的抗疲劳性能和疲劳寿命。
05
结论与展望
疲劳分析在MSC柴油发动机曲轴设计中的重要性
疲劳分析是评估曲轴结构强度和寿命 的关键手段，通过分析可以预测曲轴 在不同工况下的疲劳损伤和断裂风险。
在船舶领域，柴油发动机曲轴作为船 舶推进系统的关键部件，需承受高负 荷和极端环境条件下的运转。
在发电机组领域，柴油发动机曲轴用 于驱动发电机，要求具有高效率和可 靠性。
02
疲劳分析基本原理
疲劳定义与分类
疲劳定义
疲劳是由于材料或结构在循环应力或 应变下逐渐损伤和失效的现象。
疲劳分类
根据应力类型和循环特性，疲劳可分 为高周疲劳和低周疲劳，其中高周疲 劳是指循环次数大于10^4的疲劳，低 周疲劳是指循环次数小于10^4的疲劳 。

柴油机曲轴的静强度及疲劳计算分析

本文对6L280型柴油机曲轴进行结构强度、疲劳的对比计算，旨在为曲轴的结构强度、 疲劳评价提供参考依据。
2. 强度计算模型
2.1 模型建立 6L280型柴油机曲轴结构复杂，主体结构包括主轴颈、曲柄销、曲柄臂等。因此，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，曲轴计算工作量大、复杂性高。为了较准确、经济地模拟曲轴结构的强度、疲劳性能， 首先在ANSYS Mechanical软件的前处理模块中，建立如图1所示的。图中坐标系规定从输出 端指向自由端为Z轴正方向。随后各图的坐标系规定与此相同。
600
57.8
第六主轴颈与第六曲柄臂间的圆根
625
74.1
第五主轴颈与第八曲柄臂间的圆根
645
44.2
第四曲柄销表面横油孔
685
36.1
输出端圆根
安全 系数 9.31 8.56 11.82 12.66 9.83 15.28 14.48 8.54 7.02 10.96 8.18 7.38 8.46 15.65 9.19 13.24 11.02 8.60 14.41 17.64
位置
0
68.4
第一曲柄销与第一曲柄臂间的圆根
35
74.4
第四曲柄销与第八曲柄臂间的圆根
75
53.9
第三主轴颈与第五曲柄臂间的圆根
120
50.3
第五曲柄销内部横油孔
145
64.8 第六曲柄销与第十一曲柄臂间的圆根
180
41.7 第六曲柄销与第十一曲柄臂间的圆根
205
44.0 第六曲柄销与第十一曲柄臂间的圆根
250
74.6
第四主轴颈与第七曲柄臂间的圆根

发动机曲轴疲劳强度的三维有限元分析

Abstract: For a comprehensive study on the factors affecting of the engine crankshaft fatigue strength, finite element model of the engine power system is set up in the paper. According to the state of the actual job conditions, the stress and deformation of the crankshaft are computed by the finite element method in a variety of load and displacement boundary conditions. The results of the crankshaft are compared with the test data. The results show that such model has good practical value engineering for the crankshaft fatigue strength analysis and provides a new idea for the study. Keywords: crankshaft; fatigue strength; finite element
第2期
姚海南：发动机曲轴疲劳强度的三维有限元分析
121
nσ =
σ −1 ε σ βσ
kσ
σ α + ϕσ σ m
，nτ =
τ −1 ετ βτ
kτ
τ α + ϕτ τ m

YT1115型柴油机曲轴疲劳强度分析

文章编号:1000-5080(2001)01-0024-04作者简介:杜发荣(1963-),男,陕西省眉县人,副教授.主要研究方向为现代发动机设计方法.收稿日期:2000-10-18YT1115型柴油机曲轴疲劳强度分析杜发荣1,姬芬竹1,李明辉2,司东宏1(1.洛阳工学院汽车工程系,河南洛阳,471039;2.海南燃气股份有限公司,海南海口,570000)摘要:介绍了利用I 2DE AS 软件的S imulation 功能对Y T 1115柴油机曲轴进行有限元计算。

在确定计算模型时,对曲轴尺寸参数和形状参数没有进行简化,而是采用整根曲轴的三维实体模型,共划分4133个节点,17867个单元。

并同时计算其疲劳安全系数。

针对Y T 1115柴油机曲轴疲劳安全系数偏低,提出了改进意见。

关键词:柴油机;曲轴;疲劳强度分析;有限元法中图分类号:TK 423.3 文献标识码:A0　前言曲轴是柴油机的重要部件之一,其强度和刚度对柴油机的正常运转至关重要。

曲轴强度分析是柴油机设计中的一个关键环节。

由于曲轴的几何形状、边界条件和作用载荷都极其复杂,要想得到精确的计算结果,计算模型的选择极为重要。

传统的截断简支梁法和连续梁法由于作了太多简化,因此难以保证计算精度,有限元法是较好的选择[1]。

如文献[2]用有限元法对曲轴进行了强度分析提出了连续梁法和有限元法结合的方法,文献[3]研究了曲轴各种结构参数变化引起的曲轴弯曲应力,但这些研究工作还存在一些不足之处,如有的计算模型只考虑单一受载情况,忽略了扭矩和惯性力的作用;有的计算把曲轴简化为二维模型等。

而实际曲轴工作时处于复杂受力状态,建模过程中简化不当会使计算结果产生较大误差。

本文首先对曲轴进行了符合实际情况的三维实体有限元建模,模型确定后,为了保证计算精度,单元网格的划分有一定密度,薄弱部分还应进行细分[4～5]。

在此基础上对整根曲轴进行了应力计算,并对曲轴疲劳安全系数进行了校核。

曲轴静力分析和模态分析


网格划分对分析的影响
全部采用FREE网格同采用部分SWEEP网格的对比 3.节点平均等效应力对比
网格划分对分析结果的影响
全部采用FREE网格同采用部分SWEEP网格的对比 4.各阶模态结果对比
网格划分对分析结果的影响
全部采用Free网格无论在网格划分过程中 以及求解计算和后期处理中，都是相当耗 费时间的，并且网格划分的效果并不理想。
曲轴静力分析
分析类型选择Static 施加载荷 添加位移约束 求解计算
曲轴静力分析
求解计算完成后，进入通用后处理器查看结果
网格划分对分析的影响
全部采用FREE网格同采用部分SWEEP网格的对比 1.网格模型比较
网格划分对分析的影响
全部采用FREE网格同采用部分SWEEP网格的对比 2.模型变形对比
课 题：曲轴静力分析和模态分析
主要内容
1
2 3
课题意义
曲轴模态分析
曲轴静力分析 网格划分对静力影响 致 谢
4
5
课题意义
1
曲轴是发动机中最重要、
2
课题旨在建立曲轴的三 维模型，通过简化载荷 和约束，采用有限元分 析软件ANSYS对其进行 三维有限元分析，研究 整体曲轴的变形、应力 状况以及振动频率。
曲轴模态分析
模型导入
将保存的IGES标准格式的模型数据文件导入ANSYS中
曲轴的模态分析
网格划分
1.网格密度定义为0.03 2.对于轴对称的体图元进行 SWEEP网格划分 3.对于余下体图元进行FREE 网格划分
分析阶数定义为5阶 添加位移边界条件 求解计算各阶模态值
1
2
采用SWEEP网格和FREE网格结合，所获 得的求解结果更符合实际工况，更能保证 曲轴的强度
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nΡ =
Ρ- 1 KΒΡΕkΡΡΡa + 7 ΡΡm
(7)
式中: Ρ- 1 ——材料弯曲疲劳极限, Ρ- 1= 240. 23 Ρa —— 曲轴弯曲时的名义应力幅, 由前一步计算 得 Ρa= 69. 91 Ρm —— 曲轴弯曲时的名义平均应力, 由前一步计 算得 Ρm = 36. 92 k Ρ—— 曲轴弯曲时得应力集的中系数, 查参考文 献[ 6 ]得到 k Ρ= 1. 55 Β—— 强化系数, 表明不同加工方法和工艺措施 对曲轴圆角部位疲劳强度的影响。 查参考
杆轴颈载荷分布规律如图 2 所示。
①约束主轴颈上 (下) 表面 120°范围内 x 和 y 向位 移; 在曲柄销对称面上施加对称约束;
②在曲柄销轴颈下 (上) 表面 120°范围内施加均布 载荷。 2. 3 网格划分
由于曲柄受弯矩作用时的危险截面在圆角处, 该处 的网格应细化, 而轴颈部分可相对降低网格密度。 对上 述分析模型的网格划分分步进行。 对于轴颈部分使用 sw eep 的方法划分为 8 节点的六面体网格, 单元边长 10 mm ; 对于曲柄臂部分采用 sm a rt 的智能网格工具划分 为 8 节点四面体单元, 单元边长 8 mm , 精度 9 级。 图 3 是压工况不带平衡块曲轴网格及边界条件视图。
模态阶数 模态计算结果 (固有频率) (H z)
1
146. 74
2
172. 74
3
397. 89
4
427. 81
5
469. 96
6
544. 92
振型
X 方向一弯 Y 方向一弯 X 方向两弯 Y 方向两弯
弯扭
轴向扁振
(下转第 35 页)
·26·
汽车研究与开发
环境与能源
5 结束语
目前环境污染带来的问题日渐严重, 城市空气质量 的恶化, 全球大气变暖, 这些与我们密切相关的环境状 况使我们忧虑, 经济发展与生活环境恶化之间的矛盾日 渐突出。目前减少汽车排放污染的主要手段是提高燃油 的质量和对尾气排放进行控制, 推行汽油无铅化和使用 代用燃料。 但仅仅这些还是不够的, 还应制订适合我国 国情的汽车排放标准, 建立完善的汽车排放控制管理系 统, 对汽车排气污染进行深入全面的控制, 同时广泛地 对汽车尾气污染的危害进行宣传, 督促车主对车辆实行 妥善的维修和保养, 改善车辆的使用状况, 以达到减少 尾气排放的目的。
出现疲劳裂纹, 随后裂纹向曲柄臂发展而导致整根曲轴
的断裂。只在个别情况下因曲轴支承的局部损坏引起支
座弯矩急剧增加而造成主轴颈圆角损坏。这主要是由于
主轴颈圆角应力以压应力为主, 致使其抗交变载荷的能
力增强。 因此, 通常仅对承载 (应力幅) 最大曲柄的曲柄
销圆角进行疲劳强度计算就能满足要求。
曲柄销圆角弯曲疲劳强度安全系数可用下式计算[ 4 ]:
n=
n2
Κd C
式中: Κd 为动力强化系数, 查表得 Κd = 1. 28。
C 为动荷系数, 一般 C = 1. 1～ 1. 3, 高速发动机取
上限, 故取 C = 1. 3。
n=
n2
Κd C
=
1.
2. 45 28 × 1.
3
=
1. 47
根据文献[ 3 ]中安全系数的设计要求, 计算所得的
曲轴疲劳安全系数满足通常的要求, 即在 1. 3～ 1. 8 的
拥有一个清洁舒适安全的自然环境, 是全人类共同 的心愿。 采取有效的措施对汽车排放进行控制, 减少汽 车排放对大气造成的污染, 需要大家共同的努力。
参 考 文 献
1 王建昕, 傅立新, 黎维彬. 汽车排气污染治理及催化转化器 [M ]. 北京: 化学工业出版社, 2000
范围内, 因此该曲轴的疲劳强度达到要求。
4 曲轴的模态分析
随着大功率柴油机向高速化、紧凑化方向发展, 曲
轴的载荷和工作条件也更加苛刻。在周期性变化的大载 荷作用下, 曲轴系统可能在发动机转速范围内发生强烈 的共振, 动应力急剧增加, 致使曲轴过早地出现弯曲疲 劳破坏和扭转疲劳破坏, 因此有必要对曲轴进行动态特 性分析和动态响应分析。 4. 1 曲轴模型的建立
P r3 =
L mr
L
L
2 rΞ2
=
2.
1
×
132 192
× 0.
06 ×
(2 800 × 2Π) 2 60
=
829 3. 9 N
(4)
因此, 曲轴所受的最大压缩载荷在膨胀冲程上止点
附近 (爆压状态下) , 其值为:
P ymax = P g - P r1 - P r2 - P r3 = 813 92. 1 N (5)
图 3 压工况不带平衡块曲轴网格及边界条件视图
图 2 连杆轴颈载荷分布规律
对应于两种计算工况, 在AN SYS 中施加的边界条件为:
2. 4 拉、压工况的计算结果 对所建模型采用程序提供的求解器求解, 得到应力
分布的计算结果。 结果显示, 不论是带平衡块曲柄还是 不带平衡块曲柄其最大应力点均为曲柄销圆角部分, 且 不带平衡块曲柄的最大应力略大于带平衡块曲柄最大 应力。结果列表中的最值节点的含义是该工况下模型上 应力绝对值最大的节点, 最值应力以实际值给出。 表 1 是计算结果, 图 4 是拉、压工况计算结果的应力等色线图。
Pg =
1 4
ΠD
2P
=
1 4
Π×
(102
×
10-
3) 2
× (130 - 1) = 105 409. 5 N
(1)
2) 连杆总成的往复惯性力 P r1和活塞组的往复惯性
力 P r2:
P r1 =
m
r
L L
2
(1
+
R L
)
rΞ2
=
2. 1 ×
60 192
×
(1
+
0. 312 5) × 0. 06
该直列 6 缸高速柴油机曲轴, 总长 867. 0 mm , 7 个 主轴颈, 6 个连杆轴颈, 分别在第 1、第 3、第 4、第 6 连杆 轴颈上设有非轴线对称平衡块, 止推轴颈为第 6 主轴颈。
曲轴的疲劳计算基于曲轴的静应力计算结果。在静 应力计算部分采用分段法计算, 实际计算模型取带平衡 块和不带平衡块曲柄的二分之一模型, 并去除油孔和某 些部位的倒角。 模态分析部分取整个曲轴, 由于模态分 析对结构的要求相对较低, 省略某些结构细节不会对计 算造成大的影响, 故在模态分析部分对模型进行进一步 简化, 除省略油道外还去除所有的倒角面[2]。
曲轴所受的最大拉伸载荷在进气冲程开始的上止
点附近其值为:
P lmax = P r1 - P r2 - P r3 = 240 17. 4 N
(6)
确定曲轴的计算工况为两个 (图 1) , 分别对应于上
述两种最大载荷。
根据以往的计算经验, 假定压力分布规律沿轴向均
匀分布, 沿轴颈圆周方向 120°按余弦分布规律分布。连
2 曲轴的静应力
2. 1 曲轴模型的建立 由于曲轴结构是不对称的, 有相当部分的圆弧、斜
面等不规则几何特性存在。在AN SYS 里进行实体建模 需 消 耗 大 量 时 间 而 且 建 模 困 难, 故 选 用 CAD 软 件
PRO E 对曲轴实体建模, 将建好的模型转化为 CAD 图形通用 IGES 文件格式, 然后读入 AN SYS 进行网格 剖分并作相应的分析。
1 引言
曲轴是发动机中最重要、载荷最大、价格较贵的零 件之一。 在设计上必须正确选择曲轴的尺寸参数、结构 形式、材料与工艺, 以求获取最为满意的经济效果。随着 发动机的发展和强化, 曲轴的工作条件愈加苛刻, 保证 曲轴的工作可靠性是至关重要的。因此对曲轴进行结构 上的疲劳强度和模态分析是非常必要的[ 1 ]。本文利用通 用有限元分析软件AN SYS 对某康明斯发动机曲轴的 疲劳强度和模态进行有限元分析。
受力工况 压工况 拉工况
表 1 带平衡块曲柄最值 (单位: M Pa)
最值节点号 633 号
最值应力 + 103. 20
相对工况应力 - 31. 85
应力幅 Ρm 67. 53
2 688
- 85. 73
- 0. 01
42. 86
4 490
+ 20. 51
- 52. 93
36. 72
633
- 31. 85
曲轴是一异常长轴类零件, 具有轴向线不连续、长 径比大、结构复杂等特点, 从总体上来看, 曲轴不是对称 或反对称体, 对曲轴进行有限元模态分析时必须取整体 为研究对象。图 5 和图 6 分别为所建的曲轴实体和有限 元网格模型图。
图 5 曲轴实体模型
图 6 曲轴网格模型
4. 2 模态计算分析结果
表 3 模态计算结果
ΕΡ——绝对尺寸影响系数, 它表示因实际曲轴的绝 对尺寸与试件不同时, 两者疲劳极限相比的 百分比数。研究和经验都表明大尺寸和非圆
形截面的零件达不到小圆试件棒上的疲劳
强度值。 查参考文献[ 6 ]得到 ΕΡ= 0. 702 K Ρ—— 曲轴有效总不均匀度系数。 由于曲轴圆角
应力的增高是两个因素造成的, 一是半径 过小造成局部应力提高; 二是曲柄形状复 杂造成的应力不均匀。 圆角形状系数可用
69. 61
2631
- 90. 16
- 0. 01
45. 08
4326
+ 20. 22
- 45. 15
32. 69
634
- 32. 69
+ 106. 52
69. 61
平均应力 Ρa 36. 91
- 45. 09 - 24. 93
36. 91
图 4 拉、压工况下应力视图