基于刚柔耦合多体系统的发动机曲轴疲劳分析

基于刚柔耦合仿真的转K6转向架疲劳寿命预测方吉;朴明伟;张军;兆文忠【摘要】目前普遍采用的转K6转向架的疲劳问题日益突出,因此有必要研究一种即经济又能比较准确的预测货车转向架摇枕和侧架疲劳寿命的方法.首先进行准静态应力对比,然后建立转K6转向架刚柔耦合模型,以C80敞车为例,美国5级轨道不平顺作为激扰,进行动力学仿真计算.经过动应力恢复,利用B+级钢的试验S-N曲线,对铸造摇枕和侧架进行整体疲劳损伤计算,并预测转K6转向架的疲劳寿命.【期刊名称】《铁道机车车辆》【年(卷),期】2010(030)001【总页数】4页(P28-31)【关键词】刚柔耦合;动力学仿真;模念综合法;疲劳预测【作者】方吉;朴明伟;张军;兆文忠【作者单位】大连交通大学,交通运输工程学院,辽宁,大连,116028;大连交通大学,交通运输工程学院,辽宁,大连,116028;大连交通大学,交通运输工程学院,辽宁,大连,116028;大连交通大学,交通运输工程学院,辽宁,大连,116028【正文语种】中文【中图分类】U272.331目前我国铁路货车正在大量使用三大件式转K 6转向架,转K 6转向架作为一种新型转向架,与以往的转K 2和转8A转向架相比结构和性能都有所改进,一系采用八字型橡胶垫大大减少了侧架所承受的冲击力,但由于货车载重量和运行速度的提高,载荷工况更加复杂,使得转向架的疲劳问题更难预测[1,2]。

传统的转向架疲劳寿命预测主要是基于实测的载荷谱,然后结合有限元静态强度计算的结果进行疲劳预测。

但获得实测载荷谱需要花费很多的人力和物力,使整个产品的设计周期延长,且没有考虑动态载荷对结构动应力的影响。

基于刚柔耦合仿真的货车转向架疲劳预测,可以考虑激扰频率对结构振动的影响,能节约设计成本,缩短产品开发周期。

本文首先在CAD软件中根据转K 6转向架的结构尺寸建立摇枕和侧架的三维几何模型,然后利用有限元软件对其进行有限元网格划分,进行模态计算,并生成模态中性文件(.MNF),把摇枕和侧架的模态中性文件导入到动力学仿真分析软件ADAMS/Rail中,建立C80敞车的刚柔耦合动力学仿真模型。

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。

图1曲轴系统曲轴多体动力学仿真发动机技术参数本文以某新型双缸对置汽油航空发动机为研究对象，其详细参数见表2。

表2航空发动机主要性能指标项目指标燃料类型（cc）压缩比额定转速冲程缸数汽油626 10.6:1 6500r/min 2 2刚性、柔性体曲轴模型的建立在分析活塞等部件的运动情况时，需要建立刚性体曲轴模型，即将在Pro/E中装配各部件，然后导入图2运动副的构建1.80E-020图3活塞受力示功图然后是转速驱动的添加。

由于发动机在额定转速下所受载荷和产生的热量最大，因此取额定转速6500r/min，经换算，转速为39000°/s，如图4及图5所示。

图4转速的添加图5转速驱动的添加2仿真结果与分析由于发动机两缸同时做功，运动规律完全一致，而且发动机在额定转速下所受载荷和产生的热量最大，故本文仅研究一缸在标定转速下的运动规律和受力情况。

所以仿真计算以航空发动机额定转速为研究对象，即转速为6500r/min的气缸压力曲线为输入条件计算获得的活塞位移、速度、加速度和轴径受力结果。

2.1多刚体动力学仿真结果活塞的初始位置位于上止点，曲轴旋转一周为一个周期（0.93s），为研究活塞的运动规律，所以本次研究选取两个周期。

由图6所示，活塞的位移曲线按照正弦周期性变化，活塞的运动距离为69mm，与理论值一致。

由于两缸同时做图6活塞位移2.2柔性体动力学仿真结果本节选取一连杆轴径受力曲线。

连杆轴径的受力曲线如图9、图10、图11和图12所示，其中曲轴系统按照图1放置，XY平面为水平面，Y方向为连杆轴向，X方向为连杆径向；YZ面为垂直面，Z方向为连杆径向。

由图9-图12可知，连杆轴径受到的最大压力位于活塞运动到压缩下止点后一段距离的地方，也就是在最大爆发压力的地方。

X 方向最大受力为1307N左右；Y向受力受到曲轴变形的影响，受力不稳定，最大受力为5570N；Z方向最大受力为22540N。

最后合力为22621N，其变化趋势和爆发压力的变化趋势一致。

基于材料韧性的柴油机曲轴疲劳损伤研究王明强;郑叶红【摘要】运用基于能量法原理的韧性耗散理论对柴油机曲轴的疲劳损伤规律进行研究,对材料韧性耗散的数学模型进行分析推演,定义了疲劳损伤变量并推导出韧性随疲劳变化的一般损伤演化方程,建立了一种多级载荷条件下能够考虑疲劳损伤全过程的非线性损伤累积模型,最后应用已有实验数据对该模型进行对比分析评估.将一般性模型具体化为能很好描述舰船柴油机曲轴(42CrMo)的累积损伤规律的算法模型,该模型为探讨柴油机疲劳可靠性提供了理论和方法基础.【期刊名称】《江苏科技大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2010(024)004【总页数】5页(P357-361)【关键词】材料韧性;疲劳损伤;曲轴;柴油机【作者】王明强;郑叶红【作者单位】江苏科技大学,机械工程学院,江苏,镇江,212003;江苏科技大学,机械工程学院,江苏,镇江,212003【正文语种】中文【中图分类】TH114;U262.11;U464.133疲劳损伤模型是基于不同假设,对疲劳过程中初期材料内的细微结构变化及后期裂纹的形成和扩展规律的数学描述.目前应用于工程实践的模型主要有线性疲劳累积损伤模型和非线性疲劳累积损伤模型,前者包括Palmgren-Miner法则、相对Miner法则等,后者包括Manson模型、Corten-Dolan模型等.其中,Miner理论[1]在工程上应用简便且精度较高,但其假定损伤与载荷状态无关,累积损伤与载荷次序无关,且不能考虑载荷间的相互作用;Manson理论对两级载荷试验的结果吻合较好,但并没有证明对多级或随机载荷有效,另外该模型无法考虑载荷间的相互作用效应;Corten-Dolan损伤理论[2]使用二级程序试验测定d值,并认为d值不变.但实际上二级程序试验与结构件承受的随机载荷谱有很大不同,而且d值并非不变,它是随载荷的增大而降低的.所以工程应用时,为了可靠,仍需对Corten-Dolan损伤理论做大量的试验.机械零件的疲劳损伤机理和影响因素极其复杂,各种理论模型的提出均具有很强的针对性.文献[3]对不同材料的韧性演化规律进行了探索,但没有考虑材料强度特性对韧性的具体影响.文献[4]研究了不同的损伤演化规律,但没有贯彻到底.文献[5]将韧性耗散模型与非线性模型结合,但得到的表达式不具普遍性，而且局限于二级加载情况.为了较好的应用模型,取得更接近实际的分析预测结果,对已有模型的假设进行弱化改进和参数优化是一种可行的方法.本文根据以韧性为损伤变量的已有试验数据进行分析,推导了更好的描述曲轴材料(42CrMo)韧性随疲劳变化的损伤演化方程,建立了一种适用的能够考虑疲劳损伤全过程的非线性损伤累积模型.1 疲劳累积损伤的数学解释——韧性耗散算法材料的韧性是其在断裂前所吸收的总能量，它可通过强度和塑性相关的综合性力学性能等参数计算出来.材料在疲劳断裂前所耗散的总塑性滞后能称为材料的疲劳韧性；在一定损伤状态下所继续耗散的塑性滞后能,亦称为材料的剩余疲劳韧性.对于具有幂硬化规律的材料,原始材料的静韧性U为[6]式中,σf为断裂强度,εf为断裂延性,n为材料的形变硬化指数.其中，可用材料静力拉伸实验的拉伸强度σb和断面收缩率φf来确定σf和εf(2)大量实验研究表明，材料的韧性下降是强度和塑性性能在疲劳损伤过程中劣化的综合表现.由于疲劳损伤过程中材料与外界的能量交换,使内部组织结构发生变化,微裂纹和微空洞在材料中萌生和演化,整个疲劳过程中,材料吸收的应变能应是各循环滞后环面积之和(3)式中,为在一定疲劳损伤状态下累积耗散的塑性滞后能，为在疲劳断裂前所耗散的总塑性滞后能,即疲劳韧性，WfN为在一定损伤状态下所继续耗散的塑性滞后能,即剩余疲劳韧性.如果将单调加载考虑为一种特殊的循环加载,采用文献[7]建立的并被大量实验结果所证实的材料疲劳韧性与静韧性之间的经验关系式(4)式中,σa为交变应力幅.对已有一定损伤的材料,式(4)可写成式中UN为剩余静力韧性，σfN为剩余断裂强度.将上式和式(4)代入式(3),整理可得(5)对于有损伤的材料,残余静力韧性可具体表示为强度和塑性性能的函数,即式中,σbN，φfN，nN分别为有损材料的拉伸强度，断面收缩率和形变硬化指数.2 韧性耗散累积损伤模型的建立2.1 损伤变量的确定材料损伤过程中,塑性变形耗散了一定的能量,选择与疲劳能耗过程密切相关的循环塑性滞后能作为损伤参量,疲劳损伤变量可定义为(7)由于材料的断裂强度只在疲劳的最后阶段才会出现显著下降,因此可取σfN≈σf,则式(7)可写为将式(6)和式(1)，(2)代入式(7)可得(8)2.2 损伤演化方程的推导文献[8]对结构钢在不同疲劳损伤阶段下的大量韧性实测数据进行分析,建立起材料韧性随疲劳损伤耗散的关系式(9)式中,U为无损材料静韧性，UNf-1为材料经Nf-1次循环载荷作用后的剩余韧性，σa和Nf分别是作用应力幅和对应的疲劳寿命,其关系由图1表示的S-N曲线反映(图中n为循环次数),经验公式由Basiquin方程[7]给出σa=σf′(2Nf)b,式中σf′和b 是材料疲劳强度系数和指数.图1 曲轴材料的S-N曲线Fig.1 S-N curve of the crankshaft material将式(8)与式(9)联立,并考虑材料在最终循环中发生瞬断因而剩余韧性降低为接近零,故而可推得累积损伤变量DNf-1趋于1,经整理,可得到用韧性表示的疲劳损伤演变规律为(10)则疲劳损伤演化方程可由式(10)求导得=[(Nf-N)lnNf]-1(11)2.3 多级加载下的疲劳累积损伤模型设第一级加载应力σ1下的疲劳寿命为Nf1,则其产生的疲劳损伤为(12)根据宏观损伤等效性,它相当于第2级应力σ2下作用了次循环,即(13)从而可得当量循环数同理可得在2级乃至多级载荷作用N2～Ni次后产生的损伤.由此得到任意加载下的损伤累积表达式,将可发生疲劳破坏时应满足的关系写成递推公式(14)式中，T1=1,Ti为i-1级应力作用后在第i级应力下的剩余寿命分数，Di为i级应力作用后得到的损伤量.3 疲劳累积损伤模型的应用3.1 应力水平与韧性耗散对于所研究的曲轴42CrMo钢材料,根据文献[9]的实验数据,对Basiquin方程进行拟合,可得到σf′和b的具体值.令y=σa,x=Nf,则有y=σf′(2x)b，两边取对数，得ln y=(lnσf′+bln 2)+bln x.取Y=ln y,X=ln x,A=(ln σf′+bln 2),则有Y=A+bX(15)式(15)说明应使x-y在双对数坐标系X-Y中最大限度地呈现线性关系,A，b为待定系数,可运用双对数坐标下的最小二乘法拟合求得.运用MATLAB的lspoly函数拟合得到的结果见表1,即Y=5.99-0.29X.由此解得σf′=489.75 MPa,b=-0.29.表1 X-Y线性关系的最小二乘法拟合Table 1 Least square method of X-Y linear relationshipnAb1-0.275.952-0.255.823-0.275.894-0.265.915-0.316.136-0.326.127-0.336.118-0.285.97平均值-0.295.993.2 疲劳累积损伤模型描述分析利用文献[4,10]的实验数据对式(14)的多级加载情况进行计算,并将计算结果与实验值对比.由3.1所求关系式可求得具体值列于表2，3中的预测值栏.表2 45#钢光滑件两级加载下预测值与实测值比较Table 2 Predicted and measured values of 45 # steel smooth loading levels应力水平/MPa加载顺序N1/次N1/Nf1N2/次实验值N2/Nf2预测值N2/Nf2331.463^284.4高-低5000.01423 7000.847 40.936高-低12 5000.250250 4000.500 80.78高-低25 0000.500168 3000.336 60.465高-低37 5000.75064 5000.12900.213284.39^331.5低-高125 0000.25037 9000.758 00.79低-高2500000.50038 9000.778 00.721低-高375 0000.75043 4000.868 00.544表3 30CrMnSiA三级加载下剩余寿命分数值比较Table 3 Remained life numeric values of 30CrMnSiA with three levels loading应力水平/MPa加载顺序N1/次N1/Nf1N2/次N2/Nf2实验值N3/Nf3预测值N3/Nf3915^803.2^667.7高-低580.0579800.1230.7030.76高-低2800.2742 4000.3020.3350.351667.7^803^915低-高8 1000.1351 8000.2260.7770.74低-高26 1000.4363 1000.3900.3870.264经分析，计算结果与实验值基本一致,这表明所建立的疲劳累积损伤模型具有较强的描述能力.3.3 柴油机曲轴累积损伤模型根据上述分析,可得柴油机曲轴(42CrMo)在多级加载条件下的累积损伤模型，经i 级应力作用后得到的损伤量对应的损伤演化方程为式中为第i级应力幅,Nfi为对应的疲劳周次，Ni为第i级载荷作用周次.为更准确地模拟实际工况,可对整体曲轴建立有限元网格划分模型.运用ADAMS进行动力学分析,图2为一受力较大时刻的曲轴应力分布,输出包含各节点在一发火周期内的von Mises应力-时间历程曲线的数据文件后即可借助本文得出的疲劳累积损伤模型进行疲劳分析.图2 曲轴0.025 6 s时的应力Fig.2 Crankshaft stress at 0.025 6 s值得指出的是,σai为考虑多场态和几何尺寸等因素下通过有限元法分析得到的应力水平值,且σai和Ni由对应不同工况模拟的具体谱载编制情况决定.同一应力序列对应的不同加载谱所得最终疲劳寿命(即各对应作用周次Ni的累积和)的分布特征将用于可靠度的分析计算.4 结论1) 本文在对材料韧性耗散的数学模型进行推演的基础上定义了疲劳损伤变量,并推导出韧性随疲劳变化的一般损伤演化方程,进而实现了多级载荷条件下能够考虑疲劳损伤全过程的非线性损伤累积模型建立.2) 应用已有实验数据对所得模型进行分析评估,分析计算结果与实验值基本一致,表明所建立的疲劳累积损伤模型具有较强的描述能力.3) 利用柴油机曲轴实验数据,将上述一般性模型具体化为能很好描述舰船柴油机曲轴(42CrMo)的累积损伤规律的算法模型,该模型为进一步探讨柴油机疲劳可靠性提供了理论和方法基础.参考文献[1] 卢延辉, 王文阁,郑联珠. 疲劳可靠性计算方法中迈纳理论与概率累加理论之间的关系[J]. 吉林大学学报：工学版, 2007,37(02):382-385.Lu Yanhui, Wang Wenge, Zheng Lianzhu. Relation between Miner theory and probability accumulation theory in calculation methods of fatigue reliability[J]. Journal of Jilin University:Engineering and Technology Edition, 2007,37(02):382-385.(in Chinese)[2] 朱彤, 王明强. 基于ANSYS和Certon-Dolan理论分析估计疲劳寿命的方法[J]. 江苏科技大学学报:自然科学版, 2007,21(6):48-52.Zhu Tong, Wang Mingqiang. Fatigue life estimation method based on ANSYS and Certon-Dolan theory[J]. Journal of Jiangsu University of Science and Technology:Natural Science Edition, 2007,21(6):48-52. (in Chinese) [3] 叶笃毅, 王德俊. 一种基于材料韧性耗散分析的疲劳损伤定量新方法[J]. 实验力学, 1999,14(1):80-88.Ye Duyi, Wang Dejun. A new approach for studying fatigue damage[J]. Journal of Experimental Mechanics, 1999,14(1):80-88. (in Chinese)[4] 胡明敏. 基于韧性耗散模型的损伤定量分析方法[J]. 力学季刊, 2000,21(3):387-391.Hu Mingmin. A new approach for fatigue damage quantitative analysis on the basis of toughness degradation[J]. Chinese Quarterly of Mechanics, 2000, 21(3):387-391. (in Chinese)[5] 方义庆, 胡明敏,罗艳利. 基于全域损伤测试建立的连续疲劳损伤模型[J]. 机械强度, 2006,28(4):582-586.Fang Yiqing, Hu Mingmin, Luo Yanli. New continuous fatigue damage model based on whole damage field measurement[J]. Journal of Mechanical Strength, 2006,28(4):582-586. (in Chinese)[6] Noda J, Nakada M, Miyano Y. Fatigue life prediction under variable cyclic loading based on statistical linear cumulative damage rule for CFRP laminates[J]. Reinforded Plastics and Composites, 2007, 26(7): 665-680. [7]Sandor B I. Fundamental of cyclic stress and strain[M]. London: The University of Wisconsin Press, 1972.[8] Mccook N L, Burris D L, Kim N H, et al. Cumulative damage modeling of solid lubricant coatings that experience wear and interfacialfatigue[J]. Wear,2007(262): 1490-1495.[9] 王威强, 徐楠,贺庆强. 42CrMo硬齿面齿轮虚拟全寿命的试验与分析[J]. 农业机械学报. 2006,37(3):126-129,133.Wang Weiqiang, Xu Nan, He Qingqiang. Research of virtual life technology for 42CrMo hardened gear[J]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2006,37(3):126-129,133. (in Chinese)[10] 尚德广, 姚卫星. 单轴非线性连续疲劳损伤累积模型的研究[J]. 航空学报, 1998,19(6):647-656.Shang Deguang, Yao Weixing. Study on nonlinear continuous damage cumulative model for uniaxial fatigue[J]. Acta Aeronautica Et Astronautica Sinica, 1998,19(6):647-656. (in Chinese)。

第６期（总第１６９期）２０１１年１２月机械工程与自动化ＭＥＣＨＡＮＩＣＡＬ　ＥＮＧＩＮＥＥＲＩＮＧ　＆　ＡＵＴＯＭＡＴＩＯＮＮｏ．６Ｄｅｃ．文章编号：１６７２－６４１３（２０１１）０６－００７１－０３基于刚柔耦合的自动化动力学仿真分析研究张士存１，付月磊２（１．南车青岛四方机车车辆股份有限公司，山东　青岛　２６６１１１；２．安世亚太科技（北京）有限公司，北京　１０００２６）摘要：刚柔耦合是多体系统最常见的力学模型，在其建模分析过程中存在一定的复杂性与重复性。

以三连杆机构为例，通过ＡＮＳＹＳ和ＡＤＡＭＳ实现刚柔耦合全分析过程，并利用ＭｏｄｅｌＣｅｎｔｅｒ的ＱｕｉｃｋＷｒａｐ技术对整个分析过程的功能点进行组件封装，最后通过封装好的组件搭建刚柔耦合分析流程，最终实现自动化的刚柔耦合分析，为进一步的ＤＯＥ及优化分析奠定了基础。

关键词：刚柔耦合；自动化；动力学；ＡＮＳＹＳ；ＡＤＡＭＳ中图分类号：ＴＰ３９１．９ 文献标识码：Ａ收稿日期：２０１１－０６－２８；修回日期：２０１１－０７－０８作者简介：张士存（１９７９－），男，山东济南人，工程师，本科，主要从事仿真集成及高性能计算集群应用工作。

０　引言在机械系统中，柔性体会对整个系统的运动产生重要影响，在进行运动学分析时如果不考虑柔性体的影响将会造成很大的误差，同样整个系统的运动情况也反过来决定了每个构件的受力状况和运动状态，从而决定了构件内部的应力应变分布。

因此采用ＡＮＳＹＳ和ＡＤＡＭＳ软件的联合仿真应运而生，它不但可以精确地模拟整个系统的运动，而且可以基于运动仿真的结果对运动系统中的柔性体进行应力应变分析［１，２］。

本文基于柔性体仿真的基本数学模型［３，４］，以三连杆机构为例，进行刚柔耦合动力学仿真分析全过程研究。

１　刚柔耦合分析本文所要分析的模型为三连杆机构，其中中间的连杆考虑作为柔性体，具体分析模型如图１所示。

１．１　柔性体模态中性文件生成进行刚柔耦合分析的第一步便是创建柔性体的模态中性文件＊．ｍｎｆ文件，模态中性文件是ＡＤＡＭＳ软件进行刚柔耦合分析所需要的文件，它包含了柔性体的质量、质心、转动惯量、频率、振型以及对载荷的参与因子等信息，该步骤是在ＡＮＳＹＳ中完成的。

车辆系统刚柔耦合多体动力学的发展综述摘要：随着科技的发展，货物列车的轻量化设计成为趋势。

采用轻型部件可以显著地降低车辆的质量，达到了货车重载、低动力的目标。

轻型部件的刚度小，采用传统刚体模型不能准确模拟实际性能。

本文介绍了刚柔耦合多体动力学的发展，研究证明刚柔耦合模型可以比较准确的模拟实际车辆的性能。

关键词：重载货车、刚柔耦合、多体动力学1引言重载货车的大轴重转向架的低动力设计以及车体的轻量化设计都要求尽量地降低质量，所以在重载货车设计中应用了大量轻型部件。

传统的车辆动力学仿真计算将车辆中的各个部件均考虑为刚体，根据实际情况，刚体之间、刚体与固定坐标系之间用铰接、力元等联系起来，以此建立车辆动力学模型进行仿真计算。

由于轻型部件的刚度比以前的小，而车辆运行速度的提高，部件之间的作用力增大，所以这些部件在车辆运行的过程中会产生相对较大的弹性变形。

所以这种将所有部件全部考虑为刚体建立的模型不能准确地反映现代新设计的车辆的性能。

因此，将车辆结构中一些刚度比较小、在运行过程中可能发生弹性变形的一些部件考虑为柔性体，其它部件仍考虑为刚体，以此建立的车辆系统刚柔耦合多体动力学模型可以更准确的模拟实际车辆的性能。

这种方法在车辆动力学模拟及部件疲劳寿命预测中得到了广泛应用。

2刚柔耦合多体动力学原理多体系统是由若干刚体或柔体通过力元或铰连接而成的一个完整系统。

多体系统的基本元素包括：惯性体、力元、约束和外力(偶)。

多体系统动力学主要应用在机构的静力学分析、特征模态分析、线性响应分析、运动学分析和动力学分析等，主要是应用计算机技术进行复杂机械系统的动态仿真分析。

柔性多体系统动力学主要研究客体本身刚度较低、受冲击易发生变形或客体的附属部件刚度较大而本身刚度较低，在进行耦合之后，会产生弯曲、变形等特征的大型动力学系统，分析动力学特性时需要考虑其弹性振动的影响。

由于柔性体上任意两点的位移在受到外界激励的情况下会发生位移变化，所以，多柔体系统不但需考虑零部件之间连接元件的刚度、阻尼等特性，还需要考虑部件本身结构的变化特征。

汽车发动机曲轴疲劳性能分析研究张帷;王晓辉;王长彭;黄文明【期刊名称】《精密成形工程》【年(卷),期】2015(000)001【摘要】目的：汽车发动机曲轴在疲劳实验的过程中，经常会出现非正常疲劳裂纹，裂纹从轴颈末端的油孔槽开始起源，造成曲轴轴颈的扭转强度达不到要求。

有必要对汽车发动机曲轴的疲劳性能进行研究。

方法通过疲劳、拉伸、金相实验以及疲劳断口SEM手段，对曲轴疲劳试样进行了分析。

结果汽车曲轴疲劳实验在循环基数为1×107次下，弯矩的疲劳极限为607．5 Nm；曲轴轴颈的中部所受到的疲劳极限压力为96．7 MPa；该40Cr曲轴断口为典型的韧窝和台阶混合断裂。

结论曲轴的钻油孔在轴颈内壁造成的应力集中，比较容易产生缺陷；曲轴轴颈在交变应力的作用下，很容易产生疲劳裂纹并扩展，导致曲轴的早期断裂。

【总页数】6页(P72-77)【作者】张帷;王晓辉;王长彭;黄文明【作者单位】西南技术工程研究所，重庆400039;西南技术工程研究所，重庆400039;西南技术工程研究所，重庆400039;西南技术工程研究所，重庆400039【正文语种】中文【中图分类】TG115.5+7【相关文献】1.48MnV非调质钢汽车发动机曲轴探伤磁痕现象分析及对疲劳性能的影响 [J], 冯继军;郭文芳;曾照鸿;刘树国2.汽车发动机曲轴扭转疲劳失效形式与原因分析 [J], 刘红福;周先忠;于秋明;孙军;倪培相3.汽车发动机曲轴疲劳试验方法 [J], 谢丽颖4.汽车发动机曲轴扭转疲劳试验方法研究 [J], 陈敬海;吴勇;单长伟;武庆;张志军5.汽车发动机曲轴弯曲疲劳试验方法研究 [J], 刘俊;王茂川;张世艳;贺明强;王辉因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。

基于多体动力学方法的发动机曲轴系全局振动研究佚名【摘要】采用结合有限元法(FEM)的多体动力学方法,建立了某三缸机的动力学仿真模型及主轴承弹性液力润滑(EHD)轴承模型,并对曲轴系和发动机机体组合结构进行了约束模态分析,计算得到了曲轴系弯曲及扭转振动的强迫共振频率及振型,重点分析了振动形式较为复杂的弯曲振动和轴系整体振动,探究了轴系共振产生的原因,并进行试验验证.结果表明,引起曲轴系扭转共振的原因是其扭转自由模态,引起弯曲共振和整体振动的是其约束模态及轴系机体组合结构的刚体模态,且轴承约束对扭转模态影响微小,该计算体系与研究结论为发动机曲轴系振动的预测与控制提供了建议和参考.【期刊名称】《车用发动机》【年(卷),期】2018(000)006【总页数】8页(P1-8)【关键词】多体动力学;弯曲振动;约束模态;曲轴;有限元法【正文语种】中文【中图分类】TK413.31曲轴系作为发动机的动力输出轴，同时又承受着缸内燃烧压力的激励，其强度与振动噪声问题一直以来都是发动机设计工作者关注的重中之重，曲轴系能否平稳可靠地运转直接决定了发动机的动力性、经济性及NVH性能的好坏。

其中，由于其结构的特殊性，曲轴系的振动问题在设计过程中必须严格加以控制。

曲轴系的全局振动包括过曲轴轴线的两个垂直平面(xy和xz平面)内的弯曲振动、绕轴线(x轴)的扭转振动、沿轴线(x轴)的纵向振动及整个轴系在弹性约束下的刚体振动，其中曲轴系纵振常耦合于弯振扭振中，一般不会单独出现，因此纵振在文中不作单独探究。

目前，关于曲轴系扭振的研究较为全面[1-6]，涵盖理论模型计算[1-3]、有限元计算[4-6]及测试试验[6]等各个方面，取得了丰富的有指导意义的结果。

相比于扭振，曲轴系弯曲振动的形式则更为复杂，其共振激励源不单是缸内燃烧压力激励，曲轴1阶旋转偏心是弯曲共振的另一重要激励。

曲轴特殊的结构形式使其弯曲刚度较小，固有频率较低，在发动机工作转速范围内极易发生弯曲共振，共振严重时会导致轴承油膜形成困难、曲轴磨损加剧甚至曲轴断裂。

基于刚柔耦合系统的关键零部件动应力仿真和疲劳寿命计算陆正刚;胡用生
【期刊名称】《铁道车辆》
【年(卷),期】2006(044)001
【摘要】应用刚柔耦合系统动力学方法,将铁道车辆关键零部件如客车转向架构架、货车转向架交叉杆组成等作为柔性体,通过模态综合方法融合在车辆多体动力学模
型中,再通过车辆动力学仿真分析,获得关键部件上危险点的动应力.根据整个寿命周期内车辆不同运用工况的组合,获得相应危险点上的动应力谱,最后应用疲劳损伤准则,进行疲劳寿命计算.作为算例,应用该方法对配装转K6型转向架的交叉杆组成进
行了疲劳寿命评估.
【总页数】6页(P6-11)
【作者】陆正刚;胡用生
【作者单位】同济大学,铁道与城市轨道交通研究院,上海,200331;同济大学,铁道与城市轨道交通研究院,上海,200331
【正文语种】中文
【中图分类】U270.1+2
【相关文献】
1.基于刚柔耦合瞬态动力学分析的货叉机构疲劳寿命计算 [J], 张雨佳;李红勋;彭超
2.在役钢桥基于名义应力法的疲劳寿命计算方法研究 [J], 徐鲁华
3.基于ADAMS柔性体应力历程谱的游乐设施结构疲劳寿命计算 [J], 张永;刘辉;
张弛
4.基于刚柔耦合狂呼回转臂有限元分析及疲劳寿命计算 [J], 赵九峰
5.基于接触式传感体的传感器接触应力分析与疲劳寿命计算 [J], 李薪宇;孟丽君;谭昕
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《基于多体动力学和有限元法的机车车体结构疲劳仿真研究》篇一一、引言随着铁路运输的快速发展，机车车体结构的性能与安全越来越受到人们的关注。

在机车运行过程中，车体结构经常承受各种复杂的外力作用，导致其出现疲劳损伤甚至破坏。

因此，对机车车体结构进行疲劳仿真研究，预测其在使用过程中的性能变化，具有重要的工程应用价值。

本文基于多体动力学和有限元法，对机车车体结构进行疲劳仿真研究，旨在为机车车体的设计、制造和使用提供理论依据。

二、多体动力学在机车车体结构分析中的应用多体动力学是一种研究多体系统运动规律的方法，适用于描述机车车体等复杂机械系统的运动。

在机车车体结构分析中，多体动力学主要用于建立车体的运动学和动力学模型，分析车体在运行过程中的动态响应。

通过多体动力学分析，可以获得车体在各种工况下的应力、应变等关键参数，为后续的疲劳仿真提供基础数据。

三、有限元法在机车车体结构疲劳分析中的应用有限元法是一种有效的数值分析方法，适用于解决复杂的工程问题。

在机车车体结构疲劳分析中，有限元法主要用于建立车体的有限元模型，对车体进行应力、应变等参数的精确计算。

通过有限元法，可以获得车体在各种工况下的疲劳损伤情况，预测车体的使用寿命。

四、基于多体动力学和有限元法的机车车体结构疲劳仿真研究本研究采用多体动力学和有限元法相结合的方法，对机车车体结构进行疲劳仿真研究。

首先，建立机车车体的多体动力学模型，分析车体在各种工况下的动态响应。

然后，根据多体动力学分析结果，建立车体的有限元模型，进行应力、应变等参数的精确计算。

最后，利用疲劳分析方法，预测车体的使用寿命和疲劳损伤情况。

在仿真过程中，我们采用了高精度的材料模型和接触模型，以更真实地反映机车车体在实际运行过程中的受力情况。

同时，我们还考虑了多种不同的工况和运行环境，以全面评估机车车体的性能和安全性。

五、结论通过基于多体动力学和有限元法的机车车体结构疲劳仿真研究，我们获得了以下结论：1. 多体动力学和有限元法相结合的方法可以有效地对机车车体结构进行疲劳仿真分析，为机车车体的设计、制造和使用提供理论依据。

基于有限元仿真技术的曲轴疲劳强度分析骆清国;杨良平;王旭东;马强【摘要】基于有限元仿真技术,采用Pro/E软件建立柴油机曲柄连杆机构的三维模型；在有限元分析软件Patran中,建立曲轴的有限元模型,对曲轴进行了有限元模态分析和模型降阶；在Adams中建立刚柔耦合模型并进行动力学仿真,提取载荷谱输入到Fatigue中进行了疲劳寿命计算；用名义应力法验证了基于有限元仿真技术的疲劳强度分析结果是合理的.【期刊名称】《车辆与动力技术》【年(卷),期】2012(000)002【总页数】5页(P51-54,64)【关键词】曲轴;模态振型;有限元分析;动力学仿真;疲劳强度【作者】骆清国;杨良平;王旭东;马强【作者单位】装甲兵工程学院,北京100072;装甲兵工程学院,北京100072;装甲兵工程学院,北京100072;装甲兵工程学院,北京100072【正文语种】中文【中图分类】TK413.3当前，高功率密度柴油机已经成为重要的发展趋势.德国MTU公司开发的小缸径高功率密度(HPD)MT890系列柴油机的单位体积功率达到1200－1300 kW/m3.其中，12V890柴油机较其相同功率的MT883Ka-501柴油机，整机质量和体积均减少约50%［1］.提高功率密度意味着减小曲轴尺寸，因此，曲轴的疲劳强度分析变得尤为重要，与基于试验的传统方法相比，有限元疲劳仿真能够在设计阶段判断零部件的疲劳寿命薄弱位置，避免不合理的寿命分布，同时能缩短产品的开发周期，降低设计成本［2］.文中采用有限元仿真技术对某中大型柴油机曲轴进行自由模态分析和疲劳寿命计算，为曲轴的优化设计提供理论依据.鉴于试验验证需要大量的人力物力和漫长的实验周期，对曲轴材料S-N曲线的相关试验数据进行拟合修正，建立曲轴的疲劳累积损伤半经验公式，对仿真得到的曲轴寿命进行了验证.1 动力学仿真1.1 曲轴有限元模型的建立建立某中大型柴油机的曲轴模型，并进行有限元网格划分，得到65 493个节点，41 265个单元.设置曲轴材料为42CrMo，弹性模量为2.1e11Pa，泊松比为0.3，密度为7 850 kg/m3.在曲轴的连杆轴颈、主轴颈和飞轮连结处建立外接节点单元，即MPC-RBE2单元，为了实现MPC-RBE2单元在刚-柔性体间的载荷传递功能，其位置与曲轴在Adams中各运动副的Marker点位置必须完全一致.曲轴有限元模型及MPC-RBE2单元位置见图1.图1 曲轴的有限元模型1.2 刚柔耦合模型的建立图2 曲柄连杆机构刚柔耦合模型1.3 约束和外载荷根据曲柄连杆机构的实际运动关系建立运动副．根据发动机台架实验测得的数据建立气缸压力样条曲线，将其施加在活塞顶上.在多体动力学模型中，6个气缸按照一定的相位关系，以曲轴转角为自变量分别调用各缸气体作用力数据文件.图3是转速为1 500 r/min时，一个工作循环内各缸气体作将模态分析后得到的曲轴模态中性文件通过Adams/FLEX模块导入Adams替换原刚性曲轴，得到刚柔耦合动力学模型.采用多柔体动力学仿真分析计算曲轴应力、应变，一方面可以考察曲轴的强度、应力集中等是否满足要求，同时也为准确分析曲轴的疲劳寿命提供条件，曲柄连杆机构刚柔耦合模型见图2.用力曲线.各缸出现峰值的间隔为120度曲轴转角.图3 各缸气体压力曲线测量曲轴转角α和连杆摆角β，并依此为自变量，求得发动机的输出转矩式中：PΣ为作用在活塞销中心处的合力;R为曲柄臂长度.将此转矩作为阻力矩加在曲轴输出端，使发动机运转保持平稳.1.4 刚-柔性体动力学仿真分析将曲轴进行柔性化处理以后，在活塞顶部加载4个工作循环的气体压力，并在Adams中进行动力仿真，仿真持续时间t=8×60/1500=0.32 s，设置步长为320.仿真过程中，曲轴整体受力及应力云图如图4所示.图4 曲轴动态加载及应力云图可以看出，曲柄销与曲柄臂的过渡圆角处为应力集中最严重的部位，其应力值在90.58 MPa至432.92 MPa之间.2 曲轴的模态分析和模型降阶2.1 曲轴模态分析曲轴的柔性体含有11个连接点 (MPC-RBE2单元)，即模型的约束模态为66个.根据经验设定模型标准模态为26个，因此，必须在Adams中定义92个模态.计算过程如下．约束模态：6DOF×11连接点=66模态26个标准模态+66个约束模态=92个总模态标准正交化后相当于：6个刚体模态+86个弹性体模态=92个总模态［3］．在有限元软件Patran中，采用Lanczos法计算曲轴的模态，得出曲轴各阶自由模态的固有频率和振型，舍去前6阶的刚体模态，以曲轴不为零的固有频率作为第1阶模态频率.前6阶模态频率和振型如表1所示.表1 曲轴前6阶模态频率和振型阶数频率/Hz 振型描述1 2 3 4 5 6 328.42 364.01 498.04 674.06 797.07 947.16 x-z平面内一次弯曲x-y平面内一次弯曲x-y平面内两次弯曲x-z平面内两次弯曲三维空间内两次弯曲x 方向轴向扭曲通过对曲轴的各阶模态振型进行分析得到曲轴在低阶频率下，主要是以弯曲模态为主，并且弯曲变形的最大部位出现在曲柄臂和曲柄销结合处，如图5所示;随着模态频率的提高，扭转模态振型趋于明显，如图6所示;随着模态频率进一步提高，出现各部分不同步的弯曲、扭转或弯扭组合振动以及复杂的局部振动，如图7所示;当模态频率超出一定范围，它们所对应的临界转速远远超出曲轴的转速范围，发生扭转共振的概率几乎为零，研究中不予考虑，如图8所示.曲轴的裂纹大多是由弯曲力矩疲劳破坏产生的，因此，研究曲轴的低阶模态在外加载荷作用下的动态应变，对曲轴的疲劳强度分析具有十分重要的作用.图5 第1阶模态振型2.2 曲轴模型降阶为解决动态仿真分析和寿命计算中自由度数目多、求解困难的问题，进行模型降阶意义重大．经过有限元模态分析和动力学仿真验证，得知有些模态 (大多是较高阶的模态)对系统动力响应影响很小，首先将频率在3 000 Hz以上的模态舍去，然后根据各阶模态对应变能的贡献大小进行模型降阶，最终模型的模态数由原来的86阶降至25阶．3 曲轴的疲劳寿命计算与验证3.1 曲轴的疲劳寿命计算柴油机在工作过程中，曲轴承受的实际载荷非常复杂，所受到的平均应力不会刚好为零，因此，在用Fatigue进行疲劳计算时采用Goodman法对平均应力进行修正.在输入曲轴的材料特性后，Fatigue将曲轴在外载荷作用下所受到的应力值与曲轴材料的疲劳极限结合起来，计算出曲轴的疲劳寿命.疲劳寿命云图如图9所示. 图9 曲轴疲劳寿命云图从图中可以看出曲轴最先产生疲劳破坏的部位和图4显示的应力集中部位一致，位于曲柄销和曲柄臂的过渡圆角处，节点27 542在最大工况 (1500 r/s)下经过4.57×106次循环加载，即柴油机运行1.828×107个工作循环曲轴产生疲劳破坏.3.2 曲轴的疲劳寿命计算验证以应力值50 MPa为起点，每50 MPa作为一个应力分段，对曲轴最大应力节点27 542四个工作循环仿真得到的应力时间历程用雨流计数法进行计数，得到的结果如表2所示.表2 节点1754应力历程雨流计数法统计结果应力S/MPa 50＜S≤100 100＜S≤150 150＜S≤200 200＜S≤250 250＜S≤300 300＜S≤350 350＜S≤400 400＜S≤450雨流计数42000630根据雨流计数结果，将连杆的载荷幅值分为4级，各级幅值与最大值之比依次为：0.85，0.725，0.275，0.125［4］.由此可得到各级应力幅值由高至低依次为：367.98 MPa，313.82 MPa，119.05 MPa，54.12 MPa.针对曲轴的材料特性 (42CrMo钢)，对Basiquin 方程［5］进行拟合得到式中：σa和Nf分别是作用应力幅和对应的疲劳断裂周次 (材料的S-N决定);σ'f和b分别是材料疲劳强度系数和疲劳强度指数.通过对42CrMo的S-N曲线的相关试验数据［6］进行拟合修正，求得σ'f=489.75，b=0.29，由式 (2)变形有将曲轴有限元模型中最大应力节点的应力时间历程经雨流计数法计数得到的各分级应力代入拟合公式 (3)中，计算得到各分级应力对应的疲劳周次，如表3所示.表3 各级应力对应疲劳周次应力幅值/MPa 54.12 119.05 313.82 367.98疲劳周次/1071953.9 129.71 4.623 2.673采用线性Miner法则，分别对仿真过程各级应力损伤和进行统计，可以得到其损伤和由于柴油机在运行过程中，其载荷谱随着各缸的做功状况发生着改变，载荷谱的高、低载荷的排列形式和作用次序决定了Miner法则中D的分散性，大量试验研究结果表明，D值的范围为0.3－3.0之间.因此，D=1.114在合理范围之内，可以判定基于有限元仿真技术的疲劳强度分析结果是合理的.5 结论1)对曲轴进行了模态分析，从模态振型图可以看出，曲轴的结构振动模态在低频段为简单弯曲、扭转振动模态;在高频段为各部分不同步的弯曲、扭转或弯扭组合振动以及复杂的局部振动模态.2)建立了曲柄连杆机构的刚柔耦合模型，进行了刚-柔性体系统动力学仿真分析，得到了曲轴工作过程中的应力分布云图，用Fatigue软件得到了曲轴的疲劳寿命云图，发现连杆疲劳破坏最先产生于曲柄臂和曲柄销的过渡圆角处.3)对通过Fatigue软件得到的曲轴疲劳寿命进行理论验证.采用雨流计数法和线性Miner法则验证了基于有限元仿真技术的曲轴疲劳强度分析结果是合理的.参考文献：［1］张玉申．高功率密度柴油机及其关键技术［J］．车用发动机，2004(3)：5-8．［2］周传月，郑红霞，罗慧强，等．MSC．Fatigue疲劳分析应用与实例［M］．科学出版社，2005．［3］李军，刑俊文．ADAMS实例教程［M］．北京理工大学出版社，2002．［4］赵少汴，王忠保．抗疲劳设计—方法与数据［M］．机械工业出版社，1997．［5］ Jorge Rodraiguez Duraan，Jaime Tupiassau Pinho de Castro．Prediction of Fatigue Crack Propagation Under Complex Loading Using Gen Parameters［C］．SAE Technical Paper，2001：4063-4067．［6］王威强，徐楠山，贺庆强．42CrMo硬齿面齿轮虚拟全寿命的试验与分析［J］．农业机械学报，2006(3)：126-129．。

12第1期客车技术与研究BUS &COACH TECHNOLOGY AND RESEARCH No. 12018基于剛柔耦含的车用电动空压机曲轴连杆系动态仿真周威力，冷彪，柳帅，管仁梅(中国第一汽车股份有限公司技术中心，长春130011)摘要：利用三维建模软件Pro/E、多体动力学仿真软件AD AM S建立车用电动空压机曲轴连杆系的 多体动力学分析模型，并进行多刚体模型动态仿真和刚柔耦合模型动态仿真。

通过对比，得出刚柔耦 合分析的必要性。

关键词：刚柔耦合；电动空压机；曲轴连杆；动态仿真中图分类号：U463. 55 文献标志码：A文章编号：1006-3331(2018)01-0012-04 Dynamical Simulation of Crankshaft and Rod Mechanism of Vehicle Electric AirCompressor Based on Rigid-flexible CouplingZhou Weili, Leng Biao, Liu Shuai, Guan Renmei(R&D Center, China FAW Co.，Ltd，Changchun 130011，China)Abstract:Using solid design software Pr^^^E and multi-body dynamical simulation software ADAMS,the authors establish a multi-body dynamical model of crankshaft and rod mechanism of vehicle electric air com­pressor,and complete the dynamical simulations of multi- rigid- body model and rigid- flexible coupling paring the simulation results of the two models,the necessity of rigid-flexible coupling analysis is proved.Key words：rigid-flexible coupling；electric compressor；crankshaft and rod;dynamical simulation电动客车及物流车多采用活塞式电动空压机作 为制动系统的动力来源。