基于ANSYS軟件的柴油機曲軸有限元分析

1、基于ANSYS軟件的柴油機曲軸有限元分析1 引言 隨著柴油機的不斷強化，曲軸的工作條件愈加苛刻，保證曲軸的工作可靠性至關重要，其設計是否可靠，對柴油機的使用壽命有很大影響，因此在研制過程中需給予高度重視。由于曲軸的形狀及其載荷比較復雜，對其采用經(jīng)典力學的方法進行結構分析往往有局限性。有限元法是根據(jù)變分原理求解數(shù)學物理問題的一種數(shù)值計算方法，是分析各種結構問題的強有力的工具，使用有限元法可方便地進行分析并為設計提供理論依據(jù)。 6105高速柴油機曲軸為全支承式，總長929mm，連桿頸直徑為63mm，主軸頸直徑為70mm，分別在第1、第3、第4、第6連桿軸頸上設有非軸線對稱平衡塊。本文采用ANSYS

2、有限元軟件，在靜應力計算部分采用整體曲軸模型進行有限元分析和模態(tài)分析，并就單元選擇及網(wǎng)格劃分對應力的影響做了分析比較。2 整體曲軸有限元模型的建立 傳統(tǒng)的曲軸分析，國內(nèi)外多采用單拐或1 /2單拐模型。但這種方法還不能反映整體曲軸內(nèi)部應力場的分布狀態(tài)，有些學者也采用連續(xù)梁理論對曲軸進行分析計算，但把象曲軸這樣復雜的結構簡化成連續(xù)梁，計算結果顯然是不準確的。因此，為了較為準確地計算曲軸強度和了解曲軸內(nèi)部的應力狀況，本文采用曲軸三維整體模型，對曲軸進行靜強度和剛度的有限元分析。 2.1有限元網(wǎng)格的劃分 由于曲軸結構復雜，利用有限元軟件進行建模時很難保證與圖紙上的曲軸結構完全一致，因此建模時必須簡化。

3、為了減少應力集中，曲軸上不同截面的結合處都有半徑不一的倒角，如果在建模時考慮這些倒角和油孔，則會使有限元的網(wǎng)格非常密集，這就大大地增加了模型的單元數(shù)量，花費大量的求解時間，而且生成的網(wǎng)格形狀也不理想，降低了求解精度，因此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。 采用ANSYS有限元軟件，根據(jù)曲軸的結構特點，結合有限元分析軟件中所提供的單元類型，選擇10節(jié)點的四面體單元Solsd92。在建模時，首先采用較疏的網(wǎng)格實體模型進行網(wǎng)格劃分，然后將連桿軸頸和曲軸主軸頸的圓角處進行網(wǎng)格細劃。剖分后形成的曲軸有限元網(wǎng)格見圖1。圖中的曲軸模型共有114622個節(jié)點，71982個單元。 2

4、.2載荷狀況的確定 曲軸在工作時承受缸內(nèi)的氣體壓力、往復和旋轉質量慣性力的作用，根據(jù)已給定的發(fā)動機參數(shù)，通過發(fā)動機動力學計算，求得此發(fā)動機連桿軸頸載荷的最大值，及隨后曲軸再轉過120度, 240度, 360度,480度,600度時連桿軸頸載荷的數(shù)值，見表1。 由于曲軸主要是因彎曲而破壞的，因此對曲軸受到飛輪處的扭轉力可暫不考慮，為簡便起見，可假設對發(fā)火的氣缸，當活塞處于上止點位置時連桿軸頸載荷達到最大值Pa，對六缸發(fā)動機只需考慮各個氣缸分別處于壓縮終了活塞在上止點位置時的受力狀況即可，發(fā)動機各缸的發(fā)火順序為153624，可將曲軸的受力狀況用圖形表示出來，其中三缸、四缸發(fā)火時曲軸受力狀況見圖2。

5、 2.3 曲軸的邊界條件 2.3.1 力邊界條件 根據(jù)傳統(tǒng)的方法及有限寬度軸頸油膜壓力應力分布規(guī)律，并忽略油孔處壓力峰值突變的影響，假定力邊界條件為:載荷沿曲柄銷軸向均勻分布，沿曲柄銷徑向120度角范圍內(nèi)按余弦規(guī)律分布，如圖3所示。 對于余弦規(guī)律的分布曲線方程可通過面積積分方式求得，這里求得余弦曲線方程為 式中:F對應于不同的l作用于曲柄銷上的力; F均布假設力為均布時，平均分布于每個節(jié)點上的力; l力作用點對應曲軸中心對稱面的弧長。根據(jù)以上所得力的分布公式，可求得各個離散單元的受力，然后將其分配到各個節(jié)點上，從而得到等效節(jié)點邊界力。考慮曲軸慣性力的影響，輸入以額定轉速2500n/min時的角

6、速度261. 7rad/s，有限元程序會自動將慣性力加在每一個節(jié)點上。 2.3.2支撐邊界條件 將主軸承對曲軸的支撐視為彈性支座，設彈簧剛度為K，認為K值在曲軸縱向對稱面內(nèi)沿主軸頸均布，對于圖1的曲軸有限元模型，可視K均分在曲軸縱向對稱面內(nèi)主軸頸中截面左右的兩個對稱點上，本文中我們?nèi)值為3X1.0E+11N/m，這一剛度接近于主軸承的實際剛度。 在進行有限元分析時，為模擬曲軸的全支撐情況，約束彈簧對主軸頸的徑向位移;為模擬止推軸承的作用，可將曲軸左端面靠近軸心的對稱四個節(jié)點的Z向位移為0，以防止曲軸沿軸向產(chǎn)生剛體位移。(邊界條件見圖4) 3 曲軸整體模型計算結果分析 3.1變形分析算 通過對

7、各缸發(fā)火時的靜力分析可得出，在3缸發(fā)火時，變形量最大，為0.87mm，位于第一、六曲柄臂配重處，三缸變形示意圖如圖5所示。3.2應力分析 按第四強度理論計算的等效應力較大值，發(fā)生在主軸頸與曲柄相連的過渡圓角處，及連桿軸頸與曲柄相連的過渡圓角處，最大值為三缸發(fā)火時，位于第三連桿軸頸與曲柄相連處過渡圓角的下部，其值為max= 215MPa，如圖6。而且在曲軸工作的整個循環(huán)中，第三、四連桿軸頸過渡圓角處發(fā)生應力極大的情況也很頻繁。 3.3施加扭轉時應力分析 發(fā)動機工作中，由曲軸后端傳出扭矩，曲軸必然受到一定的扭轉力，在三缸發(fā)火時的有限元模型上施加扭轉力，方向與曲軸工作旋轉方向相反，作用在曲軸后端與飛

8、輪連接的法蘭盤邊緣。由公式Me=9550P/n可得Me=706.7Nm,通過ANSYS程序分析，施加扭轉力后，應力值有了一定的提高，但影響不是很大，最大應力值為236MPa。4 疲勞強度校核 整體曲軸的斷裂，在多數(shù)情況下首先在曲柄銷圓角出現(xiàn)疲勞裂紋，隨后裂紋向曲柄臂發(fā)展而導致整根曲軸的斷裂。只在個別情況下因曲軸支承的局部損壞引起支座彎矩急劇增加而造成主軸頸圓角損壞。這主要是由于主軸頸圓角應力以壓應力為主，致使其抗交變載荷的能力增強。因此，通常僅對承載最大曲柄的曲柄銷圓角進行疲勞強度計算就能滿足要求。曲柄銷圓角彎曲疲勞強度安全系數(shù)可用下式計算。 max,min為有限元計算出的對應于缸內(nèi)壓力與往復

9、慣性力的合力的最大值99129N與最小值5406N時的應力值。此處加均布面載荷并考慮慣性力max,min分別為236MPa和24. 3MPa, k為有效應力集中系數(shù)，取2.08,為尺寸系數(shù)，取o.68,為構件表面質量系數(shù)，取1.65,為材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)取0.25;代入(2),(3),(1)得n=1.574-1.749。滿足通常要求的1.31.8的范圍，因此認為該曲軸的強度能達到要求。5 結論 通過對6105柴油機曲軸三維有限元分析得到如下結論:該曲軸的應力集中主要出現(xiàn)在連桿軸頸下側與主軸頸上側過渡圓角處，該曲軸的強度能達到要求;扭轉作用對發(fā)動機曲軸應力值的影響較小;網(wǎng)格的劃分及單元選擇對有限元分析結果有較大的影響;運用單拐曲軸有限元模型計算的應力值大