一种基于有限元的曲轴应力分析方法

摘要

本发明公开了一种基于有限元的曲轴应力分析方法，它解决了现有技术中对曲轴的分析不适用于企业的问题，具有实用性强、准确性高、能够通过静力学分析校验曲轴疲劳强度的效果；其技术方案为：建立曲轴三维模型；分别以曲轴带油孔单拐模型、曲轴单拐简化模型和曲轴整体模型作为静力学分析模型，对曲轴进行静力学分析；对比分析上述三种模型，选择最优模型；对曲轴进行动力学分析；进行曲轴模态试验，检验分析结果；优化曲轴，并进行优化后曲轴静力学分析及动力学分析。

说明书

技术领域

本发明涉及发动机领域，尤其涉及一种基于有限元的曲轴应力分析方法。

背景技术

随着现代工业技术的发展，各种新的技术、新的研究应用到发动机的设计过程中，以及越来越严格的排放标准，发动正逐渐的向着高转速、高功率、低油耗、低排放的新的方向发展。但是，一般情况下功率的增大会给发动机带来许多的负面影响，功率增大时，会使活塞最大爆发压力增加，从而造成曲轴连杆轴径承受机械负荷增加，从而可能会引起曲轴的损坏。还可能使气缸气体压力上升率过大，将会产生爆震，发动机的燃烧噪声将会增加，降低发动机的舒适性。当通过增加发动机转速的方法提高发动机的功率时，会导致内燃机的各运动部件的惯性力增大，从而使曲轴等各运动部件的受力问题变得尤为突出。

通常，对受力物体进行应力强度分析的方法有三种：理论分析方法、试验分析方法和应力强度分析方法三种法数值模拟。理论分析法适用于简单的几何模型，该方法可以清楚地揭示数据和物理现象间的参数关系。试验分析法，可以得到较直观的结果，能够清楚的看到所研究的对象所表现出来的物理特性，但是试验周期较长，会消耗大量的人力和财力。现在，人们更多的倾向于计算机数值模拟方法，该方法是利用计算机模拟对各种条件下的受力状况、工作状况等多种状态进行模拟分析。计算机数字模拟的方法，可在设计阶段缩短新曲轴的开发周期，对新产品的各种强度参数进行充分预测，减少高昂成本的投资试验，以提高发动机产品的市场竞争力。因此，对曲轴强度及模态的计算机数值模拟仿真分析技术，越来越多的运用于试验分析中。

现有技术中基于ANSYS Workbench曲轴有限元分析的材料很少，对于要求注重工作效率、结果可靠且多数机械工程师为非专业软件工程师的企业来说，参考价值并不高。

发明内容

为了克服现有技术的不足，本发明提供了一种基于有限元的曲轴应力分析方法，其具有实用性强、准确性高、能够通过静力学分析校验曲轴疲劳强度的效果。

本发明采用下述技术方案：

一种基于有限元的曲轴应力分析方法，包括以下步骤：

步骤A建立曲轴三维模型；

步骤B分别以曲轴带油孔单拐模型、曲轴单拐简化模型和曲轴整体模型作为静力学分析模型，对曲轴进行静力学分析；

步骤C对比分析上述三种模型，选择最优模型；

步骤D对曲轴进行动力学分析；

步骤E进行曲轴模态试验，检验分析结果；

步骤F优化曲轴，并进行优化后曲轴静力学分析及动力学分析。

进一步的，所述步骤A中，采用SolidWorks建立曲轴三维模型，然后将曲轴三维模型导入ANSYS Workbench中进行定义材料和网格划分。

进一步的，定义曲轴材料为球墨铸铁，弹性模量为173GPa，泊松比为0.3，密度为7.3g/cm³。

进一步的，所述步骤B中对曲轴带油孔单拐模型、曲轴单拐简化模型和曲轴整体模型分别进行承受最大压力及最大拉力两个工况求解与分析。

进一步的，分析后进行静态强度安全系数校核与疲劳安全系数校核。

进一步的，所述步骤D中动力学分析包括模态分析，分析曲轴的自由模态。

进一步的，计算发动机基频，对比发动机基频与曲轴频率，判断模态分析是否合格。

进一步的，所述步骤E中采用曲轴整体模型作为曲轴试验模态模型。

进一步的，所述步骤E中采用内积相关度原理验证模态分析结果。

进一步的，所述步骤F中，优化曲轴包括对曲轴主轴颈与曲柄臂过渡圆角的优化。

与现有技术相比，本发明的有益效果是：

(1)本发明为了确保分析的合理性与准确性，在曲轴静力学分析中以带油孔单拐模型、不带油孔单拐模型、曲轴整体模型为分析对象，对比分析后得到最优分析结果；

(2)本发明在动力学分析后进行模态试验，验证结果的准确性；

(3)本发明实现了对曲轴的优化。

附图说明

构成本申请的一部分的说明书附图用来提供对本申请的进一步理解，本申请的示意性实施例及其说明用于解释本申请，并不构成对本申请的不当限定。

图1为本发明的流程框图；

图2为本发明的曲轴带油孔单拐模型图；

图3为本发明的曲轴单拐简化模型图；

图4为本发明的曲轴整体模型图；

图5为本发明的曲柄受压工况受力分析图；

图6为本发明的曲柄受拉工况受力分析图；

图7为本发明的模态试验测试系统结构示意图；

其中，1-施力锤，2-力传感器，3-电荷放大器，4-橡皮筋，5-曲轴，6-加速度传感器，7-动态信号分析仪，8-结构动态分析软件。

具体实施方式

应该指出，以下详细说明都是例示性的，旨在对本申请提供进一步的说明。除非另有指明，本文使用的所有技术和科学术语具有与本申请所属技术领域的普通技术人员通常理解的相同含义。

需要注意的是，这里所使用的术语仅是为了描述具体实施方式，而非意图限制根据本申请的示例性实施方式。如在这里所使用的，除非上下文另外明确指出，否则单数形式也意图包括复数形式，此外，还应当理解的是，当在本说明书中使用术语“包含”和/或“包括”时，其指明存在特征、步骤、操作、器件、组件和/或它们的组合。

正如背景技术所介绍的，现有技术中存在对曲轴的分析不适用于企业的不足，为了解决如上的技术问题，本申请提出了一种基于有限元的曲轴应力分析方法。

本申请的一种典型的实施方式中，如图1所示，提供了一种基于有限元的曲轴应力分析方法，采用三维软件SolidWorks建立曲轴物理模型，然后将模型导入ANSYS Workbench中进行定义材料和网格划分，具体步骤为：

(一)曲轴三维模型的建立

(1)单拐模型建立

以右视图为基准面，运用角度、圆与圆相切或圆与线相切等原理建立曲柄臂及平衡重草图；拉伸曲柄臂厚度为22.5mm；平衡重底部倒角，曲柄臂上部曲面以三角形沿圆弧扫描切除的形式画出并镜像；分别以曲柄臂两面为基准面，画出凸台、二分之一长度连杆轴径和凸台、二分之一主轴颈；将已画好模型镜像复制，同样以画出辅助三角形沿R130曲线扫描切除切出一半曲面后再镜像的方式画出右端曲柄臂与平衡重的分界面；倒角、画润滑油道；最终得到带油孔单拐模型。

由于润滑油道影响网格划分的美观性，再将模型简化成不带油孔单拐模型。

(2)曲轴模型建立

曲轴为整体式、结构具有翻转对称性，为高效画图，用装配的方式把四个曲柄及自由端、功率输出端装配成完整曲轴。

建立曲轴模型后，导入几何模型、设立结构分类项，之后添加材料。曲轴所用材料为QT800-5，其有限元分析相关性能参数如表1所示。球墨铸铁是一种综合性能接近于钢的高强度铸铁材料，广泛应用于铸造受力复杂，强度、韧性、耐磨性要求较高的零件。

表1QT800-5性能参数

(3)网格划分

采用自动划分法，在自动网格划分中，扫掠型网格规则具有更好的美观性且占用内存少，因此尽可能多地进行扫掠型网格划分。

曲轴带油孔单拐模型：共划分10129个节点，单元总数为6009个，网格划分情况如图2所示。

曲轴单拐简化模型：共划分37962个节点，单元总数为23228个，网格划分情况如图3所示。

曲轴整体模型：共划分92677个节点，单元总数为58411个，网格划分情况如图4所示。

(二)曲轴静力学分析

静力学分析工况为曲轴静止，受载最大时，对曲轴带油孔单拐模型、曲轴单拐简化模型、曲轴整体模型三个模型分别进行承受最大压力及最大拉力两个工况分析。

(1)受力分析

以单拐模型为例进行受力分析，曲柄在曲轴转角为0°时受压工况受力分析如图5所示，其中，P_g为燃气作用力，m₁g为活塞组和连杆组的总重力，m₂g为曲柄自身的重力，Z为主轴颈处支反力。

燃气作用力为：

式(1)中，D—缸径；p—气缸内气体压力；p’—曲轴箱内气体压力。

利用SolidWorks测得活塞组(活塞、活塞环等)、连杆组(连杆、连杆小头衬套、连杆盖、螺栓等)的质量，而m₂g在模型被施加约束后会自动加载，故不需计算。

曲柄受拉工况受力分析如图6所示，m₁g为活塞组和连杆组的总重力，m₂g为曲柄自身的重力，Z为主轴颈处支反力。

(2)施加约束与载荷

以曲轴单拐模型为例：

曲轴单拐模型为补偿曲轴整体功率输出端止推片对曲轴所起的定位与约束作用，对单拐模型右端主轴颈进行固定约束，左端进行Y与Z两个方向的位移为零的约束。

受压工况：连杆轴径中心施加径向轴承载荷，数值大小为气体作用力与连杆组、活塞组重力之和；曲柄自身的重力由添加标准地心引力(方向为-Y方向)的方式自动施加。

受拉工况：连杆轴径中心施加径向轴承载荷，因此时活塞位于活塞缸顶部，其中气体压力理想化为曲轴箱压力，因此此工况无气体作用力，数值大小为连杆组、活塞组重力之和；曲柄自身的重力由添加标准地心引力(方向为Y方向)的方式自动施加。

(3)求解与分析

将后处理中应力及合位移项加入进行求解，获得相关云图。现从受压工况及受拉工况两个工况进行对单拐带油孔模型、单拐简化(不带油孔)模型、曲轴整体模型三种模型进行求解及对比分析。

通过对比分析得出以曲轴整体分析比单拐分析更加可靠；因此，以曲轴整体简化模型分析结果来计算曲轴强度。

(4)校核

曲轴的静态强度安全系数计算公式为：

式中：σ_b——材料强度的极限；

σ_max——危险部位的最大应力。

为了确保曲轴的安全性，对其进行疲劳安全系数的校核：

式(3)中，K_σ—有效应力集中系数；ε_σ—尺寸系数；—材料对应力循环不对称的敏感系数；β—强化系数，由于曲轴经气体软氮化处理；δ_-1—对称疲劳极限(等温淬火的主轴颈)。

(三)曲轴动力学分析

动力学分析部分进行模态分析，计算曲轴与发动机是否产生共振。模态分析包括自由模态和约束模态，曲轴刚体的固有动态特性由自由模态分析能更好地反映出，而曲轴在柴油机机体中表现出的固有模态特性的体现需用约束模态分析。由于本申请主要针对曲轴在内燃机运转过程中是否能发生共振问题，计算出的是整个曲轴的固有频率，在计算时，为了模拟自由状态，在曲轴上不加任何约束和载荷来计算出曲轴的自由模态。因计算自由模态分析，曲轴的低模态才对曲轴的振动分析有实际的参考价值，取前12阶模态。

曲轴变化情况如表2所示：

表2曲轴变化情况

计算发动机基频：

式(4)中，f—频率Hz，n—转速r/min，a—发动机每转振动次数。

计算出的发动机基频远低于曲轴频率，判断模态分析结果为合格。

(四)曲轴模态试验

模态试验测试系统如图7所示，试验时，施力锤1用多点激励的方式在施力点产生瞬态脉冲冲击力，响应点的振动加速度单点响应信号由加速度传感器6测得。

具体工作过程为：

施力锤1在施力点多点激励，所施加力的大小由力传感器2测得，并通过电荷放大器3传入动态信号分析仪7，动态信号分析仪可产生、采集、分析与处理信号，最后信号传入结构动态分析软件8进行分析；同时，由橡皮筋4悬挂的曲轴5上产生的振动加速度单点响应信号由加速度传感器6测出，再经过电荷放大器3，传入动态信号仪7，最后信号传入结构动态分析软件8进行分析。

曲轴试验模态模型为曲轴的简化模型，建模时坐标系的建立为：z方向为曲轴的主轴颈中心线方向，x方向为竖直向上方向，y方向为与z轴垂直的水平方向，坐标原点为曲轴后端中心。

具体布置测点的方案如下：沿主轴颈中心线方向将曲轴分成40个左右截面，每个圆周上每30°设立一个测点，即每个主轴颈及平衡重截面设置12个测点，每个主轴颈截面圆周上每90°设立一个测点，即4个主轴颈上各设立4个测点。表3为曲轴的模态试验前6阶固有频率。

表3曲轴模态试验前6阶固有频率

(五)曲轴优化

为减小应力集中，对曲轴主轴颈与曲柄臂过渡圆角边缘处棱角进行优化；由于圆角增大减小应力集中，但过大时不利于加工及连杆轴颈与连杆大头的紧密配合加快剩余部分的磨损，圆角过小时又不能有效分担集中应力，又因曲轴技术要求中，未标圆角半径为3-5mm，本申请建立三维模型时，未注圆角半径均使用4mm，根据统一性、规范性原则，对曲轴主轴颈与曲柄臂过渡圆角边缘处棱角坐倒4mm半径圆角处理，其合理性由有限元分析进行验证。

进行优化后曲轴静力学分析与动力学分析。

以上所述仅为本申请的优选实施例而已，并不用于限制本申请，对于本领域的技术人员来说，本申请可以有各种更改和变化。凡在本申请的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本申请的保护范围之内。