基于ANSYS發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸有限元分析

基于ANSYS發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸有限元分析,基于,ansys,發(fā)動(dòng)機(jī),曲軸,有限元分析 目錄 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)（論 文） 設(shè)計(jì)(論文)題目：基于ANSYS發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸有限元分析 　　　　　　　　 學(xué)生姓名： 二級(jí)學(xué)院： 班　　級(jí)： 提交日期： 目錄 目 錄 摘 要 1 Abstract 2 第一章、緒論 3 1.1、課題研究的背景及意義 3 1.2國(guó)內(nèi)外硏究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì) 4 1.3本文主要工作 6 第二章、有限元及ANSYS介紹 7 2.1、有限元分析 7 2.2、ANSYS軟件功能簡(jiǎn)介 8 2.2.1、前處理模塊 8 2.2.2、分析計(jì)算模塊 8 2.2.3、后處理模塊 8 第三章、曲軸模型的建立 9 3.1、曲軸建模過(guò)程 9 第四章、曲軸的受力分析 13 4.1、氣缸內(nèi)工質(zhì)壓力 13 4.2、活塞組件往復(fù)慣性力 13 4.3、慣性力 14 4.4、扭矩 15 4.5、連桿軸頸受力情況 15 4.6、連桿軸頸壓力分布 16 第五章、曲軸的有限元分析 18 5.1、前期數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 18 5.2、模型準(zhǔn)備 18 5.3、曲軸載荷的確定 18 5.3.1、沿連桿方向的力FL 18 5.3.2、法向力FR 19 5.3.4、扭矩T 19 5.4、曲軸邊界條件的確定 19 5.5、氣缸點(diǎn)火時(shí)曲軸的受力情況 19 5.6、分析過(guò)程 23 5.7、分析結(jié)果 25 5.8、曲軸強(qiáng)度校核 29 5.8.1、靜強(qiáng)度校核 29 5.8.2、疲勞強(qiáng)度校核 29 結(jié)論 31 參考文獻(xiàn) 32 II 摘要 基于ANSYS發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸有限元分析 摘 要 曲軸是發(fā)動(dòng)機(jī)的三大運(yùn)動(dòng)部件之一，也是發(fā)動(dòng)機(jī)中最重要、承受載荷最大、制造成本最高的零件之一。由于曲軸在工作時(shí)需要承受循環(huán)往復(fù)的載荷作用，所以曲軸的強(qiáng)度影響著曲軸的使用壽命和可靠性。 本文運(yùn)用CATIA建立曲軸簡(jiǎn)化模型，并通過(guò)ANSYS和CATIA的無(wú)縫銜接，將曲軸簡(jiǎn)化模型在不產(chǎn)生數(shù)據(jù)丟失的條件下完全導(dǎo)進(jìn)ANSYS軟件中，使CATIA與ANSYS軟件之間可以進(jìn)行數(shù)據(jù)傳輸。本文運(yùn)用有限元分析的方法對(duì)曲軸進(jìn)行受力分析，對(duì)四沖程四缸發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸處于不同工作狀態(tài)下的應(yīng)力及應(yīng)變大小進(jìn)行比較，很容易指出曲軸上存在的危險(xiǎn)截面。最后，本文校核了曲軸的強(qiáng)度（校核靜強(qiáng)度與疲勞強(qiáng)度），從分析結(jié)果中可以看出曲軸滿足其強(qiáng)度要求。 關(guān)鍵詞：發(fā)動(dòng)機(jī)；曲軸；CATIA；有限元分析 33 Abstract Finite element analysis of engine crankshaft based on ANSYS Abstract The crankshaft is one of the three major moving parts of the engine, and it is also one of the most important parts in the engine. As the crankshaft need working under cyclic load, so the strength of the crankshaft affects the service life and the reliability of the crankshaft. This paper uses CATIA to establish a simplified model of the crankshaft, through the seamless connection between CATIA and ANSYS, the simplified model of crankshaft without losing any data into ANSYS, realizing the data transmission between the CATIA and ANSYS software. The crankshaft is studied by finite element analysis, analyzed and compared of four-stroke and four-cylinder crankshaft respectively in different working conditions of the stress and deformation of the size, it is easy to point out the dangerous section of the crankshaft .Finally, the strength of the crankshaft is checked (static strength and fatigue check), and the results show that the strength of the crankshaft meets the requirements. Key words: Engine; Crankshaft; CATIA; Finite element analysis 第一章 緒論 第一章 緒論 1.1、課題研究的背景及意義 曲軸是發(fā)動(dòng)機(jī)最重要的部件之一。它需要將連桿傳來(lái)的往復(fù)的力轉(zhuǎn)變?yōu)檗D(zhuǎn)矩，并通過(guò)曲軸本身輸出用來(lái)驅(qū)動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)上其他零部件工作。而且在其工作過(guò)程中，曲軸需要承受旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力，循環(huán)往復(fù)的氣動(dòng)慣性力和反復(fù)變化的慣性力的組合作用，因此曲軸需要具有足夠的強(qiáng)度和剛性以承受工作時(shí)的彎曲扭轉(zhuǎn)載荷，并且主軸頸和連桿軸頸是曲軸的兩個(gè)重要組成部分更需要注意。曲軸要將往復(fù)的力轉(zhuǎn)變?yōu)檗D(zhuǎn)矩，因此設(shè)計(jì)師們?yōu)榱诉_(dá)到這一目的將曲軸的結(jié)構(gòu)及加工工藝設(shè)計(jì)的十分復(fù)雜。曲軸的結(jié)構(gòu)和加工過(guò)程主要與發(fā)動(dòng)機(jī)的可靠性和使用壽命直接相關(guān)聯(lián)。 曲軸經(jīng)受由旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力，循環(huán)往復(fù)的氣動(dòng)慣性力和反復(fù)變化的慣性力，以及其他相關(guān)機(jī)構(gòu)的載荷，從而使所述曲軸在使用過(guò)程中產(chǎn)生內(nèi)部的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力和彎曲應(yīng)力，這可能導(dǎo)致斷裂等失效現(xiàn)象，萬(wàn)一曲軸發(fā)生斷裂，將直接導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)整體報(bào)廢或損壞曲柄連桿機(jī)構(gòu)中其他的零件，所以發(fā)動(dòng)機(jī)是否可靠取決于曲軸的強(qiáng)度是否合格，分析計(jì)算曲軸的強(qiáng)度是否合格是必不可少的，曲軸必須保證滿足強(qiáng)度要求。另外，曲軸也要滿足剛度要求，比如說(shuō)曲軸的剛性過(guò)小會(huì)增大縱向與扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，從而使曲軸受到額外的壓力，從而使發(fā)動(dòng)機(jī)的工作條件變差并減少使用壽命，使發(fā)動(dòng)機(jī)的噪聲變大，因此曲軸的彎曲和扭轉(zhuǎn)剛度也應(yīng)該保證它滿足要求。所以為了確保發(fā)動(dòng)機(jī)能可靠運(yùn)行，有需要進(jìn)一步分析曲軸的強(qiáng)度和剛性。 在曲軸的分析研究領(lǐng)域中，處于世界前列的是工業(yè)發(fā)達(dá)國(guó)家，他們認(rèn)為發(fā)動(dòng)機(jī)的可靠性和壽命非常重要。因此為了提高曲軸產(chǎn)品的質(zhì)量水平，工業(yè)發(fā)達(dá)國(guó)家嚴(yán)格管控曲軸的生產(chǎn)過(guò)程確保曲軸的強(qiáng)度滿足要求。因?yàn)槲覈?guó)的曲軸產(chǎn)品還不完善，因此我國(guó)踴躍地從國(guó)外學(xué)習(xí)購(gòu)買先進(jìn)的設(shè)備和技術(shù)，用于生產(chǎn)制造曲軸。這使得我國(guó)曲軸的制造技術(shù)在快速發(fā)展，國(guó)內(nèi)生產(chǎn)曲軸的制造工藝日益完善和曲軸產(chǎn)品的在國(guó)際市場(chǎng)上競(jìng)爭(zhēng)力正緩慢提高。工業(yè)發(fā)達(dá)國(guó)家對(duì)于設(shè)計(jì)制造發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的水平領(lǐng)先于我國(guó)。當(dāng)下，我國(guó)對(duì)于生產(chǎn)曲軸的技術(shù)水平達(dá)不到工業(yè)發(fā)達(dá)國(guó)家的要求，難以在國(guó)際市場(chǎng)上立足。 為了提高曲軸的強(qiáng)度和剛度，曲軸在加工中需進(jìn)行熱處理與表面強(qiáng)化處理，其處理方式多種多樣有曲軸中頻感應(yīng)淬火、噴丸強(qiáng)化、 曲軸軟氮化、曲軸表面強(qiáng)化（圓角淬火強(qiáng)化、圓角滾壓強(qiáng)化）技術(shù)等。 曲軸主要有三種常見(jiàn)的損傷形式，它們分別是彎扭變形、軸頸磨損與斷裂。其中在曲軸的所有失效破壞中占80%是彎曲疲勞破壞。 （1）軸頸磨損。曲軸連桿軸頸和主軸頸在工作過(guò)程中與軸瓦之間會(huì)產(chǎn)生摩擦，即使有潤(rùn)滑油膜的保護(hù)也會(huì)出現(xiàn)磨損現(xiàn)象，而且磨損不均勻，呈現(xiàn)出特定的規(guī)律性。 （2）曲軸彎扭變形。曲軸彎扭變形是由于曲軸在工作過(guò)程中連桿軸頸的分配角的偏差越來(lái)越大或主軸頸的軸線發(fā)生偏移，超過(guò)規(guī)定值。 （3）曲軸斷裂。由于加工工藝以及曲軸受力情況導(dǎo)致過(guò)渡圓角處（位于曲柄與軸頸之間）以及油孔處會(huì)出現(xiàn)裂紋。 曲軸一般使用合金鋼、碳素結(jié)構(gòu)鋼或球墨鑄鐵來(lái)進(jìn)行生產(chǎn)制造。中高速發(fā)動(dòng)機(jī)要求強(qiáng)化程度不太高一般使用碳素結(jié)構(gòu)鋼；中高速車用柴油機(jī)和用于飛機(jī)的航空發(fā)動(dòng)機(jī)需要使用強(qiáng)化程度高合金鋼；農(nóng)用、車用柴油機(jī)和車用汽油機(jī)廣泛使用球墨鑄鐵材料。 本文旨在構(gòu)建曲軸的三維模型并對(duì)其有限元分析。建立曲軸的三維簡(jiǎn)化模型，然后使有限元技術(shù)分析曲軸的應(yīng)力應(yīng)變，完成曲軸靜力分析。 1.2國(guó)內(nèi)外硏究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì) 早在上個(gè)世紀(jì)的30年代一些國(guó)外的研究機(jī)構(gòu)就開(kāi)始了對(duì)曲軸強(qiáng)度的研究以及試驗(yàn)工作，并且已經(jīng)發(fā)表了與曲軸相關(guān)的研究論文，其中絕大多數(shù)的論文主要是關(guān)于用于飛機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)上的曲軸的疲勞強(qiáng)度分析，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)的應(yīng)用領(lǐng)域越來(lái)越多, 隨著現(xiàn)代技術(shù)水平的提高，使得曲軸所受的載荷持續(xù)增大，更加表明了要加強(qiáng)對(duì)曲軸疲勞強(qiáng)度的分析?，F(xiàn)在如果繼續(xù)使用舊的研究方法，持續(xù)增加的曲軸強(qiáng)度要求就不能滿足。在此基礎(chǔ)上，研究人員探討關(guān)于結(jié)構(gòu)參數(shù)與曲軸強(qiáng)度的關(guān)系通常使用靜強(qiáng)度試驗(yàn)的方法來(lái)進(jìn)行分析的，即叫做“參數(shù)試驗(yàn)”，然后再對(duì)疲勞強(qiáng)度和靜強(qiáng)度實(shí)驗(yàn)的研究結(jié)果進(jìn)行分析，分析其中的規(guī)律并在它們之間建立聯(lián)系, 用以評(píng)估曲軸的疲勞強(qiáng)度。 在對(duì)曲軸進(jìn)行研究時(shí)，通常使用實(shí)驗(yàn)研究或分析計(jì)算兩種方法，這兩種方法都可以用來(lái)研究曲軸的強(qiáng)度。其中，分析計(jì)算有兩部分內(nèi)容組成，分別為曲軸的疲勞強(qiáng)度計(jì)算與運(yùn)用有限元和傳統(tǒng)手段的曲軸的應(yīng)力計(jì)算。實(shí)驗(yàn)研究關(guān)于實(shí)驗(yàn)曲軸強(qiáng)度的方法有以下幾種：光測(cè)彈性力學(xué)法、疲勞實(shí)驗(yàn)方法和電阻應(yīng)變測(cè)量法等。 在過(guò)去的二十年，由于有著不停發(fā)展的計(jì)算技術(shù)和盡力而為的研究人員，國(guó)內(nèi)外關(guān)于發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸強(qiáng)度的研究工作已經(jīng)獲得了一定的成果，特別是表現(xiàn)在研究分析曲軸應(yīng)力的方面。但是，因?yàn)榍S的結(jié)構(gòu)和受力情況十分復(fù)雜，設(shè)計(jì)者要準(zhǔn)確預(yù)測(cè)出曲軸的使用壽命還是有很多問(wèn)題的，還存在著大量的問(wèn)題要去解決。 （1）邊界條件的處理問(wèn)題。在分析計(jì)算曲軸應(yīng)力的過(guò)程中給精確計(jì)算創(chuàng)造條件是有限元和邊界元方法的使用，傳統(tǒng)的計(jì)算方法已經(jīng)滿足不了現(xiàn)在對(duì)結(jié)果準(zhǔn)確性的要求。因曲軸受力復(fù)雜，研究員不能很好地分析出曲軸的邊界條件，因此其處理方式多種多樣，還需要進(jìn)行改進(jìn)。首先，軸承油膜的壓力分布很難進(jìn)行計(jì)算而且曲軸工作時(shí)產(chǎn)生的變形（軸承、曲軸和機(jī)體變形）難以得到數(shù)據(jù)，因此對(duì)曲軸軸頸進(jìn)行受力分析時(shí)多數(shù)會(huì)忽略與它們類似的許多現(xiàn)實(shí)中的影響因素。盡管現(xiàn)在已經(jīng)有一部分的影響因素被國(guó)外的研究者在分析時(shí)考慮到了，但還是有欠缺的地方，尤其是沒(méi)見(jiàn)過(guò)涉及到使用多因素耦合作用的原理來(lái)計(jì)算作用在軸頸表面上的載荷的文章。第二，處理曲軸的邊界條件時(shí)，多數(shù)不考慮對(duì)曲軸支承情況有影響的潤(rùn)滑油膜的性能與間隙（存在于軸承和曲軸軸頸之間），只對(duì)軸承支承處的對(duì)軸承剛度影響的彈性邊界條件進(jìn)行處理。第三，現(xiàn)在用來(lái)增強(qiáng)曲軸強(qiáng)度的方法有很多，如工藝強(qiáng)化（如噴丸處理和圓角滾壓）等加工方式是現(xiàn)在通常使用的方法，但因?yàn)閺?qiáng)化處理后會(huì)產(chǎn)生復(fù)雜的殘余應(yīng)力，所以目前在研究大都忽略它的影響。 （2）振動(dòng)作用問(wèn)題。一個(gè)對(duì)于研究曲軸強(qiáng)度的必不可少的內(nèi)容是曲軸的振動(dòng)問(wèn)題，是研究曲軸強(qiáng)度不可忽視的問(wèn)題。隨著發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)品的設(shè)計(jì)越來(lái)越緊湊、運(yùn)轉(zhuǎn)越來(lái)越快，使得這個(gè)問(wèn)題表現(xiàn)得更為明顯。目前，在國(guó)內(nèi)大多數(shù)使用靜態(tài)計(jì)算的方法用來(lái)計(jì)算曲軸的應(yīng)力。研究人員普遍認(rèn)為即使曲軸自身橫向彎曲振動(dòng)的頻率很大，其產(chǎn)生的應(yīng)力也不會(huì)對(duì)結(jié)果有太大的影響，因此可以忽略不計(jì)。另外也要對(duì)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)進(jìn)行振動(dòng)計(jì)算研究，然后研究扭轉(zhuǎn)振動(dòng)與曲軸強(qiáng)度的關(guān)系（通過(guò)使用附加應(yīng)力的方法）。但是這很明顯與現(xiàn)實(shí)狀態(tài)脫節(jié)，這使得人們很懷疑這種分析結(jié)果的可靠性。應(yīng)力計(jì)算方式已從最初的靜態(tài)計(jì)算變?yōu)楝F(xiàn)在的動(dòng)態(tài)計(jì)算，為分析曲軸的動(dòng)力特性與作用在曲軸上的應(yīng)力之間的關(guān)系提供了可靠的手段。關(guān)于曲軸的動(dòng)態(tài)計(jì)算，國(guó)外一些機(jī)構(gòu)已經(jīng)對(duì)其進(jìn)行了研究，并開(kāi)發(fā)了一系列分析軟件（如RICARDO的ENGDYN和AVL的EXCITE等），這些軟件都可以對(duì)曲軸進(jìn)行時(shí)域、三維和非線性動(dòng)態(tài)分析。 （3）疲勞強(qiáng)度計(jì)算理論與方法問(wèn)題。近年來(lái)除了常規(guī)疲勞強(qiáng)度理論一直被研究者使用之外，以可靠性分析與斷裂力學(xué)為基礎(chǔ)的疲勞強(qiáng)度理論也得到了發(fā)展。斷裂力學(xué)與常規(guī)疲勞強(qiáng)度理論的區(qū)別是其考慮到零件上存在細(xì)小的缺陷（如裂紋），然后分析裂紋的大小和材料特性對(duì)零件的承載能力的影響，得出安全判據(jù)。可靠性被用來(lái)確定零件的壽命與安全，其主要運(yùn)用的是概率統(tǒng)計(jì)的方法，在計(jì)算中隨機(jī)選取曲軸的疲勞強(qiáng)度及工作應(yīng)力 (常規(guī)疲勞強(qiáng)度理論忽略了數(shù)據(jù)的離散性)。顯然，它們?cè)谟?jì)算中將許多實(shí)際情況考慮進(jìn)來(lái)了。因此，雖然它們現(xiàn)在還有一些問(wèn)題，但隨著技術(shù)的快速發(fā)展、研究的不斷深入、處理方法的持續(xù)改進(jìn)，它們?cè)诳焖俚耐晟瞥砷L(zhǎng)，變?yōu)榉治銮S強(qiáng)度的必要手段。 有以下兩方面因素影響著曲軸有限元分析的結(jié)果： (1) 由于曲軸的結(jié)構(gòu)十分復(fù)雜，這直接增加了建立三維模型的工作量，大幅降低了建模的效率。這直接導(dǎo)致有限元分析的效率提不上來(lái)，分析的效率低。 (2)使用不同分析方式的分析精度各不相同以及分析的準(zhǔn)確性差距很大。當(dāng)前對(duì)多缸曲軸進(jìn)行有限元分析大都采用各種不同的方法對(duì)模型進(jìn)行簡(jiǎn)化，以此來(lái)方便分析軟件劃分單元格減少運(yùn)算量，同時(shí)處理邊界條件時(shí)也是使用了各種不同的方法，因此分析相同的曲軸其結(jié)果也各種不同，急需一種既能保證計(jì)算精度又能縮小計(jì)算規(guī)模的曲軸模型進(jìn)行有限元分析分析。 本課題主要有兩部分的研究?jī)?nèi)容：首先建立曲軸的三維簡(jiǎn)化模型，然后使有限元技術(shù)分析曲軸的應(yīng)力應(yīng)變，完成曲軸靜力分析，校核曲軸的強(qiáng)度。 (1)選擇建模軟件。 本文使用的建模軟件為CATIA，主要因?yàn)橐韵聨讉€(gè)方面：CATIA中功能覆蓋面廣；CATIA功能強(qiáng)大，特別是CATIA的曲面造型功能，而且曲面還擁有豐富的分析功能；CATIA的文件格式轉(zhuǎn)換方便，其格式方便導(dǎo)入ANSYS；CATIA的操作界面簡(jiǎn)單明了，容易學(xué)習(xí)。 (2)選擇有限元分析軟件。 本文使用的限元分析軟件為ANSYS。 因?yàn)锳NSYS的使用界面最好的使用界面之一。在中國(guó)， 因ANSYS進(jìn)入市場(chǎng)比其他有限元分析軟件早的多，所以國(guó)內(nèi)關(guān)于有限元的培訓(xùn)及教程資料大多都是關(guān)于ANSYS的。所以，本文使用版本為ANSYS 15.0的ANSYS軟件進(jìn)行有限元分析。 隨著科學(xué)技術(shù)的提高，曲軸的分析研究發(fā)展方向必然是CAD/CAE/CAM—體化。 1.3本文主要工作 （1）運(yùn)用CATIA創(chuàng)建直列四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的三維模型； （2）以曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)原理為依據(jù)，仔細(xì)分析曲軸的受力情況，為下一步的有限元分析打好基礎(chǔ)； （3）將CATIA的模型文件保存為特定格式，在ANSYS中打開(kāi)，以此實(shí)現(xiàn)CATIA與ANSYS的數(shù)據(jù)傳輸，解決了比較復(fù)雜的模型從 CATIA導(dǎo)入ANSYS 難的問(wèn)題； (4)使用ANSYS 15.0對(duì)曲軸進(jìn)行有限元分析 （靜力分析）， 以等值線圖的形式顯示分析結(jié)果，指出曲軸在工作狀態(tài)下的所受的最大應(yīng)力與其所在的部位。 第二章 有限元及ANSYS介紹 第二章 有限元及ANSYS介紹 2.1、有限元分析 有限元分析是使用數(shù)學(xué)近似的方法來(lái)模擬真實(shí)物理系統(tǒng)，使用簡(jiǎn)單且相互作用的元素（既單元），用有限數(shù)量的未知量逼近無(wú)限未知量的真實(shí)系統(tǒng)[8]。 有限元法的實(shí)質(zhì)是使用簡(jiǎn)單的問(wèn)題替換掉復(fù)雜的問(wèn)題然后在求解。它將求解域離散成許多具有一定大小的單元，這些單元以有限的節(jié)點(diǎn)相連接，對(duì)其進(jìn)行求解，然后將這些解集合起來(lái)推導(dǎo)出問(wèn)題的解。因?yàn)槭褂煤?jiǎn)單的問(wèn)題替換掉了復(fù)雜的實(shí)際問(wèn)題，所以有限元法得到的解是一個(gè)近似解，而不是問(wèn)題的準(zhǔn)確解。由于絕大多數(shù)的實(shí)際問(wèn)題的準(zhǔn)確解是很難得到的，而有限元不僅擁有很高的計(jì)算精度，而且能解決各種復(fù)雜形狀，因而成為最為出色的工程分析方法。 隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展進(jìn)步，人們對(duì)產(chǎn)品的要求越來(lái)越高，要求工程師在設(shè)計(jì)產(chǎn)品時(shí)就要精確地計(jì)算出強(qiáng)度、技術(shù)性能及產(chǎn)品壽命等。有限元法就是解決這些復(fù)雜設(shè)計(jì)問(wèn)題的有效手段。 有限元法分析計(jì)算的基本步驟可以分為五步： （1）結(jié)構(gòu)離散化。這是進(jìn)行有限元分析的第一步。這個(gè)過(guò)程將求解域離散成許多具有一定大小的單元，這些單元以有限的節(jié)點(diǎn)相連接。 （2）單元分析。此過(guò)程需要選擇位移模式和建立單元?jiǎng)偠确匠?。位移模式的選擇，對(duì)有限元法的計(jì)算精度和收斂性有很大影響，通常選多項(xiàng)式作為位移模式。選定單元類型和位移模式以后，軟件就可以自動(dòng)生成單元?jiǎng)偠确匠獭? （3）整體分析。就是將求解域內(nèi)的單元?jiǎng)偠确匠碳显谝黄?，組成求解區(qū)域的剛度方程：kδ=F （4）求解有限元方程式kδ=F得出位移。 （5）計(jì)算單元的應(yīng)變與應(yīng)力。節(jié)點(diǎn)位移解答出來(lái)以后，可以根據(jù)需要，由彈性力學(xué)幾何方程和彈性方程來(lái)計(jì)算應(yīng)變和應(yīng)力。 目前ANSYS使用比較廣泛的版本是ANSYS 10.0、ANSYS 12.0，其最新版本為ANSYS 16.0。 發(fā)展歷程： ANSYS誕生（1970年）→ANSYS 2.0(1972年) →ANSYS 3.0(1979年) →ANSYS 4.0(1984年) →ANSYS 4.2(1985年）→ANSYS 5.0(1993年）→ANSYS 5.3(1996年) →ANSYS 6.0(2001年) →ANSYS 6.1(2002年) → ANSYS 7.0(2002年) →ANSYS 8.0(2003年) →ANSYS 9.0(2005年) →ANSYS 10.0(2010年) →ANSYS 11.0(2010年）→ANSYS 12.0(2011年）→ANSYS 13.0(2011年）→ANSYS 14.0(2011年）→ANSYS 14.5(2012年）→ANSYS 15.0(2013年）→ANSYS 16.0(2015年）。 2.2、ANSYS軟件功能簡(jiǎn)介 ANSYS 軟件的分析過(guò)程主要有三個(gè)部分，它們分別是前處理，分析計(jì)算和后處理。 2.2.1、前處理模塊 ANSYS的前處理模塊，顧名思義這個(gè)模塊的主要功能是為有限元分析做準(zhǔn)備工作的。其主要有兩個(gè)部分：實(shí)體建模和網(wǎng)格劃分。 用戶可以使用兩種不同的方法進(jìn)行建模，分別是自底向上與自頂向下。自底向上的方法就是從“點(diǎn)”→“線”→“面”→“體”逐級(jí)向上建立實(shí)體模型。與之相對(duì)的自頂向下的方法就是把自底向上的過(guò)程反過(guò)來(lái)，其需要用戶先建一個(gè)高級(jí)圖元，ANSYS軟件會(huì)自動(dòng)生成圖元上的“點(diǎn)” 、“線”、 “面”。雖然這兩種方法不同，但都可以使用布爾運(yùn)算來(lái)確保模型相互連接。 這兩種建模方法的優(yōu)缺點(diǎn)十分明顯。自底向上建模需要詳細(xì)了解模型的尺寸及關(guān)鍵點(diǎn)的坐標(biāo)，這保證了這種建模方式很少出錯(cuò)，但由于需要建立所有的關(guān)鍵點(diǎn)導(dǎo)致其建模效率極其低下。自頂向下建模的效率就高了，但是它需要使用布爾運(yùn)算將高級(jí)的圖元連接起來(lái)，而布爾運(yùn)算很難掌握。選用哪種方法就看用戶的喜好了，而且有限元模型可以用外部建模軟件先建立起來(lái)，在導(dǎo)入ANSYS。 網(wǎng)格劃分的方法有四種，分別是延伸劃分、映像劃分、自適應(yīng)劃分和自由劃分。 2.2.2、分析計(jì)算模塊 這個(gè)模塊主要是用來(lái)對(duì)模型進(jìn)行有限元分析的，其功能十分強(qiáng)大，提供了多種分析類型。使用這個(gè)模塊需要有已經(jīng)劃分網(wǎng)格的實(shí)體模型，然后選擇分析的類型并設(shè)置分析選項(xiàng)。做好之后就要對(duì)模型施加載荷和約束，如果有需要還要設(shè)置載荷步。設(shè)置完成后就可以執(zhí)行求解了。 2.2.3、后處理模塊 ANSYS軟件的后處理過(guò)程包含兩個(gè)部分：通用后處理模塊、時(shí)間歷程后處理模塊。 我們經(jīng)?？吹降膽?yīng)力應(yīng)變?cè)茍D就是使用通用后處理模塊來(lái)實(shí)現(xiàn)的，這個(gè)模塊的主要功能就是將分析結(jié)果以圖表的形式輸出。而時(shí)間歷程后處理模塊輸出結(jié)果使用列表或曲線，因此該模塊還具有曲線的代數(shù)運(yùn)算功能。 第三章 曲軸模型的建立 第三章 曲軸模型的建立 在ANSYS中建立模型的方法有兩種:直接生成和實(shí)體建模。直接生成的方法是指用戶必須知道模型上每個(gè)節(jié)點(diǎn)的坐標(biāo)，并了解模型由哪些單元組成。與之相對(duì)的實(shí)體建模的方法，就是通過(guò)外部建模軟件建立模型，導(dǎo)入ANSYS，ANSYS會(huì)自動(dòng)生成模型的節(jié)點(diǎn)和單元。由于實(shí)體建模更加方便簡(jiǎn)單，本文選用實(shí)體建模。 使用有限元分析軟件對(duì)曲軸進(jìn)行分析,第一步是要建立曲軸的有限元模型。對(duì)于運(yùn)用外部軟件建立曲軸的三維模型,要先導(dǎo)入ANSYS軟件,然后軟件直接生成有限元模型。曲軸的形狀不規(guī)則，屬于長(zhǎng)軸類零件。它的三個(gè)明顯特點(diǎn)， 長(zhǎng)徑比大、 軸線不連續(xù)和結(jié)構(gòu)復(fù)雜。總的來(lái)說(shuō),曲軸既不是對(duì)稱， 也不是反對(duì)稱體,所以有限元分析曲軸時(shí)選取整體曲軸作為本文的研究對(duì)象。 因?yàn)榍S使用全支撐結(jié)構(gòu)的主軸承,所以傳統(tǒng)的對(duì)曲軸進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算時(shí)大多使用1/2曲拐或者單拐模型, 這種簡(jiǎn)化模型不能很好地指出在曲軸內(nèi)部的應(yīng)力分布情況，而且對(duì)于邊界條件的處理也不準(zhǔn)確，使得分析結(jié)果的誤差較大。 因曲軸的結(jié)構(gòu)形狀太復(fù)雜,在創(chuàng)建曲軸的整體模型時(shí),需要做一定程度的簡(jiǎn)化： 1、忽略曲軸上的細(xì)油孔（油道）和小圓角（倒角）, 以及加工時(shí)的越程槽和退刀槽。 2、忽略曲軸上各種螺栓孔。 3.1、曲軸建模過(guò)程 已知連桿軸頸的直徑d=53和寬L=33；主軸頸的直徑D=70和寬L=31；曲臂厚h=19.5；曲柄半徑R=52.45 （1）新建CATIA工作文件。 打開(kāi)CATIA軟件；依次點(diǎn)擊“開(kāi)始”→ “機(jī)械設(shè)計(jì)”→ “零件設(shè)計(jì)”；輸入零件名稱：quzhou。 （2）建立曲軸模型。 點(diǎn)擊“草圖”選擇xy平面為工作平面，以原點(diǎn)為原心畫一個(gè)圓并約束。退出草圖編輯器，進(jìn)行拉伸操作，生成柱體（圖3.1）。 圖3.1 生成主軸頸 選取柱體截面（不是xy平面）進(jìn)入草圖編輯器，按圖紙建立曲柄的草圖。退出草圖編輯器，進(jìn)行拉伸操作，生成曲臂（圖3.2）。 圖3.2 生成曲臂 選取曲臂另一截面進(jìn)入草圖編輯器，繪制連桿軸頸草圖。退出草圖編輯器，進(jìn)行拉伸操作，生成連桿軸頸（圖3.3）。 圖3.3 生成連桿軸頸 重復(fù)之前的操作。建立一半曲軸（圖3.4）。 圖3.4 連續(xù)操作 全選之前所有的實(shí)體，選擇xy平面作為鏡像基準(zhǔn)面，對(duì)模型進(jìn)行鏡像操作（圖3.5）。 圖3.5 鏡像 最后建立曲軸兩端的輸出軸（圖3.6）。 圖3.6 完整曲軸 將CATIA的catpart格式保存為model格式（便于在CATIA軟件繪出的圖形導(dǎo)入ANSYS軟件中）。執(zhí)行操作：“文件”→“另存為”命令，再在“另存為”對(duì)話框的文件類型欄內(nèi)選擇“model”的文件格式保存即可。 第四章 曲軸的受力分析 第四章 曲軸的受力分析 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的受力情況十分復(fù)雜，其中就有運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的慣性力、 缸內(nèi)氣壓力、 摩擦阻力和作用于發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的負(fù)載阻力。由于摩擦力的變化情況十分復(fù)雜很難對(duì)其進(jìn)行分析，所以一般進(jìn)行在受力分析時(shí)不考慮。主動(dòng)力與負(fù)荷阻力 處于平衡狀態(tài)。本章節(jié)主要分析運(yùn)動(dòng)質(zhì)量慣性力與氣壓力的變化規(guī)律對(duì)曲軸的影響。 4.1、氣缸內(nèi)工質(zhì)壓力 Fg=(Pg-P0)Ah （4-1） 式中， Fg—工質(zhì)壓力（N） Pg—?dú)飧變?nèi)絕對(duì)壓力（Pa） P0—大氣壓力（Pa），取1.0×105 Pa Ah—活塞頂投影面積（m2） 發(fā)動(dòng)機(jī)的示功圖（圖4.1）可以又來(lái)確定工質(zhì)壓力的大小。 圖4.1 示功圖 4.2、活塞組件往復(fù)慣性力 Fs=-mij=-mirω2(cosα+λcosα) （4-2） mi—依據(jù)靜力等效原則將氣環(huán)、油環(huán)、連桿襯套、活塞、活塞銷、活塞環(huán)以及連桿小頭部分的質(zhì)量等效到活塞銷中點(diǎn)的質(zhì)點(diǎn)上的質(zhì)量，單位kg;j—活塞運(yùn)動(dòng)加速度，單位m/s2; r—曲柄長(zhǎng)度，單位m；α一曲軸角速度，單位rad/s; λ—連桿比，λ=r/l,其中為r曲柄半徑，l為連桿長(zhǎng)度。 負(fù)號(hào)是因?yàn)榛钊铀俣确较蚝蛻T性力方向相反。 ·求活塞運(yùn)動(dòng)加速度j。 根據(jù)正弦定理： Lsinα=rsinβ （4-3） 得出： β=sin-1rsinαL=sin-1λsinα （4-4） 設(shè)活塞位移為x： x=r+l-rcosα-lcosβ =r[1+1λ-(cosα+1λcosβ)] （4-5） 經(jīng)簡(jiǎn)化得： x=r[1-cosα+λ41-cos2α] （4-6） 活塞速度v: v=dxdy=rω(sinα+cosαtanβ) （4-6） 經(jīng)簡(jiǎn)化得: v=rω(sinα+λ2sin2α) （4-7） 活塞加速度j: j=dvdt=rω2[cos(α+β)cosβ+λcos 2αcos 3β] （4-8） 經(jīng)簡(jiǎn)化得： j=rω2(cosα+λcosα) （4-9） 4.3、慣性力 1、連桿簡(jiǎn)化至曲軸的離心力 Fl=m1rω2 （4-10） m1—理論上曲軸在大頭孔中心做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的質(zhì)量，包括連桿軸瓦、 連桿質(zhì)量、連桿螺釘、保險(xiǎn)鉛絲的質(zhì)量，單位kg; r—曲柄長(zhǎng)度，單位m; ω—曲軸角速度，單位rad/s。 2、曲軸離心力 Fq=m2rω2 （4-11） m2—理論上在主軸頸中心做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的質(zhì)量，單位kg;r—連桿軸頸軸線與主軸頸軸線間的距離，單位m；ω—曲軸角速度，單位rad/s。 4.4、扭矩 在發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)，將往復(fù)的運(yùn)動(dòng)變?yōu)樾D(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，輸出扭矩做功。又由曲軸的受力分析可知，該輸出扭矩位于法蘭盤的邊緣處，既將扭矩從曲軸后端傳遞到飛輪上。 T=9550Pn （4-12） 其中，T—扭矩，單位N·m; P—內(nèi)燃機(jī)額定功率，單位kw; n—內(nèi)燃機(jī)額定轉(zhuǎn)速，單位r/min。 因?yàn)榱Φ淖饔檬窍嗷サ?，所以作用在曲軸輸出端的扭矩和輸出扭矩大小相同， 方向相反。 4.5、連桿軸頸受力情況 圖4.2 連桿軸頸受力情況 對(duì)連桿軸頸進(jìn)行受力分析，其結(jié)果如圖4.2所示， FL=(Fg+Fs)cosβ=(Pg-P0)Ah-mirω2(cosα+λcosα)1-λ2sin 2a （4-13） FR=Fl+Fq=(m1+m2)rω （4-14） 4.6、連桿軸頸壓力分布 連桿軸頸所受到的壓力由兩部分，分別是作用在活塞上的工質(zhì)壓力沿連桿方向的分力與活塞連桿組件往復(fù)慣性力。 以傳統(tǒng)潤(rùn)滑理論為依據(jù)，忽略曲軸細(xì)油孔處的壓力峰值的突變，設(shè)作用在連桿軸頸上的載荷為Qc，按照無(wú)限滑動(dòng)短軸承油膜應(yīng)力分布規(guī)律，假設(shè)曲軸連桿軸頸的壓力分布規(guī)律為：連桿軸頸軸向的壓力分布呈二次拋物線的分布規(guī)律，連桿軸頸徑向的壓力按余弦規(guī)律分布，范圍是-60°~60°，如圖4.3所示。 以連桿軸頸軸向?yàn)閤方向，豎直方向?yàn)閝方向，周向?yàn)棣确较?，以連桿軸頸中心為O點(diǎn)建立空間直角坐標(biāo)系，設(shè)沿曲軸軸線方向壓力分布曲線的方程為： qx=ax2+bx+c （4-15） 圖4.3 連桿軸頸壓力分布 其中，-b2a=0，即b=0，且 由連桿軸頸壓力分布圖可知，連桿軸頸的軸向受力長(zhǎng)度為2L，當(dāng)x=L時(shí)，qx=0；當(dāng)x=0時(shí)，qx=qmax代入得出： a=-qmaxL2;b=0; c=qmax （4-16） 即 qx=qmax(1-x2L2) （4-17） 壓力沿連桿軸頸圓周方向-60°~60°范圍內(nèi)按余弦規(guī)律分布，則Qc可表示為： Qc=40L060qxcos3θ2dsdx =40L060qxcos3θ2Rdθdx =4R0L060qmax(1-xL2)cos3θ2Rdθdx =169qmaxRL （4-18） 因此 qmax=916RLQc （4-19） 建立軸頸上壓力分布方程： qx,θ=916RLQc(1-x2L2)cos3θ2 （4-20） 其中，x∈[-L,L], θ∈[-60°,60°] qx,θ軸頸壓力分布，單位MPa; R—連桿軸頸半徑，單位mm; L—連桿軸頸半長(zhǎng)，單位mm; Qc作用在軸頸上的壓力和，單位N。 第五章 曲軸的有限元分析 第五章 曲軸的有限元分析 5.1、前期數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 本文所選用的曲軸的材料參數(shù)與發(fā)動(dòng)機(jī)的性能參數(shù)如表5.1所示。 表5.1 曲軸的材料參數(shù)與發(fā)動(dòng)機(jī)的性能參數(shù) 材料 45鋼 調(diào)質(zhì) 材料密度 7.85g/cm3 彈性模量 210000MPa 20℃ 泊松比 0.31 抗拉強(qiáng)度σB 650MPa 經(jīng)調(diào)質(zhì)處理 屈服強(qiáng)度σS 360MPa 彎曲屈服極限σSb 504MPa 調(diào)質(zhì)鋼σSb=1.4σS 對(duì)稱疲勞極限σ-1b 286MPa 調(diào)質(zhì)鋼σ-1b=0.44σB 額定轉(zhuǎn)速 3600r/min 額定功率 185kW 5.2、模型準(zhǔn)備 本文選擇的是在CATIA建立模型文件并直接導(dǎo)入ANSYS 15.0中。 1、ANSYS處于開(kāi)啟狀態(tài)，若是有工作文件就先使用?file→clear/start命令，清除ANSYS中的工作文件； 2、然后File → Import → CATIA選擇存好的*.model格式的CATIA文件,打開(kāi)； 3、打開(kāi)后顯示的是骨架（wireframe），利用Plotctrl→ Style→ Solit?Model?Facets→改wireframe為Normal?Facets顯示實(shí)體。 本文使用的曲軸模型為常用的直列四缸發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸，因?yàn)槠鋺?yīng)用較廣所以其分析解果很有代表性，其點(diǎn)火順序?yàn)?→3→4→2。 5.3、曲軸載荷的確定 5.3.1、沿連桿方向的力FL 顧名思義四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)的一個(gè)完整的做功過(guò)程有四個(gè)沖程，每個(gè)沖程中曲軸需旋轉(zhuǎn)180°。運(yùn)用靜力分析的方法對(duì)曲軸進(jìn)行分析時(shí)，為了得到更準(zhǔn)確的分析結(jié)果，應(yīng)該對(duì)四個(gè)沖程中的任一轉(zhuǎn)角α的曲軸進(jìn)行分析?α越小，越精確。為了使分析的工作量適中，本文選擇四個(gè)工況進(jìn)行有限元分析。當(dāng)火花塞點(diǎn)火時(shí)，氣缸內(nèi)的工質(zhì)壓力達(dá)到峰值，導(dǎo)致作用在連桿軸頸的載荷達(dá)到峰值，因此只要分別分析四個(gè)氣缸點(diǎn)火時(shí)的曲軸所受的應(yīng)力。 表5.2 連桿軸頸載荷 α 0° 180° 360° 720° 載荷代號(hào) Pa Pb Pc Pd 軸頸載荷(N) 100572 20945 13082 20230 5.3.2、法向力FR 因?yàn)楸疚臎](méi)有建立連桿的實(shí)體模型，故不能得到準(zhǔn)確的離心力Fl，因此對(duì)其作出假定，取： Fl=Fq （5-1） 將式5-1代入式4-11，可得： FR=2Fq （5-2） 即曲軸上所受到的離心力是曲軸自身離心力的兩倍。 分析時(shí)需要添加離心力，在ANSYS中的慣性力列表中選擇離心力，列表中輸入的是角速度，需要將離心力換算成角速度，輸入后ANSYS軟件會(huì)在每一個(gè)節(jié)點(diǎn)上自動(dòng)添加離心力。 5.3.4、扭矩T 在發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)，將往復(fù)的運(yùn)動(dòng)變?yōu)樾D(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，輸出扭矩做功。又由曲軸的受力分析可知，該輸出扭矩位于法蘭盤的邊緣處，既將扭矩從曲軸后端傳遞到飛輪上。 T=9550Pn=490.8N?m （5-3） 扭矩方向和曲軸的旋轉(zhuǎn)方向相反。 5.4、曲軸邊界條件的確定 本文選用的四缸曲軸的支撐形式為全支撐式，其五個(gè)主軸頸都要受到主軸承的約束作用。曲軸主軸頸被主軸承固定支撐，主軸承限制了主軸頸的徑向和垂向位移，既UX=0，UY=0；而且止推軸承又固定住了主軸頸的軸向位移既UZ=0。 5.5、氣缸點(diǎn)火時(shí)曲軸的受力情況 （1）第一缸點(diǎn)火 第一缸火花塞點(diǎn)火時(shí)，曲軸的連桿軸頸的受力情況如圖5.1所示。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)，運(yùn)用軸頸上壓力分布方程（式4-20），計(jì)算出此時(shí)各連桿軸頸上所受的壓力情況，如表5.3所示。 圖5.1 第一缸點(diǎn)火時(shí)曲軸受力 表5.3 第一缸點(diǎn)火時(shí)各連桿軸頸所受的壓力情況（MPa） 軸頸序號(hào) 載荷代號(hào) 軸頸載荷 1 Pa qx,θ=129.38(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 2 Pb qx,θ=26.94(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 3 Pd qx,θ=26.02(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 4 Pc qx,θ=16.83(1-x272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] （2）第三缸點(diǎn)火 圖5.2 第三缸點(diǎn)火時(shí)曲軸受力 第三缸火花塞點(diǎn)火時(shí)，曲軸的連桿軸頸的受力情況如圖5.2所示。同理，計(jì)算出此時(shí)各連桿軸頸上所受的壓力情況，如表5.4所示。 表5.4 第三缸點(diǎn)火時(shí)各連桿軸頸所受的壓力情況（MPa） 軸頸序號(hào) 載荷代號(hào) 軸頸載荷 1 Pb qx,θ=26.94(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 2 Pc qx,θ=16.83(1-x272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 3 Pa qx,θ=129.38(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 4 Pd qx,θ=26.02(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] （3）第四缸發(fā)火時(shí)曲軸受力狀況 圖5.3 第四缸點(diǎn)火時(shí)曲軸受力 第四缸火花塞點(diǎn)火時(shí)，曲軸的連桿軸頸的受力情況如圖5.3所示。同理，計(jì)算出此時(shí)各連桿軸頸上所受的壓力情況，如表5.5所示。 表5.5 第四缸點(diǎn)火時(shí)各連桿軸頸所受的壓力情況（MPa） 軸頸序號(hào) 載荷代號(hào) 軸頸載荷 1 Pc qx,θ=16.83(1-x272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 2 Pd qx,θ=26.02(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 3 Pb qx,θ=26.94(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 4 Pa qx,θ=129.38(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] （4）第二缸發(fā)火時(shí)曲軸受力狀況 第二缸火花塞點(diǎn)火時(shí)，曲軸的連桿軸頸的受力情況如圖5.4所示。同理，計(jì)算出此時(shí)各連桿軸頸上所受的壓力情況，如表5.6所示。 圖5.4 第二缸點(diǎn)火時(shí)曲軸受力 表5.6 第二缸點(diǎn)火時(shí)各連桿軸頸所受的壓力情況（MPa） 軸頸序號(hào) 載荷代號(hào) 軸頸載荷 1 Pd qx,θ=26.02(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 2 Pa qx,θ=129.38(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 3 Pc qx,θ=16.83(1-x272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 4 Pb qx,θ=26.94(1-x2272.25)cos3θ2 x∈[-L,L]、 θ∈[-60°,60°] 5.6、分析過(guò)程 1、定義材料屬性 Main?Menu→Preprocessor→Element?Type→Add/Edit/Delete，選擇Solid 10 node 187。?? Maln?Menu→Preprocessor→Material?Props→?Material?Models→Structural→ linear→Elastic→Isotropic，輸入EX： 2.1e5； PRXY：0.31。? Maln?Menu→Preprocessor→Material?Props→?Material?Models→Structural→ Density，輸入DEN：7.85e-6。 ANSYS輸入?yún)?shù)時(shí)，注意單位統(tǒng)一。本文中ANSYS所輸入的數(shù)據(jù)單位統(tǒng)一為mm-N-Kg-MPa。 2、劃分網(wǎng)格 Main?Menu→Preprocessor→Meahing→MeahTool，選擇單元格大小為6.0，選取全部模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖5.5所示。 圖5.5 曲軸網(wǎng)格劃分 3、重力及離心力加載 因?yàn)锳NSYS中重力是以全局笛卡爾坐標(biāo)系為基準(zhǔn)施加的，而且曲軸在工作過(guò)程中重力的方向隨曲軸的旋轉(zhuǎn)在全局笛卡爾坐標(biāo)系而改變。因此要在CATIA中對(duì)用戶坐標(biāo)系的進(jìn)行調(diào)整，保證在不同的工況下，重力方向在坐標(biāo)軸上，然后才可以將曲軸模型導(dǎo)入ANSYS。 Maln?Menu→Solution→Define?Loads→Apply→Structural→Inertia→Gravity→Global 重力加速度為9800mm/s2（9.8m/s2）。 加載兩倍的離心力，由公式4-11、5-2可得ω1= 2ω，在施加轉(zhuǎn)速時(shí)，將轉(zhuǎn)速ω提升至ω1= 2ω進(jìn)行加載。由額定轉(zhuǎn)速3600r/min，計(jì)算得： ω1= 2ω= 23600×2π60rad/s=533rad/s （5-4） Maln?Menu→Solution→Define?Loads→Apply→Structural→Inertia→Angular Veloc→Global ANSYS中離心力的施加遵循右手螺旋定則，只需要指定曲軸旋轉(zhuǎn)中心、方向及大小，就可以將離心力施加在曲軸上了。與施加重力類似，離心力也是以全局笛卡爾坐標(biāo)系為基準(zhǔn)施加的。 4、扭矩加載 因?yàn)锳NSYS中沒(méi)有對(duì)模型施加扭矩的模塊，所以不能直接施加扭矩，這時(shí)我們就需要變換一下思路，變相的施加扭矩。具體步驟如下，首先要確定扭矩施加在哪個(gè)截面上，然后在截面的中心創(chuàng)建一個(gè)節(jié)點(diǎn)，并將該節(jié)點(diǎn)與受力截面耦合形成剛性區(qū)域。這時(shí)就可以將扭矩施加在中心節(jié)點(diǎn)上，方向垂直于受力截面，扭矩大小為490800N·mm。 5、施加約束 Main→Menu→Solution→Define Loads→Apply→Structural→Displacement → On?Area 6、施加載荷 （1）以連桿軸頸中心為原點(diǎn)，軸向?yàn)閆軸，圓柱坐標(biāo)系，并命名如11。 （2）在Function Editor中創(chuàng)建面載荷函數(shù)，對(duì)其進(jìn)行保存，之后再在Function Loader讀取函數(shù)，保存函數(shù)“Z1”。因?yàn)榻⒌木植繄A柱坐標(biāo)系時(shí)， X軸指向可能會(huì)發(fā)生偏差，此時(shí)就要修改載荷函數(shù)模型，保證正確施加載荷。 （3）加載面載荷。對(duì)面施加載荷，選擇外部函數(shù)“Z1”。 7、求解與結(jié)果輸出 求解：Main?Menu →Solution →Solve →Current ?LS 應(yīng)力云圖顯示：Main?Menu→General?Postproc→ Plot?Results→ Contour?plot→ Nodal?Solu →Nodal?Solution→Stress→von Mises strsee 位移云圖顯示：Main?Menu→General?Postproc→Plot?Results→Contour?plot→ Nodal?Solu→Nodal?Solution→DOF?soulution→Displacement?vector?sum 5.7、分析結(jié)果 第一缸點(diǎn)火時(shí)的曲軸的應(yīng)力應(yīng)變情況如圖5.6、5.7所示。 圖5.6 第一缸點(diǎn)火時(shí)應(yīng)變?cè)茍D 圖5.7 第一缸點(diǎn)火時(shí)應(yīng)力云圖 從圖5.6、5.7中，可以發(fā)現(xiàn)當(dāng)?shù)谝桓c(diǎn)火時(shí)曲軸所受的應(yīng)力的最大值出現(xiàn)在第一連桿軸頸后端的曲臂與主軸頸相連過(guò)渡圓角的下部，其值σmax=85.3047MPa,此工況下的最大的應(yīng)變?yōu)?.01438mm，其處于第一連桿軸頸作用面載荷的中心位置。 第三缸點(diǎn)火時(shí)的曲軸應(yīng)力應(yīng)變情況如圖5.8、5.9所示。 圖5.8 第三缸點(diǎn)火時(shí)應(yīng)變?cè)茍D 圖5.9 第三缸點(diǎn)火時(shí)應(yīng)力云圖 從圖5.8、5.9中，可以發(fā)現(xiàn)當(dāng)?shù)谌c(diǎn)火時(shí)曲軸所受的應(yīng)力的最大值出現(xiàn)在第三連桿軸頸前端的曲臂與主軸頸相連過(guò)渡圓角的下部，其值σmax=70.4834MPa,此工況下的最大的應(yīng)變?yōu)?.013874mm，其處于第三連桿軸頸作用面載荷的中心位置。 第四缸點(diǎn)火時(shí)的曲軸應(yīng)力應(yīng)變情況如圖5.10、5.11所示。 圖5.10 第四缸點(diǎn)火時(shí)應(yīng)變?cè)茍D 圖5.11 第四缸點(diǎn)火時(shí)應(yīng)力云圖 從圖5.10、5.11中，可以發(fā)現(xiàn)當(dāng)?shù)谒母c(diǎn)火時(shí)曲軸所受的應(yīng)力的最大值出現(xiàn)在第四連桿軸頸前端的曲臂與主軸頸相連過(guò)渡圓角的下部，其值σmax=89.031MPa,此工況下的最大的應(yīng)變?yōu)?.014488mm，其處于第四連桿軸頸作用面載荷的中心位置。 第二缸點(diǎn)火時(shí)的曲軸應(yīng)力應(yīng)變情況如圖5.12、5.13所示。 圖5.12 第二缸點(diǎn)火時(shí)應(yīng)變?cè)茍D 圖5.13 第二缸點(diǎn)火時(shí)應(yīng)力云圖 從圖5.12、5.13中，可以發(fā)現(xiàn)當(dāng)?shù)诙c(diǎn)火時(shí)曲軸所受的應(yīng)力的最大值出現(xiàn)在第二連桿軸頸后端的曲臂與主軸頸相連過(guò)渡圓角的下部，其值σmax=72.467MPa ,此工況下的最大的應(yīng)變?yōu)?.01393mm，其處于第二連桿軸頸作用面載荷的中心位置。 對(duì)以上的分析結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，可以發(fā)現(xiàn)當(dāng)?shù)谒母c(diǎn)火時(shí)曲軸所受的應(yīng)力出現(xiàn)峰值，其出現(xiàn)在第四連桿軸頸前端的曲臂與主軸頸相連過(guò)渡圓角的下部，其值σmax=89.031MPa,此工況下的最大的應(yīng)變?yōu)?.014488mm，其處于第四連桿軸頸作用面載荷的中心位置，如圖5.10、5.11所示。 5.8、曲軸強(qiáng)度校核 5.8.1、靜強(qiáng)度校核 靜強(qiáng)度安全系數(shù)： Sσ=σSbσmax=50489.031=5.67 （5-5） 設(shè)計(jì)安全系數(shù)為[Sσ]=1.8，Sσ>[Sσ]，因此該曲軸滿足靜強(qiáng)度要求。 5.8.2、疲勞強(qiáng)度校核 根據(jù)有限元分析結(jié)果可以指出曲軸的危險(xiǎn)截面，其是第四連桿軸頸前端曲柄和主軸頸的分界面。因此需要校核該截面的疲勞強(qiáng)度。 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)： Sσ=kNσ-1bκσεσβσσa+ψσσm （5-6） 其中， σa=σmax-σmin2；σm=σmax+σmin2 （5-7） 式5-5、式5-6中參數(shù)取值見(jiàn)表5-7。 表5-7 校核疲勞強(qiáng)度時(shí)需要使用的主要參數(shù) 參數(shù) 取值 備注 壽命系數(shù)kN 1.0 設(shè)為無(wú)限壽命 最大應(yīng)力σmax 89.031MPa 最小應(yīng)力σmin -15.7249 MPa 圓角的有效應(yīng)力集中系數(shù)κσ 1.75 查表 尺寸系數(shù)εσ 0.68 查表 強(qiáng)化表面的表面狀態(tài)系數(shù)βσ 1.1 查表 材料對(duì)應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱的敏感系數(shù)ψσ 0.43 ψσ=2σ-1-σ0σ0；σ0是處于脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力下材料的彎曲疲勞極限，一般為1.4~1.6σ-1，本文取σ0=1.4σ-1 將各參數(shù)數(shù)值代入式5-6、5-7，計(jì)算得出曲軸疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)： Sσ=kNσ-1bκσεσβσσa+ψσσm=1.0×2861.750.68×1.1×52.38+0.43×36.65=2.07 （5-8） 設(shè)計(jì)安全系數(shù)為[Sσ]=2.0，Sσ>[Sσ]，因此該曲軸滿足疲勞強(qiáng)度要求。 結(jié)論 結(jié)論 本位運(yùn)用大型三維建模軟件創(chuàng)建了曲軸的三位實(shí)體模型，并且對(duì)模型做了一些合理的簡(jiǎn)化。確保該曲軸模型可以模擬真實(shí)的曲軸。將實(shí)體模型轉(zhuǎn)為有限元分析模型，并對(duì)其進(jìn)行曲軸的靜態(tài)強(qiáng)度分析。 論文主要研究工作及結(jié)論概括如下 （1）運(yùn)用大型三維建模軟件CATIA創(chuàng)建了曲軸的三位實(shí)體模型，并且合理的簡(jiǎn)化該模型。既要保證該曲軸可以模擬真實(shí)的曲軸，又要保證有限元分析的計(jì)算量。并將該模型文件保存為與ANSYS相互通用的格式，確保ANSYS軟件打開(kāi)后不丟失任何數(shù)據(jù)。 （2）對(duì)曲軸進(jìn)行受力分析。由于曲軸的受力十分復(fù)雜，所以本文忽略了一些作用力。本文主要對(duì)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量慣性力與氣壓力進(jìn)行分析計(jì)算。 （3）使用ANSYS對(duì)曲軸模型進(jìn)行有限元分析，對(duì)曲軸模型劃分了網(wǎng)格，并按照實(shí)際情況施加約束條件。分別對(duì)四個(gè)工況進(jìn)行了分析，得出其應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D。通過(guò)云圖指出曲軸的危險(xiǎn)截面，并對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度校核。 分析結(jié)果表明，曲軸的強(qiáng)度符合要求。 參考文獻(xiàn) 參考文獻(xiàn) [1] 許兆棠，黃銀娣.汽車構(gòu)造[M].北京：國(guó)防工業(yè)出版社，2012. [2] 余志生.汽車?yán)碚揫M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2009. [3] 王新榮，陳永波.有限元法基礎(chǔ)及ANSYS應(yīng)用[M].北京科學(xué)出版社，2008. [4] 吳建華. 汽車發(fā)動(dòng)機(jī)原理[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2013. [5] 吳卓，劉曉芬.基于Pro/E和ANSYS Workbench的四缸發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸有限元模態(tài)分析[J].新技術(shù)新工藝，2014，(4):89-91. [6] 劉波.曲軸參數(shù)化建模和有限元分析[D].武漢：武漢理工大學(xué)，2006. [7] 趙劍磊.直列發(fā)動(dòng)機(jī)慣性力分析與平衡研究[D].河北：燕山大學(xué)，2014. [8] 王勝.基于UG/ANSYS的曲軸參數(shù)化建模系統(tǒng)設(shè)計(jì)及有限元分析[D].成都：西南交通大學(xué)，2012. [9] 鄧召文，陳濤.基于ANSYS的BN492發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸有限元分析[J].農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程，2010，229(8)：29-33. [10] 張健，許福忠，郭小蘭，付洵.基于ANSYS的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸有限元分析[J].機(jī)電技術(shù)，2013，（3）：102-102. [11] 劉濤.內(nèi)燃機(jī)曲軸強(qiáng)度計(jì)算[D].濟(jì)南：山東大學(xué)，2008. [12] 胡仁喜，康士廷.ANSYS14.0機(jī)械與結(jié)構(gòu)分析有限元分析從入門到精通[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2013. [13] 徐中華，張茜，程偉.基于UG和ANSYS的四缸曲軸有限元模態(tài)分析[J].機(jī)械工程與自動(dòng)化，2009，155（4）：17-19. [14] 孫軍，桂長(zhǎng)林，汪景峰.邊界條件處理對(duì)曲軸有限元分析的影響研究[J].汽車工程，2005，27（6）：724-726. [15] 王靖岳，丁旺才，王浩天.基于Pro/E和ANSYS的曲軸有限元分析[J].機(jī)械工程與自動(dòng)化，2007，140(1):54-56. [16] 江冰，李俊仙.G495發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸應(yīng)力的有限元分析[J].三西機(jī)械，2003，119(2)：24-26.