劉萍

摘要：對曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行運動學(xué)和動力學(xué)分析，應(yīng)用Pro/E軟件對曲軸建立實體模型，應(yīng)用ANSYS 軟件對模型進(jìn)行有限元分析。

關(guān)鍵詞：曲軸；靜力學(xué)分析；有限元

中圖分類號：U464.133+.3文獻(xiàn)標(biāo)識碼：Adoi：10.14031/j.cnki.njwx.2016.04.002

0引言

作為發(fā)動機(jī)傳遞運動和動力的機(jī)構(gòu)——曲柄連桿機(jī)構(gòu)，它把活塞的往復(fù)直線運動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運動而輸出動力。因其是發(fā)動機(jī)中主要的受力部件，其工作的可靠性決定了發(fā)動機(jī)工作的可靠性。隨著發(fā)動機(jī)強化指標(biāo)的不斷提高，在設(shè)計過程中應(yīng)保證機(jī)構(gòu)具有足夠的疲勞強度和剛度以及良好的動靜態(tài)力學(xué)特性以適應(yīng)機(jī)構(gòu)更加復(fù)雜的工作條件和不斷變化的周期性載荷。

1研究的主要方向

對曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力情況進(jìn)行深入研究，內(nèi)容有：（1）分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)中各種力的作用情況，對曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行運動學(xué)和動力學(xué)分析，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要零部件進(jìn)行強度、剛度等方面的計算和校核。（2）應(yīng)用Pro/E軟件對曲軸建立實體模型。（3）應(yīng)用ANSYS 軟件對模型進(jìn)行有限元分析。

2曲柄連桿機(jī)構(gòu)的類型及選擇方案

根據(jù)運動學(xué)觀點將內(nèi)燃機(jī)中曲柄連桿機(jī)構(gòu)分為三類，即：偏心曲柄連桿機(jī)構(gòu)、中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)和主副連桿式曲柄連桿機(jī)構(gòu)。中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)在內(nèi)燃機(jī)中的應(yīng)用最廣泛。經(jīng)過比較，本設(shè)計選擇中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)。

3曲軸的工作條件和設(shè)計要求

曲軸的工作環(huán)境使曲軸既扭轉(zhuǎn)又彎曲，產(chǎn)生疲勞應(yīng)力。所以，曲軸的設(shè)計從總體結(jié)構(gòu)上選擇整體式，其剛度和強度較高，加工表面也比較少并具有工作可靠、質(zhì)量輕的特點。此外，為了提高曲軸的彎曲剛度和強度，采用全支撐半平衡結(jié)構(gòu)，即四個曲拐，每個曲拐的兩端都有一個主軸頸，如圖1所示。

曲軸具有以下特點：（1）為避免曲軸旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生嚴(yán)重振動，在連桿軸頸的相反方向上設(shè)有平衡重。重心遠(yuǎn)離曲軸的旋轉(zhuǎn)中心。（2）潤滑油經(jīng)過曲軸的油道，從主軸頸流到連桿軸頸，進(jìn)行潤滑。曲軸示意圖如圖2。

結(jié)構(gòu)有限元分析中最基本的是靜力分析。計算在靜力載荷作用下結(jié)構(gòu)的響應(yīng)，即作用在結(jié)構(gòu)上引起的變形、應(yīng)力和應(yīng)變等的研究有重要意義。通過靜力分析，可以校核結(jié)構(gòu)的剛度和強度是否滿足設(shè)計要求。

5曲軸受力條件與簡化

曲軸在運動過程中，由于主軸頸上受到約束，而連桿軸頸上受到相應(yīng)的合力，所以對于曲軸的受力來說是復(fù)雜的合力，在曲軸第三個曲拐受力最大的情況下進(jìn)行分析，要進(jìn)行有限元化并分析，需要對曲軸進(jìn)行相應(yīng)的曲軸網(wǎng)格劃分與節(jié)點劃分，做一個完全瞬態(tài)分析，而由于計算機(jī)的配置等諸多方面的因素，需簡化模型，降低模型的復(fù)雜程度，剔除倒角等因素。

6曲軸的靜力學(xué)分析

6.1曲軸模型的導(dǎo)入

曲軸的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，為了減少應(yīng)力集中，建模時必須簡化，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。使用Pro/E 建模，把Pro/E 中的曲軸模型導(dǎo)入到ANSYS 中，應(yīng)用接口串聯(lián)，將模型導(dǎo)入到ANSYS 14.0中，如圖3所示。

6.2曲軸體分割與整合

由于曲軸的受力情況，在進(jìn)行節(jié)點劃分前需要進(jìn)行體分割，才能在受力點位置產(chǎn)生節(jié)點，否則在網(wǎng)格劃分的過程中可能出現(xiàn)網(wǎng)格未掃描出節(jié)點，從而對分析的結(jié)果產(chǎn)生影響。先對模型坐標(biāo)系進(jìn)行空間平移，移動到所要的分割平面位置，在利用布爾運算對體分割后的實體模型進(jìn)行布爾加運算，進(jìn)行體整合，整合成為一體的實體模型。

6.3網(wǎng)格劃分與材料設(shè)置

本文采用幾何模型網(wǎng)格劃分法創(chuàng)建有限元模型。首先進(jìn)行定義單元類型、單元常數(shù)、材料屬性表等準(zhǔn)備工作。

（1）前處理器preprocess—structurel—ok。

（2）定義單元類型：element—add—solid—Telonode。ANSYS單元庫提供了近200多種單元類型，從普通的線單元、面單元、塊單元到特殊的接觸單元、間隙單元和表面效應(yīng)單元等。根據(jù)計算精度、生成網(wǎng)格、模擬邊界條件等多方面進(jìn)行恰當(dāng)選擇。對連桿實體模型采用10節(jié)點的四面體單元類型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，根據(jù)需要自定義全局單元尺寸大小，選擇實體精度為187。

（3）定義材料屬性：material prop—material models—structural—elastic—Istropic。本文模型發(fā)動機(jī)曲軸的材料是球墨鑄鐵，該材料的性能如表所示，參考溫度設(shè)為290 K。

（4）網(wǎng)格化分：利用網(wǎng)絡(luò)劃分工具（Mesh Tool），對曲軸模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，定義精度：meshing—meshtool—smart size選擇精度為3級，由于精度越高運算速度越慢，且高精度沒必要，所以選擇3級。劃分網(wǎng)格如圖4所示。劃分的網(wǎng)格數(shù)66 331個，單元數(shù)42 820個。

（5）定義載荷：由曲柄連桿運動規(guī)律和工作特性了解，交變拉、壓應(yīng)力和彎曲應(yīng)力是連桿軸頸在工作時承受的主要作用力，因此，常在連桿軸頸桿身中段、主軸頸和曲柄的過渡區(qū)、曲柄和連桿軸頸的過渡區(qū)發(fā)生疲勞斷裂，如圖5，作用于軸頸的作用力按表面力來計算：

①solution—defineload—apply—displacement—選擇面約束，選擇主軸頸的徑向約束。②pressure—選擇連桿軸頸上端為受力面，在缸內(nèi)的氣體壓力、往復(fù)和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量慣性力的作用下，根據(jù)已給定的發(fā)動機(jī)參數(shù)，求得此發(fā)動機(jī)連桿軸頸載荷的最大值，及隨后曲軸再轉(zhuǎn)過0°、90°、180°、360°時連桿軸頸載荷的數(shù)值，分別為99 129 N、38 122 N、49 452 N、17 066 N。簡化受力面位180°連桿軸頸平面，面積為2243 mm2，所以當(dāng)?shù)谝桓鬃龉r各個曲拐的受力分別為44 N、16 N、22 N、7 N。③solve—currentLS—ok。

（6）查看結(jié)果：general result可用動畫演示計算結(jié)果，曲軸瞬態(tài)位移，最大位移量DMX為0014 84（相對值），如圖6。得出各個方向的應(yīng)力云圖，如圖7所示?？偟膽?yīng)力云圖中最大應(yīng)力為230 MPa，發(fā)生在曲軸第一缸連桿軸頸與曲柄過度圓角處，X軸的應(yīng)力解SX，如圖8所示，在X方向應(yīng)力的極大值SMX為189256，極小值SMN為-24852。Y軸的應(yīng)力解SY，如圖9所示，在Y方向應(yīng)力的極大值SMX為8037，極小值SMN為-6908。Z軸的應(yīng)力解SZ，如圖10所示，在Z方向應(yīng)力的極大值SMX為8095，極小值SMN為-889。

7結(jié)果分析

經(jīng)過對曲軸的有限元分析得到如下結(jié)論：連桿軸頸下側(cè)與主軸頸上側(cè)過渡圓角處是該曲軸主要受力區(qū)域，該曲軸受到的最大應(yīng)力為230 MPa，球墨鑄鐵材料QT900-2，極限強度、對稱循環(huán)彎曲疲勞極限、對稱循環(huán)扭轉(zhuǎn)疲勞極限計算結(jié)果小于許用值，則該設(shè)計強度能達(dá)到要求；對有限元分析結(jié)果有較大影響的因素有網(wǎng)格的劃分及單元選擇；證實了傳統(tǒng)的僅以簡單的縮軸頸距離而降低曲軸應(yīng)力的做法是不成立的。因此，得出結(jié)論：有限元分析法使人們對零部件關(guān)鍵參數(shù)的理解和設(shè)計更進(jìn)一步，從而使設(shè)計周期更短，費用更低，質(zhì)量更高。

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