曲轴设计及静力学有限元分析

刘萍

摘要：对曲柄连杆机构进行运动学和动力学分析，应用Pro/E软件对曲轴建立实体模型，应用ANSYS 软件对模型进行有限元分析。

关键词：曲轴；静力学分析；有限元

中图分类号：U464.133+.3文献标识码：Adoi：10.14031/j.cnki.njwx.2016.04.002

0引言

作为发动机传递运动和动力的机构——曲柄连杆机构，它把活塞的往复直线运动转变为曲轴的旋转运动而输出动力。因其是发动机中主要的受力部件，其工作的可靠性决定了发动机工作的可靠性。随着发动机强化指标的不断提高，在设计过程中应保证机构具有足够的疲劳强度和刚度以及良好的动静态力学特性以适应机构更加复杂的工作条件和不断变化的周期性载荷。

1研究的主要方向

对曲柄连杆机构受力情况进行深入研究，内容有：（1）分析曲柄连杆机构中各种力的作用情况，对曲柄连杆机构进行运动学和动力学分析，并根据这些力对曲柄连杆机构的主要零部件进行强度、刚度等方面的计算和校核。（2）应用Pro/E软件对曲轴建立实体模型。（3）应用ANSYS 软件对模型进行有限元分析。

2曲柄连杆机构的类型及选择方案

根据运动学观点将内燃机中曲柄连杆机构分为三类，即：偏心曲柄连杆机构、中心曲柄连杆机构和主副连杆式曲柄连杆机构。中心曲柄连杆机构在内燃机中的应用最广泛。经过比较，本设计选择中心曲柄连杆机构。

3曲轴的工作条件和设计要求

曲轴的工作环境使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力。所以，曲轴的设计从总体结构上选择整体式，其刚度和强度较高，加工表面也比较少并具有工作可靠、质量轻的特点。此外，为了提高曲轴的弯曲刚度和强度，采用全支撑半平衡结构，即四个曲拐，每个曲拐的两端都有一个主轴颈，如图1所示。

曲轴具有以下特点：（1）为避免曲轴旋转时产生严重振动，在连杆轴颈的相反方向上设有平衡重。重心远离曲轴的旋转中心。（2）润滑油经过曲轴的油道，从主轴颈流到连杆轴颈，进行润滑。曲轴示意图如图2。

结构有限元分析中最基本的是静力分析。计算在静力载荷作用下结构的响应，即作用在结构上引起的变形、应力和应变等的研究有重要意义。通过静力分析，可以校核结构的刚度和强度是否满足设计要求。

5曲轴受力条件与简化

曲轴在运动过程中，由于主轴颈上受到约束，而连杆轴颈上受到相应的合力，所以对于曲轴的受力来说是复杂的合力，在曲轴第三个曲拐受力最大的情况下进行分析，要进行有限元化并分析，需要对曲轴进行相应的曲轴网格划分与节点划分，做一个完全瞬态分析，而由于计算机的配置等诸多方面的因素，需简化模型，降低模型的复杂程度，剔除倒角等因素。

6曲轴的静力学分析

6.1曲轴模型的导入

曲轴的结构复杂，为了减少应力集中，建模时必须简化，在整体曲轴建模时仅考虑主轴颈、曲轴轴颈与曲拐连接处的过渡圆角。使用Pro/E 建模，把Pro/E 中的曲轴模型导入到ANSYS 中，应用接口串联，将模型导入到ANSYS 14.0中，如图3所示。

6.2曲轴体分割与整合

由于曲轴的受力情况，在进行节点划分前需要进行体分割，才能在受力点位置产生节点，否则在网格划分的过程中可能出现网格未扫描出节点，从而对分析的结果产生影响。先对模型坐标系进行空间平移，移动到所要的分割平面位置，在利用布尔运算对体分割后的实体模型进行布尔加运算，进行体整合，整合成为一体的实体模型。

6.3网格划分与材料设置

本文采用几何模型网格划分法创建有限元模型。首先进行定义单元类型、单元常数、材料属性表等准备工作。

（1）前处理器preprocess—structurel—ok。

（2）定义单元类型：element—add—solid—Telonode。ANSYS单元库提供了近200多种单元类型，从普通的线单元、面单元、块单元到特殊的接触单元、间隙单元和表面效应单元等。根据计算精度、生成网格、模拟边界条件等多方面进行恰当选择。对连杆实体模型采用10节点的四面体单元类型进行网格划分，根据需要自定义全局单元尺寸大小，选择实体精度为187。

（3）定义材料属性：material prop—material models—structural—elastic—Istropic。本文模型发动机曲轴的材料是球墨铸铁，该材料的性能如表所示，参考温度设为290 K。

（4）网格化分：利用网络划分工具（Mesh Tool），对曲轴模型进行网格划分，定义精度：meshing—meshtool—smart size选择精度为3级，由于精度越高运算速度越慢，且高精度没必要，所以选择3级。划分网格如图4所示。划分的网格数66 331个，单元数42 820个。

（5）定义载荷：由曲柄连杆运动规律和工作特性了解，交变拉、压应力和弯曲应力是连杆轴颈在工作时承受的主要作用力，因此，常在连杆轴颈杆身中段、主轴颈和曲柄的过渡区、曲柄和连杆轴颈的过渡区发生疲劳断裂，如图5，作用于轴颈的作用力按表面力来计算：

①solution—defineload—apply—displacement—选择面约束，选择主轴颈的径向约束。②pressure—选择连杆轴颈上端为受力面，在缸内的气体压力、往复和旋转质量惯性力的作用下，根据已给定的发动机参数，求得此发动机连杆轴颈载荷的最大值，及随后曲轴再转过0°、90°、180°、360°时连杆轴颈载荷的数值，分别为99 129 N、38 122 N、49 452 N、17 066 N。简化受力面位180°连杆轴颈平面，面积为2243 mm2，所以当第一缸做功时各个曲拐的受力分别为44 N、16 N、22 N、7 N。③solve—currentLS—ok。

（6）查看结果：general result可用动画演示计算结果，曲轴瞬态位移，最大位移量DMX为0014 84（相对值），如图6。得出各个方向的应力云图，如图7所示。总的应力云图中最大应力为230 MPa，发生在曲轴第一缸连杆轴颈与曲柄过度圆角处，X轴的应力解SX，如图8所示，在X方向应力的极大值SMX为189256，极小值SMN为-24852。Y轴的应力解SY，如图9所示，在Y方向应力的极大值SMX为8037，极小值SMN为-6908。Z轴的应力解SZ，如图10所示，在Z方向应力的极大值SMX为8095，极小值SMN为-889。

7结果分析

经过对曲轴的有限元分析得到如下结论：连杆轴颈下侧与主轴颈上侧过渡圆角处是该曲轴主要受力区域，该曲轴受到的最大应力为230 MPa，球墨铸铁材料QT900-2，极限强度、对称循环弯曲疲劳极限、对称循环扭转疲劳极限计算结果小于许用值，则该设计强度能达到要求；对有限元分析结果有较大影响的因素有网格的划分及单元选择；证实了传统的仅以简单的缩轴颈距离而降低曲轴应力的做法是不成立的。因此，得出结论：有限元分析法使人们对零部件关键参数的理解和设计更进一步，从而使设计周期更短，费用更低，质量更高。

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