基于CATIA 与ANSYS workbench的四缸发动机曲轴有限元分析

张德虎，刘 爽

(辽宁机电职业技术学院，辽宁 丹东 118009)

0 引言

曲轴是发动机的重要组成部件，其结构性能(强度、刚度)直接关系到发动机的动力输出和安全寿命，更是对发动机的NVH有着重要的影响[1,2]。曲轴承受气缸内强大的气体压力和往复的质量惯性力引起的周期性变化载荷，可能会引起曲轴疲劳失效，进而会产生变形和断裂现象，影响其使用寿命[3]。

曲轴在设计时必须要考虑载荷、振动、噪声等特性的影响[4]，因此,模态分析是必不可少的。由于传统对曲轴形状及其载荷进行经典力学分析具有一定局限性，而ANSYS workbench中的模态分析作为一种研究结构动力特性的有限元分析方法，可实现几何形状、边界条件、材料属性和施加载荷等参数优化，能有效地降低产品的成本，缩短成品的设计周期[5]。

1 曲轴三维实体模型

本研究的发动机曲轴共有连杆轴4个和主轴颈5个，主要参数如下：主轴颈直径和长度分别为85mm和 36mm，连杆轴颈直径和长度分别为70mm和40mm，曲柄臂厚度为24.4 mm，平衡重宽度为24.4mm。曲轴是较为复杂的实体，为了避免在ANSYS workbench 中建模的难度，选择软件CATIA V5R20进行实体建模，由于CATIA 与ANSYS workbench没有直接接口，需转换文件为.igs格式来实现数据的传输。利用CATIA 软件完成曲轴实体模型，如图1所示。

图1 曲轴三维实体模型

2应力分析和位移分析

2.1 单拐模型的建立

为了提高计算精度，未对模型进行过多简化修改，直接将整体模型导入有限元分析软件中进行计算。四缸发动机曲轴结构复杂、单元数多，计算量大，曲轴工作时应力和位移的分布可以通过对单拐模型的研究获得。采用CATIA V5R20软件建立单拐实体模型(如图2所示)，将实体模型导入workbench分析软件，采用自动网格划分，选用Mesh 200单元，光滑处理选择Medium，其中材料特性参数如下：材料为40Cr，密度ρ为7850kg/m3，弹性模量为200Gpa，泊松比为0.3，在曲轴的有限元模型中，共有18663个节点，10946个有限单元，得到曲轴单拐的有限元模型，如图3所示。

图2 曲轴单拐实体模型

图3 单拐有限元模型

2.2 边界条件计算

2.2.1 载荷边界条件

(1)当作用在曲轴上的活塞连杆组时，Pg方向向下，大小：Pg=113625N

(2)往复惯性力Pr1(连杆总成)、往复惯性力Pr2(活塞组)。Pr1=1433.76N，Pr2=6804.54 N。

当曲轴在膨胀冲程上止点附近时，处于爆压状态下，最大压缩载荷值为：

Pymax=Pg-Pr1-Pr2-Pr3=103715.27 N

曲轴在进气冲程上止点附近时，最大拉伸载荷值：

Plmax=Pr1+Pr2+Pr3=9909.73 N

以上两种极限载荷，对于的计算工况如图4所示。

图4 曲轴运动工况

两种工况下，最大载荷沿曲轴轴颈120o周围均匀施加，此时连杆轴颈的均布压强P计算公式如下：

P是作用在连杆轴颈上的最大载荷，工况1时为Py，工况2 时的载荷为Pl，积分计算如下：

图5 两种工况均布压强示意图

2.2.2 约束边界条件

以上两种极限工况，在ANSYS workbench中施加的边界条件如下：

1)当约束主轴颈表面120o范围内沿X和Y轴位移时，约束连杆轴颈中心横截面向Z轴位移。

2)施加均布载荷作用在连杆轴颈下(上)范围120o范围内。

2.3 曲轴单拐分析计算

图6(a)和图6(b)是曲轴单拐在挤压工况下的变形图和应力图。

图6 单拐受压工况变形图、压力图

由图6(a)可知，挤压工况最大位移为0.03425mm，出现在右端平衡重最下端，其他部位变形较小。

由图6(b)可知，挤压工况下主轴颈和连杆轴颈与曲拐过渡圆角处出现应力集中现象，最大应力值为82.525MPa。该处是应力较大的危险区域。

图7 曲轴单拐受拉变形图和压力图

由图7(a)可知，受拉工况下最大位移值为0.003277mm，出现在右端平衡重最下端处，该处变形较大。

根据图7(b)在受拉工况下主轴颈与曲拐的过渡圆角处出现应力集中现象，最大值为9.7548MPa，是受力较大的危险区域。

以上是应力较大的危险区域，实际生产时应采用滚压强化、表面淬火等措施进行预防处理。在对曲轴进行设计时，通过增加曲柄厚度、增大曲轴过渡圆角数值等方式来改变结构参数，从而改善压力集中现象。

3 模态分析

由于曲轴具有不对称、轴线不连续、结构复杂等特点，所以对曲轴进行模态分析时，必须要以整体曲轴为研究对象。利用CATIA V5R20软件来建立曲轴的整体模型，将建好的模型以.igs格式的文件导入到ANSYS workbench中，考虑到计算精度和工作量，选用Solid187单元，采用自由网格方式网格划分，相关性为fine，光滑度为medium，得到的网络模型单元个数为25770，节点个数为44899。(如图8所示)

图8 建立有限元实体模型

3.3 模态计算结果分析

通过采用Block Lanczos提取算法进行曲轴模型的前12 阶模态分析，计算其12阶数和频率数值如表1所示。

表1 曲轴的前12阶振动频率

从表1可知，曲轴在1阶到6阶情况下，曲轴在X、Y、Z轴的刚体位移和XY、YZ、XZ轴的扭转位移，频率在0Hz左右，没有影响，只分析7阶到12阶的计算结果。图9(a)～(f)是曲轴7-12 阶的振型图。结果表明，当曲轴通过11阶模态分析时，其振动频率达839.28Hz，最大变形为16.126mm，此时曲轴振动和变形最为严重。

本分析结果可为发动机曲轴的设计及优化提供科学的参考依据。

4 结语

研究表明，曲轴挤压工况的最高应力为82.525MPa，受拉工况最大应力9.7548MPa，均出现在主轴颈-曲拐过渡圆角处，该处为应力较大危险区域。当曲轴通过11阶模态分析时，振动频率高达839.28Hz，最大变形为16.126mm，振动和变形最为严重，可用滚压强化、表面淬火等方法处理。分析结果为曲轴优化设计提供了科学依据，可有效降低曲轴设计与制造成本。

图9 7-12阶振型图