ANSYS的发动机连杆的模态分析

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ANSYS 模态分析理论
模态分析是动力学分析过程中必不可少的一个步
骤， 主要用于确定机械结构和部件的固有频率和振型， 是谐响应分析、瞬态动力分析和谱分析的起点。 ANSYS 模态分析利用有限元分析理论，先把模 型离散为 n 个小单元，然后利用振动理论求解出结构 的固有频率和振型。根据振动理论，连杆结构系统的
图 5 连杆的第 5 阶振型 %*41-"$&.&/5 "6( 45&1 46# '3&2 %.9
图 11 连杆的第 11 阶振型 %*41-"$&.&/5 "6( 45&1 46# '3&2 %.9
到分析结果的正确性和合理性。本例是对连杆进行自 由状态下的振型模态分析，只考虑自重影响，不考虑 连杆在做功过程中受到的交变力，并根据实际情况施 加连杆位移约束。连杆在运动时所受主要载荷的位置 为连杆大头与曲柄销接触的表面和连杆小头与活塞销 接触的内表面，因此施加位移约束为 : 约束小头与活 塞销接触区，保留沿气缸长度方向上的移动和绕小头 孔中心线的转动自由度，其他自由度给予约束；在大 头与曲柄销的接触区，保留绕大头孔中心线的转动自 由度，其他自由度予以约束。
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
图 1 连杆的有限元模型
振动，影响发动机动态特性，在发动机设计过程中可 以通过优化结构或改进材料加以改进。
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载荷和边界条件施加
边界条件的施加与工程实际是否吻合，直接影响
图 9 连杆的第 9 阶振型
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技术聚焦 FOCUS
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2010 年 4 月
设计 · 创新
出的。 对前面建立的燃油经济性模型进行 NEDC 工况 仿真。图 12 示出优化前后，在 NEDC 工况下车速 — 时间的曲线。从图 12 可以看出，优化前 5 挡加速度 不够，所以偏离了 NEDC 工况要求车速，优化后 5 挡 加速度明显提高。图 13 示出 NEDC 工况下优化前后 的每小时燃油消耗量的曲线。虽然曲线部分区域显示 优化后油耗高于优化前，但是从整个工况来看优化后 的每小时燃油消耗量明显低于优化前的。利用 GT— post 后处理计算出 NEDC 工况下优化前后 100 km 油 耗分别是：8.423 L 和 8.085 L，可见优化后的 100 km 油耗降低了 4 百分点。
&& + Kx = F Mx （2） 这是一个二阶常系数线性齐次微分方程，由此可
导出连杆结构的固有频率与振型的特征方程：
K − ω 2Mφ = 0
（3）
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2010 年 4 月
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K式中： − ω 2Mφ — =0 —特征矢量，即为结构的正则化振型。
图 3 连杆的第 3 阶振型
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第4期
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图 6 连杆的第 6 阶振型 %*41-"$&.&/5 "6( 45&1 46# '3&2 %.9
图 12 连杆的第 12 阶振型
由图 2 ～图 12 可以看出，连杆的第 2 阶振型为 连杆中部发生一阶弯曲，弯曲沿着 Z 轴方向，连杆中 部应力比较大；连杆的第 3 阶振型为连杆中部发生的 一阶弯曲，弯曲沿 y 轴方向，连杆中部靠近小头的部 位应力较大；连杆的第 4 阶振型为连杆中部的两阶弯 曲，弯曲方向沿着 Z 轴方向；连杆的第 5 阶振型为连
Lanczos 方法进行求解， 取 2 000 Hz 以下的模态。 通过 计算结果， 计算发现在 2 000 Hz 以内的频率共有 12 阶， 如表 1 所示。 发动机连杆的振型， 如图 2 ～图 12 所示。
表 1 连杆固有频率计算结果 阶数 1 2 3 4 5 6 计算值 26.302 324.59 347.56 929.76 1 065.2 1 391.6 阶数 7 8 9 10 11 12 计算值 1 446.3 1 451.7 1 631.7 1 768.7 1 855.2 1 900.7 Hz
2010(4)
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ANSYS 的发动机连杆的 模态分析
李腾腾 钟绍华 （武汉理工大学汽车工程学院）
摘要： 发动机连杆的动态特性研究是提高发动机性能的重要途径，模态分析是对连杆动态特性进行合理评价的重要 手段。文章利用 ANSYS 软件建立了某发动机连杆的三维模型，通过计算得出了该连杆的模态分布情况以及每一模 态下的振型，找出了连杆结构上的薄弱环节。指出在连杆设计过程中要采取抗弯扭措施，尽量减少变形对连杆性 能的损失。 关键词： 发动机； 连杆； 模态分析； 有限元法
图 7 连杆的第 7 阶振型 "6( %*41-"$&.&/5 45&1 46# '3&2 %.9
杆中部的 2 阶弯曲，弯曲方向沿着 y 轴上下摆动；连 杆的第 6 阶振型为连杆头部的局部弯曲，连杆大头部 分的顶端应力最大；连杆的第 7 阶振型为第 6 阶振型 的基础上引起连杆中部发生同步的弯曲，弯曲方向沿 着 Z 轴方向；连杆的第 8 阶振型为连杆沿着轴线方向 发生拉伸，大头和小头部分严重失圆。大头部分发生 严重变形；连杆的第 9 阶振型为连杆大头的局部弯扭
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由表 1 可以看出，在 400 Hz 以下的频率有 3 个， 1 000 ～ 2 000 Hz 以内的有 8 个，在 1 300 ～ 1 900 Hz 频率段内，平均每 100 Hz 均有一阶模态，模态分布 比较密集，并且相邻的模态频率之间相差特别小。由 计算结果可以得出，在发动机工作过程中由于连杆模 态密集，很容易发生共振的响应，从而引起连杆的动 应力过大，以至于出现疲劳和裂纹等损坏现象。特别 是在 400 Hz 以下的第 1、 第 2 及第 3 阶模态， 频率较低， 而发动机在低频段内的激励也较大，极易引起较大的 动态响应。 第 2 阶和第 3 阶模态之间的频率相差 23 Hz、 第 7 和第 8 两阶模态的频率相差仅为 5 Hz，相邻的 两阶模态之间频率相差较小，易引起相邻模态的耦合
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图 4 连杆的第 4 阶振型 "6( %*41-"$&.&/5 45&1 46# '3&2 %.9
图 10 连杆的第 10 阶振型 "6( %*41-"$&.&/5 45&1 46# '3&2 %.9
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连杆有限元模型建立
有限元模型建立的好坏对有限元分析结果有很大
的影响，在连杆静力分析时可以采用平面对称结构 对连杆进行应力和强度分析，但在模态分析中，平面 或梁系结构很难模拟连杆的真实结构。因此文章利用 ANSYS 建立连杆的三维模型，避免从其他 CAD 软件 导入 ANSYS 软件中带来的很多问题。为了便于整体 分析，把连杆大头的部分结构做成一个整体结构，减 少了螺栓连接，并在相应位置做了倒角处理，使三维 连杆模型更加接近实际。 在有限元模型中，网格划分要综合考虑连杆模型 和计算机资源配置情况，达到网格数量的最优化，得 到符合实际的仿真结果。连杆模型是三维模型，因此 文章采用 solid92 单元，该单元是四面体单元，划分 网格后的连杆模型有 4 104 个单元，7 655 个节点。 建立的有限元模型，如图 1 所示。
活塞连杆组整体性能的好坏对发动机性能和寿命 有很大的影响 。而连杆作为传递交变力的部件，工
[1]
动力学微分方程可表示为：
&& + Cx & + Kx = F Mx
（1）
作条件极为恶劣。 传统的连杆设计基本上为静态设计， 式中： M——连杆质量，kg； x——连杆的振动位移，m； 对连杆的动态特性很少涉及，但是随着发动机高速化 和大功率化，静态设计越来越不能满足需要 [2]。模态 分析在评价发动机连杆动态特性时有巨大的优势，文 章基于 ANSYS 建立连杆的三维模型并进行模态分析， 计算分析连杆的动态特性，找出发动机连杆的设计缺 陷并加以改进，缩短研发周期，降低研发成本。 C——阻尼系数，N/(m/s)； K——刚度系数，N/m； F——外部载荷，N。 若令 C=0 和 F=0，便得到结构的无阻尼自由振 动方程。对于连杆结构的模态计算来说，阻尼对结构 的固有频率和振型的影响很小，可以忽略不计，因此 式（1）变为：
图 8 连杆的第 8 阶振型 "6( %*41-"$&.&/5 45&1 46# '3&2 %.9
变形，严重影响曲柄销、轴瓦和连杆大头的配合；连 杆的第 10 阶振型为典型的弯扭变形，连杆发生严重 变形，影响连杆的工作性能和寿命；连杆的 11 阶振 型为 3 阶弯曲变形，弯曲方向为 Z 轴，左右沿波浪线 摆动，使连杆发生严重的弯曲变形；连杆的 12 阶振 型为 3 阶弯曲变形，弯曲方向为 y 轴，上下沿波浪形 摆动。 （下转第 32 页）
图 2 连杆的第 2 阶振型 %*41-"$&.&/5 45&1 46# '3&2 %.9 "6(
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连杆模型模态求解与分析
根据上述载荷和约束，对发动机连杆进行模态
分析。在发动机实际工作过程中，发动机的工作频 率一般在 2 000 Hz 以下，因此在计算中，运用 Block
Modal Analysis of Engine Connecting Rod Based on ANSYS
Abstract: The research on dynamic characteristic of connecting rod is an important way to improve the performance of engine and the dynamic characteristics of connecting rod can be evaluated effectively by modal analysis. In this paper, a three-dimensional model of a connecting rod is set up based on ANSYS software, and the modal analysis theory is analyzed by calculating. Through modal analysis, distribution of modes and associated modal shapes are acquired, the weak points of connecting rod have been found out at the same time. This paper points out that in the design of connecting rod, we should take anti-torsion measures and reduce loss of the performance of connecting rod resulted from torsion. Key words: Engine; Connecting rod; Modal analysis; Finite Element Method(FEM)