曲轴的疲劳和模态分析

模态阶数 模态计算结果 (固有频率) (H z)
1
146. 74
2
172. 74
3
397. 89
4
427. 81
5
469. 96
6
544. 92
振型
X 方向一弯 Y 方向一弯 X 方向两弯 Y 方向两弯
弯扭
轴向扁振
(下转第 35 页)
·26·
汽车研究与开发
环境与能源
5 结束语
目前环境污染带来的问题日渐严重, 城市空气质量 的恶化, 全球大气变暖, 这些与我们密切相关的环境状 况使我们忧虑, 经济发展与生活环境恶化之间的矛盾日 渐突出。目前减少汽车排放污染的主要手段是提高燃油 的质量和对尾气排放进行控制, 推行汽油无铅化和使用 代用燃料。 但仅仅这些还是不够的, 还应制订适合我国 国情的汽车排放标准, 建立完善的汽车排放控制管理系 统, 对汽车排气污染进行深入全面的控制, 同时广泛地 对汽车尾气污染的危害进行宣传, 督促车主对车辆实行 妥善的维修和保养, 改善车辆的使用状况, 以达到减少 尾气排放的目的。
受力工况 压工况 拉工况
表 1 带平衡块曲柄最值 (单位: M Pa)
最值节点号 633 号
最值应力 + 103. 20
相对工况应力 - 31. 85
应力幅 Ρm 67. 53
2 6wk.baidu.com8
- 85. 73
- 0. 01
42. 86
4 490
+ 20. 51
- 52. 93
36. 72
633
- 31. 85
曲轴所受的最大拉伸载荷在进气冲程开始的上止
点附近其值为:
P lmax = P r1 - P r2 - P r3 = 240 17. 4 N
(6)
确定曲轴的计算工况为两个 (图 1) , 分别对应于上
述两种最大载荷。
根据以往的计算经验, 假定压力分布规律沿轴向均
匀分布, 沿轴颈圆周方向 120°按余弦分布规律分布。连
69. 61
2631
- 90. 16
- 0. 01
45. 08
4326
+ 20. 22
- 45. 15
32. 69
634
- 32. 69
+ 106. 52
69. 61
平均应力 Ρa 36. 91
- 45. 09 - 24. 93
36. 91
图 4 拉、压工况下应力视图
3 曲轴的疲劳计算
整体曲轴的断裂, 在多数情况下首先在曲柄销圆角
Pg =
1 4
ΠD
2P
=
1 4
Π×
(102
×
10-
3) 2
× (130 - 1) = 105 409. 5 N
(1)
2) 连杆总成的往复惯性力 P r1和活塞组的往复惯性
力 P r2:
P r1 =
m
r
L L
2
(1
+
R L
)
rΞ2
=
2. 1 ×
60 192
×
(1
+
0. 312 5) × 0. 06
n=
n2
Κd C
式中: Κd 为动力强化系数, 查表得 Κd = 1. 28。
C 为动荷系数, 一般 C = 1. 1～ 1. 3, 高速发动机取
上限, 故取 C = 1. 3。
n=
n2
Κd C
=
1.
2. 45 28 × 1.
3
=
1. 47
根据文献[ 3 ]中安全系数的设计要求, 计算所得的
曲轴疲劳安全系数满足通常的要求, 即在 1. 3～ 1. 8 的
杆轴颈载荷分布规律如图 2 所示。
①约束主轴颈上 (下) 表面 120°范围内 x 和 y 向位 移; 在曲柄销对称面上施加对称约束;
②在曲柄销轴颈下 (上) 表面 120°范围内施加均布 载荷。 2. 3 网格划分
由于曲柄受弯矩作用时的危险截面在圆角处, 该处 的网格应细化, 而轴颈部分可相对降低网格密度。 对上 述分析模型的网格划分分步进行。 对于轴颈部分使用 sw eep 的方法划分为 8 节点的六面体网格, 单元边长 10 mm ; 对于曲柄臂部分采用 sm a rt 的智能网格工具划分 为 8 节点四面体单元, 单元边长 8 mm , 精度 9 级。 图 3 是压工况不带平衡块曲轴网格及边界条件视图。
曲轴是一异常长轴类零件, 具有轴向线不连续、长 径比大、结构复杂等特点, 从总体上来看, 曲轴不是对称 或反对称体, 对曲轴进行有限元模态分析时必须取整体 为研究对象。图 5 和图 6 分别为所建的曲轴实体和有限 元网格模型图。
图 5 曲轴实体模型
图 6 曲轴网格模型
4. 2 模态计算分析结果
表 3 模态计算结果
范围内, 因此该曲轴的疲劳强度达到要求。
4 曲轴的模态分析
随着大功率柴油机向高速化、紧凑化方向发展, 曲
轴的载荷和工作条件也更加苛刻。在周期性变化的大载 荷作用下, 曲轴系统可能在发动机转速范围内发生强烈 的共振, 动应力急剧增加, 致使曲轴过早地出现弯曲疲 劳破坏和扭转疲劳破坏, 因此有必要对曲轴进行动态特 性分析和动态响应分析。 4. 1 曲轴模型的建立
该直列 6 缸高速柴油机曲轴, 总长 867. 0 mm , 7 个 主轴颈, 6 个连杆轴颈, 分别在第 1、第 3、第 4、第 6 连杆 轴颈上设有非轴线对称平衡块, 止推轴颈为第 6 主轴颈。
曲轴的疲劳计算基于曲轴的静应力计算结果。在静 应力计算部分采用分段法计算, 实际计算模型取带平衡 块和不带平衡块曲柄的二分之一模型, 并去除油孔和某 些部位的倒角。 模态分析部分取整个曲轴, 由于模态分 析对结构的要求相对较低, 省略某些结构细节不会对计 算造成大的影响, 故在模态分析部分对模型进行进一步 简化, 除省略油道外还去除所有的倒角面[2]。
图 3 压工况不带平衡块曲轴网格及边界条件视图
图 2 连杆轴颈载荷分布规律
对应于两种计算工况, 在AN SYS 中施加的边界条件为:
2. 4 拉、压工况的计算结果 对所建模型采用程序提供的求解器求解, 得到应力
分布的计算结果。 结果显示, 不论是带平衡块曲柄还是 不带平衡块曲柄其最大应力点均为曲柄销圆角部分, 且 不带平衡块曲柄的最大应力略大于带平衡块曲柄最大 应力。结果列表中的最值节点的含义是该工况下模型上 应力绝对值最大的节点, 最值应力以实际值给出。 表 1 是计算结果, 图 4 是拉、压工况计算结果的应力等色线图。
ΕΡ——绝对尺寸影响系数, 它表示因实际曲轴的绝 对尺寸与试件不同时, 两者疲劳极限相比的 百分比数。研究和经验都表明大尺寸和非圆
形截面的零件达不到小圆试件棒上的疲劳
强度值。 查参考文献[ 6 ]得到 ΕΡ= 0. 702 K Ρ—— 曲轴有效总不均匀度系数。 由于曲轴圆角
应力的增高是两个因素造成的, 一是半径 过小造成局部应力提高; 二是曲柄形状复 杂造成的应力不均匀。 圆角形状系数可用
2 曲轴的静应力
2. 1 曲轴模型的建立 由于曲轴结构是不对称的, 有相当部分的圆弧、斜
面等不规则几何特性存在。在AN SYS 里进行实体建模 需 消 耗 大 量 时 间 而 且 建 模 困 难, 故 选 用 CAD 软 件
PRO E 对曲轴实体建模, 将建好的模型转化为 CAD 图形通用 IGES 文件格式, 然后读入 AN SYS 进行网格 剖分并作相应的分析。
nΡ =
Ρ- 1 KΒΡΕkΡΡΡa + 7 ΡΡm
=
240. 23
69.
91
×
1. 1.
55 × 45 ×
0. 0.
805 702
+
0. 333 3 × 36. 92
= 2. 45
考虑到多缸发动机曲轴一般扭转振动以及动载荷
对曲轴的冲击作用将增大曲轴应力。 因此, 再引用动力 强化系数 Κd 和动荷系数 C 修正原有的安全系数 n2:
文献[ 6 ]得到 Β= 1. 45 7 Ρ—— 材料对应力循环不对称的敏感系数, 因曲
轴的材料的疲劳强度一般是指为对称循
环下的极限应力, 而曲轴承受的载荷属于
2003 年第 5 期
·25·
设计与计算
非对称循环, 其工作应力也成非对称循环变 化。 查参考文献[ 3 ]计算得到 7 Ρ= 0. 333 3
1 引言
曲轴是发动机中最重要、载荷最大、价格较贵的零 件之一。 在设计上必须正确选择曲轴的尺寸参数、结构 形式、材料与工艺, 以求获取最为满意的经济效果。随着 发动机的发展和强化, 曲轴的工作条件愈加苛刻, 保证 曲轴的工作可靠性是至关重要的。因此对曲轴进行结构 上的疲劳强度和模态分析是非常必要的[ 1 ]。本文利用通 用有限元分析软件AN SYS 对某康明斯发动机曲轴的 疲劳强度和模态进行有限元分析。
两个系数的乘积表示:
ΑΡP = ΑΡ1ΑΡ2 ΑΡp ——圆角弯曲形状系数, 由公式求得 ΑΡp = 1. 770 2
ΑΡ1 —— 因圆角半径过小引起的固有应力集中系 数, 查参考文献[ 6 ]得到 ΑΡ1= 2. 2
ΑΡ2 ——总应力不均匀度系数, 由下式确定:
ΑΡ2 = ΑΡp ΑΡ1 = 0. 805 这里近似取: K Ρ= ΑΡ2= 0. 805
P r3 =
L mr
L
L
2 rΞ2
=
2.
1
×
132 192
× 0.
06 ×
(2 800 × 2Π) 2 60
=
829 3. 9 N
(4)
因此, 曲轴所受的最大压缩载荷在膨胀冲程上止点
附近 (爆压状态下) , 其值为:
P ymax = P g - P r1 - P r2 - P r3 = 813 92. 1 N (5)
2. 2 曲轴载荷的施加[3 ] 曲轴是在不断周期性变化的气体压力、往复和旋转
运动质量的惯性力, 以及它们的力矩 (扭矩和弯矩) 共同 作用下工作的。 曲轴在工作时发生扭转变形和弯曲变
形; 实践和理论分析表明, 对于各种曲轴, 弯曲载荷是其 破坏的主要影响因素。而弯曲载荷是由连杆直接作用于
曲轴上的。 作用于曲轴上的弯曲载荷主要有 3 种: 1) 活塞连杆组作用到曲轴上的总压力(方向向下) P g:
拥有一个清洁舒适安全的自然环境, 是全人类共同 的心愿。 采取有效的措施对汽车排放进行控制, 减少汽 车排放对大气造成的污染, 需要大家共同的努力。
参 考 文 献
1 王建昕, 傅立新, 黎维彬. 汽车排气污染治理及催化转化器 [M ]. 北京: 化学工业出版社, 2000
设计与计算
曲轴的疲劳和模态分析
湖北汽车工业学院 马 迅 左远化
[ 摘要 ]利用 CAD 软件 PRO E 对东风汽车公司生产的康明斯某型号柴油发动机曲轴建立了三维实体模型, 通过 IGES 文件载入工程分析软件 AN SYS 中, 对不带平衡块的曲柄和带平衡块的曲柄进行网格剖分和边界条件的施加, 分析了静应 力分布情况, 并在此基础上完成了曲轴的疲劳强度计算。对简化的曲轴三维有限元模型, 进行了前 6 阶自由模态的计算。为 曲轴的设计以及改进提供了参考依据。 关键词: 曲轴 有限元法 弯曲疲劳 模态
×
(2 800 × 60
2Π) 2
=
333 3. 4 N
(2)
P r2 =
m jz (1 +
R L
)
rΞ2
=
1. 83 × 1. 312 5
×
0.
06
×
(2 800 × 2Π) 2 60
=
123 90. 1 N
(3)
3) 连杆大头的旋转惯性力 P r3:
2003 年第 5 期
·23·
设计与计算
+ 103. 20
67. 53
平均应力 Ρa 35. 68
- 42. 76 - 16. 21
35. 68
·24·
汽车研究与开发
受力工况 压工况 拉工况
设计与计算
表 2 不带平衡块曲柄最值 (单位: M Pa)
最值节点号
最值应力
相对工况应力
应力幅 Ρm
634
+ 106. 52
- 32. 69
出现疲劳裂纹, 随后裂纹向曲柄臂发展而导致整根曲轴
的断裂。只在个别情况下因曲轴支承的局部损坏引起支
座弯矩急剧增加而造成主轴颈圆角损坏。这主要是由于
主轴颈圆角应力以压应力为主, 致使其抗交变载荷的能
力增强。 因此, 通常仅对承载 (应力幅) 最大曲柄的曲柄
销圆角进行疲劳强度计算就能满足要求。
曲柄销圆角弯曲疲劳强度安全系数可用下式计算[ 4 ]:
nΡ =
Ρ- 1 KΒΡΕkΡΡΡa + 7 ΡΡm
(7)
式中: Ρ- 1 ——材料弯曲疲劳极限, Ρ- 1= 240. 23 Ρa —— 曲轴弯曲时的名义应力幅, 由前一步计算 得 Ρa= 69. 91 Ρm —— 曲轴弯曲时的名义平均应力, 由前一步计 算得 Ρm = 36. 92 k Ρ—— 曲轴弯曲时得应力集的中系数, 查参考文 献[ 6 ]得到 k Ρ= 1. 55 Β—— 强化系数, 表明不同加工方法和工艺措施 对曲轴圆角部位疲劳强度的影响。 查参考