【導(dǎo)讀】集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫的成果作品。本人完全意識到本聲明的法律后果由本人承。學(xué)位論文管理部門或機構(gòu)送交論文的復(fù)印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。種是以曲軸為例的發(fā)生于曲軸過渡圓角處的拉伸疲勞斷裂。后進行結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)的設(shè)計、強度復(fù)核及曲軸樣品試驗,最后確定曲軸的結(jié)構(gòu)。作狀態(tài)下過渡圓角處的應(yīng)力集中則是設(shè)計曲軸時的一個難點。目前,根據(jù)名義應(yīng)力和應(yīng)力集中系數(shù)計算曲軸應(yīng)力的傳統(tǒng)方。但總體來看,已有的曲軸有限元分析的研究對象都是針對某種具體型號曲軸,而。動應(yīng)力,致使曲軸過早地出現(xiàn)彎曲和扭轉(zhuǎn)疲勞破壞。計算,還有必要進行動態(tài)特性分析。目前，復(fù)雜結(jié)構(gòu)振動分析已發(fā)展到很高水平，曲軸軸

　　

【正文】 下圖 11 為分析過程圖 。 武漢理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） _______________________________________________________________________________ 21 圖 11 應(yīng)變云圖分析過程 第一個氣缸發(fā)火時應(yīng)變?nèi)鐖D 4 所示 ,最大變形位于第一連桿軸頸與曲柄的圓角過渡處 ,變形量為 。通過對各缸發(fā)火時的靜力分析可得出 ,在三缸發(fā)火時 ,變形量最大 ,變形量為 。根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)可得 ,曲軸的變形量較小 ,滿足剛度要求。 由圖可以看出 ,柴油機應(yīng)變最大處在曲軸承受載荷最大處 ,即哪個氣缸在發(fā)火最高點時 ,該曲軸連桿軸頸的受力部位的應(yīng)變是最大的。 武漢理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） _______________________________________________________________________________ 22 5 曲軸的模態(tài)分析 模態(tài)分析技術(shù)是現(xiàn)代機械產(chǎn)品結(jié)構(gòu)動 態(tài)設(shè)計、分析的基礎(chǔ) ,是近些年來迅速發(fā)展起來的分析結(jié)構(gòu)系統(tǒng)動態(tài)特性的強有力的工具。模態(tài)是指結(jié)構(gòu)在它的自由振動時所具有的若干階固有頻率的振型 ,它是機械結(jié)構(gòu)振動系統(tǒng)特性的一種表征。結(jié)構(gòu)的模態(tài)分析是結(jié)構(gòu)動力學(xué)分析的基礎(chǔ) ,通過對結(jié)構(gòu)進行模態(tài)分析 ,可以評估結(jié)構(gòu)的動力特性。在進行結(jié)構(gòu)設(shè)計時 ,必須考慮結(jié)構(gòu)的受激頻率是否接近該結(jié)構(gòu)的自然頻率。模態(tài)分析用于確定設(shè)計中的結(jié)構(gòu)或機器部件的振動特性固有頻率和振型。結(jié)構(gòu)固有頻率的振型是由機械的材料和結(jié)構(gòu)特性所決定的 ,與載荷條件無關(guān) ,是結(jié)構(gòu)本身固有的動態(tài)特性。 現(xiàn)代汽車對發(fā)動機的 要求越來越高，而曲軸又是發(fā)動機的重要組成之一，發(fā)動機曲軸的動態(tài)特性對發(fā)動機整機的動態(tài)特性都有重要影響。因此要求曲軸不僅應(yīng)具有較高的靜態(tài)強度與剛度 ,而且應(yīng)具有良好的動態(tài)特性 ,所以對曲軸結(jié)構(gòu)動態(tài)性能進行分析就顯得非常重要。本文采用有限元方法建立曲軸的有限元模型 ,通過有限元分析技術(shù) ,對曲軸進行動態(tài)分析 ,計算曲軸固有頻率和模態(tài)振形 ,從整體上考慮曲軸的總體剛度與局部強度問題 ,并進一步考察優(yōu)化曲軸的動態(tài)特性。本章基于有限元模態(tài)分析理論 ,對發(fā)動機曲軸進行了模態(tài)分析研究。曲軸模態(tài)分析是其結(jié)構(gòu)動力學(xué)分析的基礎(chǔ) ,通過對曲軸進行 模態(tài)分析 ,可以獲得其結(jié)構(gòu)動力學(xué)特性 ,對其結(jié)構(gòu)設(shè)計改進乃至發(fā)動機整機性能的提高都有很好的指導(dǎo)作用。 基于 ANSYS 的有限元模態(tài)分析的基本過程 ANSYS 中的模態(tài)分析涉及到求解特征值的方法， ANSYS 提供的模態(tài)提取方法共有七種 :子空間法、分塊法、縮減法、動態(tài)提取法、非對稱法、阻尼法以及 QR 法。一般模態(tài)分析的過程包括有建模、加載及求解、擴展模態(tài)、觀察結(jié)果四個步驟。 第一步是建模，模態(tài)分析時也需要建模 ,模態(tài)分析建模與靜力學(xué)建模的思路大致相同，首先要定義單元類型以及材料特性 ,然后再建立幾 何模型、劃分網(wǎng)格。建模時需注意 :必須定義材料的彈性模量和密度；模態(tài)分析是線性分析 ,可以不考慮非線性部分。 第二步是加載并求解，首先要定義分析的類型、施加相應(yīng)的約束、設(shè)置必武漢理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） _______________________________________________________________________________ 23 要的載荷類型選項 ,然后再對曲軸的固有頻率進行求解。 第三步是擴展模態(tài)，為了方便查看模態(tài)分析結(jié)果 ,需要擴展模態(tài) ,也就是將相應(yīng)的振型寫到儲存結(jié)果的文件中。 第四步是觀察結(jié)果，對曲軸的應(yīng)力、應(yīng)變、頻率以及振型等進行分析。 ISDe245 發(fā)動機曲軸的模態(tài)分析 根據(jù)振動理論得知 ,在構(gòu)件的振動過程中 ,一般只有少數(shù)幾個低 階共振情況較為危險，高階所對應(yīng)的振型在振動過程中對結(jié)構(gòu)的振動影響較小 ,而且高頻率所對應(yīng)的振型會因為結(jié)構(gòu)中阻尼的存在而快速衰減。所以在求解模態(tài)中 ,選取曲軸前 6 階振型進行分析。這樣不需要求解出所有的固有頻率及振型，大大簡化了計算量和分析的復(fù)雜性。 有限元模型的建立 對曲軸進行模態(tài)分析時 ,由于曲軸的結(jié)構(gòu)復(fù)雜和不對稱性 ,為了獲得整體的分析計算結(jié)果，我們要以整根曲軸為研究對象。在計算模態(tài)分析需要施加約束 ,而施加約束的方式又取決于所要分析的頻率。當(dāng)約束施加的不同時 ,會影響到系統(tǒng)的剛度和強度 ,從而也會影響到計算出 來的曲軸的頻率。本文主要研究的是曲軸在發(fā)動機運轉(zhuǎn)時是否會發(fā)生共振的問題 ,需要獲得曲軸的固有頻率 ,在計算時 ,為了模擬該自由狀態(tài) ,需要在不附加任何約束與力的條件下來計算曲軸的自由模態(tài)，從而得到曲軸的固有頻率。本文運用 Catia 建立實體模型后導(dǎo)入 ANSYS 中后，得到的有限元模態(tài)分析模型如圖 12 所示： 圖 12 模態(tài)分析模型 模態(tài)結(jié)果分析 武漢理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） _______________________________________________________________________________ 24 發(fā)動機發(fā)生共振一般是較低的諧次頻率，運用 ANSYS 進行模態(tài)分析時 ,我們只需要擴展并提取出曲軸的前 6 階諧 次。本文將利用 ANSYS 中的 BlockLnaczos法進行模態(tài)分析，并提取曲軸的前 6階非零模態(tài)。結(jié)果如下圖所示： 圖 13 X 軸向分析結(jié)果 X 軸向第一階模態(tài)頻率為 ,第二階模態(tài)頻率為 ,第三階模態(tài)頻率為 ,第四階模態(tài)頻率為 ,第五階模態(tài)頻率為,第六階模態(tài)頻率為 。 圖 14 Y 軸向分析結(jié)果 Y 軸向第一階模態(tài)頻率為 ,第二階模態(tài)頻率為 ,第三階模態(tài)頻率為 ,第四階模態(tài)頻率為 ,第五階模態(tài)頻率為,第六階模態(tài)頻率為 。 武漢理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） _______________________________________________________________________________ 25 圖 15 Z 軸向分析結(jié)果 Z 軸向第一階模態(tài)頻率為 ,第二階模態(tài)頻率為 ,第三階模態(tài)頻率為 ,第四階模態(tài)頻率為 ,第五階模態(tài)頻率為,第六階模態(tài)頻 率為 。 基于本課題無實物曲軸作研究對象 ,無法進行真實的模態(tài)試驗 ,所以 ,只能將有限元模態(tài)計算結(jié)果與同類型的發(fā)動機曲軸所進行的模態(tài)試驗結(jié)果加以比較來判斷其模型及其結(jié)果的正確性。根據(jù)比較可以得知兩者結(jié)果相似，各階模態(tài)振型也大致相同 ,因此可以認(rèn)為曲軸的模態(tài)計算是成功的 ,所建立的有限元計算模型是正確的 ,計算結(jié)果能真實反映曲軸的固有特性，這也是仿真分析的優(yōu)勢所在。 根據(jù)上面的計算結(jié)果和曲軸模態(tài)振型可知 ,在曲軸的前 6 階諧次中 ,其最低頻 ,隨著諧次的上升 ,其頻率也會相應(yīng)增加。如果從 發(fā)動機各部件之間動態(tài)干擾的可能性這個角度來說 ,考慮到該發(fā)動機的轉(zhuǎn)速范圍是 1000~ 3000 轉(zhuǎn) /分 ,其基頻為 ,而該曲軸的最低諧次頻率遠(yuǎn)高于基頻 ,避開了共振頻率 ,因此 ,該曲軸的動態(tài)性能可以得到滿足 ,曲軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計是合理的。第一、二階頻率分別為 和 ,主要表現(xiàn)為曲軸沿主軸頸的縱向彎曲。 第三、四階頻率分別為 和 ,主要表現(xiàn)為曲軸繞主軸頸的扭轉(zhuǎn) ,同時小幅水平 擺動。 第五階頻率為 ,主要表現(xiàn)為曲軸兩端做大幅度水平擺動。 第六階頻率為 ,主要表現(xiàn)為曲軸的彎曲 ,同時作小幅水平擺動。 制成模態(tài)分析的頻率條形圖如圖 16 所示： 武漢理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） _______________________________________________________________________________ 26 圖 16 模態(tài)分析條形圖 由各階模態(tài)分析可知，曲軸在自由狀態(tài)下以彎曲振動為主要振型 ,在約束狀態(tài)下以扭轉(zhuǎn)振動為主要振型 ,約束模態(tài)分析與工作實際更加接近 ,可以作為更深層次動力學(xué)分析的基礎(chǔ)；曲軸振動變形較大的部位出現(xiàn)在主軸頸圓角、連桿軸頸圓角以及曲柄臂與平衡重的 結(jié)合處 ,并且隨著模態(tài)階數(shù)的增大 ,平衡重處的振幅要比其余部位大很多。因此 ,設(shè)計平衡重時必須采用可靠的定位方式 ,計算平衡重螺栓的安裝扭矩時也應(yīng)當(dāng)考慮到振動的影響。曲軸在施加約束后 ,其固有頻率顯著提高了 ,最低諧次頻率大大高于發(fā)動機的基頻 (轉(zhuǎn)速 1500rpm 對應(yīng)的基頻為25Hz),避開了共振頻率 ,因此 ISDe245 柴油機曲軸的動態(tài)性能已經(jīng)滿足 ,結(jié)構(gòu)設(shè)計是合理的。本次基于 ANSYS Workbench 分析的系統(tǒng)數(shù)據(jù)如圖 17所示： 圖 17 系統(tǒng)數(shù)據(jù)圖 武漢理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） _______________________________________________________________________________ 27 6 曲軸設(shè)計的改進方案與優(yōu)化措施 曲軸設(shè)計的改進有一些可行的措施，本文主要是從如何建立模型，以及怎樣進行假設(shè)以簡化計算和在一些結(jié)構(gòu)尺寸上的改進來提出優(yōu)化曲軸的措施。我們得知曲軸在某些部位容易產(chǎn)生應(yīng)力集中現(xiàn)象 ,這樣會影響曲軸的疲勞壽命 ,進而影響曲軸的正常工作。因此有必要采取措施減小應(yīng)力集中現(xiàn)象，來達(dá)到提高曲軸的整體強度和剛度的目的。本章主要從改進主軸頸直徑、曲柄銷直徑、主軸頸圓角半徑、曲柄銷圓半徑以及內(nèi)四圓角半徑等結(jié)構(gòu)尺寸大小來比較曲軸的剛度與強度 ,通過比較各方案對應(yīng)的曲軸疲勞強度安全系數(shù)和疲勞壽命數(shù)值 ,找出最佳的優(yōu)化方案。除此以外，從模型的建立和計算假設(shè)方面對曲軸的優(yōu)化也不容忽視。 模型的建立與計算假設(shè) 由于四缸機曲軸計算工作量大 ,曲軸曲拐是組成曲軸的基本單元，我們在進行優(yōu)化計算時可將單拐作為計算模型 ,通過改變曲拐的結(jié)構(gòu)尺寸并計算。采用 8節(jié)點 6 面體 SOLID45 單元劃分網(wǎng)格 ,對幾何突變部分 (如軸頸圓角處 )進行了網(wǎng)格細(xì)化。材料一致均勻性。力邊界條件和約束邊界條件均與第三章中曲軸單拐計算時的相同 ,計算工況仍為壓縮工況和拉伸工況 ,材料特性、邊界條件和承受載荷等都不變。 優(yōu)化方案的提出 對曲軸進行 優(yōu)化時，實際會考慮到成本的問題 ,如果要對曲軸的主軸頸直徑進行修改 ,也必須對主軸瓦、主軸承座等相關(guān)零部件進行相應(yīng)的調(diào)整；如果要對曲柄銷直徑進行修改 ,也必須對連奸、連桿軸瓦以及連打大頭蓋做相應(yīng)的調(diào)整?？紤]到 ISDe245 柴油機曲軸的設(shè)計己經(jīng)滿足了設(shè)計要求 ,因此曲軸優(yōu)化設(shè)計中一般不考慮對主軸頸直徑和曲柄銷直徑進行調(diào)整 ,當(dāng)連桿、連桿軸瓦、連桿大頭蓋、主軸瓦、主軸承座等零部件設(shè)計完成時候 ,增大主軸頸或曲柄銷圓角半徑 ,就必須減小曲柄臂的厚度 ,而曲柄臂厚度的減小將會導(dǎo)致曲柄臂強度的下降 ,因此 ,需要計算以確定增大圓角半徑、 減小曲柄臂厚度對曲軸強度和剛度的具體影響。本文確定了幾種優(yōu)化方案 ,每種方案對應(yīng)的曲軸疲勞強度和疲勞壽命如表 3 所示： 表 2 優(yōu)化方案 編號 參數(shù) 疲勞強度安全系數(shù) 原方案 30,7,721 ??? WRR 方案一 28,8,721 ??? WRR 方案二 30,8,721 ??? WRR 武漢理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） _______________________________________________________________________________ 28 方案三 28,7,8 21 ??? WRR 方案四 26,8,8 21 ??? WRR 方案五 28,8,8 21 ??? WRR 其中， R1是主軸頸圓角半徑， R2是曲柄銷圓角半徑， W 是曲柄臂寬度，單位mm。 從表中可以看出 ,方案五是最佳的優(yōu)化方案。曲軸的疲勞強度安全系數(shù)提高了 %。 武漢理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） ___________________________________________________________________________