EQ6100发动机的曲轴连杆机构

1、摘要曲轴连杆机构是发动机的关键零部件之一，由于其长期工作在恶劣的环境下，承受这强烈的冲击力和动态应力，所以要求曲轴和连杆具有一定的可靠性与耐久性。曲轴连杆机构的安全与稳定直接影响发动机与汽车的性能，直接关系着人的生命财产安全。因此，对汽车的曲轴连杆机构进行强度分析，有着非常重要的理论价值和现实意义。本文面向工程应用，以eq6100发动机的曲轴连杆机构为背景，基于catia v5对其进行三维建模，然后对简化的曲轴连杆机构进行强度计算，最后利用ansys workbench 分别对曲轴和连杆进行静力分析和自由模态分析，并对分析结果和计算结果进行比较分析。关键词：曲轴；连杆；建模；计算；静力分析；模

2、态分析abstractcrank linkage is one of key components of the engine, due to its long-term work in the harsh environment, with stand the impact of a strong and dynamic stress, so they requested that the crankshaft and connecting rod has a certain reliability and durability. crank linkage directly affect

3、the security and stability of the engine and the cars performance is directly related to peoples lives and property. therefore, the car crank linkage strength analysis, has a very important theoretical and practical significance.this article is for engineering applications to eq6100 engine crank lin

4、kage as the background, based on its three-dimensional modeling catia v5, and then simplify the crank linkage strength calculation, and finally the use of ansys workbench respectively crankshaft and connecting rod for static force analysis and free modal analysis, and results of the analysis and cal

5、culation results were compared.keywords: crankshaft; rod; modeling; computing; static analysis; modal analysis目录摘要iabstractii1 绪论11.1 选题的目地和意义11.2 国内外的研究现状11.3 课题来源及本文的研究工作22 曲轴连杆机构的受力分析32.1 曲轴连杆机构中的作用力32.1.1 气缸内工质的作用力32.1.2 活塞上的总作用力的分解与传递42.2 连杆的校核72.2.1 连杆小头的强度校核72.2.2 杆身的强度校核72.2.3 连杆大头的强度、刚度校核11

6、2.3 曲轴的校核122.3.1 作用在单元曲拐上的力和力矩的计算公式及其推导132.3.2 曲拐平面内载荷及支撑弯矩计算142.3.3 支反力计算162.4 本章小结173 曲轴连杆机构的三维建模193.1 三维设计及catia软件的介绍193.2 连杆的建模193.2.1 连杆小头的建模193.2.2 连杆大头的建模213.2.3 连杆的装配213.3 曲轴的建模22 3.4 活塞的建模233.5 本章小结244 曲轴连杆机构的cae分析254.1 cae与ansys workbench简介254.2 曲轴连杆机构的静力分析254.2.1 静力分析简介254.2.2 连杆的静力分析264.

7、2.3 曲轴的静力分析284.3 曲轴连杆机构的模态分析324.3.1 模态分析概述334.3.2 连杆的模态分析344.3.3 曲轴的模态分析354.4 本章小结375 结论和工作展望385.1 结论385.2 工作展望38致谢40参考文献411 绪论1.1 选题的目地和意义曲轴连杆机构是发动机最重要的机件之一，其作用是将活塞连杆组传来的气体作用力转变成曲轴的旋转力矩对外输出，并驱动发动机的配气机构及其他辅助装置工作。其工作条件恶劣，是承受强烈冲击力和动态应力最高的动力学负荷部件。连杆在发动机中，把作用于活塞顶面的膨胀的压力传递给曲轴，又受曲轴的驱动而带动活塞压缩气缸中的气体。连杆在工作中承

8、受着急剧变化的动载荷。曲轴在发动机中是承受载荷传递动力的重要零部件，也是发动机五大零部件中最难以保证加工质量的零部件，其性能、水平直接影响整机的性能水平及可靠性。曲轴连杆机构的安全与稳定直接影响发动机与汽车的性能，直接关系着人的生命财产安全。但是，实际生活中由于曲轴连杆机构的故障造成事故的情况也时有发生。因此，对曲轴连杆机构建模并进行静力分析和模态分析有着较高的实用价值和一定的理论意义。1.2 国内外的研究现状汽车制造业是我国支柱产业之一。随着经济的发展，大型载重汽车、工程专用车、农运汽车等品种和数量需求都很大；随着人们生活水平的不断提高，轿车的需求量逐年大幅度增长。这不仅向汽车工业提出了新的

9、要求，而且向汽车零部件生产行业提出了变革性的挑战，同时也是促进汽车零部件加工业发展的新机遇。我国汽车工业发展的势头，是要从零部件的自主知识产权逐步向整车设计自主知识产权过渡，这应该是形成中国汽车工业特色和优势的必由之路。伴随着汽车工业的发展，我国的发动机曲轴连杆机构生产得到较大的发展，总量已具相当的规模，无论是设计水平，还是产品品种、质量、生产规模、生产方式都有很大的发展。各工业发达国家十分重视曲轴的生产，不断改进其材质及加工手段， 以提高其性能水平，满足发动机行业的需要。近几年来， 国内曲轴加工发展十分迅速。尤其是大功率柴油机曲轴。先进的加工工艺加工出的曲轴质量好、效率高且稳定，伴随着汽车工

10、业的发展，我国的发动机曲轴生产得到较大的发展，总量已具相当的规模，无论是设计水平，还是产品品种、质量、生产规模、生产方式都有很大的发展。1.3 课题来源及本文的研究工作本课题来源于湖北汽车工业学院汽车工程系。本文主要的研究工作分为以下几个部分：（1）熟悉汽车发动机曲轴连杆机构的运动和受力情况，并对连杆和曲轴在不同工况下的受力情况进行分析计算和强度校核。（2）在三维设计软件catia v5中完成曲轴连杆机构的三维实体建模，包括连杆、曲轴和简要的活塞。（3）在ansys workbench环境下进行处理，包括对模型的简化，载荷，约束条件的施加，材料的分配等。分析阶段主要由计算机自动完成，包括变形、

11、应力计算以及连杆和曲轴不同阶的自由模态。（4）最后是后处理阶段，检查比较cae分析结果和计算结果，并进行简单的分析。2 曲轴连杆机构的受力分析研究曲轴连杆机构的受力情况，最重要的就是分析曲轴连杆机构中各种力在各工况下的作用情况，再根据这些力对曲轴和连杆进行计算和强度分析。2.1 曲轴连杆机构中的作用力作用于曲轴连杆上的力有：缸内的气压力、运动质量的惯性力、摩擦力和作用在发动机曲轴上的负载阻力。但本文只考虑作用在曲轴连杆上的静载荷，即缸内的气压力。由于摩擦力的数值较小且变化规律很难掌握，受力分析时把摩擦阻力忽略不计。计算过程中所需的相关数据参照eq6100发动机，如下表2.1所示。表2.1 eq

12、6100发动机主要技术参数型式直列六缸发动机缸径x 行程（mm）100115排量（l ）5.42额定功率（kw）99最大扭距（nm）353压缩比7.0：1点火顺序1-5-3-6-2-42.1.1 气缸内工质的作用力作用在活塞上的气体作用力等于活塞上、下两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即： （2.1）式中：活塞上的气体作用力，； 缸内绝对压力，； 大气压力，； 活塞直径，。由于活塞直径是一定的，活塞上的气体作用力取决于活塞上、下两面的空间内气体压力差，对于四冲程发动机来说，一般取=0.1，d=100mm，对于缸内绝对压力，在发动机的四个冲程中，计算结果如表2.2所示：表2.2 缸内绝对

13、压力计算结果冲程公式计算结果/mpa进气终点pde=(0.750.9)p,0.08压缩终点pc0=pdeen11.1膨胀终点pex=pmaxn20.44排气终点pr=1.15p,0.115注：平均压缩指数，=1.321.38；压缩比，=7；平均膨胀指数，=1.21.30；最大爆发压力，=35，取=4.5；此时压力角=，取=。则由式（2.11）计算气压力如下表2.3所示：表2.3 气压力计算结果冲程/进气终点157压缩终点-7850膨胀终点9880排气终点117.752.1.2 活塞上的总作用力的分解与传递由于不考虑其他力的影响，因此气压力即为活塞上的总作用力。如图2.1所示，首先，将分解成两个

14、分力：沿连杆轴线作用的力，和把活塞压向气缸壁的侧向力。图2.1 作用在机构上的力和力矩其中沿连杆的作用力为： （2.2）而侧向力为： （2.3） 连杆作用力的方向规定如下：使连杆受压时为正号，使连杆受拉时为负号，缸壁的侧向力的符号规定为：当侧向力所形成的反扭矩与曲轴旋转方向相反时，侧向力为正值，反之为负值。当=时，根据正弦定理，可得：求得： =arcsinrsinl=arcsin57.5sin13200=3.7将分别代入式（2.12）、式（2.13），计算结果如下表2.4所示：表2.4 连杆力、侧向力的计算结果冲程总作用力p/连杆力/侧向力/进气终点157157.3310.15压缩终点-785

15、0-7866.4-507.64膨胀终点98809890.62638.30排气终点117.75107.986.97力通过连杆作用在曲轴的曲柄臂上，此力也分解成两个力，即推动曲轴旋转的切向力，即 （2.4）和压缩曲柄臂的径向力，即 （2.5）规定力和曲轴旋转方向一致为正，力指向曲轴为正。求得切向力、径向力如下表2.5所示:表2.5 切向力、径向力的计算结果冲程切向力t/连杆力z/进气终点45.21150.69压缩终点-2260.49-7534.43膨胀终点2842.179473.23排气终点31.03103.422.2 连杆的校核连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷，因此，应首先保证连

16、杆具有在足够的疲劳强度和结构钢度。如果强度不足，就会发生连杆螺栓、大头盖或杆身的断裂，造成严重事故，同样，如果连杆组刚度不足，也会对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响。所以设计连杆的一个主要要求是在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。为此，必须选用高强度的材料；合理的结构形状和尺寸。2.2.1 连杆小头的强度校核 杆小头在水平方向由于往复惯性力而引起的直径变形，其经验公式为: （2.6）式中：连杆小头直径变形量，；连杆小头的平均直径，； 连杆小头断面积的惯性矩， =b1h312=20.4*6.38312=441.48mm4 则 =8790.8534.762(105-90)24.2105441

17、.48106=0.0013mm 对于一般发动机来说，此变量应该小于直径方向间隙的一半，标准间隙为0.0120.031mm，可以看出，校验合格。2.2.2 杆身的强度校核连杆杆身在不对称的交变循环载荷下工作，在爆发行程，受燃气压力的压缩，为了计算疲劳强度安全系数，必须现求出最大拉伸、压缩应力。（1）最大拉伸应力由最大拉伸力引起的拉伸应力为： 1=fm （2.7）式中：连杆杆身的断面面积，汽油机，为活塞投影面积，取fm=0.03d24=235.5m4。则最大拉伸应力为： 1=9890.62235.5=42（2）杆身的压缩与纵向弯曲应力杆身承受的压缩力最大值发生在做功行程的上止点时，最大压缩力为：c

18、=7866.4连杆承受最大压缩力时，杆身中间断面产生纵向弯曲。此时连杆在摆动平面内的弯曲，可认为连杆两端为铰支，长度为l=200mm，在垂直摆动平面内的弯曲可认为杆身两端为固定支点，因此在摆动平面内的合成应力为： （2.8）式中：系数，对于常用钢材，取；计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩，。=112bh3-b-th3=11233.720.43-33.7-4.46.383=23207.7mm4；其中：b=33.7mm， h=20.4mm， t=4.4mm， h=6.38mm，因此可将（2.8）式改为： （2.9）式中k1连杆系数，k1=1+cl2xfm=1+0.002200223207.7=

19、1.81。则摆动平面内的合成应力为： x=1.817866.4235.5=60.46同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为： （2.10）y=112ht3+h-tb3=1126.384.43+20.4-6.3833.73=44760.6mm4；将式（2.10）改成 （2.11）式中：连杆系数, =1+cl24yfm=1+0.0022002444760.6235.5=1.105。则在垂直于摆动平面内的合成应力为： y=1.1057866.4235.5=36.9和的许用值为 ，所以校核合格。（3）连杆杆身的安全系数连杆杆身所受的是非对称的交变循环载荷，把或看作循环中的最大应力，看作是循环中的最小应力

20、，即可求得杆身的疲劳安全系数。循环的应力幅和平均应力，在连杆摆动平面为： a=x-12=60.46-422=9.23 m=x+12=60.46+422=51.23在垂直摆动平面内为： a=y-12=42-36.92=2.55 a=y+12=36.9+422=39.45连杆杆身的安全系数为： （2.12）式中：材料在对称循环下的拉压疲劳极限，（合金钢），取；材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2；工艺系数，取0.45。则在连杆摆动平面内连杆杆身的安全系数为： n=2.51029.230.45+0.251.23=8.1在垂直摆动平面内连杆杆身的安全系数为： n=2.51022.550.45+0

21、.239.45=18.4可以看出，杆身的安全系数在许用值范围之内，因此杆身校验合格。2.2.3 连杆大头的强度、刚度校核假设通过螺栓的紧固连接，把大头与大头盖近似视为一个整体，弹性的大头盖支承在刚性的连杆体上，固定角为，通常取，作用力通过曲柄销作用在大头盖上按余弦规律分布，大头盖的断面假定是不变的，且其大小与中间断面一致，大头的曲率半径为。连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得： 2=9890.62作用在危险断面上的弯矩和法向力由经验公式求得：1=2c20.0127+0.000380=9890.629620.0127+0.0003840=13245.5n1=p20.522+0.0030=9

22、890.620.522+0.00340=6349.78由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为： （2.13）作用于大头盖中间断面的法向力为： （2.14）式中：，大头盖及轴瓦的惯性矩，i=b2h312=b2c-d2312=3896-442312=55657.3mm4i,= b2h312=b2312=382.5312=49.5mm4，大头盖及轴瓦的断面面积， a=b2h=3896-442=988mm4 =b2=382.5=95mm4在中间断面的应力为： （2.15）式中：大头盖断面的抗弯断面系数，w=b2h26=382626=4281.3mm3计算连杆大头盖的应力为：=m11+i,iw+n11+a

23、,aa=13245.51+49.555657.34281.3+6439.781+95988988=8.95可以看出该值在许用范围之内，因此校验合格。2.3 曲轴的校核由于实际的曲轴是一个多支承的静不定系统，理论上应按照连续梁的概念来求解支承弯矩和支反力，因为它考虑了支承的弹性安装不同心度以及支座弯矩等因素对曲轴应力的影响。连续梁计算方法为：把曲轴简化为支承在刚性支承上的圆柱形连续直梁，根据连续梁支承处偏转角相等的变形协调条件，推导出各支承偏转角变化总和为零的连续方程，这种方法在各单位曲拐长度相等的情况下认为它们的刚度相等，免去繁杂的曲拐刚度计算，同时又由于不考虑支座弹性等，得到三弯矩方程，借助

24、三弯矩方程进行计算，得各支承处在曲拐平面和曲拐平面的垂直面内的弯矩，然后把第支承和第支承点处的主轴颈截面的弯矩（曲拐平面内）、（曲拐平面的垂直面内）和、作为载荷加到图2.2中的曲拐受力模型上，再根据此新模型确定各支反力、各危险截面的内力矩，进而计算各名义应力。2.3.1 作用在单元曲拐上的力和力矩的计算公式及其推导如图2.2所示，把曲轴简化为等圆截面梁，且由于假设各轴颈按等高度刚性点支承，即不考虑支座弹性及加工形成的不同轴度，以集中方式加载，且各拐集中力作用在各曲柄销中央，平衡重离心力作用在平衡块宽度中，为了保持转换前后的一致，需在铰链处作用弯矩，再根据支承二端转角相等的变形协调条件，保证各中

25、间支承的连续性。由材料力学知：在支承处左端梁转角和右端梁转角为（若）： （2.16） （2.17）由变形协调条件=，图2.2 连续梁受力图=又因为，所以 （2.18）设第一支承和最后一个支承处的弯矩为零，即。上式中包含，三个支承处的内弯矩，故称三弯矩方程。连续梁有多少个内支承就可以建立多少各这样的三弯矩方程，以此可求出支承处的内弯矩。2.3.2 曲拐平面内载荷及支撑弯矩计算已知=126，当=2，=3，=4，=5，=6，时，由式（2.3.3）得弯矩方程组（2.3.4）：32m2l+8m3l=3z2+z1l032m3l+8m2l+8m4l=3z3+z2l032m4l+8m3l+8m5l=3z4+z

26、3l032m5l+8m4l+8m6l=3z5+z4l032m6l+8m5l=3z6+z5l0 (2.19)根据六缸机工作循环，知如表2.6所示。将、分别代入方程组，得工况下各支承处的弯矩如表2.7所示。同理根据表2.8各工况下载荷计算曲拐平面的垂直平面内弯矩，计算结果如表2.9所示。表2.6 各工况下载荷数据 （单位：）工况z1z2z3z4z5z6一7534.436521.76-104.98826.96256103.42二8826.96192561209.177534.43-104.9三6521.76-104.97534.43103.428826.96256四103.422568826.96-

27、104.96521.767534.43五-104.97534.436521.76256103.428826.96六2568826.96103.427534.43-104.96521.76 表2.7各工况下曲拐平面内弯矩计算结果 （单位：）工况m2m3m4m5m6一102.434-77.3-27.263.87二1765.742.113.4329.36三-38.528.9-25.757.8677.82四-60.3-36.2-63.76100.2346.97五-2514.59.8336.78-3.56六23.8697.6625.89-17.92-29.38表2.8各工况下载荷数据 （单位：）工况t1

28、t2t3t4t5t6一2842.1735.73-1491.9968-559.645.21二96845.21-559.635.732842.17-1491.9三35.73-1491.92482.1745.21968-1491.9四45.21-559.6968-1491.935.732842.17五-1491.92842.1735.73-559.645.21968六-559.696845.212842.17-1491.935.73表2.9 曲拐平面的垂直平面内弯矩计算结果 （单位：）工况m2m3m4m5m6一42-32.3-18.125.63.6二-8.336.8-2.39.8-11.5三-18.

29、1-32.342-12.6-18.1四-2.336.8-8.3-25.7-2.3五3.6 6.9-3.913.46.9六9.83.25.449.623.42.3.3 支反力计算求得各支承弯矩后，就可计算各个支座的支反力。支反力表达式如下： （2.20） （2.21）式中：作用在曲柄销上的径向力；作用在曲柄销上的切向力； 连杆旋转质量、曲柄销、曲柄臂的总的离心惯性力，在本文中不予考虑，即=0；已知，由公式（2.20）、（2.21）计算得到各个支座反力，其值如表2.10，表2.11所示。表2.10各工况下曲拐平面内支座反力计算结果 （单位：）工况fy1fy2fy3fy4fy5fy6一3766.33

30、259.8-53.34413128.251.7二4413.39.3127.16043766.6-52.7三3260.8-523767.451.54412.4127.4四52.2128.84414.3-52.743259.63766.8五-52.23797.43260.3127.651.44413六127.84412.550.73767-523261表2.11各工况下曲拐平面的垂直平面内支座反力计算结果 （单位：）工况fx1fx2fx3fx4fx5fx6一142117.8-745.6484-28022.6二483.822.4-28017.81421-745.4三18-746.4142122.44

31、84-280四22.6-280484-746.417.81421五-746.4142117.8-28022.6484六-28048422.61421-746.417.8由上表可以看出，各支座在曲拐平面内的值比曲拐平面的垂直面内的值大得多。2.4 本章小结本章首先分析了每个工作过程的气体压力变化情况，进一步推导出各过程气体力的理论计算公式，并根据eq6100发动机的具体结构参数计算出了各过程的气体力，为后面的动力仿真提供了理论数据的依据。随后在对连杆的分析过程中，分别进行了连杆小头、连杆杆身、连杆大头的强度、刚度的校核。最后对曲轴的校核包括曲拐平面内的载荷及弯矩计算和支撑力的计算。这样就对曲轴连

32、杆机构做了基本的静力分析，为之后进行的cae分析提供了必要的前提。3 曲轴连杆机构的三维建模3.1 三维设计及catia软件的介绍三维设计是新一代数字化、虚拟化、智能化设计平台的基础。它是建立在平面和二维设计的基础上，让设计目标更立体化，更形象化的一种新兴设计方法。在三维几何建模方面，目前应用最广的主要有catia、unigraphies和pro/e等，三者的几何建模功能各有千秋,但是其功用基本相同，本文使用的是catia v5。catia是法国达索公司最新推出的三维参数化设计软件，可以用它进行三维机械设计、机械制造和工程分析等，它具有统一的用户界面、数据管理和应用程序接口，吸收并综合了其他优

33、秀三维设计软件的特点。catia系列产品已经在七大应用领域里成为最先进的3d设计和模拟软件之一，广泛应用于汽车制造、航空航天、船舶制造、厂房设计、电力与电子、消费品与通用机械制造等。自1999年以来，市场上广泛采用它的数字样机流程，从而使之成为世界上最常用的产品开发系统。3.2 连杆的建模建模思路：分别建立连杆小头和连杆大头的模型，然后在装配环境下将其装配成完整的连杆体。3.2.1 连杆小头的建模（1）创建连杆小头的基本凸台，如图3.1所示。（2）通过先后几次旋转槽和打孔以及镜像去除大头处的多余材料，如图3.2所示。（3）通过几次定义凹槽和镜像，去除连杆小头和杆身处的材料，如图3.3所示。 图

34、3.1 连杆小头基本凸台 图3.2 去连杆大头处多余材料图3.3 连杆小头和杆身的处理（4）最后通过定义圆角，完成连杆小头的模型建立，如图3.4所示。 图3.4 连杆小头的模型3.2.2 连杆大头的建模（1）通过定义凸台来确定连杆大头的基本模型，如图3.4所示。（2）通过凹槽，进一步加工大头的模型，如图3.5所示。 图3.4 连杆大头的基本模型 图3.5 连杆大头（3）最后，通过打孔和倒圆角，完成连杆大头模型的建立，如图3.6所示。 图3.6 连杆大头的模型3.2.3 连杆的装配进入装配环境，分别导入已经建立好的连杆小头和连杆大头的模型，定义接触和尺寸上的约束，最终完成连杆的装配，如图3.7所

35、示。图3.7 连杆的模型3.3 曲轴的建模（1）先从曲轴的一端开始，然后顺序建模。首先是左边的凸台，然后通过定义凹槽、旋转槽和倒圆角，如图3.8所示。（2）随后建立第一个曲拐，如图3.9所示。 图3.8 凸台 图3.9 曲拐（3）如前面所述，依次建立凸台，组成曲拐，再分别进行凹槽、旋转槽、打孔、倒圆角等处理，即可完成对曲轴的建模，如图3.10所示。图3.10 曲轴的模型3.4 活塞的建模（1）建立活塞的基本凸台，再打活塞销孔，如图3.11所示。（2）通过凹槽分别做出活塞销两面的平台，如图3.12所示。 图3.11 凸台和活塞销孔 图3.12 活塞销的平台（3）在凸台底部通过两次凹槽，如图3.1

36、3所示。（4）最后通过三次旋转槽的操作作出活塞环槽，如图3.14所示。 图3.13 两次凹槽处理 图3.14 活塞环的创建（5）这样，活塞的建模就已经完成，如图3.15所示。图3.15 活塞的建模3.5 本章小结本章在创建曲轴连杆机构的过程中，主要采用了拉伸和凹槽以及旋转槽进行特征创建，另外还有辅助的镜像、阵列、倒角及倒圆角等特征，完成了曲轴连杆机构主要零部件的模型创建，为下一步的cae分析做好了准备。4 曲轴连杆机构的cae分析4.1 cae与ansys workbench简介cae（计算机辅助工程分析）主要是以有限元法、有限差分法、有限体积以及无网格法为数学基础发展起来的一个软件行业。ca

37、e软件主要应用于汽车、电子、航空航天、土木工程、石油等行业，在汽车行业的应用尤为广泛。软件的类型主要包括通用前后处理软件、通用有限元求解软件和行业专用软件。汽车行业在国外是有限元软件的主要应用行业，其所涉及的专业领域相当广泛，并且应用历史长、应用成熟度高。作为一个大型的cae分析软件，ansys自上个世纪七十年代诞生以来，随着计算机和有限元理论的发展，在各个领域得到了高度的评价和广泛的应用。伴随着版本的更新，分析能力和各项操作功能都得到了更好的完善和发展。ansys workbench作为一个框架，整合现有的应用，将仿真过程结合在一起，在工程页引入了工程图解的概念。通过该项功能，一个复杂的包含

38、多场分析的物理问题，通过系统间的连接实现相关性。ansys workbench作为一款很经典的cae软件，在国内应用最广，客户成熟度最高，尤其在高校科研领域。4.2 曲轴连杆机构的静力分析4.2.1 静力分析简介 静力学分析是结构有限元分析的基础和主要内容。静力学分析计算主要在固定载荷作用下结构的响应，它不考虑惯性和阻尼影响。静力分析可以计算固定不变的惯性载荷对结构的影响（如重力和离心力），以及那些可以近似为等价静力作用的随时间变化载荷的作用。通过静力分析，设计人员可以校核结构的刚度和强度是否满足设计需要。静力分析用于计算由那些不包括惯性和阻尼效应的载荷作用于结构或部件上引起的位移、应力、应变

39、和力。固定不变的载荷和响应时一种假设，即假定载荷和结构响应随时间的变化非常缓慢。静力分析所施加的载荷包括外部施加的作用力和压力、稳态的惯性力（如重力和惯性力）；强迫位移；温度载荷（温度应变力）。4.2.2 连杆的静力分析（1）连杆受拉伸力时的校核当连杆所受最大拉伸力时的应变和应力分别如图4.1和图4.2所示。图4.1 连杆的应变图4.2 连杆的应力如图所示，连杆的应力和应变符合要求，因此校验合格。（2）连杆受压缩力时的校核当连杆受压缩力时的应变和应力分别如图4.3和图4.4所示。图4.3 连杆的应变 图4.4 连杆的应力如图所示，连杆受压是的应力和应变都符合要求，故校验合格。4.2.3 曲轴的

40、静力分析如前文计算的一样，本节将分别分析六种工况下曲轴的应变和应力。图4.5 一工况下曲轴的应力图4.6 一工况下曲轴的应变图4.7 二工况下曲轴的应力图4.8 二工况下曲轴的应变图4.9 三工况下曲轴的应力图4.10 三工况下曲轴的应变 图4.11 四工况下曲轴的应力图4.12 四工况下曲轴的应变图4.13 五工况下曲轴的应力图4.14 五工况下曲轴的应变图4.15 六工况下曲轴的应力图4.16 六工况下曲轴的应变由以上各图，得各工况下曲轴的应力和应变如下表4.1所示：表4.1 各工况下曲轴的应力和应变工况应力/mpa应变/mm一14.9580.00297二16.9460.00307三20.

41、4040.00383四15.0950.00283五16.110.00298六20.1810.00377可以看出，曲轴在各工况下的应力和应变都符合要求，因此校验合格。4.3 曲轴连杆机构的模态分析曲轴连杆机构作为内燃机结构中一个重要构件，其使用可靠性对整个发动机的可靠性有着决定性的影响。传统的曲轴连杆结构强度分析基本上为静态分析，对动态特性涉及很少。随着发动机向高速化、大功率化的方向发展,曲轴连杆机构的工作条件变的更加苛刻。因此要求曲轴和连杆不仅应具有较高的静态强度与刚度，而且应具有良好的动态特性，所以运用有限元技术对连杆进行动态特性的研究已经成为连杆设计和改进中的重要环节，而动态特性主要釆用的

42、是模态分析技术。前面对连杆和曲轴进行了强度分析，得出该连杆和曲轴的静态强度满足设计要求。本节先介绍模态分析理论，其次通过有限元数值仿真方法对连杆进行模态分析，进而得到连杆结构的模态及其频率等参数，从整体上考虑连杆的总体刚度与局部强度问题。4.3.1 模态分析概述模态分析技术是用于对机械系统、土建结构、桥梁等几乎无所不包的工程结构系统进行动力学分析的现代化方法和手段。它最早应用于航空、航天领域。据统计，在飞行器所发生的许多重大事故中，约有40%与振动有关。在其它领域,随着现代科学技术的发展，人们对工程产品的设计提出了愈来愈高的要求,如车辆、船舶的乘坐舒适性和噪声控制、产品轻量化设计的疲劳强度问题

43、，而产品结构的振动特性对此有着至关重要的影响。因此，模态分析技术的应用领域日益扩大。又由于电子计算机技术的高速发展，尤其是大容量、高速度微型计算机技术的发展，使得应用模态分析技术的费用大大降低，从而促进了其应用领域的进一步扩大，并日益成为动力学分析领域中不可缺少的手段。根据研究模态分析的手段和方法不同，模态分析分为计算模态分析和试验模态分析其结构动态特性用模态参数来表征。在数学上，模态参数是力学系统运动微分方程的特征值和特征矢量，即要知道结构的几何形状、边界条件和材料特性，把结构的质量分布、刚度分布和阻尼分布分别用质量矩阵、刚度矩阵和阻尼矩阵表示出来，这样就有足够多的信息来确定系统的模态参数(

44、固有频率、阻尼比和模态振型)。理论证明，这些模态参数可以完整地描述系统的动力学特性。实验方面，它是从测量结构上某些点的动态输入力和输出响应开始，并且一般还要将测量得到的数据转换成频响函数。理论证明，这些频响函数可以用模态参数来表示，因此试验模态分析第二步就是从测得的频响函数来估计这些模态参数。4.3.2 连杆的模态分析振型反应了在某阶模态下结构各个部件之间位移的相对值。从振型图上可以找出该阶振动模态下，结构振动响应的表现形态，主要有弯曲变形、扭转变形或者弯曲扭转的复合变形等。4.3.3 曲轴的模态分析和连杆一样，曲轴也只进行712阶的模态分析，结果如下：各阶下曲轴的频率7阶下曲轴的振型8阶下曲

45、轴的振型9阶下曲轴的振型10阶下曲轴的振型11阶下曲轴的振型12阶下曲轴的振型由以上各图可以看出，曲轴在九阶以下的振动响应主要表现为弯曲，而在九阶以上则主要表现为弯曲和扭转的复合变形。曲轴的模态响应在要求范围之内，因此合格。4.4 本章小结本章先后对曲轴和连杆做了静力分析和自由模态分析，通过对计算结果和模拟分析结果进行比较，可以看出差别不大，模态分析的频率也在正常范围之内。因此，曲轴和连杆的校核符合要求。5 结论和工作展望5.1 结论在完成整个设计过程后，总结了以下结论：以传统运动学和动力学的理论知识为依据，对曲柄连杆机构的受力进行了系统的分析计算，并以此作为分析零件强度、刚度等问题的依据。应

46、用三维cad软件cae建立了曲柄连杆机构模型。运用ansys workbench进行了曲柄连杆机构中连杆和曲轴的静力分析和自由模态分析，通过分析得出，模拟分析对机构的工作过程更加形象直观，也更加方便。应用有限元分析，只需将曲柄连杆机构的实体模型直接导入到分析软件中，并进行适当的定义，即可对所需要的运动学、动力学参数进行分析，既节省了时间又提高了效率。通过仿真能方便、快捷、准确的得到机构的运动、动力数据，可以观察对机构运动、受力的不同影响，能为机构的选型、优化设计提供参考依据。5.2 工作展望本文主要是对曲轴连杆机构的静态强度进行了计算，并进行静态强度和自由模态分析，由于时间与条件的限制，本文所做的研究工作十分有限，有些地方仍需不断充实与完善，主要有以下几个方面：（1）在曲轴的建模过程中，没有认真分析曲轴的结构特点。其实曲轴基本还是轴对称的，这样就可以先建一半的模型，然后再利用镜像操作就