涡轮增压论文

1、车辆与动力工程学院毕业设计说明书_有限元法研究TBD235V6型柴油机曲轴强度摘要 建立了柴油机曲轴三维有限元分析的改进模型,详细介绍了曲轴在弯曲和扭转2 种交变应力状态下，其位移边界条件和载荷边界条件的确定以及加载方法,校核了该曲轴提高功率前后的疲劳强度. 计算结果表明, 该模型能够很好地模拟曲轴的实际工作状况,为进一步分析曲轴提供了新思路.动态分析是通过仿真验证而得到的分析结果，这样可以得出曲柄销处的应力载荷。此载荷通过软件应用到有限元模型里面，根据发动机的安装状况得到应用和边界条件。这分析是通过研究不同发动机处于临界转速状况下的曲轴的最危险截面而得到的。对发动机在循环扭转载荷作用下的应力

2、变化进行了调查分析。从有限元分析结果核实了曲轴位置上的应变量。上述得到的的成果分析可用于疲劳寿命计算和曲轴的优化。在此基础上提出曲轴的改进方案,利用试验优化技术对不同的方案进行处理,分析了各结构因素对疲劳强度的影响程度,得到了曲轴的最佳设计方案,并为以后的曲轴设计提供了参考。 关键词:曲轴,有限元分析,边界条件,疲劳强度 FEM ANALYSIS OF THE CRANK STRENGTH OF TBD235V6 DIESEL ENGINE ABSTRACTAn improved Finite Element Analysis (FEA) on the crankshaft model of

3、diesel engine is pre2 sented. Displacement boundary conditions and loading boundary conditions as well as loading method under al2 ternating stress status of bending and torsional load are introduced in detail . Based on the improved crankshaft FEA model and boundary conditions，the crankshaft fatigu

4、e evaluations before and after power updating are made. The result shows that the improved model simulates the working condition of 6160 diesel engine crank2 shaft practically , and thus provides useful guidance for optimal crankshaft design.The dynamic analysis was done analytically and was verifie

5、d by simulation in ADAMS which resulted in the load spectrum applied to crank pin bearing. This load was applied to the FE model in ABAQUS, and boundary conditions were applied according to the engine mounting conditions. The analysis was done for different engine speeds and as a result critical eng

6、ine speed and critical region on the crankshaft were obtained. Stress variation over the engine cycle and the effect of torsional load in the analysis were investigated. Results from FE analysis were verified by strain gages attached to several locations on the crankshaft. Results achieved from afor

7、ementioned analysis can be used in fatigue life calculation and optimization of this component. The crankshaft configuration was improved.The results of the improved models were analyzed by means of the experiment aloptimal technology.The influence of configuration factors on the fatigue strength of

8、 crankshaft was found. The best design of the crankshaft was got through the analysis. It also offered reference for the design of crankshaft in future.KEY WORDS : crankshaft，FEA， boundary conditions ， fatigue strength 目 录第一章 绪论1§1.1引言1§1.2 研究对象及研究意义2§1.3国内外研究状况2§1.4本文研究的内容3第二章 有

9、限元分析的理论基础4§2.1 研究方法的选择与比较4§2.2 有限元分析软件的介绍7第三章 曲轴动力学分析9§3.1 已知条件9§3.2 曲轴受力分析9第四章 曲轴有限元模型的建立12§4.1 V6曲轴的三维造型设计12§4.2 有限元网格划分12§4.3 载荷状况的确定14§4.4 曲轴的边界条件14§4.4.1力的边界条件14§4.4.2支撑边界条件16第五章 曲轴有限元模型结果计算分析18§5.1变形分析18§5.2应力分析18§5.3曲轴强度校核21第六章

10、结 论23参考文献25致 谢2623第一章 绪论§1.1引言 在过去的十年里, 汽车工业的发展已达到了一个空前的高度, 它的稳定增长已带动世界经济的发展, 特别是与汽车工业相关联的领域多达三百多个,有数据表明汽车工业已成为世界第六大经济支柱。因此,任何与汽车相关的配套厂家生产的零部件出现故障, 都会影响汽车整车的功用。许多学者已经对汽车发生的故障进行了研究。在发动机故障的研究中, 调查了在各种工况下凸轮轴的疲劳失效情况;研究了曲轴断裂失效的原因,并指出这主要是由弯曲和扭转应力共同作用而引起的。而曲轴是汽车、拖拉机发动机中最重要而且承载最复杂的零部件, 被称为发动机的心脏。曲轴的功用是

11、将连杆传来的气体压力转变成扭矩, 然后传递给传动装置。其结构参数和加工工艺水平不仅影响着整机的尺寸和重量, 而且在很大程度上影响着发动机的可靠性与寿命, 因此曲轴的强度研究是发动机设计、制造中必不可少的。随着发动机技术的不断发展，发动机的性能指标得到不同程度的提高，但同时机械负荷也在不断的增加。曲轴是发动机的重要部件之一，也是受力最复杂的部件。同时承受着缸内气体作用力、往复惯性力和旋转惯性力的引起的周期性变化的弯矩和扭矩负荷，因此，对其刚度和强度的提出了很高的要求，这是发动机设计的重点难点之一。对于曲轴这样形状比较复杂的强度分析问题，解析法是无能为力，而有限元法能够克服这个困难，它在强度分析中

12、已经成为一种通用的数值分析方法。曲轴是发动机中最重要、承载最复杂的零件之一,对曲轴进行强度分析是一项重要的工作。确定曲轴应力应变状况的方法有两种: 一是利用模拟或模型试验以至零件的实机试验来确定; 二是利用计算来确定。在利用计算来进行强度分析时, 传统的截断简支梁法和连续梁法由于作了太多简化, 因此难以保证计算精度。利用有限元法来进行这项工作是较好的选择, 已有许多文献得出了有用的结果。§1.2 研究对象及研究意义 此次毕业设计我们采用Ansys有限元分析软件对TBD235V6型柴油机曲轴建立三维有限元模型，进行单元选择和网格划分，对整体曲轴进行了静力学、刚度分析，得出最大应力值，从

13、而进行疲劳强度校核。V型6缸发动机最明显的结构特点是V形，气缸体之间的夹角为90°，这不仅降低了发动机的总高度，而且大大缩减了发动机的总长度。从而可以减小发动机的安装空间。对我们进一步研究曲轴具体力提供了理论依据。对曲轴的改进和设计具有重要的理论意义。曲轴是弹性体,在载荷作用下会产生变形,这将直接影响曲轴轴承等零件的工作情况,因此曲轴变形计算也是曲轴轴承润滑性能分析等研究的前提条件之一。目前曲轴变形基本采用有限元方法计算。有限元分析中计算模型的选取对计算过程和结果有较大影响。不带飞轮和带轮情况下的模态分析,得出各阶振型和频率,为其动力学分析奠定了基础。§1.3国内外研究状况

14、 目前，国内外对发动机的曲轴进行分析时多采用实验研究和有限元数值计算相结合的方法。在软件上一般借用大型的CAE集成化软件或采用大型三维建模的软件与有限元分析系统相结合的方式。 在国外，由于计算机、内燃机设计技术以及有限元分析软件等各个方面条件都比较成熟，早在上世纪八十年代便开始运用三维有限元的方法对曲轴进行分析研究，在这里不做一一详述。 国内由于受到各种条件因素的制约，相对国外而言，起步较晚，但是随着国内的计算机水平的发展以及国外有限元分析软件的引进，国内的研究人员也开始了利用三维有限元对发动机曲轴的疲劳强度和变形计算的分析。§1.4本文研究的内容 总结前人关于发动机曲轴结构强度研究

15、的成果，从中提取合理的方法，并且根据TBD235V6型柴油机的实际结构作出修改和补充。设计较为合理的试验方案，对实际样机进行变形实测，评估曲轴的疲劳强度。应用PROE，并对其进行合理的简化，建立三维有限元模型。将曲轴的简化模块导入到有限元分析软件中去，这里我们利用的是ANSYS软件，通过该软件对模型施加约束和载荷的边界条件，对其进行应力分析。 针对应用ANSYS进行分析求解的变形结果和疲劳强度，结合试验实测的变形结果及疲劳强度进行对比分析，验证利用有限元法分析曲轴结构的准确度。并对TBD235V6型柴油机的变形特性和结构合理性进行综合评价，并提出改进措施。第二章 有限元分析的理论基础§

16、;2.1 研究方法的选择与比较 在工程技术领域研究弹性连续体在载荷和其它因素作用下产生的应力、应变和位移时，可以采用以下几种途径：一种是利用弹性理论对微元体进行力学特性分析，建立力与位移的微分方程式，结合边界条件，求的精确地解析解。另一种是能量法，如通过变分原理建立方程式。选择合适的位移函数得出近似的数值解。还有一种是有限差分法，它将连续弹性体离散划分为成许多有限大小的区域，同时也将微分方程离散化，只对结构上有限个点求出近似的数值解。有限元法比起以上三种方法来，具有以下的特点： 有限元法是将连续弹性体离散划分为有限个单元的一种近似数值解法，这与有限差分法是类似的；所不同的是，它不是将微分方程离

17、散化，而是对单元进行力学特性分析而得到解答，这又和微分方程法是类似的。 有限元法的适应性好，它适合于几何形状复杂的结构分析，在网格划分方面有限差分法灵活、方便。 有限元法对单元进行力学特性分析，是以能量原理为理论基础的，这点与能量法是共同的。 有限元法计算工作量很大，但有限元法的运算方法是矩阵分析法，具有简洁的、公式化的表达式，便于计算机进行数值分析计算。有限元是将弹性理论、计算数学和计算机软件有机的结合起来的数值分析技术，是矩阵方法在结构力学和弹性力学等领域的发展的应用。用数学术语来说，就是从变分原理出发，通过分区插值，把二次泛函的极值问题转化为一组多元线性代数方程来求解。有限元法把物体划分

18、为大量的足够小的单元。通过离散的模型来近似表示在物体内连续变化的待求参数，再根据变分原理或最小位能原理可求解得出各节点和单元的欲求参数值。由于单元能按各种不同的连续方程式组合在一起，且与单元本身又可以有不同的几何形状和大小不同的尺寸。所以他能很好的适应复杂的几何形状、复杂的材料特性和复杂的边界条件。鉴于有限元法能比较准确的描述零件的实际形状、约束条件和受力特征，同时能够应用于解决连续体力学的各类问题，使得有限元方法成为内燃机结构中必不可少的工具及工程计算的有效方法。因此，本文采用该方法对曲轴应用大型有限元分析软件进行静力分析，并在此基础上研究其变形与变形规律。有限元分析（FEA，Finite

19、Element Analysis）的基本概念是用较简单的问题代替复杂问题后再求解。它将求解域看成是由许多称为有限元的小的互连子域组成，对每一单元假定一个合适的(较简单的）近似解，然后推导求解这个域总的满足条件(如结构的平衡条件），从而得到问题的解。这个解不是准确解，而是近似解，因为实际问题被较简单的问题所代替。由于大多数实际问题难以得到准确解，而有限元不仅计算精度高，而且能适应各种复杂形状，因而成为行之有效的工程分析手段。有限元是那些集合在一起能够表示实际连续域的离散单元。有限元的概念早在几个世纪前就已产生并得到了应用，例如用多边形（有限个直线单元）逼近圆来求得圆的周长，但作为一种方法而被提出

20、，则是最近的事。有限元法最初被称为矩阵近似方法，应用于航空器的结构强度计算，并由于其方便性、实用性和有效性而引起从事力学研究的科学家的浓厚兴趣。经过短短数十年的努力，随着计算机技术的快速发展和普及，有限元方法迅速从结构工程强度分析计算扩展到几乎所有的科学技术领域，成为一种丰富多彩、应用广泛并且实用高效的数值分析方法。有限元方法与其他求解边值问题近似方法的根本区别在于它的近似性仅限于相对小的子域中。20世纪60年代初首次提出结构力学计算有限元概念的克拉夫教授形象地将其描绘为：“有限元法=Rayleigh Ritz法分片函数”，即有限元法是Rayleigh Ritz法的一种局部化情况。不同于求解（

21、往往是困难的）满足整个定义域边界条件的允许函数的Rayleigh Ritz法，有限元法将函数定义在简单几何形状（如二维问题中的三角形或任意四边形）的单元域上（分片函数），且不考虑整个定义域的复杂边界条件，这是有限元法优于其他近似方法的原因之一。对于不同物理性质和数学模型的问题，有限元求解法的基本步骤是相同的，只是具体公式推导和运算求解不同。有限元求解问题的基本步骤通常为：第一步：问题及求解域定义：根据实际问题近似确定求解域的物理性质和几何区域。第二步：求解域离散化：将求解域近似为具有不同有限大小和形状且彼此相连的有限个单元组成的离散域，习惯上称为有限元网络划分。显然单元越小（网络越细）则离散域

22、的近似程度越好，计算结果也越精确，但计算量及误差都将增大，因此求解域的离散化是有限元法的核心技术之一。第三步：确定状态变量及控制方法：一个具体的物理问题通常可以用一组包含问题状态变量边界条件的微分方程式表示，为适合有限元求解，通常将微分方程化为等价的泛函形式。第四步：单元推导：对单元构造一个适合的近似解，即推导有限单元的列式，其中包括选择合理的单元坐标系，建立单元试函数，以某种方法给出单元各状态变量的离散关系，从而形成单元矩阵（结构力学中称刚度阵或柔度阵）。为保证问题求解的收敛性，单元推导有许多原则要遵循。 对工程应用而言，重要的是应注意每一种单元的解题性能与约束。例如，单元形状应以规则为好，

23、畸形时不仅精度低，而且有缺秩的危险，将导致无法求解。第五步：总装求解：将单元总装形成离散域的总矩阵方程（联合方程组），反映对近似求解域的离散域的要求，即单元函数的连续性要满足一定的连续条件。总装是在相邻单元结点进行，状态变量及其导数（可能的话）连续性建立在结点处。第六步：联立方程组求解和结果解释：有限元法最终导致联立方程组。联立方程组的求解可用直接法、选代法和随机法。求解结果是单元结点处状态变量的近似值。对于计算结果的质量，将通过与设计准则提供的允许值比较来评价并确定是否需要重复计算。简言之，有限元分析可分成三个阶段，前处理、处理和后处理。前处理是建立有限元模型，完成单元网格划分；后处理则是采

24、集处理分析结果，使用户能简便提取信息，了解计算结果。在分析、计算曲轴受力时, 通常作如下假设: 把多支承曲轴看作是以主轴承和支承轴承中心分开的分段简支梁, 并把轴视为绝对刚体; 连杆力集中作用在连杆轴颈的中心处; 把主轴颈和支撑轴颈中心既看成是支承点, 又看成是集中支反力的作用点; 略去回转惯性力; 略去因加工精度、装配质量以及使用后磨损、热变形造成的附加载荷。§2.2 有限元分析软件的介绍 ANSYS软件是融结构、流体、电场、磁场、声场分析于一体的大型通用的有限元分析软件。由世界上最大的有限元分析软件公司之一的美国ANSYS开发，它能与多数CAD软件接口，实现数据的共享和交换，如P

25、ro/Engineer, NASTRAN, Alogor, IDEAS, AutoCAD等， 是现代产品设计中的高级CAD工具之一。ANSYS有限元软件包是一个多用途的有限元法计算机设计程序，可以用来求解结构、流体、电力、电磁场及碰撞等问题。因此它可应用于以下工业领域： 航空航天、汽车工业、生物医学、桥梁、建筑、电子产品、重型机械、微机电系统、运动器械等。软件主要包括三个部分：前处理模块，分析计算模块和后处理模块曲轴的疲劳强度研究是内燃机设计、制造中必不可少的重要组成部分。但是,目前对曲轴的设计还仍然停留在主要依靠常规的疲劳强度理论来进行,主要有两种简化计算方法:一种是把曲轴按单拐分成几段,每

26、段当成简支梁进行研究;另一种是把曲轴作为连续梁进行分析。这两种计算模型由于过多地简化,其计算结果难以令人满意。为了使曲轴强度的预测更加接近实际,从而获得合理的曲轴设计,国内外许多学者进行了大量的研究工作,其中将日益成熟的有限元方法引入曲轴强度领域就是一个得到了较大发展的研究方法。在曲轴疲劳强度有限元模型中,尚存在很多不足的地方,如把曲轴简化为三维模型、将实际曲轴工作时所处的复杂受力状态作过多的简化和有限元建模过程中简化不当等。在边界条件的处理上,有些研究将主轴颈约束简化成了绝对刚性支撑,而比较接近实际的处理应该是对主轴颈约束用边界元或接触元来处理。第三章 曲轴动力学分析§3.1 已知

27、条件 柴油机型号：TBD235V6；缸数：6 ； 冲程数：4； 缸径：132mm；行程：140mm； 额定功率：292kw；额定转速：2100r/min；机械效率：0.87；发火顺序：1-3-2；往复部件质量：9.9kg；b=900MPa；主轴颈直径：105mm；曲柄销直径：92mm； 连杆长：240mm；Pz=17MPa；连杆旋转部分质量：5.2kg；同一曲拐气缸夹角60。§3.2 曲轴受力分析 曲轴在工作过程中, 往复惯性力、燃烧气体压力通过活塞和连杆传递到曲轴上, 考虑到不平衡质量离心力, 形成作用于曲轴上的切向力与径向力。图3-1可以推得： （3-1） （3-2） （3-3）

28、 （3-4） （3-5） 连杆比 （3-6） 连杆摆角 （3-7）图3-1曲柄销作用力分布 式中P为气体作用力，P为往复惯性力，P为不平衡质量离心力，为曲轴转角，为连杆摆角，D为气缸直径，为汽缸内的绝对压力， 为曲轴箱内气体的绝对压力,。对四冲程柴油机, 一般取=MPa。为曲柄半径，m为往复部件质量，为曲轴旋转角速度。 发动机的点火顺序与发火间隔角如下：（A左列汽缸B左列汽缸） 180 60 180 60 180 A B A B A B 进过计算可以得到： =384 时有最大的切向力。此时，各缸的压力见表3-1. 表3-1 各缸压力缸编号A B AB A B Pg /MPa11.6910.55

29、080.55080.27550.2253.2769 根据文献2的平均扭矩公式，平均扭矩 M= （3-8）本文的P=292kw，n=2100r/min代入式（3-8）中，得出平均扭矩M=1327.7657NM。因为本文只对单一曲拐进行分析，故只需计算出单拐受力即可。本文对优劣二缸刚达到上止点时，进行受力分析。合成力F=121384.0618N，最大径向力F=104990.5335N，对应左列二缸的最大径向力F=19599.45002N，二者之间的夹角为。第四章 曲轴有限元模型的建立§4.1 V6曲轴的三维造型设计 曲轴的破坏主要有以下几种形式: 裂纹由圆角处应力集中产生, 向曲轴臂发展

30、, 导致曲柄臂断裂; 裂纹沿过渡圆角周向同时发生, 断口呈径向锯齿形; 裂纹起源于油孔沿与轴线成45o 方向发展; 裂纹起源于过渡圆角或油孔。下面以TBD235V柴油机的曲轴为例, 使用PROE进行曲轴的参数化设计, 用ANSYS 有限元分析软件对其进行应力分析, 并通过改变参数来改变曲轴结构, 验证了一种最为常见的曲轴断裂失效的原因。本文采用单拐最曲轴经行有限元分析。首先用PROE进行曲轴的三维实体造型。由于曲轴结构复杂、各个截面形状很不规则为了减小计算规模, 利用有限元软件进行建模网格化时很难保证与图纸上的曲轴结构完全一致,在建立曲轴有限元模型时将一些对机体应力与应变影响较小特征略去,如部

31、分过渡圆角,倒圆、倒角。但是这些简化应以不影响其结构的动态特性为原则。以保证计算结果能真地反映曲轴静态的特性。§4.2 有限元网格划分 由于曲轴结构复杂,利用有限元软件进行建模时很难保证与图纸上的曲轴结构完全一致,因此建模时必须简化。为了减少应力集中,曲轴上不同截面的结合处都有半径不一的倒角,如果在建模时考虑这些倒角和油孔,则会使有限元的网格非常密集,这就大大地增加了模型的单元数量,花费大量的求解时间,而且生成的网格形状也不理想,降低了求解精度,因此建模时忽略半径较小的倒角和油孔。事实证明忽略这些倒角和油孔对曲轴的模态影响甚微。因此在整体曲轴建模时仅考虑主轴颈、曲轴轴颈与曲拐连接处的

32、过渡圆角。 采用ANSYS 有限元软件,ANSYS 提供了一个网络划分工具M eshToo l,专门用于对CAD 模型执行网络划分操作, 用它为曲轴造型的三维实体进行智能网络划分, 根据分析, 连杆轴颈和主轴颈是受力较大部位, 划分较密, 连杆轴颈圆角和主轴颈圆角处应力集中, 是曲轴危险点,划分最密, 而曲柄臂部位尺寸较大, 又不是危险点或主要受力部位, 划分最疏松。根据曲轴的结构特点,结合有限元分析软件中所提供的单元类型,选择10 节点的四面体单元Solid92 。在建模时,首先采用较疏的网格实体模型进行网格划分,然后将连杆轴颈和曲轴主轴颈的圆角处进行网格细划。剖分后形成的曲轴有限元网格。加

33、密有限元模型的网格密度,网格密度越大,计算精度越高,才能找到真正的应力集中源, 的曲轴有限元模型共有79461个节点，53949个单元。曲拐圆角处的节点最密集。 选择单元类型及材料属性: 考虑到模型为三维实体, 具有x , y , z 三个自由度, 因此选择实体单元类型So lid92, 见图4-1。So lid92 具有10 个节点, 每个节点具有x , y , z 三个移动自由度, 并具有弹性、膨胀性、压力硬化、大变形等特点, 很适合曲轴造型的三维实体。 图4-1 10 节点四面体So lid92 单元 该曲轴材料采用42CrMo4, 在材料类型设置中设置为线性及各向同性, 并输入相应的弹

34、性模量为2.7×10、泊松比为3.0。此材料强度、淬透性高、韧性好、淬火时变形小，高温时有高的蠕变强度和持久强度，用于制造要求较35CrMo刚强度更高和调质截面更大的锻件，如机车牵引用的大齿轮、增压器传动齿轮、后轴、受载荷极大地连杆、弹簧夹和曲轴，也可用于2000m以下石油深井钻杆接头与打捞工具等。 §4.3 载荷状况的确定 曲轴在工作时承受缸内的气体压力、往复和旋转质量惯性力的作用。曲轴在交变的载荷下工作,气缸的爆发压力的变化对曲轴的性能有很大的影响。根据已给定的发动机参数,通过发动机动力学计算,由于曲轴主要是因弯曲而破坏的,因此对曲轴受到飞轮处的扭转力可暂不考虑,为简便

35、起见,可假设对发火的气缸,当活塞处于上止点位置时连杆轴颈载荷达到最大值。因为本文研究的是V型发动机的曲轴，采用并列的曲柄连杆机构，就是说一个连杆轴经上同时受两个力，单拐连杆轴颈连接两个V形角分布的连杆并且二者的夹角是。将角度转化为弧度，需要将角度乘以0.017453292222，得到的弧度为1.308996917。由于曲轴受力是弯扭复合作用的过程,所以危险工况的选择要同时考虑扭矩的大小。曲轴扭矩M=1327.7657NM。§4.4 曲轴的边界条件§4.4.1力的边界条件 根据传统的方法及有限宽度轴颈油膜压力应力分布规律，连杆轴颈所受的气缸内爆发压力及活塞连杆的惯性作用力，并

36、忽略油孔处压力峰值突变的影响，根据曲轴的工作情况%当曲轴受压时,在主轴颈下部建立局部柱坐标系，约束沿周向120度范围内的径向位移；假定力边界条件为:载荷沿曲柄销轴向均匀分布，沿曲柄销径向120度角范围内按余弦规律分布，如图4-2所示： A B图4-2 连杆轴颈压力分布 图4-2中A，沿曲轴轴线方向，载荷压力分布为常数，设为q，B，沿轴颈圆角方向，因呈余弦规律分布, 其分布规律为 （4-1）由边界条件，当 时，=0. （4-2） （4-3）得到系数 （4-4）又 （4-5）有式得 （4-6）有二重积分得 （4-7） 即 （4-8）故压力沿轴向及圆周方向的分布函数为 （4-9）其中 ,式中F为作用

37、在连杆轴颈上的总载荷，R为曲柄连杆轴颈半径，L为曲柄连杆轴颈半长。经过代入计算可以得到两个力的分布函数K=1.518114308.74 （4-10） K=1.53427244.212 （4-11）根据以上所得力的分布公式,可求得各个离散单元的受力,然后将其分配到各个节点上,从而得到等效节点边界力。考虑曲轴惯性力的影响,输入以额定转速2100n/ min 时的角速度219.9115rad/s.有限元程序会自动将惯性力加在每一个节点上。 另外发动机曲轴的破坏还与发动机的扭矩有直接的关系，扭矩的大小影响曲轴的受力与破坏，扭矩越大，越容易破坏；越小，破坏越不容易。本文将曲轴主轴颈所受的轴承弹性支撑作用

38、离散为作用在支撑面每个节点上的弹性边界元, 通过弹性边界元使主轴颈在半径方向传递压缩力, 弹性边界元的弹性模量取为和主轴承材料一个量级。发动机的平均扭矩：=1327.7657 。 §4.4.2支撑边界条件 连杆轴颈和主轴颈表面分别受不同的压力作用,连杆轴颈主要受连杆推力的作用,主轴颈受到轴承支持力的作用。本文将曲轴主轴颈所受的轴承弹性支撑作用离散为作用在支撑面每个节点上的弹性边界元, 通过弹性边界元使主轴颈在半径方向传递压缩力, 弹性边界元的弹性模量取为和主轴承材料一个量级。约束施加得是否合理,直接影响有限元分析结果的准确性,不同的约束条件，会使结果相差很大。将主轴承对曲轴的支撑视为

39、弹性支座，设弹簧刚度为K，认为K值在曲轴纵向对称面内沿主轴颈均布，对于图1的曲轴有限元模型，可视K均分在曲轴纵向对称面内主轴颈中截面左右的两个对称点上，本文我们取K值为2.710N/m，这一刚度接近于主轴承的实际刚度。 在进行有限元分析时，左端面对面进行全约束，右端面选取中心处的关键点约束除轴向的移动自由度、其他各向旋转自由度外，约束剩余的两个移动自由度，见图4-3.并在右端面进行刚性连接。 图4-3 单元显示时的约束情况 第五章 曲轴有限元模型结果计算分析§5.1变形分析 曲轴在受到各个力和扭矩的作用下，会产生相应的变形。利用有限元通用后处理器进行结果显示分析。如图5-1所示：我们

40、可以看出最大变形量为1.27mm。 图5-1 单拐曲轴的受力变形图§5.2应力分析 Von Mises是一种屈服准则,屈服准则的值我们通常叫等效应力。后处理中"Von Mises Stress"我们习惯称Mises等效应力，它遵循材料力学第四强度理论(形状改变比能理论)。第三强度理论认为最大剪应力是引起流动破坏的主要原因，如低碳钢拉伸时在与轴线成45度的截面上发生最大剪应力，材料沿着这个平面发生滑移，出现滑移线。这一理论比较好的解释了塑性材料出现塑性变形的现象。形式简单，但结果偏于安全。第四强度理论认为形状改变比能是引起材料流动破坏的主要原因。结果更符合实际。一般

41、脆性材料，铸铁、石料、混凝土，多用第一强度理论。考察绝对值最大的主应力。一般材料在外力作用下产生塑性变形，以流动形式破坏时，应该采用第三或第四强度理论。压力容器上用第三强度理论（安全第一），其它多用第四强度理论。因为曲轴是塑形材料，故利用有限元分析时采用米赛斯应力理论进行分析。单拐曲轴的应力如图5-2，图5-3和图5-4所示：我们可以得到最大应力的大小为291Mpa，其节点的编号为11616. 图5-2 单拐曲轴正面应力分布云图 图5-3 单拐曲轴曲柄臂处应力分布云图 图5-4 单拐曲轴圆角处应力分布云图 为了对比，本文还对另外一种情况的边界支撑条件进行分析，其具体的约束条件为左端面限制其三个

42、方向的旋转自由度，对连杆轴颈两侧的主轴颈的下周线的部分节点进行除轴向外的移动自由度的限制。其计算结果如图5-5所示。 图5-5 曲轴改变边界条件后应力分布云图 从图5-5中可以看出，最大应力提高了很多，因为选取约束是只约束主轴颈的下轴线的节点，造成力都集中到这上面去，从而应力得到大幅的提高。与实际的约束又一定的差距，所以取第一种约束更为合适。§5.3曲轴强度校核 根据文献2的静强度公式，安全系数 n= （5-1） 将本文曲轴材料的=900Mpa和有限元计算的最大应力=291Mpa代入式（5-1）中，得到安全系数n=3.0928.该值大于文献8中的最小安全系数的值1.5，因此可以达到静

43、强度的要求。从曲轴有限元应力分析结果中可以看出, 在连杆颈及主轴颈过渡圆角处都有较大集中应力, 最危险部位是短端主轴颈和曲柄臂之间过渡圆角, 裂纹由圆角处应力集中产生, 向曲轴臂发展, 导致曲柄臂断裂。上述情况得到的应力变化趋势、危险点与有关文献报道也是一致的。因此在设计过程中应重点考虑连杆颈及主轴颈过渡圆角。第六章 结 论 本文在ANSYS中对TBD235V6柴油机曲轴进行了建模、有限元分析，得到如下几点结论： 1、曲轴整体结构三维有限元计算是曲轴强度分析的最合理的模型。网格的划分及单元选择对有限元分析结果有较大的影响。与传统的简化方法相比计算结果更接近于实际情况。本文的计算结果在连杆颈及主

44、轴颈过渡圆角处，与曲轴的最险断面与实际情况吻合,经过实践检验证明:有限元法计算的数值是正确的、有效的，它使人们对零部件关键参数的理解和设计更进了一步。从而使设计周期更短，费用更低，质量更高。 2、危险断面发生在曲轴圆角处,扭转作用对发动机曲轴应力值的影响较小，因此提高安全系数简单有效方法是对圆角的优化。 3、采用弹簧单元模拟主轴承对主轴颈的支承,其视为刚性支承带来的误差,计算模型更接近实际元计算分两步的计算方法避免了应力失真,能够准确曲轴的应力分布。 4、本文将有限元方法引入所研究的柴油机曲轴强度分析中疲劳强度分析当中,并对柴油机的曲轴进行了三维疲劳强度分析,得到了曲轴应力应变的分布情况,所得的应力分布规律与实际为吻合。并进一步利用所得到的有限元分析结果,利用常规的校验结构强度安全性的方法,计算了曲轴在交变载荷下的安全系数,结果表明该柴油机的曲轴能够满足疲劳强度要求。本文工作将为TBD235V6柴油机曲轴的进一步优化设计提供理论依据.