曲轴系动力学计算分析指南

1、编号：曲轴系动力学计算分析指南（第I版）错误!未定义书签。1 FE模型错误!未定义书签。FE模型成立错误!未定义书签。曲轴系坐标系的概念错误!未定义书签。曲轴系FE模型成立错误!未定义书签。简易主轴承壁FE模型成立错误!未定义书签。边界条件错误!未定义书签。FE模型紧缩错误!未定义书签。2 EXCITE模型成立错误!未定义书签。FE子结构模型错误!未定义书签。EXCITE模型成立错误!未定义书签。连接单元参数的确信错误!未定义书签。曲轴参考点的概念错误!未定义书签。3 EXCITE仿真计算错误!未定义书签。轴承负荷计算错误!未定义书签。轴承性能计算错误!未定义书签。最大油膜压力错误!未定义书签

2、。最小油膜厚度错误!未定义书签。轴心轨迹错误!未定义书签。4动应力计算错误!未定义书签。4 曲轴系平稳计算错误!未定义书签。5 曲轴扭振及其阶次分析错误!未定义书签。6 疲劳分析错误!未定义书签。1 FE模型FE模型成立几何模型的完整是FE模型成立的前提条件，一个完整的曲轴系几何模型要紧由 曲轴，与其相连的飞轮和正时齿轮和皮带轮组成，其中各个零部件之间由非线性连接体连接。FE模型能够用前处置软件PATRAN、HYPERMESH等来成立。采纳手动划分 网格的方式，各部件间通过归并接触面上散布一致的节点来组成一个整体。1.1.1 曲轴系坐标系的概念整体坐标系采纳右手法那么的直角坐标系，如图1,坐标

3、系的中心在曲轴第三段 主轴颈的中心，X轴为曲轴的轴线方向，Y轴的方向为曲轴的侧向，Z轴与气缸同向, 同时要求曲轴的第一拐朝上放置.为了利用AVL-EXCITE软件进行曲轴系的动力学计算，需要曲轴系FE模型和一个 简易的主轴承壁FE模型。1.1.2 曲轴系FE模型成立曲轴系FE模型采纳的六面体网格如图1 图3所示：图i曲轴系的有限元模型图2单拐的有限元模型 图3主轴颈和拐处圆角的有限元模型在进行曲轴系的动态分析时，为了保证在圆角处有足够的网格精度，通常需要6 层以上的单元。主轴颈通常需要4层单元，拐上需要2层或4层单元，因此通常在主 轴颈4层单元的接触面中心处概念5个主自由度节点，在曲拐中心面的

4、中心处概念1 个或3个主自由度节点。1.1.3 简易主轴承壁FE模型成立简易主轴承壁FE模型采纳六面体网格,要求主轴承壁孔的单元层数与曲轴主轴 颈上单元层数相同，同时也必需是等分等间距的。将壁孔的表面节点作为主自由度节点，建议从头排列节点编号，使主自由度节点图4简易主轴承壁的FE模型 图5主轴承壁的主自由度节点模型1.1.4 边界条件约束简易轴承座三个面中所有节点的六个DOF,用来抑制发动机的全局运动。如 图4所示。FE模型紧缩采纳子结构分析法，直接利用3D实体单元FE模型，概念主自由度节点。将FE 模型中的所有单元紧缩到概念的所有主自由度节点上。用主自由度节点，来表征结构 部件的运动和变形特

5、点，同时作为结构部件间的彼此作用点，可传递载荷。同时由于 有限元中应力加于节点上会显现应力集中，产生数值计算奇异点，因此需要利用 MSC/PATRAN在主自由度节点处加上一个刚性层RBE2用来分散载荷。在MSC/PATRAN中成立完整的有限元模型，概念单元特性、约束边界条件和材 料特性等以后，修改AVL提供的曲轴紧缩模板文件(*nas),利用有限元模态分析求 解器MSC/NASTRAN将模型紧缩至主自由度节点上，将模型紧缩所取得文件(*.op2) 导入MSC/PATRAN中.取得曲轴系的模态分析图，如图7所示。困困拐平面的一阶弯曲：HZ垂直拐平面的一阶弯曲：HZ拐平面的二阶弯曲：HZ一阶扭曲：

6、HZ图6曲轴系的模态图分析曲轴模态的目的是为了了解系统的固有特性，因为共振产生的必要条件是外 载频率等于系统固有频率。同时为了获取曲轴的一阶扭曲频率，以供EXCITE计算利 用。2 EXCITE模型成立FE子结构模型子结构模型需要利用MSC/NASTRAN软件的有限元模态分析求解器对原模型进行 紧缩取得，从而取得表征结构部件固有特点的质量和动态刚度矩阵，子结构如图6所 示。a图7曲轴系的子结构模型EXCITE模型成立应依照具体问题和所需取得的结果，对分析模型的建模提出要求。本文中模型省 略了曲柄连杆机构和气缸，将气缸压力和连杆和活塞的质量作为外力作用在曲柄销上。在启动EXCITE以后，插入并概

7、念体单元和连接单元，进行逻辑连接。由于仅计 算主轴承载荷，因此用NONL非线性弹簧/阻尼来连接。曲轴系的EXCITE模型如图8 所示。a图8曲轴系的EXCITE仿真模型对FE和EXCITE模型的几点说明：1. 假设不分析曲轴动应力，那么利用简单3D实体模型（C0N6）,或用 Shaftmodeler 创建（N0D6）.2. 若是不分析连杆和活塞，可用简化梁质量单元朝替於0D6）,或直接将质量填入EXCITE软件中。3. 若是不做整机分析，可利用独立的带轴瓦的主轴承壁（SMOT）,而且气缸只起导向作用，可用刚体（ANCH）。4. 假设要计算主轴承油膜特点，应用EHD2（或HD、EHD、TEHD）

8、连接。5. 假设仅计算主轴承载荷，用非线性弹簧/阻尼（N0NL）连接即可，模型如上面所示。6. 鉴于连杆为梁质量单元，大头为单中心点，用非线性弹簧/阻尼的单点对单点连接（REVO）即可。2.2.1连接单元参数的确信下面以NONL非线性弹簧/阻尼连接单元为例来讲明连接单元参数的确信。NONL类型连接单元用于径向轴承，连接一个中心点和表面多点。如以下图所示。图9 NONL类型连接单元参数的确信轴承用主轴承中油膜的非线性由非线性弹簧/阻尼单元来描述。网刚度的确信如下：向参考位移处的刚度叵31国可-最大气缸力回区=q 一半径间隙再g|国3a卜有效弹簧数-利用五层弹簧，刚度散布：1 ： 3 ： 5 ：

9、3 ： 1阻尼确信：在参考位移处|冈 一f向 一|-取值为5在零位移处旧一卜|凶2一 取值为22. 2.2曲轴参考点的概念关于C0N6体单元，EXCITE在此参考点将全局运动（包括旋转运动）与局部弹性 变形分开，一样将无局部弹性变形的点选作参考点。可选择：1. 惯性平稳中心点（一样选择，仿真收敛稳固）；2. 最大惯量点；3. 指定节点（推荐在轴系动力学中利用）；进行曲轴系的动力学分析时，假设有限元模型中无现成节点可做为主自由度节点, 可专门添加主自由度节点。下面以添加主自由度节点为例进行说明，具体方式如下：在Patran中利用一个无质量软梁做一参考点（保证刚性模态小于1HZ）,在有限元模型中增

10、加该参考点为主自由度节点，且具有6个自由度。具体做法如下：用CBAR概念软圆柱梁，取Orientation为<1, 1, 1>假定长度L后，可算直径：3"其中：G-材料剪切模量K-扭转刚度扭转刚度的计算：目其中：画内整个曲轴系转动惯量 从而概念CBAR特性中的：飞轮质量中心点图10 C0N6类型中参考点的概念3 EXCITE仿真计算在EXCITE仿真模型成立以后需要概念发动机轴系参数、外载工况（气缸压力曲线 图），和数值仿真操纵参数（起止时刻、时刻步长等）等等，同时要将紧缩取得的质 量矩阵（*.0UT4）、动刚度矩阵（*.0UT4）、几何特点（*.6£0皿）和自

11、由度特点（*.D0FT） 以ASCII数据文件的形式读入到EXCITE模型中。轴承负荷计算利用每一个工况下各个主轴承座在水平和垂直方向的受力图，能够列出每一个工 况下的轴承负荷情形表格，从而确信最大载荷点显现的工况及显现的位置。图11有限元模型在水平方向的轴承载荷图12有限元模型在垂直方向的轴承载荷轴承性能计算轴承性能的计算包括最大油膜压力和最小油膜厚度和轴心轨迹三个项目。3.2.1 最大油膜压力最大油膜压力(POFP)可能引发轴承材料的疲劳破坏。散布的油膜压力最大值, 长期、反复的作用在轴承的某一区域，当压力值达到必然的数量级时，轴承的材料将极易造成疲劳剥落。最大油膜压力表示在各个曲轴转角下

12、，轴承所经受散布的最大油膜压力矢量的转 变情形。它是由散布的最大挤压油膜压力和最大旋转油膜压力合成的矢量。图13曲轴系在某一工况下的最大油膜压力由每一个工况下的仿真结果图列出每一个主轴承座对应的最大油膜压力表格，找 到最大油膜压力显现的位置及数值。AVL- EXCITE为了保证曲轴系能够正常工作，对计算液体动力轴承时的最大油膜 压力规定了压力极限值，即最大油膜压力小于轴瓦材料表面经受压力，从绝对值来看 应小于50MPa,刹时可接近100Mpao3.2.2 最小油膜厚度最小油膜厚度(MOFT)图中横坐标为时刻，纵坐标为油膜厚度值，它反映了最小油膜厚度随时刻 的转变关系。a图14曲轴系在某工况下的

13、最小油膜厚度由每一个工况下的仿真结果图列出每一个主轴承座对应的最小油膜厚度表格，找 到最小油膜厚度显现的位置及数值。AVL-EXCITE要求轴承的最小油膜厚度为由图可知，最小油膜厚度接近圆 似乎这种最小油膜厚度偏小。据资料统计，有一些发动机轴承.即便在小的最小油膜 厚度下，仍然有较好的工作靠得住性。这可能与薄壁轴瓦结构柔软的合金层产生了良 好的顺应性有关。另外，发动机经磨合后，轴承摩擦副将取得更好的配合，也是缘故 之一。3.2.3 轴心轨迹轴心轨迹表示在各个曲轴转角下，轴颈中心相对轴承孔中心的位置转变情形。图15轴心轨迹由轴心轨迹图能够取得最小油膜厚度的区域、轻负荷区等等，因此判定开设油 孔和

14、油槽的位置。4动应力计算利用EXCITE结构部件的主自由度节点的动力学结果，进行从主自由度释放到原模型自由度的数据恢复计算。在取得*.INP4文件以后，利用AVL-EXCITE的曲轴系恢 复模板（*. nas）,通过有限元软件（NASTRAN的S0L109）进一步分析动态应力，取得 整个模型的动态响应解，进而进行疲劳分析。有限元模型的动态分析应该包括一个完整发动机循环的应力计算。在数据恢复时 取145个时刻步（载荷步），每一步长度为5度。高转速下的曲轴受力情形如以下图。图16某工况下曲轴系整体受力云图a a -图17主轴颈圆角危险点应力危险点应力放大图回a图18曲柄销圆角危险点应力危险点应力放

15、大图由图确信此工况下模型的曲柄销圆角危险点应力值和主轴颈圆角危险点应力值, 这二者都应小于曲轴材料本身的极限值曲轴的强度才能知足要求。5曲轴系平稳计算以四缸机为例说明曲轴系的平稳计算，直列式四缸内燃机的平稳情形，四个气缸的往复惯性力和离心惯性力和形成的力矩都完全平 稳，因此从整机的平稳性而言，能够没必要设置平稳重。可是各个曲柄所产生的离心惯性力和相 邻两个曲柄形成的离心力矩，那么对相应的主轴承会产生附加的作使劲或力矩，从而增加了主轴 承的变形和磨损。专门是关于转速较高或曲轴刚性较弱的内燃机，这种阻碍加倍不可轻忽。因此 在四缸机内燃机曲轴上仍设有平稳重，其目的即在于减轻或排除这方面的阻碍。图19

16、四缸机的平稳第一，四缸机的受力是全平稳设计的（旋转力和一阶往复惯性力），不管是八平 稳重仍是四平稳重。为了了解八平稳重仍是四平稳重对轴承力的阻碍，需分割成2缸 讨论。如以下图所示：图20两缸的平稳示图下面即是2缸的力矩平稳率：因平稳重离心力二平稳重离心质量x质心距主轴线的半径，即Uw二MwxR w单拐离心力二单拐质量x质心距主轴线的半径，即Uc=McxRc连杆大头离心力二连杆大头质量x曲柄半径，即Ur=MrxR通过上述计算能够取得曲轴系的力矩平稳率。而一样小型高速汽油机的平稳率要 求 80 - 90%。6曲轴扭振及其阶次分析轴系之因此能产生扭转振动，其内因是轴系本身不但具有惯性，而且还有弹性，

17、 由此确信了其固有的自由扭振特性。而外因那么是作用在轴系上、周期性转变的激振 力矩，该力矩是产生扭振的能量来源。关于内燃机装置来讲，激振力矩要紧来自：气 缸内气体压力产生的激振力矩。扭振结果是曲轴BODY的自由段中心点旋转自由度的结果,与哪一种类型轴承模 型（EHD2或NONL）无关。由于扭振计算的计算工况多，通常从低速到高速.步长 lOOrpm或200rpm,而且还要补充共振工况，计算量大，建议利用NONL类型连接 单元，计算时刻短.扭振计算必然要做独立的C0N6参考点。取100mm长的软梁，连接飞轮中心， 特性不变。P面是某工况下轴系中减振器端的扭转角时刻图及对应的傅式图:网图21某工况下曲轴的扭振曲线对四缸机减振器端的振动位移曲线进行傅立叶变换后进行谐次分析，从傅式图中 取得