ANSYS柴油机曲轴有限元分析

2013-06-19  by:广州有限元分析、培训中心-1CAE.COM  来源:仿真在线

作者: 苏海峰    来源: 万方数据
关键字: 曲轴 有限元法 单元选择 网格划分 疲劳强度 

2 整体曲轴有限元模型的建立
   
传统的曲轴分析,国内外多采用单拐或1 /2单拐模型。但这种方法还不能反映整体曲轴内部应力场的分布状态,有些学者也采用连续梁理论对曲轴进行分析计算,但把象曲轴这样复杂的结构简化成连续梁,计算结果显然是不准确的。因此,为了较为准确地计算曲轴强度和了解曲轴内部的应力状况,本文采用曲轴三维整体模型,对曲轴进行静强度和刚度的有限元分析。

    2.1有限元网格的划分
   
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过渡圆角。
   
采用ANSYS有限元软件,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Solsd92。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见图1。图中的曲轴模型共有114622个节点,71982个单元。

    2.2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,根据已给定的发动机参数,通过发动机动力学计算,求得此发动机连杆轴颈载荷的最大值,及随后曲轴再转过120度, 240度, 360度,480度,600度时连杆轴颈载荷的数值,见表1。

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Pa,对六缸发动机只需考虑各个气缸分别处于压缩终了活塞在上止点位置时的受力状况即可,发动机各缸的发火顺序为1—5—3—6—2—4,可将曲轴的受力状况用图形表示出来,其中三缸、四缸发火时曲轴受力状况见图2。

    2.3 曲轴的边界条件

    2.3.1 力边界条件
   
根据传统的方法及有限宽度轴颈油膜压力应力分布规律,并忽略油孔处压力峰值突变的影响,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3所示。   

    对于余弦规律的分布曲线方程可通过面积积分方式求得,这里求得余弦曲线方程为

    式中:F—对应于不同的l作用于曲柄销上的力;
   
    F均布—假设力为均布时,平均分布于每个节点上的力;
     
    l—力作用点对应曲轴中心对称面的弧长。

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2500n/min时的角速度261. 7rad/s,有限元程序会自动将惯性力加在每一个节点上。

    2.3.2支撑边界条件
   
将主轴承对曲轴的支撑视为弹性支座,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,本文中我们取K值为3X1.0E+11N/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,为模拟曲轴的全支撑情况,约束弹簧对主轴颈的径向位移;为模拟止推轴承的作用,可将曲轴左端面靠近轴心的对称四个节点的Z向位移为0,以防止曲轴沿轴向产生刚体位移。(边界条件见图4)  

3 曲轴整体模型计算结果分析

    3.1变形分析算

    通过对各缸发火时的静力分析可得出,在3缸发火时,变形量最大,为0.87mm,位于第一、六曲柄臂配重处,三缸变形示意图如图5所示。

3.2应力分析
   
按第四强度理论计算的等效应力较大值,发生在主轴颈与曲柄相连的过渡圆角处,及连杆轴颈与曲柄相连的过渡圆角处,最大值为三缸发火时,位于第三连杆轴颈与曲柄相连处过渡圆角的下部,其值为σmax= 215MPa,如图6。而且在曲轴工作的整个循环中,第三、四连杆轴颈过渡圆角处发生应力极大的情况也很频繁。

    3.3施加扭转时应力分析
   
发动机工作中,由曲轴后端传出扭矩,曲轴必然受到一定的扭转力,在三缸发火时的有限元模型上施加扭转力,方向与曲轴工作旋转方向相反,作用在曲轴后端与飞轮连接的法兰盘边缘。由公式Me=9550P/n可得Me=706.7N·m,通过ANSYS程序分析,施加扭转力后,应力值有了一定的提高,但影响不是很大,最大应力值为236MPa。

4 疲劳强度校核
   
整体曲轴的断裂,在多数情况下首先在曲柄销圆角出现疲劳裂纹,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。

σmax,σmin为有限元计算出的对应于缸内压力与往复惯性力的合力的最大值99129N与最小值5406N时的应力值。此处加均布面载荷并考虑惯性力σmax,σmin分别为236MPa和24. 3MPa, kσ为有效应力集中系数,取2.08,εσ为尺寸系数,取o.68,β为构件表面质量系数,取1.65,Ψσ为材料对应力循环不对称的敏感系数取0.25;代入(2),(3),(1)得nσ=1.574-1.749。满足通常要求的1.3—1.8的范围,因此认为该曲轴的强度能达到要求。

5 结论
   
通过对6105柴油机曲轴三维有限元分析得到如下结论:该曲轴的应力集中主要出现在连杆轴颈下侧与主轴颈上侧过渡圆角处,该曲轴的强度能达到要求;扭转作用对发动机曲轴应力值的影响较小;网格的划分及单元选择对有限元分析结果有较大的影响;运用单拐曲轴有限元模型计算的应力值大于整体曲轴模型,因此采用单拐曲轴模型进行有限元分析得出的结果是偏于安全的;传统的认为仅以简单的缩轴颈距离而降低曲轴应力的做法是不能成立的。同时,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。

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