基于ANSYS的汽油機(jī)曲軸結(jié)構(gòu)分析

本文格式為Word版，下載可任意編輯——基于ANSYS的汽油機(jī)曲軸結(jié)構(gòu)分析常用曲軸材料為45號碳素鋼，在ANSYS前處理中定義單元類型為8節(jié)點(diǎn)六面體單元solid45，材料彈性模量3e+7，泊松比為0.3，密度為7.85g/cm3。

2.2劃分網(wǎng)格

設(shè)置單元長度為3mm，得到圖2所示97405節(jié)點(diǎn)、481548單元的有限元模型。

3靜力分析

3.1添加約束

根據(jù)實(shí)際工作環(huán)境，從x、y、z方向?qū)χ鬏S頸兩端完全約束，從x、y方向?qū)χ虚g各段主軸頸約束，約束后模型如圖3所示。

3.2施加載荷

在實(shí)際工作中，主要作用在曲軸上的是由燃料和空氣混合物燃燒時推動活塞運(yùn)動產(chǎn)生的作用力[5]。忽略扭矩對曲軸的作用，只考慮彎矩作用。做功汽缸的活塞運(yùn)動至上止點(diǎn)時，連桿軸頸載荷達(dá)到最大，設(shè)其為PⅠ，計(jì)算得出轉(zhuǎn)過π、2π、3π的載荷值見表2。四缸發(fā)動機(jī)的單缸做功順序?yàn)?→3→4→2，在做功時1和4、3和2分別受力狀況一致[6]。比較各缸燃?xì)鈮毫Ρl(fā)時應(yīng)力分布狀況可得：3缸對應(yīng)的應(yīng)力值最大，1缸次之，2缸和4缸較小。本文以第3缸做功時曲軸的受力狀況為研究對象，此時載荷分布如圖4所示。

曲軸有限元模型施加載荷后如圖5所示。

3.3求解及后處理

求解完成后，調(diào)出圖6所示的曲軸位移矢量云圖，圖7為應(yīng)力分布圖。

3.4結(jié)果分析

由圖6曲軸位移云圖可知，位移變形量從藍(lán)色到紅色逐漸增大，最大位移處為第三缸連桿軸頸載荷處，形變量為0.0267mm。如圖7所示，曲軸連桿軸頸所受應(yīng)力分布由中間向兩側(cè)逐漸遞增，曲軸最大應(yīng)力在第三主軸頸的曲柄銷處，且最大應(yīng)力值為38.2085MPa，根據(jù)圖8（c）所示，在最大應(yīng)力位置相對的曲柄銷處，應(yīng)力值為29.7177MPa，因此，在曲柄銷應(yīng)力集中明顯，易發(fā)生斷裂破壞。與SetyamartanaParman[6]所得結(jié)論一致。

4模態(tài)分析

模態(tài)指在模態(tài)向量和固有頻率的共同作用下對機(jī)械結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的影響，每一階模態(tài)對應(yīng)各自的模態(tài)向量、固有頻率，因而，根據(jù)模態(tài)分析是分析機(jī)構(gòu)振動特性，防止與機(jī)架發(fā)生共振的重要依據(jù)。

4.1有限元模態(tài)分析理論

通過有限元法將彈性體劃分為有限個共節(jié)點(diǎn)單元，根據(jù)振動理論中多自由度系統(tǒng)受迫振動方程

Mx¨+C+Kx=F（t）（1）

式中M、C、K—質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣;

x¨、、x—加速度、速度、位移;

F（t）—外加激振動。

由于在求解固有頻率和振型中，不記阻尼。振動微分方程為

MU¨+KU=F（2）

式中M、K—系統(tǒng)質(zhì)量矩陣、系統(tǒng)剛度矩陣;

U—系統(tǒng)廣義坐標(biāo)矩陣;

U¨—系統(tǒng)廣義坐標(biāo)矩陣的二階導(dǎo);

F—廣義力矩陣。

特征方程為

（-ω2M+K）U=0（3）

式中ω—系統(tǒng)固有頻率。

求解以上特征方程，進(jìn)而得到n階固有頻率。其中，每一固有頻率所對應(yīng)的特征向量即為各自的振型[6，7]。

4.2ANSYS模態(tài)分析

定義單元類型為solid45，材料彈性模量為3e+7，泊松比為0.3，密度為7.8e-9，設(shè)置網(wǎng)格大小為5mm，所得限元模型共有216552個單元。

通過BlockLanczos型自由模態(tài)分析法，提取出6階模態(tài)。進(jìn)一步求解成功后，在后處理中查看每一階的結(jié)果云圖，為圖9所示。

4.3模態(tài)結(jié)果分析

曲軸第2階模態(tài)頻率為237.6Hz，與發(fā)動機(jī)工作的頻率范圍（26.7～134Hz）相差較遠(yuǎn)，不會產(chǎn)生共振。由圖9可知，曲軸第一階振動不明顯;其次階振型來自x方向，為一階彎曲振動;第三階振型為z方向，為一階彎曲振動;第四階振型是來自y方向，為二階彎曲振動;第五階振型是來自x方向，為扭轉(zhuǎn)振動;第六階振型則為耦合振動，由彎曲和扭轉(zhuǎn)疊加。較大的變形位于曲軸兩端，應(yīng)在曲軸的兩端選用剛度和強(qiáng)度較大的軸承材料來減小發(fā)生危險(xiǎn)的幾率;且主軸頸、連桿軸頸與曲柄銷連接處受力較為集中，變形量較大，易出現(xiàn)疲乏損傷。因此，在曲軸參數(shù)設(shè)計(jì)時可采用空心軸頸提高曲軸的穩(wěn)定性。

5結(jié)論

以四缸汽油機(jī)曲軸為研究對象，通過UG建立曲軸模型，在此基礎(chǔ)上，應(yīng)用ANSYS對曲軸進(jìn)行靜力分析和模態(tài)分析。

在靜力分析過程中可得，第三缸點(diǎn)火時，最大位移為第三缸連桿軸頸載荷處，形變量為0.0267mm。曲軸最大應(yīng)力在第三主軸頸的曲柄銷處，且最大應(yīng)力值為38.2085MPa。以上數(shù)據(jù)可作為汽油機(jī)曲軸后續(xù)設(shè)計(jì)和優(yōu)化的