基于ANSYS的曲轴工作受力分析

摘要：曲轴被广泛应用于汽车行业中，是汽车发动机内重要的零部件之一，其品质好坏直接影响着发动机和整车的性能。本文首先应用三维造型Pro/Engineer软件对中型汽车用曲轴进行了三维实体建模，其次采用ANSYS 协同分析平台对曲轴受四种不同载荷工况进行了有限元分析，得到了应力应变场分布情况，其曲轴分析结果可为曲轴设计提供一定的理论依据和参考。

Abstract: Crankshaft is widely used in automotive industry, and is an important component in the car engine. It will have a direct impact on the quality of the engine and vehicle performance. Crankshaft 3d modeling is created using three-dimensional modeling Pro/e software. Then using ANSYS analysis platform for crankshaft WORKBENCH coordination by four different load of the finite element analysis, the stress and strain distribution are obtained. The analysis results for crankshaft design provide certain theoretical basis and the reference.

关键词：曲轴；有限元分析；ANSYS

Key words: crankshaft；Finite element analysis；ANSYS

中图分类号：TH13 文献标识码：A文章编号：1006-4311（2011）02-0047-03

0引言

曲轴是汽车发动机的关键零件之一，其性能好坏直接影响到汽车发动机的质量和寿命。曲轴在发动机中承担最大负荷和全部功率,承受着强大的方向不断变化的弯矩及扭矩，同时经受着长时间高速运转的磨损，因此要求曲轴材质具有较高的刚性、疲劳强度和良好的耐磨性能。工作时，曲轴承受气体压力，惯性力及惯性力矩的作用，受力大而且受力复杂，并且承受交变负荷的冲击作用。同时，曲轴又是高速旋转件，因此，要求曲轴具有足够的刚度和强度，具有良好的承受冲击载荷的能力，耐磨损且良好。近年来，随着制造工业的不断发展，制造业正面临着由于经济全球化带来的激烈的市场竞争，生产者对产品的质量要求也越来越高，尤其是在汽车、航空航天等要求比较高的部门，疲劳强度的高低直接或间接地影响着产品的质量。本文利用ANSYS软件强大的分析功能，对四缸曲轴在工作中受力状况进行分析，得到很好的仿真效果，从而为设计者提供了很可靠的参考依据。

1曲轴的有限元分析

由于曲轴的结构比较复杂，本文利用PRO/E软件强大的曲面建摸功能对其进行建模（图1），模型在三维实体造型软件PROE中建立，通过PROE和ANSYS Workbench的无缝接口导入ANSYS Workbench有限元分析软件中单元属性包括单元类型、定义实常数、定义材料特性。单元类型采用三维10节点四面体实体单元SOLID92。材料采用球墨铸铁，密度7.8×10-9kg/mm3弹性模量1.0×105MPa，泊松比0.23。自由网格划分方法主要用于划分边界形状不规则的区域，生成的网格相互之间呈不规则排列。划分平面模型可以使用三角形单元或者四边形单元，划分三维实体模型通常只能使用四面体单元。自由网格划分方法对复杂形状的边界具有较好的模拟能力，但是分析精度往往不高。

针对曲轴的实体模型，采用自由网格划分方法对其进行网格划分，得到如图2所示的有限元网格图形。

1.1 施加载荷并求解

1.1.1 曲轴载荷的处理曲轴所承受的气体压力、活塞与连杆往复运动的惯性力需要在工况计算时，转换到曲轴的曲柄销部位，假设作用在轴径上的压力的合力为Qc。由于许多通用有限元软件没有提供直接的复杂函数加载功能，一般的曲轴FEA加载时都简化为直线和面上的斜坡加载或等值加载，只保证轴径上压力的合力等于Qc而未充分考虑轴径上所承受压力的范围及分布规律，根据传统的理论及有限宽度轴径油膜应力分布规律并忽略油孔处压力峰值突变的影响，合理的力边界条件应为：载荷（压力）沿连杆轴径按二次抛物线规律分布；沿轴径圆周方向120°角范围内按余弦规律分布，如图3所示。

1.1.1.1 沿曲轴轴线方向设压力分布曲线的方程为：

Z=ax2+bx+c

设轴向受力长度为2L，将x=L，-L代入上式得：aL+bL+c=0aL-bL+c=0

又当x=0时，z=q，所以c=q，代入得：b=0a=-qL

又Qc=4qCos（3θ2）dsdx=4qCos（3θ2）Rdθdx

=Rqdx

其中：ds=Rdθ；Qc为作用在轴径上的总载荷。

因qx=ax2+bx+qmax=qmax1-x，代入上式得：

Qc=qmaxR1-xdx=qmaxRL

由此可得qmax=9Qc/（16LR）

1.1.1.2 沿轴径圆周方向qxθ=qxCos（3θ2）

其中x=-L～L，θ=-60°~60°

因此，在图2所示的坐标系下，轴径上的加载函数为：

qxθ=1-xCos（3θ2）

1.1.1.3 曲轴危险工况的筛选根据以上载荷计算，首先计算了各缸燃气压力爆发时的应力分布情况，各缸的编号如图4所示。计算结果表明，1缸爆发时的应力最大，3缸次之，接下来是4缸，最后是2缸。接下来，以1缸为主要研究对象，通过对其曲柄的受力FT FK进行研究。

1.2 施加载荷及载荷选项、设定约束条件在环境设置里面先施加位移约束，然后在1连杆上施加20Mpa的压力，如图5，6所示。

图7为整个曲轴的等效应力云图，由图可见，等效应力主要分布在连杆轴颈、主轴颈及其过渡圆角等局部区域，最大等效应力σmax=464.95MPa，发生在第一主轴颈与下部曲柄的过渡圆角处（图8）。第一缸连杆轴颈与连杆轴瓦接触处受力较大，因而该部位压应力数值较大（见图 8），其值在51.661～413.285MPa之间。应力分析结果表明：曲轴圆角处所受应力最大，是整个曲轴最危险的部位，应采取一定的表面处理手段进行强化。

1.2.1 变形分析曲轴各部分在纵向方向（Y方向）的位移量在0.034～0.309mm范围内，在左边平衡块下端有最大的轴向位移，其值为0.30904mm（见图9）。

1.2.2 剪应力分析图 10 为整个曲轴的最大剪应力图，由图可见，最大剪应力主要分布在主轴颈及其过渡圆角等局部区域，最大剪应力σmax=249.5MPa，发生在第一主轴颈与上部曲柄的过渡圆角处（图 10 ）。第一缸连杆轴颈与连杆轴瓦接触处受力较大，因而该部位剪应力数值较大（见图10），其值在27.722～194.054MPa之间。应力分析结果表明：曲轴圆角处所受剪应力最大，是整个曲轴最危险的部位，应采取一定的表面处理手段进行强化。

1.3 对3缸，4缸，2缸分别施加20Mpa的压力：

1.3.1 发动机3缸做功时曲轴有限元分析发动机3缸做功曲轴的等效应力、最大剪应力、总变形分析结果如图11（a）（b）（c）所示，从图中可以看出等效应力最大值为2.003e2Mpa，分布在3缸右下角与曲柄连接的圆角处。最大剪应力为1.089e2Mpa，同样分布在3缸右下角与曲柄连接的圆角处。最大位移量为1.496e-1mm。

1.3.2 发动机4缸做功时曲轴有限元分析发动机4缸做功曲轴的等效应力、最大剪应力、总变形分析结果如图12（a）（b）（c）所示，从图中可以看出等效应力最大值为4.977e2Mpa，分布在3缸右边与曲柄连接的圆角处。最大剪应力为2.692e2Mpa，同样分布在3缸右边与曲柄连接的圆角处。最大位移量为5.073e-1mm。

1.3.3 发动机2缸做功时曲轴有限元分析发动机2缸做功曲轴的等效应力、最大剪应力、总变形分析结果如图13（a）（b）（c）所示，从图中可以看出等效应力最大值为6.393e2Mpa,分布在主轴1圆角处。最大剪应力为3.427e2Mpa，同样分布在主轴圆角处。最大位移量为6.187e-1mm 。运行过程中1缸和3缸，2缸和4缸曲轴的受力情况一样。

1.3.4 发动机1缸和3缸做功时曲轴有限元分析：发动机1缸和3缸做功曲轴的等效应力、最大剪应力、总变形分析结果如图14（a）（b）（c）（d）所示，从图中可以看出等效应力最大值为5.173e2Mpa，分布在主轴1圆角处。最大剪应力为5.172e-3Mpa，同样分布在主轴圆角处。最大位移量为3.482e-1mm。

1.3.5发动机2缸和4缸做功时曲轴有限元分析：发动机2缸和4缸做功曲轴的等效应力、最大剪应力、总变形分析结果如图15（a）（b）（c）所示，从图中可以看出等效应力最大值为1.023e3Mpa，分布在主轴1圆角处。最大剪应力为5.482e2Mpa，同样分布在主轴圆角处。最大位移量为8.993e-1mm。

2结论

通过对曲轴受理过程的有限元分析，找出了曲轴在工作过程中的脆弱部位，为曲轴设计者提供了很好的参考依据。

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