基于ANSYS Workbench的發動機曲軸有限元分析

白順平，楊 振，陳國磊

(1.新疆天池能源有限責任公司，新疆 昌吉 831100;2.長城汽車有限公司，河北 保定 071000)

0 引言

曲軸通過將發動機曲柄連桿機構的動力轉化成轉矩并傳遞給發動機的其他部件，為汽車的運動提供動力，因此保證曲軸的正常工作對于保障發動機工況正常具有重要意義。本文針對某型號發動機的曲軸開展有限元分析，觀測其工作能否滿足發動機的正常使用要求[1]。

1 曲軸的建模

所研究對象為V12發動機曲軸，其主要尺寸參數如表1所示。

表1 曲軸的尺寸參數 mm

通過SolidWorks軟件建立曲軸的三維模型，如圖1所示。

圖1 曲軸的三維模型

在建模過程中，對模型進行了一些簡化，以保證有限元分析結果的正確，并減少計算時間，這些簡化包括：

(1) 去除了有限元分析不需要的曲拐倒圓角結構。

(2) 曲軸為鍛造曲軸，因此建模將其設計為一個整體結構。

(3) 只對影響曲軸受力分析的主要部件進行建模，省去了對曲軸力學性能影響不大的活塞連桿組等結構。

2 曲軸的有限元分析

有限元法通過將連續介質劃分為網格單元節點，在單元節點之間作迭代分析進而得到整體結構的形變和應力分布，已經被廣泛應用于線性結構材料的力學性能分析[2,3]。本文利用Workbench軟件對曲軸開展靜力學分析和模態分析，以保證曲軸的正常工作。

本曲軸采用的材料為42CrMoH，其物理以及力學屬性為：密度ρ=7 850 kg/m3，彈性模量E=212 GPa，泊松比μ=0.28，屈服極限930 MPa。

2.1 曲軸有限元靜力學分析

2.1.1 網格劃分

利用自由劃分網格方法對曲軸模型劃分網格，得到的有限元模型如圖2所示，共得到159 588個網格節點和96 439個網格單元。

圖2 曲軸的有限元網格模型

2.1.2 載荷施加

在曲軸進行有限元靜力學分析過程中，對曲軸左側斷面施加固定約束，然后施加載荷。已知曲軸在一個功沖程中最大扭矩為5 kN·mm，兩處主軸頸的受力各為5 kN，大小相等，方向相反，這些載荷來自于與軸徑連接的連桿。將軸徑受力簡化為集中載荷施加在軸徑處，受力及約束情況如圖3所示。

圖3 曲軸的載荷施加

2.1.3 結果分析

經過求解，得到曲軸的應力和應變分布云圖，分別如圖4和圖5所示。

從圖4中可以看出，最大應力值發生在主軸頸以及連桿軸頸的過渡圓角處，且其值為642.73 MPa；從圖5可知，曲軸的最大應變約為0.003，分布位置在第一、第二曲柄處；曲軸其余部位的應變量與應力值均小于此處。根據已知的曲軸材料參數，應力值小于其屈服極限930 MPa，表明曲軸結構滿足強度要求，使用安全性較高，滿足設計要求。

圖4 曲軸的應力云圖

圖5 曲軸的應變云圖

2.2 曲軸模態分析

曲軸在工作過程中高速轉動，轉速為2 500 r/min，約為40.81 Hz。當轉速與曲軸的固有頻率相近時，結構可能會發生共振，產生疲勞破壞。因此為了保證曲軸的正常工作，對曲軸進行模態分析，以保證曲軸在轉動過程中不會產生共振現象。

2.2.1 曲軸的自由模態分析

對曲軸在Modal模塊中進行自由模態分析，得到曲軸的前10階模態振型，如圖6所示，對應的固有頻率及最大變形見表2。

圖6 曲軸的自由模態前10階振型

表2 曲軸各階模態的固有頻率及最大變形

在自由約束條件下，曲軸前6階模態的固有頻率很小，幾乎可以忽略不計。但是第7階固有頻率與曲軸的工作頻率較為接近，因此存在一定共振危險，所以需要進一步開展約束工況下的曲軸模態分析。

2.2.2 曲軸的約束模態分析

對曲軸進行附加約束條件下的模態分析，求得其前10階振型，如圖7所示，對應的固有頻率及最大變形如表3所示。

圖7 曲軸的約束模態前10階振型

表3 曲軸約束模態的固有頻率及最大變形

通過對曲軸約束工況下的模態分析可知，曲軸的各階固有頻率均遠離曲軸的工作頻率，因此以約束模態為準，認為曲軸在使用過程中不會因為工作狀況產生長時間共振而發生破壞。

3 結論

通過對曲軸開展靜力學分析和動力力模態分析可知，曲軸的最大應變為0.003，最大應力值為642.73 MPa，滿足曲軸工作的靜強度要求。同時約束模態分析顯示，曲軸在正常工作過程中不會產生共振破壞，因此認為曲軸可以正常使用。