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发动机轴承转子动力学分析(多学科行为)


安徽工程科技学院毕业设计(论文)

第1章
1.1 问题背景





往复活塞式内燃机的曲轴系包括活塞、连杆、曲柄等内燃机的主要运动部件。其功 用是将活塞的往复运动转化为曲轴的旋转运动, 且将作用的活塞上的燃气压力转化为扭 矩,借助飞轮向外输出,从而实现热能向机械能的转化,是内燃机传递

运动和动力的机 器。内燃机工作时,其机械行为表现为多学科的行为同时发生。实际上,机械设计就是多 学科的行为的综合和优化。但以往由于计算机技术落后,计算能力有限,机械行为研究 主要集中在单一的学科领域。近年来随着对内燃机动力性和可靠性的要求不断提高,高 转速、废气增压发动机的出现,使曲轴系的工作条件愈加苛刻,原有的动力学、摩擦学、 强度、刚度等单学科行为研究已远不能适应现代内燃机设计的需要,迫切需求对曲轴系 进行多学科行为的综合研究。同时,随着计算技术的发展,各种专业软件的广泛应用, 为曲轴系多学科机械行为的研究提供了必要的前提 [1] 。从单一学科的研究,人们已经 做了大量的工作,现分述如下: 1.2 曲轴系动力学行为的研究现状

对于曲轴系动力学行为,单缸内燃机传统的分析方法如图 1-1,在对各构件进行运 动分析的基础上,计算出各自产生的旋转惯性力和往复惯性力,与气体爆发压力合成后 求解出对机体的作用力以及曲轴系振动的激振力,这种利用内燃机动力计算方法对曲 轴系统进行分析,几何关系非常直观,但是计算过程是十分烦琐的 [1]。

图 1-1 用内燃机动力计算法

多缸内燃机曲轴系的计算,常用的传统计算方法有两种: 简支梁法和连续梁法[2]。 1 简支梁法 该方法以通过主轴颈中心并垂直于曲轴中心线的平面将曲轴分成若干个曲拐, 每 个曲拐视为一简支梁。图 1-2 为其计算简图(几何-力学模型)。其不考虑相邻曲拐上
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王钦庆:内燃机曲轴系多学科行为分析

作用力的影响,与实际情况有较大差异。

图 1-2 简支梁法计算简图

2 连续梁法 连续梁法把曲轴简化为多支承的静不定连续梁(图1-3) , 应用三弯矩或五弯矩方程 求解。由于假设的几何-力学模型不同, 连续梁法主要有以下三种: ① 将曲轴简化为多支承圆柱形连续直梁, 其直径与轴颈直径相同或相当; ② 曲轴作为支承在弹性支承上变截面的静不定直梁; ③ 曲轴作为支承在弹性支承上的静不定曲梁。 连续梁法一般假设曲轴的支承以铰接形式作用于主轴颈的中点。其将曲轴简化为 当量连续梁,根据五弯矩方程求出连续梁各支承处的弯矩,再以一个曲拐为对象计 算主轴承负荷。与简支梁法比较,连续梁法更接近实际情况,但其计算需分步进行, 各主轴承负荷也是分别求解,因此过程比较复杂、烦琐,而且还存在计算模型简化 产生的误差。

图 1-3 连续梁法计算简图

近年来, 多体系动力学有了进一步的发展, 并在机械设计领域有一定的应用。 ADAMS 软件的出现,使设计人员进一步摆脱了烦琐的编程计算,使虚拟样机技术成为现实。北 理工的覃文洁等人利用 ADAMS 软件对某型车辆 V 型六缸发动机曲轴系进行过动力学分 析,显示了 ADAMS 动力学分析的优越性 [3]。

图 1-4 CAD 软件、有限元分析软件和系统动力学分析软件的数据流

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1.3

曲轴强度研究现状

确定曲轴强度的方法有两种: 一是试验研究, 二是分析计算。由于试验研究需要花 费很长时间和高昂费用, 而且一根曲轴的试验, 也不能说明整批曲轴的强度。另外, 试 验研究只能在已制成的曲轴上进行, 设计阶段则无法进行。因此, 人们很早就致力于用 分析计算的方法研究曲轴强度。然而, 曲轴强度的计算甚为困难。一方面, 曲轴工作应 力的准确计算十分困难: 内燃机曲轴承受弯曲、扭转和振动等多种载荷; 曲轴形状十分 复杂, 应力集中相当严重; 轴承的不同心度及工作状态下机体的变形、轴颈与轴承之间 的间隙和油膜状况均显著影响曲轴的受力, 并涉及到许多互相关联互相制约的因素。另 一方面, 曲轴的强度考核也比较困难,特别是采用工艺强化措施后, 其效果的定量描述 难以确定。 已有的曲轴强度计算都归结为疲劳强度计算, 其计算步骤分为以下两步: 一 是应力计算, 求出曲轴危险部位(如轴颈与曲柄的过渡圆角处和轴颈油孔附近) 的应力 幅和平均应力; 二是在此基础上进行疲劳强度计算 [2]。 1.3.1 应力计算 1 应力集中系数的计算 在曲轴中, 轴颈与曲柄的过渡圆角处和轴颈油孔附近存在严重的应力集中现象, 传统方法通常用应力集中系数修正由简支梁法或连续梁法计算所得的名义应力, 以计 算曲轴的最大工作应力。 以往一般通过试验方法研究确定应力集中系数, 提出的应力集中系数计算公式都 是经验计算式, 使用时必须注意其适用的参数范围、试验条件以及应用场合, 否则可能 产生很大的误差。 另外, 它们没有考虑过渡圆角处三维形状的影响, 因此不能用于精确 计算。 有限元和边界元方法的应用, 为准确地计算应力集中系数提供了可能。由于曲轴几 何形状复杂, 三维有限元分析比较费时, 因此Guagliano 等人进行了试验测试和数值 分析。 结果表明, 具有相同载荷和边界条件的二维和三维分析所得的应力集中系数数值 相近。从节省计算时间考虑, 可以使用曲轴的平面模型确定应力集中系数。为了在较短 时间内方便精确地预测应力集中系数, Shiomi 等人应用人工神经网络技术研制了一个 预测应力集中系数的系统。 该系统建立在由曲轴几何形状和有限元计算得到的应力集中 系数组成的数据库的基础上, 提出了一个适应传递函数运算法则作为神经网络的学习 方法, 可以利用有限的数据计算不同曲轴的应力集中系数。 2 有限元方法 传统方法根据名义应力和应力集中系数计算曲轴危险部位的应力。由于曲轴形状复 杂, 名义应力的准确计算比较困难, 而应力集中系数通常由单拐平面模型计算或由有 限数量的曲轴试验数据推算得到, 再加上名义应力和应力集中系数很难结合一致地反 映实际最大应力, 因此传统方法有相当的不准确性。有限元理论的发展, 为精确且全面 地计算曲轴应力提供了条件。 曲轴是空间构件, 从对实际形状的逼近和整个应力分布规律的求解来说, 三维有 限元分析最为理想。 平面分析方法不能求出曲轴沿圆周方向的应力分布, 因此, 除在确 定应力集中系数时还有应用外, 目前已基本不采用二维有限元模型。 (1)计算模型 三维有限元分析采用的计算模型一般有三种。 ① 1/4 或1/2 曲拐模型。它主要考虑弯曲载荷作用, 并认为曲轴的形状和作用载 荷相对于曲拐平面对称。
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② 单个曲拐模型。用于分析曲轴上受载最严重的曲拐, 优点在于计算规模小。但 其很难正确确定主轴颈剖分面处的边界条件, 剖分面距离过渡圆角很近也会影响计算 精度。为了考虑相邻曲拐、轴承孔不同心度及支承变形等影响因素, 常将单拐模型与曲 轴的整体梁元模型联合起来使用, 先用梁元模型计算曲轴各拐的约束力和支反力, 然 后将计算所得的约束力和支反力与单拐受到的气压力和惯性力一并作为单拐模型的力 边界条件。 ③ 整体曲轴模型(图1-5) 。这是进行曲轴有限元分析最合理的模型, 计算精度高。 但是, 其计算规模巨大, 为了在常规条件下求解, 必须采用合适的方法。

图1-5 整体曲轴有限元计算模型

划分有限元网格时, 考虑到曲轴局部(如过渡圆角和油孔部位) 产生应力集中, 必须 在应力集中区域将网格加密。 一般采用两种方式: 一种是在应力集中区域直接加密网格; 另一种是先采用粗网格计算, 然后在应力集中区域取出一块进行局部细化计 算。 在大多数计算模型中, 油孔处的应力集中只根据经验进行粗略估算。蓝军等人对曲 轴的油孔应力集中进行了有限元分析。计算结果表明, 有油孔与无油孔模型油孔边缘处 的应力相差很大, 另外油孔周围和油道内表面的应力变化也非常剧烈, 呈明显的应力 集中态势。 (2) 边界条件处理 载荷边界条件的处理重点是作用在轴颈表面的力处理。早期计算时, 作用在主轴颈 上的支承反力由简支梁法确定, 并设定为集中力。现在已基本按连续梁法计算并设作用 在轴颈上的载荷为分布载荷, 沿轴线方向均布或呈抛物线分布(图 1-6a) , 沿圆周方向 120°呈余弦分布。对于这样的处理, 钱丽丽等人认为不能较真实地反映连杆大头与曲 柄销之间实际接触力的分布情况, 该作者运用三维有限元法对两者之间的接触关系进 行了考查 , 结果显示, 接触力沿曲柄销轴线方向上各接触面的圆周接触角大小不同, 越靠近中间接触面, 接触角度越小。接触力的大小也是越靠近中间接触面越小(图 1-6 b)。 但该文的假设条件是将连杆大头与曲柄销作为接触问题考虑, 没有考虑油膜形状和 厚度的影响。

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图 1-6 传统分析油膜压力的添加

在位移边界条件处理中, 一般根据曲轴结构等方面的实际情况决定处理方法。例如, 考虑到曲轴推力轴承的止推作用, 在主轴颈中央端面施加轴向约束; 在曲拐对称平面 内不会产生垂直于曲拐平面方向上的位移, 因此在对称面上加相应的约束。 曲轴的支承情况很复杂, 以前一般把主轴承视为刚性, 对主轴颈施加刚性约束。为 了使其处理尽可能符合实际, 李桂琴等人将支承看成是有一定弹性的线性弹簧; 王良 国等人将主轴颈所受的轴承弹性支承作用离散为作用在支承面每个节点上的弹性边界 元;丁彦闯等人将曲轴和机体组装在一起建立计算模型,用厚度不等的膜单元形成的结 构来模拟机体, 曲轴与机体利用节点变位主从关系在主轴颈中点连接起来; 蓝军等人 把主轴承盖和主轴承轴瓦看成整体的弹性体, 求出相应节点的刚度, 然后把它施加到 主轴颈的相应节点上。 3.边界元方法 边界元方法在内燃机中的应用较多, 但对于曲轴这样的复杂零件, 为了获得外形 比较准确、疏密适当、单元畸变小的三维边界元网格, 一方面划分比较困难,另一方面 节点数也较多, 规模较大, 求解时间较长。因此, 目前边界元方法一般是结合有限元方 法计算曲轴局部区域(如应力集中处) 的应力。然而, 由于边界元方法具有一般只需对 物体的表面进行网格划分的显著优势, 数据准备比较简单, 所以仍有人在研究适合内 燃机曲轴这样的复杂零件的边界元分析方法。胡圣荣等人提出了一种高精度边界元算法, 其允许采用非规则非均匀网格: 除应力集中较严重的局部区域采用较小单元外, 其它 部位尽量采用较大单元; 在网格疏密之间快速过渡; 允许单元有相当程度的畸变等(一 般边界元方法要求网格比较规则和均匀过渡, 否则计算精度难以保证) , 从而有效地降 低了节点数, 减小了计算规模。 1.4 本文的研究内容、思路和意义 从前人的研究,我们可以看出目前内燃机曲轴系的研究分析已经取得了很多重要 成果,但是进行的研究工作一般都是限定在各自的学科范围内,没有跨出动力学、 摩擦学、强度学等学科领域进行多学科的耦合分析。本文以 N485 柴油机曲轴系为 研究对象,对其进行进行多学科的研究。研究主要涉及曲轴系多体动力学和曲轴强度 两个方面问题。 首先须对内燃机曲柄连杆机构进行的动力分析。因此,设计的第一步是利用 UG 软 件对内燃机的活塞、连杆、曲轴、主轴承进行几何建模,并在 UG 中装配以及填加运动 副进行机构运动仿真。因为 UG 动力学分析功能有限,因此对机构仿真检查无误后,要
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将机构导入 ADAMS 软件系统中。接着在 ADAMS 软件中,对曲轴系模型进行多体系统动力 学分析。求得曲轴主轴承反力和连杆轴承反力,然后利用优化算法和流体动压润滑理论 在 MATLAB 中编程求得曲轴的轴心轨迹,并进行动态油膜压力分析。把曲轴模型导入 ANSYS 软件进行网格划分,并在 ANSYS 中将所得的动态油膜压力加载到曲轴模型上,进 行结构强度分析。 曲轴系多体动力学分析能得到连杆轴颈的载荷曲线,是曲轴系统设计的关键数据, 也是进行轴颈动压润滑设计的前提。曲轴强度计算采用动态油膜压力,是我们研究的主 要特色,能比较准确的得到轴颈表面的动应力,为曲轴疲劳强度设计提供可靠的依据。 曲轴系的多学科机械行为研究是一项十分复杂的工作, 由于本人能力和毕业设计时 间的限制,在为期 3 个月的时间里,本人仅对曲轴系多刚体动力学和曲轴强度学行为进 行了分析研究,下图是分析流程图。

UG CAD 几何建模 UG MOTION 导出 ANSYS 曲轴网格划分

ADAMS 机构多体动力分析

MATLAB 流体动压润滑分析

ANSYS 曲轴强度分析

图 1-7 本文中曲轴系多学科行为分析流程图

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第2章

曲轴系多刚体动力学行为分析

2.1 Adams 多刚体动力学理论基础 ADAMS 采用广泛流行的多刚体系统动力学理论中的拉格朗日方程,建立系统的动力 学方程, 它选取系统内每个刚体质心在惯性参考系中的三个直角坐标和确定刚体方向的 三个欧拉角作为迪卡尔广义坐标, 用带乘子的拉格朗日方程处理具有多余坐标的完整约 束系统或非完整的约束系统,导出以迪卡尔广义坐标为变量的运动学方程。ADAMS 的计 算程序应用了吉尔的刚性积分算法以及稀疏矩阵算法,大大提高了计算效率。 机械系统的坐标系广泛采用直角坐标系, 直角坐标系是有一个原点和三个互相垂直 的单位坐标失量组成,常用的迪卡尔坐标系就是一个采用右手规则的直角坐标系。运动 学和动力学的所有矢量均可以用 3 个单位坐标矢量的分量来表示。 动力学方程的求解速度很大程度上取决于广义坐标的选择, 研究刚体在惯性空间中 的一般运动时,可以用它的联体基的原点确定位置,用连体基相对惯性基的方向余弦矩 阵确定方向。为了解析的描述方位,必须规定一组转动广义坐标方向余弦矩阵。第一种 方法是用余弦矩阵本身的元素作为旋转广义坐标,但是变量太多,同时还要附加六个约 束方程,第二个方法是用欧拉角或卡尔登角作为旋转坐标它的算法规则,缺点是在逆向 问题中存在奇点,在奇点位置附近计算容易出现困难;第三种方法是用欧拉参数作为转 动广义上的坐标,它的变量不太多,有方向余弦计算欧拉角不存在奇点, 。ADAMS 软件 用刚体的质心迪卡尔坐标和反映刚体刚性的欧拉角作为广义坐标,即
qi ? [ x, y, z ,? ,? ,? ]i , q ? [q1 , q2 ,?, q x ]T 。
T T T

?

由于采用了不独立的广义坐标,系统动力学方程虽然是最大数量,但却是高度稀疏 耦合的微分代数方程,适用于稀疏矩阵的方法高效求解[5]。

图 2-1 ADAMS 分析流程
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1 动力学方程建立 ADAMS 程序采用拉格朗日乘子法建立系统运动方程:
d ?T T ?T T T ( ) ? ( )T ? ? q ? ? ? q ? ? Q ? ? d f ?q ?q

完整的约束方程 非完整约束方程 其中:

? (q, t ) ? 0
? ? (q, q, t ) ? 0

(2—1)

T——系统动能; q——系统广义坐标矩阵; Q——广义力矩阵; ? ——对应完整约束的拉式乘子列阵 ? ——对应于非完整约束的拉式乘子列阵 2 动力学方程求解 把(2—1)式写成更一般的形式:
? F (q, u, u, ? , t ) ? 0 ? ? G(u, q) ? u ? q ? 0 ?(q, t 0 ? 0

( 2—2)

其中

q——广义坐标矩阵`;
? q ,u——广义速度矩阵;

? ——约束反力及作用力列阵;
f——系统动力学微分方程及用户定义的微分方程(如用于控制的微分 方程、非完全约束方程) ;

? — —描述约束的代数方程列阵 ;
如定义系统的状态矢量 y= [q T , u T , ?T ]T ,式(2—2)可写成单一矩阵方程:
? g(y, y ,t)=0

(2—3)

在进行动力能力强大的变阶、变步长积分求解程序:GSTIFF 积分器、DSTIFF 积分 器和 BDF 积分器来求解稀疏耦合的非线性微分代数方程,这种方法适合模拟刚体系统 (特征值变化范围大的系统) 。 提供 ABAM 积分求解程序,采用坐标分离算法求解独立坐标的微分方程,这种方法 适合模拟特征直经历突变的系统或高频系统。 3 微分代数方程的求解方法

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用 Gear 于古-矫正算法可以有效地求解式(2-2)所示的微分方程。首先,根据当 前时刻的系统状态矢量值,用泰劣及数于古下一时刻系统状态矢量值:
y n ?1 ? y n ? ? yn ?t h? 1? 2! ?
2 yn 2 t

h2 ? ?

(2—4)

其中,时间步长 h= t n ?1 ? t n 这种预估算法得到的新时刻的系统状态矢量值通常不准确,式(2-2)右边的项不 等于零,可以由 Gear k+1 阶积分求解程序(或其他向后差分积分程序) 。如果预测算法 得到的新时刻的系统状态矢量值满住式(2-2) ,则可以不必进行矫正。
? y n ?1 ? ?h? 0 y n ?1 ? ? ? i y n ?i ?1
i ?1 k

(2—5)

其中 yt ?1 ——y(t)在 t = t n ?1 时的近似值;

? 0? i ——Gear 积分程序的系数值。
整理式(2—5)得:
? y n ?1 ?
k ?1 [ y n ?1 ? ?? j y n ? j ?1 ] h? 0 j ?1

(2—6)

将式(2—2)在 t ? t n?1 时刻展开,得:
? F (q n ?1 , u n ?1 , u n ?1 , ? n ? , t n ?1 ) ? 0 ? G (u n ?1 , q n ?1 ) ? u n ?1 ? q n ?1 ? u n ?1 ? (
k (1—7) ?1 )( q n ?1 ? ? ? i q n ?i ?1 ) ? 0 h? 0 i ?1

?(qn?1 , t n?1 ) ? 0

ADAMS 使用修正的 Newton-Raphson 程序求解上面的非线性方程,其迭代校正公式 为:
?F ?F ?F ?F ? ?q j ? ?u j ? ?u j ? ?? j ? 0 ? ?u ?u ?u ?? ?G ?G Gj ? ?q j ? ?u j ? 0 ?q ?u ?? ?j ? ?q j ? 0 ?q Fj ?

(2—8)

其中,j 表示为第 j 次迭代。
?q j ? q j ?1 ? q j , ?u j ? u j ?1 ? u j , ?? j ? ? j ?1 ? ? j

(2—9)

由式(2—6)知:

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? ?u j ? ?(

1 h? 0

)?u j

(2—10)

由式(2—7)知:
?G 1 ?G ?( )I , ?I ?q h? 0 ?u

(2-11)

将式(2—10)和式(2—11)代入(2—8) 得: ,
? ?F ?F 1 ?F ?? r ? ( ? ) ( ) ? ?q ? ?u h? 0 ?u ?q ? ? ?q ? ?? F ? ? ? ?( 1 ) ? ? ?u ? ? ? ? G ? 1 0 ? ? ? h? 0 ? ? ? ? ?? ? ??? ? j ?? ? ? J ? ? ? ? ?( ) 0 0 ? ? ?j ? ?q ?

(2—12)

式(2—12 )左边得系统矩阵系统的雅可比矩阵, 其中
?F ——系统刚度矩阵; ?q

?F ——系统阻尼矩阵; ?u ?F ——系统质量矩阵。 ? ?u
? ? ? 通过分解系统雅可比矩阵求解 ?q j , ?u j , ?? j , 计算出 q j ?1 , u j ?1 , ? j ?1 , q j ?1 , u j ?1 , ? j ?1 , 重

复上述迭代矫正步骤,直到满足收敛条件,最后是积分误差控制步骤。如果预算值与校 正值的差小于规定的积分差线,接受该解,进行下一刻的求解,并减少积分步长,重新 进行预估-校正过程。总之,微分代数方程的求解算法是重新预估、校正、进行错误控 制的过程,直到求解时间达到规定的模拟时间 [4-6] 。 2.2 曲轴系多刚体动力学行为分析思路 ADAMS 是大型权威的动力学分析软件,但它的几何造型功能有限且十分烦琐,为方 便几何造型,我们选择大型 CAD 软件 UG 对曲轴系零件进行造型和装配,并在 UG MOTI -ON 模块中定义各杆件的质量属性和定义之间的运动副关系。此外,UG MOTION 模块还 有 ADAMS 专用输出接口可以导出定义了杆件质量属性和运动副关系 PARASOLID 格式的装 配体。PARASOLID 格式装配体模型直接导入 ADAMS 软件,将活塞所受的燃气压力按四个 缸的作功次序依次添加可得到 ADAMS 曲轴系动力学分析模型。 2-2 是曲轴系刚体动力 图 学分析思路图。

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曲轴系 UG CAD 几何建模

UG 曲轴系装配

UG MOTION ADAMS 接口转换 (PARASOLID 模型) 1. 2. 3. 4. 5. 修改杆件特性 修改运动副 定义机构运动 施加载荷 样机仿真分析

ADAMS 机构刚体动力分析

图 2-2 曲轴系刚体动力学分析思路

2.3 动力学计算模型的建立 1 曲轴系零部件的几何建模 ADAMS 软件具有很强的机械仿真和动力学分析功能,但在建模方面相对较弱。所以 我们选择了建模功能强大的 UG 软件。UG 软件可以方便的进行曲轴、连杆、活塞的几何 造型,并经 UG 装配和 MOTION 模块处理后导出的 PARASOILD 格式模型,可以直接导入 ADAMS 软件进行分析计算。

图 2-3 UG 中的曲轴系模型

图 2-4 导入 ADAMS 后的曲轴系模型

2 模型约束和载荷的填加 ADAMS 建模,可以通过各种约束限制构件之间的某些运动,并以此将不同构件连接 起来组成动力学分析系统。根据曲轴系各构件间的运动关系,在活塞和箱体(地面) 、 活塞和连杆间添加圆柱副,在连杆和曲轴间添加球形副,在曲轴和推力轴承间添加平面
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副,曲轴和滑动轴承间添加圆柱副,各轴承都要固定在箱体(地面)上。 曲轴系在运动时受到各构件的惯性力,为此在曲轴和推力轴承间的平面副上添加一 个绕曲轴主轴颈轴心线的匀速旋转运动,其速度设置为 N485 柴油机的额定转速 2600r/min。 内燃机工作时,受到燃气的压力,如图 2-5(a)所示。在 ADAMS 软件中设置样条曲 线, 利用 AKISPL 函数根据 4 缸内燃机的作功次序 1-2-4-3,将燃气作用力依次添加到 各活塞上。添加载荷力后的载荷曲线如图 12(b)所示。 完成的 ADAMS 曲轴系动力学分析模型如图 2-6 所示。

(a)

(b) 图 2-5 燃气压力曲线

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图 2-6 曲轴系刚体动力学模型

2.4

动力学仿真 1. 经仿真计算得出曲轴连杆轴颈负载如图 2-7 所示。

(a)第 1 连杆轴颈载荷曲线

(b)第 2 连杆轴颈载荷曲线

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(c)第 3 连杆轴颈载荷曲线

(d)第 4 连杆轴颈载荷曲线 图 2-7 连杆轴颈载荷曲线

2 仿真结果讨论 (1)从 ADAMS 连杆轴承载荷的计算结果可以看出载荷随时间的变化规律和四缸的 作功次序是完全对应的。 (2)载荷曲线是内燃机曲轴系统设计的数据基础,它是油膜压力计算的前提。 (3)用 ADAMS 软件进行动力学分析是处理复杂工况的一种有效的求解途径。

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第3章
3.1 弹性力学有限元分析理论基础

曲轴强度行为分析

3.1.1 有限元分析概述 有限元分析是一种预测结构的偏移与其他应力影响的过程, 它的基本分析思路是结 构离散-单元分析-整体求解,主要适用与连续介质和场的求解计算问题。有限元建模将 结构分割成单元网格以形成实际结构的模型,每个单元具有简单形态(如正方形或三角 形)并通过有限个节点相连,每个单元上的未知量就是节点的位移(有限元位移法)。 将这些单个单元的刚度矩阵相互组合起来以形成整个模型的总体刚度矩阵, 并给予已知 力和边界条件来求解该刚度矩阵从而得出未知位移, 从节点上位移的变化就可通过计算 出每个单元中的应力 [7]。 1.求解公式 有限元分析可使有限元计算模型在离散化后归结为一个由平衡方程、几何方程、物 理方程和边界条件组成的线性方程组求解,其形式如下: {F}=[K]{δ }, 式中{F}为所受的外力向量; [K]是计算模型的整体刚度矩阵; {δ }是计算模型上各节点的位移向量。 根据有限元理论,{F}由节点力平衡条件可求: {F}=Σ {F}e=({R}e+{Q}e+{P}e) [K]是由每个单元的刚度矩阵迭加而成,即 [K]=Σ [K]e 式中[K]e 表示单元的刚度矩阵,其计算公式为 (3-3) (3-2) (3-1)

?K ? ? ????B? ?D?? ?B?dxdydz
e T

(3-4)

式中[B]表示单元的几何矩阵,该矩阵与单元类型有关,[D]是材料的弹性矩阵,该 矩阵是 6×6 阶的对称矩阵,具体形式取决于材料的特性。 {δ }是单元节点的各方向上的位移向量列阵迭加而成。 2.收敛准则
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1)位移函数应能反映单元的刚体位移; 2)位移函数应能反映单元的常量应变; 3)位移函数应能保证单元内部及相邻单元间位移的连续性。 3.1.2 有限元法计算的基本步骤 1.研究分析结构的特点(结构形状与边界、载荷、工况等)。 2.将连续体划分成有限单元,形成计算模型,包括确定单元类型与边界条件、材 料特性等。 3.以单元节点位移作为未知量,选择适当的位移函数来表示单元中的位移,再用 位移函数来表示单元的应变,根据材料的物理关系,把单元中的应力也用位移函数表示 出来,最后将作用在单元上的载荷转化成作用在单元上的等效节点力,建立等效节点力 和节点位移的关系。 4.利用结构力的平衡条件和边界条件把各个单元按原来的结构重新连接起来,集 合成整体的有限元方程,求出节点位移。然后,根据几何方程计算单元应变,用物理方 程求解单元应力。 3.2 曲轴强度有限元分析思路的确定 曲轴主要受到油膜压力、推力轴承轴向推力、负载阻尼和惯性离心力等作用力, 负载可以利用固定曲轴的端面绕轴中心线的旋转施加, 惯性离心力可通过设置角速度的 方式施加, 推力轴承的推力主要是限制曲轴的轴向运动, 可以利用端面的位移约束施加。 对曲轴的强度分析的难点在于如何施加动态油膜压力。 我们油膜压力的计算方法是利用 网格法计算,可得到各网格节点的油膜压力。我们将曲轴颈表面的网格划分和网格法的 网格划分一致,这样就能得到各节点的油膜压力。油膜压力是动态变化的,因此,曲轴 强度的计算也应该是计算各个工况的应力分布。 我们利用 APDL (ANSYS parameter design language)参数化编程循环施加油膜压力和边界条件,计算各工况的节点应力,将节点的 应力记入数组。等计算结束后,将数组导出,利用 MATLAB 处理就可以得到动态应力的 分布规律。图 3-1 是 ANSYS 的 APDL 编程流程图。利用动态油膜压力计算曲轴应力分布 是我们课题的特色。

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start

建立 ANSYS 曲轴几何模型

N=1,NUM=72

施加边界条件

有限元法计算

记录指定节点应力

N=N+1 NO N 大于 NUM

输出计算结果

END 图 3-1 曲轴强度有限元分析流程

3.3 曲轴-轴承系统摩擦学行为的研究与结论 由于 N485 柴油机的转速不高,曲轴轴承相对间隙较大,因此在进行曲轴轴承的 润滑分析中不考虑热效应和表面形貌的影响。利用动压润滑理论 Reynolds 方程探讨 轴承间隙中流体的流动、压力等关系。经分析得出曲轴轴颈轴心轨迹、轴颈表面动态 油膜压力数据。其中主轴颈轴心轨迹、轴颈表面曲轴转角为 0 度时的油膜压力以及 连杆轴颈轴心轨迹、轴颈表面曲轴转角为 0 度时油膜压力分别如图 3-2 所示,

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第 1 主颈轴心轨迹

第 1 主轴颈表面动态油膜压力

连杆轴颈轴心轨迹

连杆轴颈表面动态油膜压力 图 3-2 曲轴轴颈轴心轨迹、轴颈表面动态油膜压力

3.4 有限元模型的建立 首先利用 UG 的 PARASOLID 格式将曲轴模型导入 ANSYS 软件,并为模型定义单元类 型和材料。为正确添加动态的曲轴油膜压力,对曲轴的主轴颈和连杆轴颈划分网格要求 同油膜压力分析时划分一致。曲轴轴颈的长度大于滑动轴瓦的宽度,经计算,将曲轴主 轴颈外表面划分 35 ? 15 个网格(周向 35,轴向 15) ,油膜压力施加在轴向中间的 14 节 点上;连杆轴颈外表面划分 35 ? 17 个网格(周向 35,轴向 17) ,油膜压力施加在轴向 中间的 16 节点上。完成的曲轴有限元模型(共有 119796 个网格)如图 3-3 所示:

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图 3-3 化分过网格的曲轴模型

3.5 边界条件处理和求解 1 位移边界条件处理 曲轴左端面水平方向设置位移约束和整个端面设置绕中心点的角位移约束。水 平位移约束表示曲轴的推力轴承提供的轴向约束,端面角位移约束表示曲轴负载。 2 力载荷边界条件处理 设置曲轴绕主轴颈中心线的角速度,提供曲轴因旋转产生的惯性离心力。 油膜压力是动态变化的,因此模型载荷的施加也必须是动态的。ANSYS 软件的 APDL 语言可以对有限元计算进行程序化编程计算,这将能方便的实现动态载荷的施加。 施加了边界条件后的曲轴有限元模型如图 3-4 所示,从中明显发现,油膜压力的分 布与传统的余弦分布假设有很大的差别,传统的处理方法将造成不可避免的误差。

转角 CA=180 度
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转角 CA=360 度

转角 CA=540 度

转角 CA=720 度 图 3-4 加载后的曲轴连杆轴颈

3.曲轴动应力计算 本文对曲轴有限元分析的目的是确定曲轴受动态载荷时各主要危险节点的动应 力,为后续的曲轴损伤积累疲劳分析作准备。因此将各轴颈受应力最大的节点作为 考察对象,研究动应力的变化规律。 如图 3-5 所示,曲轴轴颈的危险点集中在 1 至 11 直线上。因此,取在图示 11 条 直线上的节点为主要危险点进行动应力分析。

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图 3-5 曲轴危险点的选取

3.6 计算结果 在奔腾 4 3.0GH 内存 512MB 的 PC 机上,历时 12 小时 15 分钟的计算得出曲轴动应 力的分布规律。图 3-6 是四缸依次作功时,曲轴的总变形。图 3-7 显示了曲轴颈与曲柄 交界处的应力集中现象。如图 3-5 的 O 点位置是曲轴疲劳最容易失效的点。验证了我们 将动应力的讨论集中在 1~11 的 11 条直线上的节点是正确的。

转角 CA=180 度

转角 CA=360 度

转角 CA=540 度

转角 CA=720 度 图 3-6 发火时刻的曲轴变形
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图 3-7 曲轴轴颈圆角处的应力集中现象

将 ANSYS 的动应力数据导出经 MATLAB 处理,得出各连杆轴颈表面等效动应力的 分布如图 3-8 所示,各主轴颈表面等效动应力的分布如图 3-9 所示。

a 第 1 连杆轴颈等效动应力(直线 2)

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b 第 2 连杆轴颈等效动应力(直线 5)

c 第 3 连杆轴颈等效动应力(直线 7)

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d 第 4 连杆轴颈等效动应力(直线 10) 图 3-8 连杆轴颈等效动应力分布图

a 第 1 主轴颈等效动应力(直线 1)
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b 第 2 主轴颈上沿等效动应力(直线 3)

c 第 2 主轴颈下沿等效动应力(直线 4)

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d 第 3 主轴颈等效动应力(直线 6)

e 第 4 主轴颈上沿等效动应力(直线 9)

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f 第 4 主轴颈下沿等效动应力(直线 8)

g 第 5 主轴颈等效动应力(直线 11) 图 3-9 连杆轴颈等效动应力分布图
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3.7 有限元结果讨论 1)利用 ANSYS 软件 APDL 编程计算曲轴颈动态应力分布是一种有效的途径。 2)曲轴表面动应力的分布与曲轴系动力学响应是密切相关的。 3)曲轴表面动应力的变化与曲轴的应力集中、曲轴变形、油膜压力分布密切相关。 4)曲轴最危险节点在第 3 连杆轴颈 O 点,最大应力为 87.7457 MPa,最小应力为 1.1218 MPa,最大应力历程是曲轴疲劳强度计算的前提条件。 3.8 疲劳强度计算 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(应力幅)最大曲柄的曲柄销圆角进行疲劳 强度计算就能满足要求 [18]。 有 3.6 节可得第 3 连杆轴颈 O 点是最危险点,最大应力? max =87.7457MPa,最小应 力 ? min =1.1218MPa,则 比值 r= ? min =

?

max

1.1218 MPa =0.01277; 87 .8457 MPa

1 均应力 ? m = (? max ? ? min ) =44.484MPa; 2 1 应力幅 ? a = (? max ? ? min ) ? 43.362 MPa; 2 曲柄销圆角弯曲疲劳强度安全系数可用下式计算:

S? ? k k ? ?
?

? ?? ? ?? ?
?1 a r

m

式中:

?

?1

—材料弯曲疲劳极限,? ?1 =174MPa; —曲轴弯曲时的名义应力幅,? ? =43.362MPa;

?
k

?

a

—曲轴有效总不均匀度系数, k a =0.86;

k ? 弯曲时的有效应力集中系数, k ? =1.0;
? —弯曲时的表面质量系数, ? =1.15;

?

?

—时的绝对尺寸系数, ? ? =0.602;

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?

?

—弯曲时的平均应力折合应力幅的等效系数,? ? ==0.333 —弯曲时的平均应力,? m =44.484MPa;

?

m

将以上数据代入 S ? ?

? k k ?? ? ?? ?
?1

得:
m

?

?

a

?

r

S? ?

174MPa 0.86 ? 1.0 ? 43.362 ? 0.333 ? 44.484 MPa 1.15 ? 0.602

=1.76

由文献[18]得曲轴的安全系数一般在 1.3~1.8 之间,N485 柴油机曲轴的安全系数是 1.76,符合安全要求。

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结论与展望 结 论

1.ADAMS 软件和 ANSYS 软件的结合是有效的处理曲轴系多学科综合分析的方法,特 别是 APDL 编程能方便的为有限元模型很方便的施加动态载荷,提高求解效率。 2.研究了曲轴系的动力学特性,计算了连杆轴承在复杂变化载荷工况下的负载,为 分析曲轴颈的油膜压力作了准备工作。 3.应力的变化与曲轴颈表面的动态油膜压力分布密切相关。 曲轴的变形和应力集中 对动应力的变化也有很大影响。动应力随曲轴轴向和周向的分布详见图 3-6。油膜压力 对曲轴应力的影响是很大的,以往不考虑动态油膜压力分布规律,以二次抛物线甚至不 考虑油膜压力非线性变化的分析方法是不可靠的。 将曲轴处理为刚性轴的做法的更是不 妥的。动应力的变化规律为以后内燃机曲轴强度优化设计奠定了一定的基础。 4.利用传统的疲劳强度分析方法得出 N485 柴油机曲轴的安全系数是 1.76,符合设 计要求。 5.提出了解决曲轴系统的动力学、摩擦学、刚度、强度耦合的关系的方法。曲轴系 的动力学行为影响曲轴颈表面的油膜压力分布、曲轴位形变化和应力变化;曲轴系摩擦 学行为关系到轴承的支撑反力,影响曲轴系的动力学特性,油膜压力分布影响曲轴的位 形变化;曲轴刚度行为同样影响曲轴的润滑条件,影响曲轴系的动力学行为。曲轴的强 度行为是由于动应力产生弹性恢复力,影响曲轴的弹性变形,再通过变形影响动力学行 为和摩擦学行为。其耦合关系表明曲轴系的动力学、摩擦学和刚度是一种强耦合关系, 曲轴强度对系统其他学科行为的影响较小。 为此找到了曲轴系统多学科行为耦合问题分 析的研究思路: ADAMS 软件中导入曲轴的柔体模型, 在 在轴承位置处施加油膜压力 (通 过 ADAMS 动态函数)进行曲轴系的动力学分析,这样将能得到曲轴的载荷历程。

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1. 柔体动力学 曲轴系动力学分析有很多的方法,传统方法已不能满足实际设计的需要,多(柔) 体动力学模型 ADAMS 计算是一种有效的途径。但现在的研究仍局限在很多的假设中,与 实际工况还有一定的差距,随机载荷谱还不够理想,这些都有很大的空间供研究。 2. 弹性支座分析 文中动力学的求解, 是在没有考虑内燃机支座弹性变形和曲轴轴承没有安装误差的 情况下进行的,与实际工况有很大的差别,后续的研究应考虑支座弹性变形和曲轴轴承 有安装误差的情况下进行。

图 弹性支座曲轴系动力学分析模型

3. 曲轴疲劳寿命失效分析 曲轴是内燃机中最贵的部件之一,他的破坏大多是疲劳失效导致。轴颈表面动应力 分布规律能准确的描述曲轴的随机应力谱, 为曲轴疲劳强度的分析, 奠定了基础。 因此, 本课题的延续, 将是利用循环计数法和 Miner 线性累积损伤理论对曲轴进行疲劳寿命预 测和抗疲劳优化设计,这也仍有很高的实践价值。 4. 振动与噪声 内燃机曲轴系的振动一直是内燃机设计的难点, 而现在内燃机的设计又必须将振动 和噪声控制当作一个重要的目标,以后曲轴系的振动问题也将是内燃机研究的热点。 5. 曲轴轴承的摩擦与接触分析 内燃机曲轴轴承工作在 90-100? 高温的环境里,流体动压润滑的条件很难完全满 足,并且还会受到很严重的接触应力,以至内燃机工作时烧瓦现象时有发生,关于曲轴 轴承的设计研究,有很高的工程价值。 6. 优化分析(多目标) 内燃机曲轴系的设计分析, 关系到众多的学科范围, 而且许多问题不是层次状分布, 而是相互耦合的。这为内燃机的改良增加了很大的难度。多目标的内燃机优化问题,在 一段时期内仍会是内燃机设计研究的难点。

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首先感谢我的导师何芝仙副教授在三个月内对我的指导和帮助,感谢他为我的课题 进行了复杂和烦琐的曲轴颈表面动态油膜压力分布规律的分析和数据求解, 为我曲轴强 度分析和计算提供了珍贵的原始数据。另外,在研究过程中参考了机械 CAD 论坛、中国 仿真在线和科研中国网站上一些前辈们的讨论贴,并得到 ADAMS 讨论 QQ 群和机械振动 (ANSYS)QQ 群中一些未曾谋面的朋友的帮助。我在此向他们表示忠心的感谢。

此外,还要感谢我的室友,谢谢他们四年来对我的照顾和帮助,我会永远怀念与他 们共同生活和学习的大学时光。

谨以此文, 献给我的母校和家人, 感谢母校四年对我的培养, 感谢父母对我的鼓励!

致谢人:王钦庆 2006 年 6 月 10 日

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附 附录 A 外文论文及翻译



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航天器发动机的曲轴疲劳断裂
作者:S.K. Bhaumik*, R. Rangaraju, M.A. Venkataswamy, T.A. Bhaskaran, M.A. Parameswara 单位:国际宇宙航空实验室,材料科学部,故障分析组
信箱1779, Bangalore 560 017, 印度

1.引文 圆截面轴常用于动力传递.这些轴的失效大多是疲劳破坏导致的。 循环的张应力和裂缝源的产生 是疲劳破坏发生的必备条件。一般,动力传递系统中的轴受到旋转期间自身重力产生的弯曲或滑动 轴承安装错位造成的弯扭组合循环应力。[1]因而,这些旋转部件易受自然运转和故障疲劳的影响, 是一般地旋转挠度类型 [2].轴上疲劳裂缝的地方也是在压力集中发生的地方, 键槽根部的倒圆和轴 上急剧变换的交错区域。尽管在对几何不规则的应力集中区域进行设计是采取了预防性的措施,但 疲劳失效依然由于其他的各种因素出现[3]。在这个方案中描写了飞行器曲轴疲劳断裂的研究。 2. 背景 飞行器发动机从服役时停机是由于在飞行期间有异常的噪声。航空器由两个活塞引擎提供动力, 因此, 能在另一引擎帮助下安全地着路。 拆解检查失效的引擎发现, 曲轴断裂成 3 个分断。 破裂沿 着圆角发生在轴颈 2 和 3 处(如图 1)。 曲轴共计 1460 h 在使用和 262 h 自从最后的检修。 轴的磁性 微粒检查在检修期间没有在重要区域或在纵向或横向方向显露任何瑕疵。 这个形状复杂的曲轴用 SAE 4340 合金钢锻件和硬化制造。 事件被报告已经发生了第三次了。和以前的两次断裂非常地相 似,在相同地点[ 4 ] 。 3. 结果和观察 3.1. 视觉和立体声观察 曲轴被发现在 2 号和 3 号轴颈断裂。在两个情形中,, 断裂源沿曲柄圆角扩展。 仔细的观察 表明, 失效发生在曲轴的横向上, 在破裂区域附近没有塑性变形的证据。 破裂表面有海滩状的疲劳失 效特征, 并且发现两破裂起源于在曲柄圆角区域。 破裂表面在疲劳区域有一段光滑的出现以一个起 波纹的海滩样式(图 2.a 和 b) 。

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图1

图2 在上升之前, 在轴颈 3 处, 疲劳裂缝扩展到大约 80%的圆角部分因超载破裂。 在轴颈 2 处, 疲 劳裂纹扩展到大约 40%的圆角横剖面的面积。 在轴颈 3 轴圆角处, 海滩标记很好被定义和清楚地表 明了疲劳裂缝的进步发展(图 2.a) 。 在断裂轴颈 2 的轴圆角处, 各自的海滩标记没有清楚地描述在 上面, 破裂表面有一次晶块出现(图 2b) 。 两处破裂, 它是可能到达在破裂源通过更随海滩标记,那是 被发现在曲柄圆角区域(图 1)。 双目望远镜观察)破裂发生在轴颈 2 合的圆角区域。立体声对破 ( 裂源和周围的区域的检测, 在轴颈 3 的圆角处接近于裂源的范围显示有点蚀和撕裂的征兆。 (图 3) 但是, 这样的损伤,严格的说,是较少发生在轴颈 2 对应的圆角区域。仔细地检查表明,断裂的产 生与曲柄轴的装配没有关系。查明, 轴颈 3 的轴承开口环遭受了金属蠕动和边角刃口划伤造成的很 严重的损伤 (如图 4) 边角刃口 导致一条凹槽形成在比较柔软的合金包裹的曲轴上。进一步观察到, 由于精密轴承的凸部的磨损造成了相当大划伤(图 5) 3.2.电子显微扫描断面金相检验 失效曲轴的断裂表面在扫描电子显微镜(Jeol,JSM-35)下被检查辨认出疲劳裂缝源的起因。 低放 大倍数的断口金相检验如图 6 表明,轴颈 3 的海滩疲劳特征是清楚可看见的。

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图6
追踪海滩标记, 疲劳裂缝源可以是坚定用箭头显示在图 6 中。 更高的放大倍率展示裂纹表面如 图 2(A)和(B)的轴颈 3 的圆角上。非常详细的海滩特征,典型的疲劳特征能被看见。裂源通过 箭头被表示。 观点没有显示在断裂区的任何过失。 可是, 表面层坚硬部位的撕裂在好几处被发现 (如 图 6) 。断裂源,圆角范围区域在如图 7 中展示。广布的点蚀,撕裂和表面裂缝能被在断裂源观测到。 再有,沿着圆角圆周方向的痕迹也能被观测到。裂纹表面被发现在垂直方向上也有有利的标记。

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3.3. 金属组织学 一个适当的样本切片被从曲轴轴颈 3 的裂缝源附近取出,准备在光学显微镜下观察它的蚀化情 况。 在蚀化的条件下, 被隔绝的球状内含物被观测到。 这个物体的额定值被 ASTM 估计为: E 45, 板 材 1, D, 球状型氧化物, 1, 稀薄的连续。 这被发现在曲轴材料的规格内。 在铁氯化物蚀化以后, 材 料出现马氏体结构。

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没有异常 的情况在微观结构检查中被发现。 另一个硬化的表面层也被金相观测到。 示意图如图 5a.正视图是轴 颈 3 被损坏的轴承裂环.. 由于逐步的磨损,小箭头指示的这个区域已经脱落.大箭头指示的方向是轴 承运动的方向. (b) 真实的形状被战士在图 8 中.由于材料磨损引起的点蚀和剥落导致的厚度减少被 在曲柄圆角处发现。 3.4.成分分析 半定量分析由 EDX 执行附有 SEM 表示, 曲轴由 SAE 4340 钢制成。 曲轴的表面被氮硬化了。 分裂圆环轴承被发现由钢与 0.4% Mn 合金制成 。 3.5.硬度测量 硬度测量被执行在载荷 500 g 的 HSV-20 Vickers 微硬度 测试器上的一个被擦亮的标本 。 核 心和表面坚硬被测量是 HV 310 和 HV 550, 各自地。 物体硬化层深度被发现大约 0.1 毫米。 在曲 柄圆角区域, 被硬化的表层磨损归结于点蚀和剥落, 并且暴露的表面的硬度被测量大约为 HV 440 。 从坚硬的外表面到未损坏的区域,磨损了圆角轴颈 3 的硬化层的厚度大约是 0.13 毫米。分裂圆环轴 承材料的硬度被测量是 HV 175 。

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4. 对结果的分析 特征表明疲劳作为曲轴失效的起因。 海滩标记很好的描述在圆角的破裂表面的轴颈 3 处 。 进 一步的裂缝被发现扩展到大约 80% 圆角横剖面处。这表明, 疲劳是高周期低应力的类型。相对, 圆 角的破裂表面在轴颈 2 显出了水晶格出现表明相对地裂纹在更加快速的扩展。 尽管这失效也是由 疲劳导致, 但海滩标记不清楚。另外, 破裂表面的大部分被发现是由于超载导致。从这些宏特征 看 起来, 疲劳裂缝第一次开始在轴颈 3 。 在轴颈 2 的裂缝似乎是随后相应于在轴颈 3 地第一裂缝一起 产生 。在两轴颈, 疲劳裂缝发源在曲柄圆角区域。微结构和硬化厚度被发现是令人满意和在规格之 内的。 所以,疲劳裂缝似乎归结于轴的磨损,在服务期间。 机械磨损,譬如点蚀和剥落被观察了, 那些 导致集中在曲柄圆角区域的因素导致疲劳裂缝。 变形和土坎形成在对应的轴承分裂圆环的边缘表明, 它经常摩擦反对轴颈曲柄圆角表面。 金属蠕动由于边角并且导致凹线形成在更软的 Al 合金框。 在 活塞引擎的正常运行, 设计是这样, 轴承不接触轴颈的圆角并且轴承被固定在框上。 二表面可能互 相摩擦.可能是不同心度或轴的轴向运动导致。 对损坏的框详细的观察和引擎的其它组分没有显示 任何轴的不同心度的证据。 另一方面, 分裂轴承的破坏在轴颈 3 被发现了被扭曲。 可观的材料被 发现失去是由于逐渐磨损, 并且有负担运动的特别证据造成摩擦反对轴颈的曲柄圆角表面。这表明, 有轴向载荷的可能性扩展到轴, 哪些可能导致轴承行动。 而且, 程度 在轴承和凹线形成在框边缘, 表面层疲劳在轴承和轴颈的圆角之间是相当高的。表面层疲劳可能发生当二表面滑互相反对在高层 压力和循环载荷下。 这失效状态导致在裂缝或者靠近接触面, 并且可以随后带领损坏变化在程度从 微观点蚀对严重剥落[ 2,5,6 ] 。 问题被加重进一步如果滑的表面有大差别在坚硬和在当前物体, 那 里轴承有 HV 175 的坚硬与 HV 550 比较被硬化的轴表面[ 7 ] 。 在重覆的载荷之下, 表层下裂缝发 起在最大疲劳和扩展平行与表面。 在纯净滑情况下, 最大抗剪应力被开发紧挨接触面, 并且裂缝源, 因此, 发生非常地近, 对表面[ 8 ] 。 在某一阶段, 这些裂缝偏离和增长往接触面,造成坑的形成。 这 些坑通常微观并且以轴的持续的操作他们作为疲劳集中为更加严重的损伤以伪造的形式[ 9 ] 。 这 导致大不规则的坑的形成, 哪些导致轴的迅速恶化和失效。 其它严重层疲劳损伤的形式剥落。 剥 落发生如同坑的进步形成了润滑的层疲劳, 或由于崩裂在坚硬的 轴[ 6 的] 情形核心连接。 而且, 当剥落发生, 脱落物被埋置在更软的轴承里,造成严重磨损。这样物体应该发生过在当前物体造成周 围凹线的形成在轴颈 3 的曲柄圆角区域。 5. 失效机制
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从上述分析, 它是明显的由于某一轴向载荷.轴承运动造成它经常摩擦轴颈圆角。这导致了表面接触 疲劳的情况造成广泛的点蚀并且剥落层出现在轴颈的圆角区域。在循环载荷之下, 疲劳裂缝开始了 在这些疲劳集中点导致轴最终的断裂。 6. 结论 1. 轴的失效归结于表面层疲劳。 疲劳开始和扩展于二个地点(轴颈 2 和 3) ,导致最后的失效在 这两个地方。 看起来, 第一疲劳裂缝开始在轴颈 3, 并且在轴颈 2 随后相应产生裂缝。 2. 接触应力疲劳发生在高压力和循环载荷下。 点蚀和剥落发生在载荷的许多次重复以后。 在 这种情况下, 接触应力疲劳归结于轴承圆环相对轴颈圆角的摩擦。 它被相信, 摩擦是由于轴承的运 动和轴向载荷造成的。 破坏的磨损在轴承运动的方向是对这种可能性另外的证据。

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王钦庆:内燃机曲轴系多学科行为分析

附录B主要参考文献 1. 孙军,桂长林,李震.内燃机曲轴强度研究的现状、讨论与展望.内燃机学报 摘要: 从分析计算(包括应力计算和疲劳强度计算, 应力计算主要概述目前普遍应 用的有限元方法) 和试验研究两方面论述了内燃机曲轴强度研究的现状和进展, 讨论 展望了在曲轴强度的设计预测中尚待进一步研究的计算边界条件处理、振动作用和疲劳 强度计算理论与方法等问题。 关键词: 内燃机; 曲轴; 强度 2. 沈晓雯,钱湘群,寇淑清.曲轴三维有限元分析.汽车工艺与材料 摘要:曲轴作为柴油机的重要零部件,其强度直接影响柴油机的寿命。文中以计算 五缸增压柴油机曲轴强度的实例,介绍了自行编制的曲轴有限元分析系统,阐述了不同 材料对五缸增压柴油机的影响。计算和实验表明,该系统可行性强,计算可靠。 关键词:有限元法; 曲轴; 强度 3. 湖北汽车工业学院马迅,左远化.曲轴的疲劳和模态分析.设计与计算 摘要:用CAD 软件PRO/E 对东风汽车公司生产的康明斯某型号柴油发动机曲轴建立 了三维实体模型, 通过IGES文件载入工程分析软件AN SYS 中, 对不带平衡块的曲柄和 带平衡块的曲柄进行网格剖分和边界条件的施加, 分析了静应力分布情况, 并在此基 础上完成了曲轴的疲劳强度计算。对简化的曲轴三维有限元模型, 进行了前6 阶自由模 态的计算。为曲轴的设计以及改进提供了参考依据。 关键词: 曲轴 有限元法 弯曲疲劳 模态 4. 顾卡丽, 赵 源, 韦习成, 胡晓忠, 吴伊敏内燃机轴瓦2曲轴轴颈摩擦副摩擦 学性能研究摩擦学学报 摘要: 介绍了为改善内燃机轴瓦2曲轴轴颈摩擦副摩擦学性能所研制的电刷镀Pb2S n2Cu 三元合金工艺和硫氮钒共渗新工艺, 并研究了其摩擦学性能和配副性. 试验结果 和表面形貌分析结果表明, 电刷镀Pb2Sn2Cu 合金镀层能有效地提高轴瓦的疲劳强度, 硫氮钒共渗层能明显地改善曲轴轴颈的摩擦学性能, 且两种强化层具有优异的配副性. 关键词: 内燃机; 轴瓦; 曲轴轴颈; 摩擦学性能 5. 杜发荣 ,姬芬竹,李明辉,司东宏YT1115 型柴油机曲轴疲劳强度分析洛阳工学 院学报 摘要:介绍了利用I2DEAS 软件的Simulation 功能对YT1115 柴油机曲轴进行有限 元计算。 在确定计算模型时,对曲轴尺寸参数和形状参数没有进行简化,而是采用整根曲 轴的三维实体模型,共划分4133 个节点,17867 个单元。并同时计算其疲劳安全系数。 针对YT1115 柴油机曲轴疲劳安全系数偏低,提出了改进意见。 关键词: 柴油机;曲轴;疲劳强度分析; 有限元法 6. 冯国胜 ,张幽彤 ,张玉申柴油机曲轴静动特性的三维有限元分析.内燃机工程 Abstract: By means of FEM , this paper set up a 32dimentional model fo r model 4190 diesel engine’ scrankshaft corresponding to practical condition s. The distortion and st ress of the crankshaft was investigated.The fatigu e st rength of crankshaft was verified under changing load. The reliability of single crank st ress analy2sis method , which is in current widely used , was discussed. The model analysis was made for the crankshaft ,therefore the valuable theory basis is provided for engine design improving. 摘要:采用有限单元法,对4190 柴油机曲轴进行了符合实际情况的三维建模,研究

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安徽工程科技学院毕业设计(论文)

了整体曲轴的变形和应力状态,校核了曲轴在交变载荷下的疲劳强度,探讨了目前曲轴 应力有限元计算中广泛采用的单拐力学模型的可靠性,并对曲轴进行了模态分析,为柴 油机改进设计提供了有价值的理论依据。 关键词:内燃机;曲轴;有限元法;疲劳强度;模态分析 Key Words : I. C. Engine ; Crankshaft ; Finite2Element Method ; Fatigue St rength ;Model Analysis 7. 程海涛柔性车体动力学建模方法及求解美国 MDI(Mechanical Dynamics Inc)公 司 2001 年中国用户年会论文集 摘 要:本文利用 ADAMS/Rail 应用柔性多体系统动力学的内容进行货车动力学仿 真研究。以货车 C62A 和罐车 G60 为对象,把转向架和轮对作为刚体,车体作为柔性体。 对车体建立有限元模型并进行模态分析。用超单元概念通过界面凝聚功能对柔性车体进 行预处理,组成刚-柔耦合的车辆动力学模型并进行动力学仿真计算,通过与刚性系统 模型的运算结果进行对比,分析车体的柔性效应对车辆运行安全性的影响。仿真计算是 通过用有限元分析软件 NASTRAN (MSC) 和多体系统动力学软件 ADAMS/Rail 结合来完成。 主题词:货车 柔性多体系统动力学 有限元 脱轨 8. 覃文洁 廖日东运用 ADAMS 进行发动机曲轴系的动力学分析美国 MDI(Mechanic al Dynamics Inc)公司 2001 年中国用户年会论文集 摘 要: 往复活塞式内燃机的曲轴及连于其上的活塞、 连杆、 飞轮等各构件的运动、 受力及扭转振动是其动力学分析的主要内容。本文讨论了运用多体系统动力学分析软件 ADAMS 进行发动机曲轴系建模和分析的方法,结合有限元分析软件 ANSYS 建立了某型车 辆 V 型六缸发动机曲轴系的多体系统动力学模型,并对其平衡特性和曲轴的扭振响应进 行了分析。 关键词:曲轴系,ADAMS,多体系统动力学 9. 吕国华 周 敏 唐良材 陈亚君 9.黄铁球.柴油机顶置凸轮配气机构运动分析美国 MDI(Mechanical Dynamics Inc) 公司 2001 年中国用户年会论文集 摘 要:CT 柴油机是公司近两年开发的新产品。但在前几次试验中,出现了排气门 摇臂断裂、排气门断裂和排气门与活塞顶面干涉等问题。由于 CT 柴油机采用结构较为 紧凑的顶置凸轮结构, 所以难于用一般的数学解析方法由凸轮形线方程直接求得气门升 程规律。 我们于 2000 年 7 月中旬在北京完成用户培训后,决定用新近购置的美国 MDI 公 司的 ADAMS 机构动力学分析软件对该机构进行运动学和动力学仿真分析。虽然该软件在 公司是首次使用,但却获得了过去用传统分析计算方法难以得到的定量分析数据及经 验。 10.俞武勇,绍泽,林红,德闻.柔性多体机械系统动力学特性的 ADAMS 仿真研究美国 MDI(Mechanical Dynamics Inc)公司 2001 年中国用户年会论文集 摘 要:为研究构件柔性和运动副间隙对机构动力学特性的影响,应用 ADAMS 软件 仿真研究含柔性构件和运动副间隙的机构的动力学特性。引入固定界面动态子结构方法 和非线性碰撞模型,建立了含间隙和柔性构件的曲柄滑块机构的动力学模型,研究了该 机构在摩擦、材料阻尼、重力及外载荷力等多种工况下的动力学特性。ADAMS 仿真计算 表明,在含柔性构件和运动副间隙的曲柄滑块机构中,间隙和构件柔性相互作用,激起 系统大范围的振动,加剧了能量损耗,降低了系统的使用性能,并呈现出特殊的非线性 动力学特性。 关键词:间隙;碰撞;柔性多体;机构动力学

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