1、發(fā)曲軸系動態(tài)特性仿真分析張影 1， 張傳海 2， 王德春 3， 孫大恒 4（東安動力研發(fā)中心，黑龍江省哈爾濱市）摘要 本文將有限元分析法和多體動力學(xué)法結(jié)合，采用 AVL-EXCITE、ABAQUS 軟件進(jìn)行某發(fā)曲軸系統(tǒng)的動態(tài)特性仿真，對曲軸的固有頻率和振型、軸承受力、扭振和強(qiáng)度進(jìn)行分析和評價，為同類發(fā)曲軸的設(shè)計和優(yōu)化提供參考。：曲軸；多體動力學(xué)；扭振主要軟件：AVL EXCITEResearch on strength of engine block using FE methodZhang Ying1， Zhang Chuanhai2， Wang Dec(Research and desig

2、n department of DAAE,Heilongjiang Harbin )3，Sun Daheng4Abstract The engine crshaft system wasyzed by AVL-EXCITE and ABQUShispr, using the methods of finite element method and multi-body system. Based on the resultsabove, the natural frequency, forced of bearing, toral vibration and strength of chara

3、cteristic issummarized, this method can provide useful information for design and optimization of the sametype crshaft .Key words: crshaft; multi-body system simulation; toral vibration1 前言曲軸系統(tǒng)振動是內(nèi)燃機(jī)振動的重要，運動過程中曲軸上作用有大小、方向都周期性變化的切向和法向作用力，使曲軸同時發(fā)生彎曲振動和扭轉(zhuǎn)振動，造成配套軸系和機(jī)體其它部件的振動和磨損，也是內(nèi)燃機(jī)的主要噪聲來源，直接影響內(nèi)燃機(jī)的可靠性和，

4、是內(nèi)燃機(jī)設(shè)計過程中必須考慮的。本文采用多體動力學(xué)法和有限單元法對曲軸系進(jìn)行動態(tài)特性仿真，應(yīng)用 AVL-EXCITE、ABAQUS 軟件對某發(fā)曲軸系進(jìn)行模態(tài)分析，了解曲軸的振動特性，在此基礎(chǔ)上進(jìn)行多體動力學(xué)分析，求得各零部件的動力學(xué)響應(yīng)，再使用瞬態(tài)法恢復(fù)出曲軸的動態(tài)應(yīng)力并進(jìn)行強(qiáng)度評價。2 曲軸系振動特性分析2.1 有限元模型有限元建模是有限元分析的重要環(huán)節(jié)，模型正確與否以及質(zhì)量如何對有限元分析結(jié)果有很大影響。曲軸系統(tǒng)包括曲軸、皮帶輪和飛輪，為了為保證計算精度和網(wǎng)格規(guī)模，進(jìn)行六面體網(wǎng)格劃分，為后續(xù)曲軸的動力學(xué)分析作準(zhǔn)備，保留曲軸軸頸的圓角特征，在連桿軸頸和主軸頸圓角處進(jìn)行細(xì)化處理，保證足夠的單元數(shù)

5、量和質(zhì)量。有限元模型如圖 1 所示。圖 1 曲軸系有限元模型2.2 模態(tài)分析結(jié)果模態(tài)考慮的是結(jié)構(gòu)本身的一些特性，確定結(jié)構(gòu)自振頻率和模態(tài)。前六階的模態(tài)都為零，表現(xiàn)為剛體的平動和轉(zhuǎn)動，主要是看后面非零的模態(tài)。由于高頻振動模態(tài)對結(jié)構(gòu)運動的貢獻(xiàn)很小而被忽略，因此，實際應(yīng)用中只考慮若干低階模態(tài)。曲軸系統(tǒng)前十階模態(tài)值及振型見表 1 和圖 2。表 1 曲軸系統(tǒng)前十階固有頻率及振型（a）第一階（b）第二階（c）第三階（d）第四階（e）第五階（f）第六階圖 2 曲軸系統(tǒng)前六階振型模態(tài)階數(shù)固有頻率（Hz)振型描述1152.80一階彎曲（XZ 平面）振動2197.42一階彎曲（XY 平面）振動3319一階扭轉(zhuǎn)振動4

6、335.88二階彎曲（XZ 平面）振動5399.65二階彎曲（XY 平面）振動6420.46三階彎曲（XZ 平面）振動7555 98三階彎曲（XY 平面）振動8581 5階彎曲（XZ 平面）振動9747.48二階扭轉(zhuǎn)振動10895.86五階彎曲（XZ 平面）振動四缸發(fā)點火激勵頻率在 25Hz-200Hz 之間，為使曲軸不與發(fā)激振頻率發(fā)生，曲軸第一階扭轉(zhuǎn)頻率應(yīng)該超過 200Hz。由計算結(jié)果可知，曲軸系階扭轉(zhuǎn)頻率為 319Hz。因此，曲軸系統(tǒng)與發(fā)不會發(fā)生。3 曲軸系統(tǒng)多體動力學(xué)分析3.1 有限元模型預(yù)處理（1）曲軸應(yīng)用圖 2 的曲軸模型，設(shè)定曲軸系主度節(jié)點（如圖 3），為了避免動力學(xué)計算時單點加載

7、造成應(yīng)力集中，因此在主軸頸中心定義 5 個主度節(jié)點，連桿軸頸中心設(shè)定 1 個主度節(jié)點，其他節(jié)點與主度節(jié)點利用 rbe2 單元建立相應(yīng)的耦合關(guān)系。圖 3 曲軸系主度節(jié)點設(shè)定（2）主軸承壁主軸承壁簡化有限元模型如圖 6，主軸承座孔的單元層數(shù)與曲軸主軸頸相同，將孔內(nèi)表面結(jié)點設(shè)定未主度節(jié)點，在外側(cè)三個方向上進(jìn)行約束處理。圖 4 主軸承壁主度及邊界條件（3）有限元模型縮減為減少計算量和計算機(jī)的要求，采用有限元子結(jié)構(gòu)分析法，縮減后的子結(jié)構(gòu)表征原有結(jié)構(gòu)質(zhì)量和剛度、固有頻率和模態(tài)。將建立的曲軸系統(tǒng)、軸承壁實體單元有限元模型在有限元前處理軟件 HyperMesh 中定義材料和特性參數(shù)，應(yīng)用 AVL EXCITE

8、 將模型壓縮至定義的主度節(jié)點上，獲得子結(jié)構(gòu)模型，同時得到模型的剛度質(zhì)量矩陣(.OUT4)、幾何特征（.GOEM）和以供 AVL EXCITE 計算使用。3.2AVL-EXCITE 仿真模型度特征(.DOFT)，曲軸系的 AVL EXCITE 模型如圖 5 所示，其中連桿和活塞采用梁-質(zhì)量模型，零部件間的耦合示意圖見圖 6。發(fā)模型中旋轉(zhuǎn)軸向為X 軸，氣缸方向為 Z 軸。圖 5 曲軸系的 EXCITE 仿真模型圖 6 曲軸系零部件間的耦合關(guān)系各轉(zhuǎn)速全負(fù)荷氣缸壓力數(shù)據(jù)通過 AVL-Boost 計算獲得，曲線見圖 7。圖 7 各轉(zhuǎn)速全負(fù)荷氣缸壓力曲線3.3 結(jié)果分析利用 EXCITE 可以獲得時域內(nèi)每

9、的各個壓縮度在相對坐標(biāo)系和絕對坐標(biāo)系下的位移、速度、3.3.1 主軸承分析度、力及力矩。本文針對發(fā)10 個工作轉(zhuǎn)速進(jìn)行動態(tài)計算和分析。發(fā)主軸承的受力情況，不僅對軸承的結(jié)構(gòu)設(shè)計非常重要，而且，在發(fā)結(jié)構(gòu)振動及聲學(xué)分析中，曲軸系施加在主軸承上的載荷與燃燒壓力、活塞拍擊力、凸輪機(jī)構(gòu)作用力等一起，為發(fā)結(jié)構(gòu)聲最重要的激勵源。因此，主軸承的受力狀況在發(fā)及汽車 NVH 分析中占有重要的地位。圖 8 為曲軸系第 2#、4#主軸承各轉(zhuǎn)速受力情況。圖 8(a) 2#主軸承水平方向(Y)受力圖 8(b) 2#主軸承垂直方向(Z)受力圖 8(c) 4#主軸承水平方向(Y)受力圖 8(d) 4#主軸承垂直(Z)方向受力結(jié)

10、合各轉(zhuǎn)速下主軸承的水平方向及垂直方向受力，得到有限元模型對應(yīng)的軸承載荷最大值，列于表 2。從圖中可以看出，第 2#、4#主軸承受力相對較高，最大軸承載荷點出現(xiàn)在5500rpm 時第 4#主軸承位置。表 2 軸承載荷最大值.5.2 轉(zhuǎn)速不均勻性分析在發(fā)扭矩對發(fā)工作過程中，由于各缸燃?xì)鈮毫﹄S曲軸轉(zhuǎn)角變化關(guān)系的差異使得各缸氣體壓力凈扭矩的貢獻(xiàn)不均勻，這勢必使曲軸轉(zhuǎn)速呈現(xiàn)不均勻的波動。一個工作循環(huán)內(nèi)曲軸瞬時角速度的不均勻性定義為：d = w100%wm式中：wmax 為個工作循環(huán)內(nèi)瞬時角速度最大值；wmin 為個工作循環(huán)內(nèi)瞬時角速度最小值； wm 為個工作循環(huán)內(nèi)瞬時角速度平均值。圖 13 為 5500

11、rpm、6000rpm 工況下曲軸角速度隨時間的變化曲線。(a) 5500rpm圖 9 曲軸角速度隨時間的變化曲線表 3 為各工況曲軸轉(zhuǎn)速不均勻度。表 3 各工況曲軸轉(zhuǎn)速不均勻度(b) 6000rpm由計算結(jié)果可知，曲軸角速度極值隨時間發(fā)生周期性的變化， 1500rpm 轉(zhuǎn)速不均勻度轉(zhuǎn)速（rpm）最小轉(zhuǎn)速（rpm）最大轉(zhuǎn)速（rpm）平均轉(zhuǎn)速（rpm）轉(zhuǎn)速不均勻度（%）15001395.631596 321504.5413.3420001896.652066 542003.838.4825002421.972523 392500.914.0630002946.403015.403003.862.

12、3035003457.933522 953508.941.8540003977.154032.764014.611.3945004498.734534 564517.900.8050005005.175040.665019.140.7155005508.535545.825518.180.6860006004.636036.726013.670.53轉(zhuǎn)速（rpm）最大爆壓（MPa）1#主軸承（N）2#主軸承（N）3#主軸承（N）4#主軸承（N）5#主軸承（N）15004.948399140931189213317913220005.349018151331256714244979125006.

13、54112091838115391171291214930006.14107121679913471150941258735006.91126041841015062179941378540007.40124031980614093180771676945007.69132501971813028186091792450008.01141272052913624198001905855008.06161312121411694222141765560007.0610685178491169013.34%至 6000rpm 轉(zhuǎn)速不均勻度 0.53%，隨著轉(zhuǎn)速的增大，曲軸轉(zhuǎn)速不均勻度逐漸減小。3.

14、5.3 扭振分析由于軸系并非絕對的剛體，而存在彈性，因而在以平均速度進(jìn)行的旋轉(zhuǎn)過程中，各彈性部件間會因各種原因而產(chǎn)生不同大小、不同相位的瞬時速度起伏，形成沿旋轉(zhuǎn)方向的扭轉(zhuǎn)振動。取皮帶輪中心點角位移進(jìn)行扭轉(zhuǎn)振動分析。圖 10圖 11 為曲軸各轉(zhuǎn)速下水平方向和垂直方向的扭轉(zhuǎn)振動曲線。對于一般用途的四沖程四缸發(fā)，端（皮帶輪端）扭振振幅應(yīng)小于 0.07rad，由圖可知，各轉(zhuǎn)速下扭振振幅均不高于 0.002rad，在值內(nèi)。圖 10圖 11端水平方向扭轉(zhuǎn)振動端垂直方向扭轉(zhuǎn)振動3.5.4 曲軸系動應(yīng)力分析有限元模型的動應(yīng)力分析應(yīng)該包括一個完整發(fā)循環(huán)的應(yīng)力計算，取 144 個時間步，每一步長為 5 度，計算各

15、工況下每一循環(huán)的曲軸瞬態(tài)應(yīng)力。圖 12(a)(j)為曲軸各轉(zhuǎn)速在一個循環(huán)中瞬態(tài)最大等效應(yīng)力云圖。各轉(zhuǎn)速下應(yīng)力極值出現(xiàn)的位置依次為 1342 連桿軸頸圓角，與發(fā)火順序相符，其中第一、四連桿應(yīng)力相對較大。(a) 1500rpm(b) 2000rpm(c) 2500rpm(d) 3000rpm(e) 3500rpm(f) 4000rpm(g) 4500rpm(h) 5000rpm(i) 5500rpm圖 12 曲軸最大等效應(yīng)力云圖(j) 6000rpm各轉(zhuǎn)速下連桿軸頸圓角最大等效應(yīng)力值見表 5。各轉(zhuǎn)速下曲軸最大等效應(yīng)力值相差不大，均小于材料屈服極限，結(jié)構(gòu)安全。5500rpm 時等效應(yīng)力最大，出現(xiàn)在第四拐的曲柄銷軸頸圓角處。表 5 各轉(zhuǎn)速連桿軸頸圓角最大等效應(yīng)力值4 結(jié)論（1） 通過模態(tài)分析可以確定曲軸系統(tǒng)的固有頻率和振型，了解曲軸的振動特性；（2） 對各轉(zhuǎn)速下的軸承、扭振情況進(jìn)行計算，分析軸承受力和扭轉(zhuǎn)振動是否合理，若不合理可對軸承尺寸、減震器等展開優(yōu)化；（3） 應(yīng)力恢復(fù)法以彈性體模態(tài)響應(yīng)的線性疊加原理為基礎(chǔ)，在多體動力學(xué)環(huán)境內(nèi)包含部件連接間的非線性特征，從而在模態(tài)域內(nèi)解決彈性體的結(jié)構(gòu)問題，此方法可處理發(fā)類結(jié)構(gòu)部件的強(qiáng)度問題。各（4）對識別出的工