利用ansys对客车曲轴进行建模与分析
P.Thejasreea, G.Dileep Kumarb, S.Leela Prasanna Lakshmic
摘要：曲柄轴是集成电路发动机的重要部件之一。由于曲轴的机械性能直接影响发动机的可靠性和寿命，因此在设计中必须保证该曲轴的刚性。因此，利用ansys软件通过应力分析对曲轴模型进行解算是非常必要的。本文首先在软件“catia.v5”中构建发动机部件的3D模型，然后将其转移到“ansys”上。曲柄的变形和应力的分析为通过减轻重量来改进设计提供了概念支持。
关键词：曲柄轴；应力分析；ansys；减重。
1.前言
现代动力列车目前正面临着一系列的冲突，涉及排放、燃料消耗、噪音以及振动水平。这就迫使我们建立方法来保证可观的燃油经济性，减少废气排放和高动力，通过形成轻重量发动机部件来提高发动机的机械性能。曲柄行程的应力分析为发动机的减重和改进提供了一个有价值的概念依据。在这些分析结果的基础上，形成了在不影响发动机性能的前提下，尽可能降低曲轴重量的概念。
在目前的工作中，一个曲柄行程模型用于计算曲轴的静强度。这些分析技术使用多维模拟工具，准确地预测影响发动机部件的工作负荷。分析了从catia v5软件中得到的曲轴系统的三维模型，以评估曲轴的运动和载荷。将超网格曲轴的有限元模型导出到ansys进行静态分析，通过分析确定曲轴销的变形和应力分布。
Martin Rebbert在他的研究中研究了不同的最大排气量的虚拟引擎建模方法。讨论了曲轴耐久性计算技术在计算结果上的差异。根据Pravardhan，曲轴受到质量和气体载荷的作用。作用在活塞上的气体载荷转移到曲轴上，而引起运动的惯性载荷也作用在曲轴上。最大压力将与峰值扭矩点相对应，而最大惯性力将与最大发动机速度相对应。
FarzinH Montazevsadgh和AliFatemi研究了锻造钢曲轴的重量和成本最小化范围。对曲轴、连杆、活塞等部件的曲柄机构进行了动力分析。选择了合理的方法，通过发动机的建模来确定结果。在整个发动机周期中，对各曲轴的有限元分析模型进行了生成，并从单元荷载分析中计算了应力叠加，得出了曲轴几何在不同位置的应力。
本文对四冲程循环发动机的单缸曲柄行程进行了分析。然而，由于研究的基础和分析对多缸发动机是相同的，所使用的方法可以改变和实现曲轴从其他类型的发动机。曲轴尺寸的几何变化和曲轴材料的变化被认为是降低曲轴重量和成本的潜在来源。研究了降低曲轴重量的机会，设计了一种轻型曲轴。
2.曲柄轴机构及受力分析
2.1．曲柄轴机构
曲轴是发动机中一种复杂的配置，将活塞的往复式运动转换为连杆机构的旋转运动。它由主轴颈,曲柄臂,曲柄销组成。曲柄销连接到连杆的大端，而曲柄臂连接曲柄销和轴部分。曲轴由主轴承和曲轴轴承组成。
使用曲轴的感觉是将这些不寻常的位移转换成平滑的旋转输出，而旋转输出又被用作泵、压缩机和发电机等许多设备的输入。
2.2.电机压力计算
峰值点火压力是已知的施加在活塞表面的负载。在发动机上止点位置时，驱动压力将是最大的，而在发动机上止点位置后，峰值点火压力将以15-20的角度发生。
其中p1是大气压,而p2是驱动压力，因此：
其中v 1/v2是压缩比，比热值的比值为1.4。
发动机的峰值点火压力用于计算作用在活塞表面的等效力。活塞表面的等效力由以下关系给出。由于气体负载，活塞表面的等效力：
2.3滑块曲柄机构的受力分析
在往复式发动机中，往复质量在行程的前半段受到加速度的影响。往复质量的惯性力与导致活塞合力减小的运动相反。在下半程行程中，往复质量受到延迟，导致活塞的合力增加。由于气体流体的压力在工作周期内并不恒定，活塞上的气体负荷在整个工作周期内会发生变化。
活塞上的合力考虑了气体的负荷和由往复部件引起的惯性力，由以下关系给出：
其中=(旋转部件的质量)(往复式部件的加速/延迟)
旋转部件的质量=R/g
加速度=Ap
曲柄长度
其中N为连杆长度与曲柄半径之比（n=l/r）
因此，惯性力是由往复部件引起的
由于它是往复式发动机，往复部件的重量在活塞下降时增加了气体负荷，但在活塞上升时减少了气体负荷。因此活塞上的合力由以下关系给出：
3.ANSYS中曲轴的分析
3.1采用有限元法对曲轴的应力进行了估计。
在设计具有最佳经济成本的曲轴时，数字模拟是最好的工具。有限元分析为随机输入参数的研究提供了一种简便、廉价的方法，同时对设计条件和生产条件进行了评价。
3.2.通过逆向工程技术
将在catia v5中建立的曲轴的模型构造导出到了视图环境中，进行了运动学和动力学分析，以确定各部件的位移、速度、加速度和受力。在不同的速度条件下进行了仿真，确定了载荷。在确定了合适的材料性能和边界条件后，对所建立的有限元模型进行了静态结构分析。
3.3.选择的汽车
商用曲轴的技术规格是TATA INDICA V2 DLS。表1列出了选定车辆的规格。
表一：TATA INDICA V2 DLS的规格
类型 四缸直列发动机
最大输出 61 HP / 4500 rpm，
最大扭矩 123nm /2500rpm
排气量 1405CC
气缸直径 75毫米
冲程 79.50毫米
轮胎 165/65r13
3.4在ANSYS中引入曲柄行程模型简化曲轴模型
是利用最小计算机资源所必需的。由于柴油机曲轴的结构是对称的，并且所有的曲柄行程都是精确的，一个曲柄行程模型就足以进行静态分析。在本工作中，选择了一个曲柄行程模型来估计曲轴的静强度。这个模型是由catia软件生成的。在模型中，几乎没有影响模拟结果的一些小的设计特征，如圆角和油洞，被删除了。然后该模型被导入到ansys软件中。
3.5.曲柄轴有限元模型
有限元建模是将几何形状精确化为“元素”的过程。然后用有限元法对模型进行分析。由于曲轴是一个固体模型，因此采用了几何固体元件离散化的方法。在这一过程中使用了较低阶的8-节固体元素。采用了3毫米的网格尺寸。创建六进制占主导地位的网格。曲轴的啮合模型如图1所示。
3.6.边界条件
曲柄行程模型包括两种类型，即边界条件的载荷和限制类型。力学边界条件主要包括重力、离心力、曲柄颈表面力、各种弯矩和扭矩等。重力、离心力、各种弯矩和扭矩可以与分布力一起应用到模型中。ansys软件模拟重力和离心力本身的影响，取决于给定的重力、加速度、角速度、密度和物理尺寸。
3.7.静态分析
在设置边界条件后开始模拟。图2和图3给出了模拟结果。
曲轴上的变形分布
曲柄行程模型的旋涡应力分布
图2显示了曲柄上变形的传播，图3则显示了在临界载荷条件下的应力分布。如图2所示，在区别加载条件下，变形为0.0433毫米。最终变形发生在右曲柄臂的底部。从图3，我们可以发现，应力的最终值是67.14mpa。这种最大的应力出现在在曲柄轴和曲柄颊部之间的圆片区域，并靠近中心点。边缘是高应力区域，因此油孔或油孔不能在该区域的沟槽中。仿真结果与实际情况有关。曲柄行程的应力和变形分析为改进设计和疲劳寿命计算提供了理论支持。
3.8.通过重新设计曲柄臂的几何形状来减轻重量
在整个发动机周期中，曲轴的有限元分析模型的应力曲线代表了曲轴的少数区域，如平衡重重量和曲柄臂都能感觉到较低的应力。曲轴需要动态平衡，而平衡重的重量对其起着至关重要的作用。为了减轻曲轴的重量，将局部形状优化技术推广到曲轴的各个位置。在曲柄销几何上进行的减重将导致从平衡重重量中去除材料。因此，减轻重量的可能性是重新设计曲柄臂几何，并从这一部分删除材料。材料是从曲轴销的外几何上切下来的。下图4显示了有关曲轴重量减小的三个不同概念。
4.力作用在曲柄和压力比较已形成的概念
4.1力作用在曲柄和压力比较已形成的概念
已形成概念图5作用在曲柄销上的力显示了由于气体负荷在4500转时作用在概念-1上的力。作用在曲柄销上的最大力为22624，同样，由于气体负载在4500时作用在曲柄销上的最大力对于概念-2是22066 n，对于概念-3是22303 n。
图5.概念-1在每分钟4500转时对曲轴销施加的最大力
4.2.所形成的概念的应力比较
图6显示了这三个概念在曲轴上的应力分布。所有这三个概念的最大应力出现在同一地点，即在边缘部位。
图6.von-miss三个概念在曲轴上引起的应力
5.结果和讨论情况。
对原有曲轴和改进曲轴的臂错位应力比较图7(a)显示了曲轴上跟踪臂错过应力的各个区域。图7(b)显示了曲轴上不同位置的各种组合选择的应力范围。从应力图可以看出，主轴的边缘是高应力区域。
图7。(a)应力位置；(b)曲轴不同位置各种组合方案的应力结果范围
5.2原曲轴和改进曲轴的重量
比较图8显示了原曲轴和改进曲轴的重量和整体重量。从图中可以明显看出，所有改进的曲轴的重量都有明显的下降。在这里，在x轴上，概念的类型被采取，在y轴上，它是概念的权重
图8.曲柄行程重量和原曲轴及改装曲轴整体重量
6.结论
分析了气力对曲轴的影响，并对曲轴的主轴系进行了分析。计算结果表明，对曲轴销的最大载荷为22163N，而对所提出的1、2和3的概念，分别是22624N、22066N和22303N。计算结果表明，模型的最大应力为67mpa，而所提出的1、2、3的最大应力分别为80mpa、71mpa和79mpa。结构静力分析表明，应力集中区位于曲柄销和主柱的圆片上。对曲轴在工作周期中的应力和变形进行了动态应力和应变分析。该部件的曲轴重量减少了1.6公斤，即重量减少了12.8%，但应力却没有增加多少。
参考文献
[1] H.M. Cagris Cevik, Martin Rebbert, Searching for optimal crankshaft modelling supported by couples CAE tools, Cavendish virtual power train creation conferences.
[2] Pravardhan S. Shenoy, Dynamic load analysis and optimization of connecting rod, Master thesis, published by AISI, university of Toledo, May 2004, ppi-393
[3] Ali Fatemi, Jonathan Williams and Farzin Montazersadgh, Fatigue Performance Evaluation of Forged Steel versus Ductile Cast Iron Crankshaft: A Comparative Study, university of Toledo, August 2007. [4] Farzin H Montazevsadgh and Ali Fatemi, Stress analysis and optimization of crankshaft subject to dynamic loading, Augest 2007, university of Toledo.
[5] Dynamic analysis of internal combustion engine.pdf, author unknown, retrieved from www.google.com on 4th Nov 2011.
[6] Ashok G. Ambekar, Mechanism and Machine Theory, Prentice Hall Publications, New Delhi, 2007.
[7] H.M. Cagris Cevik, Martin Rebbert, Searching for optimal crankshaft modelling supported by couples CAE tools, Cavendish virtual power train creation conferences
[8] Pravardhan S. Shenoy, Dynamic load analysis and optimization of connecting rod, May 2004, university of Toledo, Master thesis, published by AISI, ppi-393
[9] H. D Desai, Computer aided kinematic and dynamic analysis of horizontal slider crank mechanism used for single cylinder 4S in
以上是毕业论文外文翻译，课题毕业论文、任务书、文献综述、开题报告、程序设计、图纸设计等资料可联系客服协助查找。
