重汽WD615柴油發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿的疲勞強(qiáng)度分析優(yōu)秀畢業(yè)論文優(yōu)秀畢業(yè)論文.pdf

分類號(hào) u27 u46 10710 2009122003 碩 士 學(xué) 位 論 文 重汽 wd615 柴油發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿的疲勞強(qiáng)度 分析 尹詩龍 導(dǎo)師姓名職稱 李憲民 副教授 申請學(xué)位級(jí)別 碩士 學(xué)科專業(yè)名稱 車輛工程 論文提交日期 2012 年 5 月 7 日 論文答辯日期 2012 年 6 月 4 日 學(xué)位授予單位 長安大學(xué) the fatigue strength analysis of crank link for wd615 diesel engine a dissertation submitted for the degree of master candidate yin shilong supervisor associate prof li xianmin chang an university xi an china i i 摘摘 要要 在設(shè)計(jì)階段對汽車零部件的模態(tài) 強(qiáng)度 剛度和疲勞進(jìn)行準(zhǔn)確的分析 可以明顯縮 短產(chǎn)品開發(fā)時(shí)間 有限元理論 多體動(dòng)力學(xué)理論和疲勞理論為汽車零部件設(shè)計(jì)提供了先 進(jìn)手段 通過對汽車零部件虛擬模型的分析 可以找出在設(shè)計(jì)階段存在的問題 這樣既 可以大大縮短汽車的研發(fā)時(shí)間 又可以節(jié)約研發(fā)經(jīng)費(fèi) 論文以重汽 wd615 柴油發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸連桿為研究對象 基于該發(fā)動(dòng)機(jī)的真實(shí)尺寸 在三維繪圖軟件 catia 中建立了連桿 曲軸 活塞 活塞銷的幾何模型 并將它們裝配 成型 在多體動(dòng)力學(xué)軟件 adams 中建立了剛體曲軸連桿模型 利用有限元軟件 msc patran nastran 分別對曲軸 連桿進(jìn)行模態(tài)分析 得到了曲軸 連桿的模態(tài)中性文 件 用于替換剛體曲軸 連桿 建立剛 柔混合的曲軸連桿模型 在 adams durability 中 對曲軸 連桿進(jìn)行模態(tài)應(yīng)力恢復(fù) msr 得到了曲軸 連桿的時(shí)間 載荷歷程 并將其用 于曲軸 連桿的全壽命疲勞分析 從而得到了曲軸 連桿的疲勞壽命的分布情況和最危 險(xiǎn)點(diǎn)的壽命值 結(jié)果表明 這種分析方法可以方便經(jīng)濟(jì)的在產(chǎn)品設(shè)計(jì)階段預(yù)估發(fā)動(dòng)機(jī)曲 柄連桿的疲勞壽命 關(guān)鍵詞 曲柄連桿 多體動(dòng)力學(xué) 疲勞壽命 s n 曲線 ii abstract accurately analyzing mode strength stiffness and fatigue of mechanical parts in the design phase can shorten product development times obviously finite element theory the multi body dynamics theory and the fatigue theory provide an dvanced mean for automobile parts through analyzing the virtual model of the automobile parts you can find the designing problems in the design phase doing like this not only greatly shorten the development times but also save the research and development expenditures in this paper based on the true size of the wd615 diesel engine firstly the three dimensional geometric model of connecting rod crankshaft piston had been established by using three dimensional graphics software catia then rigid body of the crankshaft system were established in the multi body dynamics software adams using finite element analysis software msc patran nastran get the mode neutral files of the connecting rod crankshaft to replace the rigid body crankshaft connecting rod rigid flexible hybrid of the crankshaft system model was established make modal stress recovery on the crankshaft connecting rod and obtained time load history for life cycle fatigue analysis the 1ife distribution of the crankshaft system and the fatigue 1ives of the most damaged points are obtained the results are valid to evaluate crank link system fatigue 1ife in products design stage conveniently keywords crank link mechanism multi body system dynamics fatigue life s n curve iii 目目 錄錄 第一章 緒論 1 1 1 課題研究背景和意義 1 1 1 1 課題研究的背景 1 1 1 2 課題研究的意義 1 1 2 疲勞發(fā)展史及研究現(xiàn)狀 2 1 3 課題研究內(nèi)容 4 第二章 多體動(dòng)力學(xué)和疲勞理論 7 2 1 多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論 7 2 1 1 多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)概述 7 2 1 2 多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論 8 2 1 3 多柔體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論 11 2 2 疲勞基本概念 12 2 2 1 疲勞分類 12 2 2 2 構(gòu)件的疲勞強(qiáng)度影響因素 13 2 2 3 疲勞設(shè)計(jì)方法 13 2 2 4 應(yīng)力循環(huán) 14 2 2 5 名義應(yīng)力法 14 2 3 疲勞累計(jì)損傷理論 15 2 3 1 疲勞損傷理論概述 15 2 3 2 miner 法則 16 2 3 3 相對 miner 法則 16 2 4 本章小結(jié) 17 第三章 曲柄連桿多剛體動(dòng)力學(xué)仿真 18 3 1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué) 18 3 1 1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 18 3 1 2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析 19 3 2 曲軸軸系三維幾何模型 21 iv 3 3 曲軸連桿多剛體動(dòng)力學(xué)模型 23 3 4 多剛體動(dòng)力學(xué)仿真 28 3 5 本章小結(jié) 30 第四章 曲柄連桿的剛 柔混合模型 31 4 1 有限元軟件 msc patran nastran 31 4 2 連桿和曲軸的模態(tài)中性文件 32 4 2 1 連桿模態(tài)中性文件 mnf 32 4 2 2 曲軸的模態(tài)中性文件 mnf 35 4 3 曲軸連桿剛 柔混合模型 36 4 4 剛 柔混合模型仿真 39 4 4 1 連桿模態(tài)應(yīng)力恢復(fù) 39 4 4 2 曲軸模態(tài)應(yīng)力恢復(fù) 41 4 5 本章小結(jié) 42 第五章 疲勞壽命預(yù)測 43 5 1 疲勞分析軟件 msc fatigue 簡介 43 5 2 連桿疲勞分析 43 5 2 1 連桿的安全系數(shù) 43 5 2 2 連桿的全壽命分析 44 5 3 曲軸全壽命 s n 疲勞分析 48 5 4 本章小結(jié) 50 結(jié)論與展望 51 總結(jié) 51 展望 51 參考文獻(xiàn) 53 致謝 55 長安大學(xué)碩士學(xué)位論文 1 第一章 緒論 1 1 課題研究背景和意義 1 1 1 課題研究的背景 結(jié)構(gòu)可靠性的研究工作始于 20 世紀(jì) 40 年代前后 距今已有 70 多年的歷史 結(jié)構(gòu) 可靠性通常定義為 在規(guī)定的使用條件和環(huán)境下 在規(guī)定的使用壽命期內(nèi) 結(jié)構(gòu)有效的 承受載荷和環(huán)境影響而正常工作的能力 1 根據(jù)作用載荷的形式不同 結(jié)構(gòu)可靠性可分 為結(jié)構(gòu)的安全性和結(jié)構(gòu)的耐久性 2 零件在服役期內(nèi) 常常會(huì)出現(xiàn)強(qiáng)度失效 剛度失效以及疲勞失效等其他失效形式 據(jù)統(tǒng)計(jì) 80 的結(jié)構(gòu)破壞是由疲勞失效引起的 疲勞的失效形式主要有磨損 腐蝕和斷 裂 3 疲勞現(xiàn)象廣泛存在于航空 化工和機(jī)械領(lǐng)域等各種工業(yè)領(lǐng)域 機(jī)械產(chǎn)品在服役期 若發(fā)生疲勞破壞 將會(huì)引起重大事故 造成巨大的財(cái)產(chǎn)損失 給生產(chǎn)生活帶來諸多麻煩 甚至傷及生命 對于車輛的零部件來說 由于磨損和腐蝕進(jìn)程很慢 一般可以通過定期 更換或修理的辦法來解決 而斷裂常常突然發(fā)生 常常導(dǎo)致災(zāi)難性的車輛事故 所以斷 裂破壞更為汽車研究人員所重視 造成斷裂事故的原因是多樣的 如過載 低溫脆性 應(yīng)力腐蝕和疲勞 4 1 1 2 課題研究的意義 發(fā)動(dòng)機(jī)作為一種動(dòng)力源 廣泛用于汽車 航空 航海等各種交通工具 極大的方便 了我們的出行 其保有量也是每年大幅度的增加 曲柄連桿機(jī)構(gòu)是發(fā)動(dòng)機(jī)的主要運(yùn)動(dòng)構(gòu) 件 通過連桿的傳遞作用 將氣體對活塞的壓力轉(zhuǎn)為曲軸的轉(zhuǎn)矩 來驅(qū)動(dòng)汽車運(yùn)行 曲 柄連桿的好壞直接決定了發(fā)動(dòng)機(jī)的性能 隨著科學(xué)技術(shù)的進(jìn)步 發(fā)動(dòng)機(jī)的力學(xué)性能越來越得到了充分應(yīng)用 這明顯的提高了 發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出功率和扭矩 改善了發(fā)動(dòng)機(jī)性能 但是在發(fā)動(dòng)機(jī)性能得到顯著的提高的同 時(shí) 其工作條件也變得更加復(fù)雜和惡劣 因此 在發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)中 就必須考慮到曲軸連 桿的可靠性問題 曲軸連桿工作時(shí) 承受作用于其本身的載荷水平的能力 與發(fā)動(dòng)機(jī)的 可靠性息息相關(guān) 直接決定了發(fā)動(dòng)機(jī)的使用壽命 因此在曲軸設(shè)計(jì)中 要盡量保證曲軸 連桿具有足夠的疲勞強(qiáng)度和剛度 以及較好的靜 動(dòng)態(tài)力學(xué)特性 第一章 緒論 2 汽車運(yùn)行過程中 曲軸高速旋轉(zhuǎn) 加之工作環(huán)境惡劣 在交變載荷的作用下 曲柄 連桿極其容易產(chǎn)生裂紋 造成曲柄連桿的失效 目前 相關(guān)數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)表明 柴油機(jī)的曲 軸連桿的失效率在一般在 3 5 疲勞破壞經(jīng)常發(fā)生失效的構(gòu)件是連桿和曲軸 不同 的零件 根據(jù)不同的工況和使用環(huán)境 在對其設(shè)計(jì)時(shí) 都規(guī)定了 安全載荷 然而 零件工作時(shí) 盡管受到的交變載荷的幅值 在 安全載荷 之內(nèi) 甚至低于安全載荷很 多 仍然會(huì)產(chǎn)生疲勞破壞 在交變載荷作用下 零件的疲勞強(qiáng)度一直是機(jī)械行業(yè) 汽車 行業(yè) 研究的一個(gè)重要課題 曲軸連桿是發(fā)動(dòng)機(jī)的主要部件 若它發(fā)生破壞 輕則影響人們正常的出行 嚴(yán)重時(shí) 會(huì)引發(fā)交通事故 造成不可挽回的損失 隨科學(xué)技術(shù)的發(fā)展 不斷有先進(jìn)的技術(shù)用于汽 車的發(fā)動(dòng)機(jī) 如渦輪增壓技術(shù) 這明顯的提高了發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出功率 增加了動(dòng)力輸出 同時(shí) 也使曲軸連桿的負(fù)荷較之以前 增大了 1 6 2 倍 加之現(xiàn)在機(jī)械設(shè)計(jì)中追求輕質(zhì) 化以節(jié)約材料的設(shè)計(jì)理念 因此有必要對曲軸連桿的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行研究 由于優(yōu)化設(shè)計(jì) 為生產(chǎn)服務(wù) 使用疲勞壽命預(yù)測軟件 可以很容易的找出疲勞危險(xiǎn)點(diǎn)的位置 對其進(jìn)行 改進(jìn) 提高曲軸連桿的可靠性水平 以前 用傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法設(shè)計(jì)的發(fā)動(dòng)機(jī)時(shí) 根本無法得知曲軸連桿的動(dòng)態(tài)力學(xué)特性 現(xiàn)在 借助有限元理論和多體動(dòng)力學(xué)的理論 對曲軸連桿進(jìn)行仿真分析 不但可以全面 了解曲軸連桿的動(dòng)態(tài)力學(xué)特性 而且還能準(zhǔn)確的了解曲軸連桿的疲勞性能 此外 發(fā)動(dòng) 機(jī)設(shè)計(jì)出來后 需要投入大量的人力和財(cái)力 通過大量的實(shí)驗(yàn)來對發(fā)動(dòng)機(jī)的曲柄連桿進(jìn) 行疲勞強(qiáng)度分析和壽命預(yù)測 若發(fā)現(xiàn)零件設(shè)計(jì)的不合理 需要重新改進(jìn)設(shè)計(jì) 再次用試 驗(yàn)驗(yàn)證其疲勞性能 由于傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)一次成功率很低 這會(huì)大大浪費(fèi)研發(fā)時(shí)間和材料 增加了投入的成本 引入虛擬樣機(jī)技術(shù) 結(jié)合有限元理論 可以大大縮短產(chǎn)品研制周期 節(jié)省開支 提高企業(yè)效益 此外 設(shè)計(jì)合理的曲軸連桿可明顯提高汽車的安全性和舒適 性 1 2 疲勞發(fā)展史及研究現(xiàn)狀 產(chǎn)業(yè)革命后 機(jī)械設(shè)備大量出現(xiàn) 并在很短的時(shí)間內(nèi) 在社會(huì)上得到廣泛的應(yīng)用 產(chǎn)業(yè)革命最主要的貢獻(xiàn)是使當(dāng)時(shí)的勞動(dòng)生產(chǎn)率得到大幅度的提高 改變了人們的生產(chǎn)方 式 從此繁重持久的勞動(dòng)可以由機(jī)器來完成 不再需要大量的人力 體力勞動(dòng)到一定的 解放 然而 隨之而來的卻是運(yùn)動(dòng)構(gòu)件的斷裂 給生產(chǎn)生活甚至人們的生命安全帶來了 諸多麻煩 工程師猜測 零件在破壞處的受到的應(yīng)力超過了材料的抗拉強(qiáng)度 然而 對 長安大學(xué)碩士學(xué)位論文 3 斷裂的零件的試驗(yàn)研究結(jié)果表明 破壞處的遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于應(yīng)力材料的抗拉強(qiáng)度和屈服點(diǎn) 各 國科學(xué)家針對這一現(xiàn)象展開了大量研究 1839 年 poncelet j v 對在循環(huán)載荷下材料常 常發(fā)生失效的現(xiàn)象 進(jìn)行了大量研究 并把這一現(xiàn)象首次稱為 疲勞 fatigue 1843 年 rankin w j m 發(fā)表了一篇關(guān)于機(jī)車失效的論文 該論文講述了疲勞是由零件的金屬 性能導(dǎo)致的 并提出了如何改善疲勞強(qiáng)度 避免零件失效 在前期眾多研究疲勞的學(xué)者中 august wohler 的貢獻(xiàn)最大 他的理論在當(dāng)時(shí)受到人 們廣泛的認(rèn)可 從 1852 年到 1870 年的 18 年間 august wohler 憑借超于常人的毅力和 對研究工作的執(zhí)著 對疲勞問題進(jìn)行了大量且深入的研究 第一次提出了 s n 曲線 全 壽命曲線 的這個(gè)疲勞專業(yè)術(shù)語 他認(rèn)為 不同的材料都有一個(gè)疲勞極限 應(yīng)力幅 a 才是造成疲勞失效的最主要的因素 如果零件的應(yīng)力幅 a一直低于某一特定數(shù)值 那 構(gòu)件永遠(yuǎn)不會(huì)發(fā)生破壞 在這期間 為了更好的研究疲勞 他還自己開發(fā)了世界第一個(gè) 疲勞機(jī) gerber w 進(jìn)一步發(fā)展了 august whole 的疲勞理論 在對 august wohler 的材料疲勞 數(shù)據(jù)的深入研究后 他認(rèn)為 除了應(yīng)力幅值 a 平均應(yīng)力 m i n也會(huì)對疲勞產(chǎn)生重大影響 并用拋物線方程來表達(dá)應(yīng)力幅與平均應(yīng)力之間的關(guān)系 1939 年 peterson r e 在對構(gòu)件 的疲勞研究時(shí)候 發(fā)現(xiàn)同種材料的制作的零件 疲勞性能有著巨大的差異 對此著重研 究了零件的不同尺寸大小對疲勞的影響 并提出了應(yīng)力集中系數(shù)表示構(gòu)件尺寸對疲勞的 影響大小 1930 年 汽車的車軸和彈簧經(jīng)常發(fā)生斷裂 人們發(fā)現(xiàn) 使用噴丸技術(shù) 可以大幅度 的解決車軸和彈簧這一嚴(yán)重問題 盡管人們當(dāng)時(shí)并未明白其中的原理 后來 隨著研究 的深入 人們明白了 經(jīng)過彈丸技術(shù)的處理 在材料的表層增加了殘余應(yīng)力 因此大幅 的提高了車軸和彈簧的抗疲勞強(qiáng)度 以后將殘余應(yīng)力的概念用于了飛機(jī)的發(fā)動(dòng)機(jī)中的設(shè) 計(jì)中 以此來提高其疲勞強(qiáng)度 并在飛機(jī)中取得明顯的效果 1940 年前后 copohook c b 根據(jù) s n 曲線 針對無限設(shè)計(jì)和有限設(shè)計(jì)兩種不同的 設(shè)計(jì)方法 分別推導(dǎo)得到了相應(yīng)的疲勞的設(shè)計(jì)公式 20 世紀(jì)后 受益于科學(xué)技術(shù)的進(jìn)步 加之科技人員對疲勞的執(zhí)著研究 疲勞理論快 速發(fā)展 并取得了可喜的研究成果 在疲勞壽命研究預(yù)測方面 其中有兩種方法尤為出 名 并被廣泛采用 可以很好的用于指導(dǎo)實(shí)際 一是 manson coffin 的局部應(yīng)力法 主 要用以裂紋壽命分析的 低周疲勞就是以它為理論發(fā)展起來的 二是線 彈 性 斷 裂 力學(xué) 第一章 緒論 4 用來闡述裂紋擴(kuò)展的理論 5 此時(shí) 大量用于預(yù)測疲勞壽命的商業(yè)軟件開始涌入市場 在 20 世紀(jì) 90 年代后 疲勞壽命預(yù)測軟件 開始結(jié)合有限元計(jì)算法來對進(jìn)行疲勞壽命計(jì) 算 目前 對疲勞的分析 主要應(yīng)用 miner 法則 結(jié)合應(yīng)變壽命方法 線彈性斷裂力學(xué) 理論 多體動(dòng)力學(xué)理論和有限元的理論 由時(shí)間 載荷歷程 dac 或者功率譜密度函數(shù) psd 來對結(jié)構(gòu)進(jìn)行疲勞分析 并用試驗(yàn)手段來驗(yàn)證疲勞模型 現(xiàn)經(jīng)測試 在一定的 條件 這些理論能經(jīng)受的住實(shí)踐的檢驗(yàn) 并獲得良好的分析結(jié)果 但是 應(yīng)用于小裂紋 物體的疲勞壽命和多軸疲勞的壽命預(yù)測 得到的分析結(jié)果與實(shí)際相比 相差較大 中國這方面的研究由于起步相對較晚 與國外相比 還有很大差距 但是在疲勞壽 命分析也做了大膽的嘗試 并取得了一些可喜的成果 浙江大學(xué)的余彭年 郝智勇提出 了一種新的疲勞壽命預(yù)測方法 以有限元為基礎(chǔ) 結(jié)合動(dòng)力學(xué) 應(yīng)用多軸疲勞理論對發(fā) 動(dòng)機(jī)進(jìn)行了疲勞壽命預(yù)測 并在實(shí)際中做實(shí)驗(yàn)對此進(jìn)行了驗(yàn)證 6 上 海 汽 車 公司的王成 龍 張治應(yīng)用 msc fatigue 軟件 對汽車的控制臂進(jìn)行了疲勞強(qiáng)度分析 7 伴隨著相關(guān) 科學(xué)技術(shù)的發(fā)展 疲勞壽命計(jì)算方法也取得了長足進(jìn)步 8 1 3 課題研究內(nèi)容 本課題利用虛擬仿真軟件 adams view 結(jié)合三維繪圖軟件 catia 建立了曲軸連 桿的剛體模型 以剛體模型為基礎(chǔ) 利用有限元 patran nastran 對連桿 曲軸進(jìn)行模態(tài) 分析 用得到的模態(tài)中性文件 mnf 替換相應(yīng)的剛體構(gòu)件后 建立曲軸連桿的剛 柔混合 模型 剛 柔混合模型進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真后 對柔性體連桿和曲軸做模態(tài)應(yīng)力恢復(fù) msr 結(jié) 合在 adams durability 得到的時(shí)間 載荷歷程文件 dac 用于構(gòu)件的疲勞耐久性分析 本 論文的大致流程如圖 1 1 所示 長安大學(xué)碩士學(xué)位論文 5 圖圖 1 1 疲勞的一般分析流程疲勞的一般分析流程 本論文用到的所有的三維幾何模型都是在專業(yè) cad 繪圖軟件 catia 中創(chuàng)建的 建 好的模型均以 parasolid 的格式導(dǎo)入到 adams view 或者 patran 中 具體內(nèi)容如下 1 根據(jù)圖紙 基于重汽 wd615 發(fā)動(dòng)機(jī)的真實(shí)尺寸 在繪圖軟件 catia 的零件 模塊 catia part 分別建立了曲軸 連桿 活塞 活塞銷的三維幾何模型 并在 catia 的裝配模塊 catia product 里 依次把它們裝配起來 建立發(fā)動(dòng)機(jī)的 1 6 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的 幾何模型 2 根據(jù)有限元理論 借助有限元軟件 msc patran nastran 對連桿和曲軸分別進(jìn) 行自由模態(tài)分析 得到曲軸和連桿的有限元計(jì)算結(jié)果文件 op2 和模態(tài)中性文件 mnf 模態(tài)中性 mnf 文件用于以后替換對應(yīng)的剛體系統(tǒng)的剛性構(gòu)件 op2 文件以后用做疲勞計(jì) 算的有限元模型 3 將曲柄連桿的裝配體以 parasolid 格式導(dǎo)入到虛擬仿真軟件 adams view 里 基于曲軸連桿的材料屬性 在 adams iew 依次進(jìn)行編輯各個(gè)構(gòu)件的材料屬性 在各構(gòu)件 間添加約束和驅(qū)動(dòng) 由發(fā)動(dòng)機(jī)的示功圖 用函數(shù)形式來表述活塞受到的載荷 建立起曲 柄連桿的多剛體動(dòng)力學(xué)模型 模擬發(fā)動(dòng)機(jī)的一個(gè)工作循環(huán) 對其進(jìn)行多剛體動(dòng)力學(xué)分析 4 利用在有限元軟件 msc patran 中產(chǎn)生的連桿和曲軸的模態(tài)中性文件 mnf 借助 adams 本身提供的 rigid to flex 工具 通過質(zhì)心和位置的的調(diào)整 替換剛體連桿和 曲軸 替換后相應(yīng)的剛體構(gòu)件消失 但運(yùn)動(dòng)副和施加的載荷不會(huì)消失 而是移動(dòng)到距離 柔體上 運(yùn)動(dòng)副的 marker 點(diǎn)移動(dòng)到距離柔性體最近的節(jié)點(diǎn)上 建立剛 柔混合的曲柄連 桿模型 在 adams view 對連桿進(jìn)行多柔體動(dòng)力學(xué)分析 然后在 adams durability adams 第一章 緒論 6 的疲勞耐久性模塊 里 進(jìn)行模態(tài)應(yīng)力恢復(fù) msr 并輸出以后曲軸 連桿進(jìn)行疲勞分 析所需的載荷 時(shí)間歷程文件 dac 5 利用專業(yè)疲勞分析軟件 msc fatigue 分別將已經(jīng)建立的連桿及曲軸的有 限元模型和及其有限元分析結(jié)果 即 op2 文件 導(dǎo)入到該軟件中 在該軟件的材料數(shù)據(jù) 庫管理器 根據(jù)連桿的材料屬性 創(chuàng)建連桿構(gòu)件的材料模型 在時(shí)間 載荷歷程數(shù)據(jù)庫 管理器加載在 adams durability 得到的連桿的時(shí)間 載荷歷程 dac 文件 并把載荷 時(shí) 間歷程文件 dac 和相應(yīng)的有限元工況產(chǎn)生關(guān)聯(lián) 進(jìn)行連桿的全壽命 s n 疲勞分析 找出它們疲勞破獲的薄弱位置 長安大學(xué)碩士學(xué)位論文 7 第二章 多體動(dòng)力學(xué)和疲勞理論 2 1 多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論 2 1 1 多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)概述 如何根據(jù)實(shí)際問題 通過簡化來準(zhǔn)確建立其多體動(dòng)力學(xué)模型 以及如何對建立的動(dòng) 力學(xué)模型進(jìn)行準(zhǔn)確快速的求解 一直是多體動(dòng)力學(xué)的研究的兩個(gè)重要內(nèi)容 在上世紀(jì) 60 年代 有關(guān)多體動(dòng)力學(xué)的理論開始出現(xiàn) 隨計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展 在上世紀(jì)八十年代初期 專門用于解決動(dòng)力學(xué)問題的虛擬仿真軟件如 adams dads 也相繼出現(xiàn) 求解變得快捷 方便 這也促進(jìn)了多體動(dòng)力學(xué)的到普及 在虛擬仿真軟件里 以多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論為 基礎(chǔ) 多個(gè)物體通過運(yùn)動(dòng)副的鏈接后 施加驅(qū)動(dòng)和載荷 便構(gòu)成一個(gè)多體系統(tǒng) 9 建立 多體系統(tǒng) 就是利用計(jì)算機(jī)對模型進(jìn)行運(yùn)動(dòng)與仿真 解決生產(chǎn)生活的大部分問題 先期的多體動(dòng)力學(xué) 主要是多剛體動(dòng)力學(xué) 在運(yùn)用多剛體動(dòng)力學(xué)理論對高速機(jī)構(gòu)和 精密儀器進(jìn)行仿真分析 結(jié)果與實(shí)際相比 相差較大 經(jīng)過反復(fù)研究 人們發(fā)現(xiàn) 多剛 體理論并不適用于任何物體 誤差是對精密儀器進(jìn)行分析時(shí) 形變未考慮引起的 因此 在仿真分析 對某些系統(tǒng) 必須考慮到構(gòu)件的變形對分析結(jié)果的影響 至此以后 多柔 體動(dòng)力學(xué)理論開始出現(xiàn) 直至現(xiàn)在 對它的研究仍是多體動(dòng)力學(xué)的一個(gè)熱點(diǎn)課題 對剛體由于選用的坐標(biāo)不同 在航天和機(jī)械領(lǐng)域形成了不同的數(shù)學(xué)建模方法 在航 天領(lǐng)域 用相對坐標(biāo)來描述多體體系統(tǒng)的剛體 用其來建立數(shù)學(xué)模型的方法稱為拉格朗 日法 所謂的拉格朗日法 就是選擇系統(tǒng)中兩個(gè)相連的剛體 先在其中一個(gè)剛體建立坐 標(biāo)系 另一個(gè)剛體位置坐標(biāo) 就是以它為參照來建立的 而在機(jī)械領(lǐng)域 一般用絕對坐 標(biāo)系來描述剛體的位行 這種建立數(shù)學(xué)模型的方法稱為笛卡爾方法 完全笛卡爾坐標(biāo)系 就是在笛卡爾坐標(biāo)系的的基礎(chǔ)上逐步改進(jìn)完善的 虛擬仿真軟件 adams 的數(shù)學(xué)建模就 是用的笛卡爾坐標(biāo)法 在笛卡爾坐標(biāo)下 系統(tǒng)中會(huì)有一個(gè)默認(rèn)的總體坐標(biāo)系 系統(tǒng)內(nèi)的 每個(gè)剛體 在 adams view 創(chuàng)建模型或者從其他 cad 繪圖軟件導(dǎo)入時(shí) 都會(huì)自動(dòng)生成 一個(gè)連體坐標(biāo)系 marker 它固結(jié)在剛體上 隨剛體運(yùn)動(dòng) 知道了連體坐標(biāo)系相對總體坐 標(biāo)系的方位 也就知道了剛體在笛卡爾法坐標(biāo)系的方位 目前 多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的理論已經(jīng)趨于完善 主要分為以下三類 1 多剛體系統(tǒng) 這是最早發(fā)展起來的多體動(dòng)力學(xué)理論 將系統(tǒng)內(nèi)部的構(gòu)件全部看作剛體 在載荷作 第二章 多體動(dòng)力學(xué)和疲勞理論 8 用下 構(gòu)件不會(huì)有任何形變 其內(nèi)部任意兩點(diǎn)間距離保持不變 適用于構(gòu)件形變對分 析結(jié)果影響性較小的情況下 2 多柔體系統(tǒng) 又稱計(jì)算多體動(dòng)力學(xué) 在該系統(tǒng)內(nèi)系統(tǒng)的每一個(gè)構(gòu)件都是柔性體 對多體系統(tǒng)分析 時(shí) 構(gòu)件在載荷的作用下 形變對結(jié)果有很大的影響 這時(shí)構(gòu)件的形變不可忽略 10 現(xiàn) 在主要是通過有限元理論來把構(gòu)件作柔性處理 一般適用于質(zhì)輕且高速運(yùn)轉(zhuǎn)的機(jī)械系 統(tǒng) 3 剛 柔混合多體系統(tǒng) 顧名思義 多體系統(tǒng)內(nèi)既有剛性構(gòu)件 又有柔性構(gòu)件 對多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析 最 普遍建立的就是剛 柔混合模型 分析時(shí)只把形變對結(jié)果有重大影響的構(gòu)件當(dāng)作柔性來 處理 其他的構(gòu)件仍然是剛體構(gòu)件 相對多柔體系統(tǒng) 建立模型時(shí)比較方便 11 2 1 2 多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論 在多剛體動(dòng)力學(xué)中 剛體的位置p用笛卡爾坐標(biāo)表示為 12 tpx y z 2 1 剛體構(gòu)件在空間旋轉(zhuǎn)時(shí) 用歐拉角表示其在笛卡爾坐標(biāo)中系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)角度 13 t 2 2 這樣 一個(gè)剛體的方位 方向和位置 q就可以由p 和完全確定 tqp 2 3 有式 2 3 可得物體的速度u和角速度 uq 2 4 wj 2 5 其中 sincos0 cossin0sin 10 cos cos j 構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)分為平動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng) 相應(yīng)的剛體的動(dòng)能也是有平動(dòng)動(dòng)能 t k和轉(zhuǎn)動(dòng)動(dòng)能 r k 兩部分組成 剛體的平動(dòng)動(dòng)能為 t k 14 長安大學(xué)碩士學(xué)位論文 9 22 111 222 x txyzy z v kmvv v v m vmr v 2 6 m 剛體質(zhì)量 r 矢量 即 t xyz rr r r x v y v z v 速度 v 在分坐標(biāo)軸x y z的三個(gè)分量 剛體的轉(zhuǎn)動(dòng)動(dòng)能 r k為 2222 0 111 00 222 0 0 0 xxx rxyzyyyxxxyyyzzz z zz wi kmvw w wiwi wi wi w wi 2 7 x w y w z w 剛體角速度 w 在坐標(biāo)軸 x y z 的分量 xx i yy i zz i 剛體繞坐標(biāo)軸 x y z 的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 系統(tǒng)中的每個(gè)剛體 則有拉格朗日方程和相應(yīng)的約束方程 15 1 1 2 0 n i ij i jj i i dkk fim dtqq q 2 8 i 系統(tǒng)的約束方程 j f 多剛體系統(tǒng)的 j 個(gè)剛體在廣義坐標(biāo)系下受到的力 i 拉格朗日列陣 公式 2 8 寫成矩陣的形式為 f o 2 9 其中 ff q qt f q q t 多剛體動(dòng)能 k 為 11 22 t t kr mru lu 2 10 把式 2 10 帶入式 2 9 得 第二章 多體動(dòng)力學(xué)和疲勞理論 10 t x m xq 2 11 在公式 2 11 中 12 t n xx xx 12 kkkkn 12 t tttt n qqqq 對公式 2 11 求解時(shí) 由二階微分方程改成一階微分方程為 0 f q u 2 12 現(xiàn)在 根據(jù)以上推導(dǎo) 結(jié)合牛頓第二定律 可將多剛體系統(tǒng)內(nèi)的力和加速度產(chǎn)生聯(lián) 系 1 0 n i ij i jj j qdkk f dtqq q 2 13 多剛體的運(yùn)動(dòng)學(xué)方程為 0 0 0 0 0 0 x y z x v y v z v w w w 2 14 系統(tǒng)約束方程為 f q q t 0 2 15 系統(tǒng)受到的外力方程 f u q f t 0u 2 16 長安大學(xué)碩士學(xué)位論文 11 2 1 3 多柔體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論 對多柔體系統(tǒng) 在仿真分析時(shí) 由于柔性構(gòu)件會(huì)產(chǎn)生彈性變形 相應(yīng)的柔性體內(nèi) p 點(diǎn)的位置也會(huì)移動(dòng) 如圖 2 1 所示 移動(dòng)到 p 為了描述該點(diǎn) p的位置 除了剛體中的 使用的慣性坐標(biāo)系 g 123 g gg和動(dòng)坐標(biāo)系 b 123 b b b以外 還需要一個(gè)浮動(dòng)坐標(biāo)系 其中動(dòng)坐標(biāo)系 b 可以相對 g 123 g gg移動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng) 16 圖圖 2 1 柔體坐標(biāo)柔體坐標(biāo)示意示意圖圖 柔性體點(diǎn) p的矢徑為 rp x sp up 2 17 現(xiàn)在廣泛使用固定界面子結(jié)構(gòu)模態(tài)綜合法來構(gòu)造柔性體的動(dòng)力學(xué)方程 該法需要結(jié) 合有限元的理論 來得到描述柔性體的彈性位移所需要的模態(tài)向量和模態(tài)坐標(biāo) 柔性體 的變形運(yùn)動(dòng)就是通過模態(tài)坐標(biāo)結(jié)合模態(tài)向量來描述的 該法的使用有一定的局限性 只 能用來解決線性的動(dòng)力學(xué)問題 而在多柔體動(dòng)力學(xué)中 一般是非線性問題 要想使用 固定界面子結(jié)構(gòu)模態(tài)綜合法來建立柔性多體動(dòng)力學(xué)方程 必須對該方法進(jìn)行修正 位移u為 11 mm iii ii uqq 2 18 p點(diǎn)的變形量 p u為 第二章 多體動(dòng)力學(xué)和疲勞理論 12 1 x q i im x y z q 2 19 多柔性體的微分方程 tt g 1m mmk f c f 2 2 20 公式中 m 為柔體質(zhì)量 m 柔性體質(zhì)量對時(shí)間的一階導(dǎo)數(shù) k 模態(tài)剛度矩陣 c 模態(tài)阻尼矩陣 g f 廣義重力 拉格朗日乘子 2 2 疲勞基本概念 2 2 1 疲勞分類 每種材料 都有自己特有的疲勞極限 這可通過實(shí)驗(yàn)測得 疲勞破壞指的是給材料 施加一交變載荷 應(yīng)力幅值 a 小于疲勞極限 在交變載荷反復(fù)作用下構(gòu)件會(huì)發(fā)生破壞 的現(xiàn)象 機(jī)器和設(shè)備在運(yùn)轉(zhuǎn)工程中 將受到交變載荷的作用 交變載荷隨著時(shí)間的變化 大小 方向均發(fā)生變化 這一現(xiàn)象稱作載荷譜 根據(jù)不同的研究角度 疲勞可以分為不同的類型 常見的疲勞類型如下 1 材料疲勞和結(jié)構(gòu)疲勞 這是按研究對象來分的 材料疲勞主要研究其材料本身的成分和組織結(jié)構(gòu)抗疲勞的 能力 結(jié)構(gòu)疲勞主要是研究由材料加工的零件 零件的形狀和加工工藝水平等方面對構(gòu) 件或整機(jī)的疲勞性能有著明顯的影響 通過對零件的結(jié)構(gòu)的優(yōu)化來提高零件的抗疲勞強(qiáng) 度 17 2 高周疲勞和低周疲勞 長安大學(xué)碩士學(xué)位論文 13 這是按斷裂前循環(huán)次數(shù) nf 的多少 高周疲勞指交變載荷與材料的屈服極限相 比 要小的多 循環(huán)次數(shù) nf 一般為 57 10 10次 低周疲勞 交變應(yīng)力常常接近屈服 極限 甚至超過屈服極限 由于低周疲勞的交變應(yīng)力較大 在交變應(yīng)力的作用下 零件 產(chǎn)生了明顯的塑形變形 易斷裂 循環(huán)nf最多達(dá)到 45 10 10次 此外 還有單軸疲勞和多軸疲勞 橫幅疲勞 變幅疲勞等類型 2 2 2 構(gòu)件的疲勞強(qiáng)度影響因素 疲勞的主要影響因素有 1 應(yīng)力集中 機(jī)械零件在設(shè)計(jì)的工程中 不可避免的會(huì)有槽 孔 軸肩 這會(huì)導(dǎo)致截面行狀的突 變 在截面形狀發(fā)生突變處 就會(huì)產(chǎn)生應(yīng)力集中 構(gòu)件在應(yīng)力集中處最容易失效 在所 有的疲勞影響因素中 應(yīng)力集中的影響最大 在零件設(shè)計(jì)中要引起足夠的重視 2 尺寸大小 構(gòu)件的尺寸對疲勞影響也較大 一般來說 隨著構(gòu)件尺寸的增大 其疲勞強(qiáng)度會(huì)降 低 但這會(huì)浪費(fèi)材料 增加成本 3 構(gòu)件的表面狀況 在構(gòu)件的表面 受到的應(yīng)力水平最高 本身的缺陷也最大 這與我們經(jīng)常看到的疲 勞裂紋在構(gòu)件的表面相符 構(gòu)件加工粗糙度 1 表面的應(yīng)力 2 表層的組織結(jié)構(gòu) 3 直 接決定了構(gòu)件的表面狀況水平 18 4 載荷的頻率 頻率也會(huì)對疲勞強(qiáng)度產(chǎn)生影響 載荷的頻率越慢 相對而言 承受最大載荷的時(shí)間 也越長 構(gòu)件內(nèi)部強(qiáng)化也就越強(qiáng)烈 2 2 3 疲勞設(shè)計(jì)方法 在現(xiàn)代產(chǎn)品設(shè)計(jì)中 疲勞設(shè)計(jì)與零件的靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)同等重要 對零件運(yùn)用合理的疲 勞設(shè)計(jì)方法 可以顯著提高零件的壽命 改善其質(zhì)量 19 1 無限壽命設(shè)計(jì) 顧名思義 無限壽命設(shè)計(jì)要求零件具有無限壽命 無限循環(huán) 7 10 但是 過于追 求壽命 這將導(dǎo)致零件尺寸比較大 質(zhì)量沉重 造成了材料的浪費(fèi) 與現(xiàn)代的輕質(zhì)化的 發(fā)展理念背道而馳 此外 材料性能的利用也未得到充分利用 第二章 多體動(dòng)力學(xué)和疲勞理論 14 2 有限壽命設(shè)計(jì) 根據(jù)理論和經(jīng)驗(yàn) 對構(gòu)件的壽命進(jìn)行評估 在壽命期內(nèi) 允許構(gòu)件正常使用 杜絕 斷裂 它大大降低了構(gòu)件的自重 與現(xiàn)代追求的輕質(zhì)化方向一致 材料性能利用率也得 到了大大提高 3 破塤 安全設(shè)計(jì) 這是一種新的疲勞設(shè)計(jì)方法 結(jié)構(gòu)在使用期內(nèi) 允許零件產(chǎn)生裂紋甚至裂紋擴(kuò)展 只要零件的剩余強(qiáng)度比零件受到的限制載荷大 零件就可以正常的使用 在對零件的設(shè) 計(jì)中 就要考慮到零件的先發(fā)生疲勞破壞的位置并事先采取相應(yīng)措施防止斷裂加深 20 4 耐久性設(shè)計(jì) 這種疲勞設(shè)計(jì)方法優(yōu)先評估孔 槽等疲勞破壞比較嚴(yán)重的區(qū)域的經(jīng)濟(jì)壽命 所謂經(jīng) 濟(jì)壽命是指構(gòu)件的這段時(shí)間 不修理可能導(dǎo)致更大問題修理而費(fèi)用有不合理的 2 2 4 應(yīng)力循環(huán) 典型的疲勞循環(huán)類型為對稱循環(huán) 波動(dòng)循環(huán)和隨機(jī)循環(huán) 21 在各種應(yīng)力循環(huán)中 一 般用 max 表示最大應(yīng)力 min 表示應(yīng)力循環(huán)中的最小應(yīng)力 則平均應(yīng)力 m 和應(yīng)力幅 a 的 表達(dá)式為 22 maxmin maxmin 2 2 m a 2 21 式 2 21 中 max 最大應(yīng)力 min 最小應(yīng)力 2 2 5 名義應(yīng)力法 自從意識(shí)到疲勞問題以后 人們一直致力于疲勞問題的研究 尋找抗疲勞的方法 名義應(yīng)力法就是其中之一 本論文對柔性構(gòu)件連桿 曲軸的疲勞分析 用的就是該方法 名義應(yīng)力法 以有限元模型及結(jié)果文件為基礎(chǔ) 結(jié)合材料的 s n 曲線和在 adams durability 得到的時(shí)間 載荷歷程 dac 文件 運(yùn)用 miner 損傷理論對構(gòu)件進(jìn)行疲勞 分析 23 用名義應(yīng)力法分析構(gòu)件的性能時(shí) 需要材料或者構(gòu)件的 s n 曲線 s n 曲線 通俗 的說 就是某種材料在某種應(yīng)力s 名義應(yīng)力 下 在未發(fā)生破壞前所能發(fā)生的最大循 長安大學(xué)碩士學(xué)位論文 15 環(huán)次數(shù)n s n 曲線可以在疲勞軟件里的材料數(shù)據(jù)管理器 pfmat 直接生成 也可以通 過實(shí)驗(yàn)來測得 24 需要注意的是 用試驗(yàn)測構(gòu)件的 s n 曲線時(shí) 構(gòu)件的選擇并不是隨意的 而是有嚴(yán) 格的要求 構(gòu)件不要選得太粗或則太細(xì) 直徑最好控制在 6mm 到 8mm 之間 并且觀察 材料的表面是不是光滑的 若不光滑 需要經(jīng)過打磨處理 把材料的表面磨光滑 實(shí)驗(yàn) 需要的構(gòu)件個(gè)數(shù)一般為 15 個(gè) 試驗(yàn)前 首先要確定該材料的拉伸強(qiáng)度 試驗(yàn)時(shí) 首先 以該材料大約 2 3 的拉伸強(qiáng)度去加載該類構(gòu)件直至失效 記錄該構(gòu)件的循環(huán)次數(shù) 把載 荷逐漸減小 去加載剩余的構(gòu)件 并記錄在給定的載荷下 對應(yīng)的構(gòu)件循環(huán)次數(shù) 但要 保證在對剩余的構(gòu)件加載工程中 一定要有 1 2 個(gè)構(gòu)件的循環(huán)次數(shù)nf大于 7 10 2 3 疲勞累計(jì)損傷理論 2 3 1 疲勞損傷理論概述 我們一般認(rèn)為構(gòu)件的損傷指的是從構(gòu)件裂紋開始產(chǎn)生經(jīng)裂紋擴(kuò)展直至構(gòu)件失效 其 實(shí) 構(gòu)件在未發(fā)生裂紋前 損傷 damage 就一直存在著 只是我們的肉眼看不到而已 表現(xiàn)形式為材料內(nèi)部的細(xì)微結(jié)構(gòu)發(fā)生變化 不論是橫幅載荷還是交變載荷的作用 都會(huì) 使材料發(fā)生不同的損傷 不同的是 交變載荷的每一個(gè)循環(huán)對材料的損傷程度都是不同 的 當(dāng)損傷通過某種關(guān)系累計(jì)到一定程度 構(gòu)件就會(huì)破壞 所謂疲勞損傷理論 fatigue damage theory 主要是研究材料在不同的應(yīng)力 橫幅 載荷或者交變載荷 下 每一次的載荷循環(huán)對材料的損傷程度的多少和這些損傷是以何 種方式累加在一起造成該構(gòu)件破壞的 25 目前為止 盡管疲勞損傷理論已經(jīng)多達(dá)幾十種 被社會(huì)廣泛認(rèn)可的主要有以下四種 26 1 線性疲勞累計(jì)損傷理論 這種理論認(rèn)為 處在不用載荷作用下的材料 每一個(gè)循環(huán)對材料造成的損傷是互不 影響 各自獨(dú)立的 n 個(gè)循環(huán)相應(yīng)的會(huì)有 n 個(gè)不同的損傷 這 n 個(gè)損傷以線性疊加的方 式累加在一起 構(gòu)成材料的總損傷 總損傷達(dá)到一定程度 就會(huì)造成該構(gòu)件的失效 在 工程上廣泛使用的 miner 法則 就是基于線性疲勞累計(jì)損傷的理論 2 雙線性疲勞累計(jì)損傷理論 第二章 多體動(dòng)力學(xué)和疲勞理論 16 這種理論繼承了線性疲勞累計(jì)損傷理論的某些觀點(diǎn) 不同的損傷也是通過線性累加 的方式來構(gòu)成構(gòu)件的總損傷 不同的是 該理論把材料的疲勞分為前后兩個(gè)時(shí)期 這兩 個(gè)時(shí)期線性累加的公式是不同的 前期以某種線性關(guān)系把損傷進(jìn)行疊加 后期以另外的 一種線性關(guān)系來疊加 兩者構(gòu)成了材料總的損傷 3 非線性疲勞累計(jì)損傷理論 該理論認(rèn)為材料的損傷 不僅與當(dāng)時(shí)作用的載荷有關(guān) 還應(yīng)與以前的載荷歷史有關(guān) 4 其他累計(jì)損傷理論 這些理論基本是從實(shí)驗(yàn)中分析歸納得到的經(jīng)驗(yàn)公式 如 levy 理論 kozin 理論等 2 3 2 miner 法則 palmgren 在預(yù)測滾動(dòng)軸承的壽命的研究中 大膽的猜想軸承的損傷與轉(zhuǎn)動(dòng)次數(shù)是某 種線性的關(guān)系 通過大量的試驗(yàn)論證 試驗(yàn)結(jié)論與實(shí)際中的軸承循環(huán)次數(shù)很一致 miner m a 將這種線性疲勞累積作了進(jìn)一步處理 即我們今天所說的 miner 法則 27 miner 法則認(rèn)為 試樣在載荷的作用下 會(huì)不斷的吸收能量 但是試樣吸收能量的 能力是有限的 當(dāng)所吸收的能量達(dá)到某一限度時(shí) 構(gòu)件就會(huì)失效 假定失效前 構(gòu)件能 夠吸收的最大能量為w 與此相對應(yīng)的構(gòu)件的最大循環(huán)次數(shù)為n 當(dāng)構(gòu)件經(jīng)歷了 1 n次 循環(huán)時(shí) 此時(shí)吸收的能量為 1 w 則有關(guān)系式 28 11 wn wn 2 22 構(gòu)件在實(shí)際中 受到的載荷個(gè)數(shù) 大小并不是固定不變的 可能要受到 m 個(gè)不同的 載荷 1 2 m 與這m個(gè)載荷相對應(yīng)的壽命分別為 1 n 2 n m n 與這m 個(gè)載荷相對應(yīng)的循環(huán)次數(shù)分別為 1 n 2 n m n 則 miner 的損傷數(shù)學(xué)表達(dá)式為 29 1 1 m ii i dnn 2 23 2 3 3 相對 miner 法則 通過對臨界損傷值 f d的大量研究 人們發(fā)現(xiàn)零件的 f d值 一般情況下是不同的 即使同一種材料 在不同的載荷下 其 f d值也是不同的 f d可以通過實(shí)驗(yàn)來測得 所謂相對 miner 法則 針對某種構(gòu)件 以類似實(shí)際工作狀態(tài)的載荷譜類型去加載該 長安大學(xué)碩士學(xué)位論文 17 構(gòu)件 主要通過實(shí)驗(yàn)并且結(jié)合經(jīng)驗(yàn)來確定損傷臨界值的 f d值 這樣用于預(yù)測零件的壽 命 可以大大提高計(jì)算精度 miner相對法則的表達(dá)式 f 1 d m ii i dnn 2 24 2 4 本章小結(jié) 本章介紹了多體動(dòng)力學(xué)基本理論和疲勞理論 其中多體動(dòng)力學(xué)理論包括多剛體和多 柔體 主要用于以后曲軸連桿的運(yùn)動(dòng)仿真分析 疲勞理論重點(diǎn)是名義應(yīng)力法和疲勞損傷 理論 用于以后的連桿 曲軸的疲勞分析 第三章 曲柄連桿多剛體動(dòng)力學(xué)仿真 18 第三章 曲柄連桿多剛體動(dòng)力學(xué)仿真 3 1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué) 3 1 1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸連桿如圖 3 1 所示 曲軸旋轉(zhuǎn)中心在氣缸中心線的曲柄連桿稱為中心式 曲軸連桿機(jī)構(gòu) 該發(fā)動(dòng)機(jī)為中心式曲柄連桿機(jī)構(gòu) 30 圖圖 3 1 中心式中心式曲軸連桿結(jié)構(gòu)簡圖曲軸連桿結(jié)構(gòu)簡圖 在圖中 各個(gè)符號(hào)的含義如下 l 連桿的長度 mm r 曲柄半徑 mm 曲軸轉(zhuǎn)角 曲軸旋轉(zhuǎn)角的角速度 x 活塞位移 在氣體爆發(fā)的壓力下 活塞在汽缸體內(nèi)做上下往復(fù)運(yùn)動(dòng) 經(jīng)過連桿的傳遞 使曲軸 做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng) 研究曲軸連桿運(yùn)動(dòng)時(shí) 一般把曲軸轉(zhuǎn)角 為自變量 為方便分析 一般認(rèn) 為曲軸做勻速圓周運(yùn)動(dòng) 這樣 以曲軸轉(zhuǎn)角 為自變量 就可以建立曲柄機(jī)構(gòu)各部件的 運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)的函數(shù)關(guān)系式了 活塞位移x為 coscos xrlrl 3 1 式中arcsin sin 長安大學(xué)碩士學(xué)位論文 19 活塞速度 v sin cos vrw 3 2 活塞加速度a為 2 2 3 cos cos coscos arw 3 3 連桿的角速度w為 1 22 2 coscos cos 1sin www 3 4 連桿的角加速度 1 為 22 1 2 sin 1 cos w 3 5 3 1 2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析 上節(jié)對曲軸連桿進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 有了運(yùn)動(dòng)學(xué) 只是得到了各構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)規(guī)律以 及速度 加速度的大小 而在發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程中 曲柄連桿各構(gòu)件受到的載荷 力 力 矩 的大小才是發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)的基礎(chǔ) 有了載荷 才能對發(fā)動(dòng)機(jī)性能 強(qiáng)度 剛度 進(jìn)行 更進(jìn)一步的分析 活塞在氣缸內(nèi)做的并不是勻速直線運(yùn)功 會(huì)受到慣性力的作用 其慣性力 p的大小 為 pm a 3 6 m 活塞的質(zhì)量 kg 負(fù)號(hào)表示活塞的慣性力 p 與其加速度a方向相反 第三章 曲柄連桿多剛體動(dòng)力學(xué)仿真 20 圖圖 3 2 連桿在復(fù)合面內(nèi)的受到的慣性力連桿在復(fù)合面內(nèi)的受到的慣性力 在發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí) 連桿的運(yùn)動(dòng)比較復(fù)雜 一是隨活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)在平面內(nèi)做平移運(yùn) 動(dòng) 一是繞曲軸的轉(zhuǎn)動(dòng) 不論是平動(dòng)還是轉(zhuǎn)動(dòng) 都不是勻速運(yùn)動(dòng) 會(huì)產(chǎn)生四種相應(yīng)的慣 性力 1 在活塞的帶動(dòng)下做平移運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的往復(fù)慣性力為 1c p 方向?yàn)榻?jīng)過連桿質(zhì)心且 與活塞中心線平行 1cc pm a 3 7 c m為連桿的質(zhì)量 2 連桿繞活塞銷中心轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)會(huì)產(chǎn)生以連桿質(zhì)心 c 為作用點(diǎn)且沿著連桿軸線指向 連桿大頭的離心慣性力 2c p 2 21cca pm i w 3 8 a i為連桿小頭孔中心 a 到連桿質(zhì)心c 的距離 3 連桿繞活塞銷中心轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí) 會(huì)有一個(gè)切向加速度 該切向加速度相應(yīng)的會(huì)產(chǎn) 生一個(gè)作用點(diǎn)位于連桿質(zhì)心且垂直也連桿軸線的慣性力 31cc a pm l 3 9 4 連桿做的是變速運(yùn)動(dòng) 角速度產(chǎn)生的慣性力矩 c m 13 22 2 1 sin 1sin ccc mii 3 10 c i 連桿繞其質(zhì)心的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 長安大學(xué)碩士學(xué)位論文 21 曲軸做的是勻速圓周運(yùn)動(dòng) 其慣性力 q p為一恒力 2 qq q pm r w 3 11 q m 曲軸本身的質(zhì)量 q r 曲軸質(zhì)心到旋轉(zhuǎn)中心的距離 3 2 曲軸軸系三維幾何模型 在多剛體動(dòng)力學(xué)中 相對簡單零件的剛體模型可以直接在 adams view 建立模型 這樣建立的模型 在仿真分析發(fā)現(xiàn)設(shè)計(jì)不合理的話 可以直接修改在 adams view 修改 零件的幾何尺寸 方便快捷 有利于零件的優(yōu)化分析 但對于相對復(fù)雜的機(jī)械構(gòu)件而言 由于 adams view 的幾何建模能力并不是它的強(qiáng)項(xiàng) 幾何模型構(gòu)造起來比較困難 我們 常常借用其他的 cad 三維作圖軟件來建立其幾何模型 裝配后通過虛擬仿真軟件 adams 與其他 cad 軟件的模型數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)換接口 導(dǎo)入到 adams view 里 建立多剛體動(dòng) 力學(xué)模型 用三維 cad 軟件繪圖 相比 adams view 自身的建模能力 有很大的方便 快捷性 但借助其他 cad 軟件創(chuàng)建的三維幾何模型 導(dǎo)入到虛擬防真軟件 adams view 里 卻不能修改構(gòu)件的幾何尺寸 在運(yùn)行運(yùn)動(dòng)分析仿真的過程中 發(fā)現(xiàn)零件設(shè)計(jì)不合理 的話 如構(gòu)件發(fā)生干涉問題 需要修改三維幾何模型的幾何尺寸 還必須返回到起始 的三維繪圖 cad 軟件 修改尺寸后再導(dǎo)入到 adams 中再進(jìn)行分析 比較麻煩 有時(shí)侯 零件需要經(jīng)過很多次的修改才能符合要求 這需要多次的修改 導(dǎo)入重復(fù)操作 曲軸連桿機(jī)構(gòu)相對復(fù)雜 可以通過三維作圖軟件 catia 來建立其幾何模型 建模 時(shí)可以對模型進(jìn)行簡化 略去一些無關(guān)緊要的細(xì)節(jié) 這樣構(gòu)造幾何模型不但變得簡單 接下來也便于我們對連桿或者曲軸構(gòu)件進(jìn)行有限元分析 31 表 3 1 為 wd615 柴油發(fā)動(dòng) 機(jī)的曲軸連桿的幾何尺寸 基于這個(gè)尺寸 在三維繪圖軟件 catia part 中分別構(gòu)建了 活塞 活塞銷 連桿 曲軸的三維幾何模型 并在 catia 的裝配模塊 catia product 把活塞 活塞銷 連桿 曲軸組裝在一起 建立發(fā)動(dòng)機(jī) 1 6 的曲軸連桿的幾何裝配模型 圖 3 3 為活塞的幾何模型 圖 3 4 為連桿的幾何模型 圖 3 5 為曲軸的幾何模型 圖 3 6 為活塞 活塞銷 連桿 曲軸組裝在一起后的裝配幾何模型 以后我們對連桿 曲軸進(jìn)行疲勞分析時(shí) 在 adams view 運(yùn)行仿真后 需要在 adams durability 輸出它們的時(shí)間 載荷歷程 dac 文件 在虛擬仿真軟件中的耐久性 第三章 曲柄連桿多剛體動(dòng)力學(xué)仿真 22 模塊 adams durability 中 剛體構(gòu)件是不能輸出這種時(shí)間 載荷歷程文件的 要得到疲勞 分析所需要的時(shí)間 載荷歷程文件 需要把連桿或者曲軸作柔性處理 32 表表 3 1 wd615 發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸連桿的主要幾何參數(shù)曲軸連桿的主要幾何參數(shù) 連桿中心距 mm 202 連桿大頭直徑 mm 27 連桿小頭直徑 mm 72 曲軸主軸徑 mm 100 活塞直徑 mm 126 圖圖 3 3 活塞的幾何模型活塞的幾何模型 圖圖 3 4 連桿的幾何模型連桿的幾何模型 長安大學(xué)碩士學(xué)位論文 23 圖圖 3 5 曲軸的幾何模型曲軸的幾何模型 圖圖 3 6 曲軸連桿曲軸連桿裝配后的幾何模型裝配后的幾何模型 3 3 曲軸連桿多剛體動(dòng)力學(xué)模型 在三維繪圖 cad 軟件里構(gòu)造的幾何模型可以 parasolid step iges 等多種格式 導(dǎo)入到虛擬仿真軟件 adams view 中 33 現(xiàn)有的三維 cad 繪圖軟件基本上都提供以上 數(shù)據(jù)接口 因此將從三維 cad 繪圖軟件創(chuàng)建的幾何模型數(shù)據(jù)經(jīng)過轉(zhuǎn)換導(dǎo)入到 adams view 中并不困難 盡管幾何模型可以以很多格式都能成功導(dǎo)入到 adams view 中 但 parasolid 格式的 文件兼容性最好 所以導(dǎo)入到 adams view 的文件建議最好為 parasolid 格式 可以輸出 parasolid 格式文件的 cad 軟件很多 即便是某種三維繪圖軟件 cad 不能輸出 parasolid 格式的文件 也可以通過 step 或者 iges 等格式的文件 然后讀入到能輸出 parasolid 第三章 曲柄連桿多剛體動(dòng)力學(xué)仿真 24 格式文件的 cad 軟件中 再導(dǎo)出 parasolid 文件即可 建立各個(gè)物體的幾何模型 經(jīng)裝配后 在 adams view 添加相應(yīng)的約束 constr