高速越野訓練中曲軸模態(tài)分析

高速越野訓練中曲軸模態(tài)分析

1振動特性分析作為一種復雜的柔性連續(xù)體，這對發(fā)動機的nvh有重要影響。在發(fā)動機高速運轉(zhuǎn)中,曲軸的扭轉(zhuǎn)振動往往成為曲軸斷裂的主要原因。要設(shè)計一款曲軸,必須考慮其振動、噪聲等特性,而對曲軸的模態(tài)分析卻是必不可少的。模態(tài)分析是研究結(jié)構(gòu)動力特性的一種近代方法,是系統(tǒng)辨別方法在工程振動領(lǐng)域的應用。態(tài)是機械結(jié)構(gòu)固有振動特性,每一個模態(tài)具有特定的固有頻率、振型,這些參數(shù)可以由計算或試驗取得。討論的是模態(tài)分析中的計算模態(tài)分析。曲軸在工作過程中不斷的受到復雜的交變的沖擊載荷激勵,隨之產(chǎn)生了橫向、縱向以及扭轉(zhuǎn)振動,當某一激勵力的頻率和曲軸其中一階固有頻率相同或者相近時,產(chǎn)生軸系的共振,這足以導致曲軸的疲勞斷裂。對曲軸的模態(tài)分析是對曲軸的振動特性分析,為振動故障及結(jié)構(gòu)動態(tài)特性的優(yōu)化設(shè)計提供依據(jù)。自由模態(tài)分析反應了曲軸剛體的固有特性,而約束模態(tài)分析更能夠模擬曲軸安裝在發(fā)動機缸體中所表現(xiàn)的固有特性。利用了有限元方法對V8發(fā)動機曲軸進行了約束模態(tài)分析,得到其固有頻率和振型,為后續(xù)優(yōu)化設(shè)計提供理論依據(jù)。2軸承建模2.1心式曲柄連桿機構(gòu)的結(jié)構(gòu)研究的V8發(fā)動機曲軸結(jié)構(gòu)形式是十字軸式曲軸,采用的是并列連桿式的曲柄連桿機構(gòu),其動力學模型與中心式曲柄連桿機構(gòu)很相似。曲軸共有5個主軸頸,曲軸的主要尺寸參數(shù)如下:主軸頸長度26mm,主軸頸直徑62mm,曲柄銷直徑48mm。為了避免在ANSYSWorkbench中建模的復雜性,選擇軟件SolidWorks進行建模。采用SolidWorks建成的曲軸三維實體模型,如圖1所示。2.2基于初始模型的分析參數(shù)設(shè)置一般在ANSYS中進行模態(tài)分析時,為了節(jié)省計算資源需要對復雜計算模型進行簡化,但其結(jié)果必然會影響計算精度;所以考慮到ANSYSWorkbench能與三維設(shè)計進行無縫連接,也為了提高計算精度,沒有對模型進行過多簡化修改,直接將整體模型導入有限元分析軟件中進行分析計算。在SolidWorks中將建好的曲軸三維模型保存為IGES文件,接著導入ANSYSWorkbench的Geometry中。進行模態(tài)分析前曲軸的材料參數(shù)設(shè)置,設(shè)置材料為40Cr,彈性模量為200GPa,泊松比為0.3,密度為7850kg/m。最后進入Modal模塊進行網(wǎng)格劃分,網(wǎng)格劃分采用四面體網(wǎng)格,網(wǎng)格大小合適,單元尺寸設(shè)置為10mm,共有76541個節(jié)點,43800個有限單元,有限元模型,如圖2所示。2.3約束軸向竄動在對整體曲軸進行計算模態(tài)分析時,采用不同的約束對分析結(jié)果將會產(chǎn)生直接的影響,邊界條件不同,所求得的模態(tài)參數(shù)也不同。針對發(fā)動機實際運行情況,曲軸受到主軸承和縱向止推軸承的約束,縱向止推軸承可以有效防止曲軸的軸向竄動,保證連桿活塞組正常工作。該曲軸有5個主軸頸,模擬實際情況對曲軸的5個主軸頸分別施加無摩擦約束(Frictionlesssupport),即軸頸表面徑向的對稱約束。為控制發(fā)動機在工作時曲軸的軸向竄動,在曲軸上設(shè)置有軸向定位裝置。但是又要保證曲軸在受熱膨脹時有一定的自由伸長量,所以曲軸上只能有一處軸向定位。為模擬軸向定位約束,在曲軸后端面施加了軸向位移約束,即:X=0。3軸流場分析3.1廣義特征值法曲軸結(jié)構(gòu)阻尼較小,對其固有頻率和振型的影響可以忽略不計,可以得到結(jié)構(gòu)的無阻尼自由振動微分方程:Mx咬+Kx=f(t)(1)式中:M—總質(zhì)量矩陣;K—總剛度矩陣;x咬—加速度列陣;x—位移列陣;f(t)—外部激勵列陣,n×n階。式中:φ—自由響應的幅值列陣。當φ非零時,這是一個廣義特征值問題,ω2為特征值,準為特征矢量。(4)式也是以準中元素為變量的n階代數(shù)齊次方程組,方程組有非0解的充要條件是其系數(shù)矩陣的行列式為零,即:上式稱為特征值問題(4)的特征方程,它是關(guān)于ω2的n次代數(shù)方程,設(shè)無重根,解此方程得ω的n個互異正根ω0i(i=1,2,Λ,n),則:0<ω01<ω02<Λ<ω0n式中:ω0i—振動系統(tǒng)的第i階主頻率,此時對應無阻尼振動系統(tǒng),主頻率也就是結(jié)構(gòu)的固有頻率。將每一個ω0i(i=1,2,Λ,n)代入(4)式,得到關(guān)于準i中元素的具有n-1個獨立方程的代數(shù)方程組,解得n個線性無關(guān)的非零矢量準φi的比例解,采用一定方法進行歸一化,稱為主振型(模態(tài)振型、模態(tài)矢量或模態(tài)),因?qū)氖菬o阻尼振動系統(tǒng),故為固有振型,此時為實矢量:特征值與特征矢量為系統(tǒng)的特征對,將n個特征矢量準i按列排列排成一個n×n階矩陣:為系統(tǒng)的特征矢量矩陣,此時求得的特征矢量為模態(tài)矢量,即為模態(tài)矩陣。3.2軸類階次振型分析由于曲軸的低階模態(tài)才對曲軸的振動分析有實際的參考價值,利用有限元軟件求得了曲軸前10階(n=10)模態(tài),其中曲軸第1階模態(tài)固有頻率為0,為剛體的轉(zhuǎn)動模態(tài),對剛體的振動分析沒有實際意義。各階固有頻率,如表1所示。表中:n—模態(tài)的階次;ω—曲軸的固有頻率。利用ANSYSWorkbench求出曲軸前10階的振型。第1階振型為轉(zhuǎn)動的剛體振型,第2階為曲軸整體的扭曲振動,其他階次的振型大多表現(xiàn)為彎曲振型。選取具有代表性的3、4、5、8階的振型圖進行分析,如圖3所示。從振型圖可以看出,第3階固有頻率下發(fā)生曲軸的縱向彎曲振動,第二主軸頸上的平衡塊變形較大;第4階發(fā)生縱向彎曲振動,如圖4所示。其中第四主軸頸上的平衡塊變形較大;第5階發(fā)生曲軸的橫向彎曲振動,如圖5所示。第四主軸頸部位平衡塊變形較大;第8階為兩次橫向彎曲振動,如圖6所示。第二、第四主軸頸部位變形較大。從其他的振型圖以及相應的動畫中也可以看出第二、第四主軸頸的平衡塊位移變化較大。4差面設(shè)計—結(jié)論(1)采用SolidWorks與ANSYSWorkbench之的結(jié)合應用,對高速賽車V8發(fā)動機曲軸進行了三維實體建模與有限元建模;避免了在ANSYS經(jīng)典中會產(chǎn)生模型導入困難如丟失面或線等問題,使工作量大為減少。對曲軸模型進行了有效的網(wǎng)格劃分與約束,使模態(tài)分析取得了良好效果。(2)通過模態(tài)分析計算,得到曲軸前10階固有頻率和振型。從振型圖可以看出,第二、四主軸頸上的平衡塊變形較大。在設(shè)計時應該通過改變平衡塊大小、剛度等來改善曲軸