利用UG軟件建立轎車發(fā)動機曲軸的實體模型，利用UG二次開發(fā)軟件計算其動平衡量，計算結(jié)果在動平衡量目標(biāo)值允許范圍內(nèi).采用ANSYS軟件對曲軸進行有限元分析，包括曲軸的模態(tài)分析和靜力學(xué)分析，得到了曲軸的振型圖和固有頻率，以及拉壓工況下曲軸的應(yīng)力集中情況，為曲軸的設(shè)計和改進提供了參考依據(jù)。

　　轎車曲軸因其幾何形狀復(fù)雜，工作環(huán)境惡劣，性能要求高而備受關(guān)注.轎車曲軸的幾何形狀主要由發(fā)動機汽缸的空間排列形式和數(shù)目來定，如V6、V8和V12等型發(fā)動機.曲軸主要將連桿的運動和力傳遞給齒輪，并為車輛提供動力、主要交變的彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷應(yīng)力.復(fù)雜的幾何形狀和載荷形式?jīng)Q定了曲軸的設(shè)計和分析的復(fù)雜性.通常在曲軸的設(shè)計中，既要實現(xiàn)工作要求，又要滿足各項性能指標(biāo)，這就使得設(shè)計和分析緊密相連。

　　轎車曲軸的分析工作包括動平衡分析、模態(tài)分析和靜力學(xué)分析等.這些工作主要借助于計算機軟件完成，其主要優(yōu)點是將復(fù)雜的計算化為簡單的操作，從而降低對操作者的要求;且計算機軟件能夠準確、快速、多樣地給出計算結(jié)果，為分析者提供充足的信息。本文結(jié)合UG軟件和ANSYS軟件，完成轎車的3缸發(fā)動機曲軸的建模和分析，包括動平衡分析、模態(tài)分析和靜力學(xué)分析。

1、建模和動平衡分析

　　首先，采用UG軟件建立曲軸的幾何模型，利用UG二次開發(fā)軟件對其進行動平衡計算。

　　1.1、幾何模型的建立

　　通過UG的建模功能完成曲軸幾何模型的建立，如圖1所示.4個主軸頸直徑為45mm，3個連桿頸直徑為35mm，曲柄臂厚度為12～19mm.3個連桿頸的旋轉(zhuǎn)角為120°，即平均分布在主軸頸的圓周上，中心距為40mm.曲軸的材質(zhì)為碳素結(jié)構(gòu)鋼S48C，鍛造后精加工成形，表面分布有油孔.日本JIS系列標(biāo)準鋼號S48C的材料特性介于我國的45號鋼和50號鋼之間，見表1。

圖1　曲軸的幾何模型

表1　S48C鋼的材料特性

4、結(jié)　語

　　1)結(jié)合利用UG 軟件和ANSYS軟件，建立了轎車3缸曲軸的實體模型，并對其進行動平衡分析、模態(tài)分析和靜力學(xué)分析。

　　2)采用UG二次開發(fā)軟件計算了曲軸的動平衡量，其中小頭側(cè)的評價面為A 面，動平衡量為1158g·mm，大頭側(cè)的評價面為B 面，動平衡量為1285g·mm，均在動平衡量的允許范圍之內(nèi)。

　　3)使用ANSYS軟件對曲軸進行模態(tài)分析，采用Block Lanczos法提取模態(tài)，計算了曲軸的13階振型，得出曲軸最小固有頻率為579.25Hz，并對其激振頻率進行校核。

　　4)利用ANSYS軟件對曲軸進行靜力學(xué)分析，計算得到曲軸在最大拉壓工況下的位移和等效應(yīng)力分布.結(jié)果表明：曲軸主軸頸與曲軸臂的連接圓角為彎曲疲勞失效危險區(qū)。