毕业论文——大型柴油机十字头组强度与疲劳分析

江苏科技大学本科毕业设计（论文）江苏科技大学本 科 毕 业 设 计（论文）学 院 机电与汽车工程学院 专 业 机械电子工程 学生姓名 班级学号 指导教师 二零XX年X月II江苏科技大学本科毕业设计（论文）江苏科技大学本科毕业论文大型柴油机十字头组强度与疲劳分析Strength and fatigue Strength analysis of crosshead group of large diesel engine摘 要在大型柴油机中，十字头组是不可缺少的一个关键组件。活塞杆与连杆被十字头组灵活的连接在一起，它将柴油机气缸内产生的气体压力，通过活塞与连杆传递给曲柄，把活塞的直线往复运动转变成曲轴的回转运动。本文针对十字头组件进行强度与疲劳分析。论文首先介绍了十字头组的结构及工作情况，然后对十字头组进行受力分析，计算所受载荷，其中包括活塞力及往复惯性力。其次使用三维建模软件Pro/E建立十字头销，滑块及轴承的三维模型，把三维模型导入ABAQUS有限元分析软件，分别对十字头的三个组成部件进行有限元分析，得到其应力分布及变形情况，并进行强度校核。最后根据古德曼法和应力寿命法对十字头组的疲劳强度进行分析。通过分析结果得知，十字头组的工作状况良好，满足其工作许用要求。关键词：柴油机；十字头组；有限元分析；疲劳强度；AbstractIn the large diesel engine, the cross head group is an indispensable key component. Piston rod and the connecting rod is cross head group flexible connected together, it will gas pressure in the cylinder of diesel engine, pass through the piston and connecting rod to the crank, piston reciprocating linear motion is changed into the rotary motion of the crankshaft. This paper analyses the strength and fatigue strength of the crosshead group.Firstly, the structure and working conditions of the crosshead group is introduced, then the stress analysis of the crosshead was carried out, and the load was calculated, including the piston force and the inertia force. Secondly, the 3D model of the crosshead pin, guide shoe and bearing is establish by using three-dimensional modeling software Pro / E, then importing the three-dimensional model to ABAQUS finite element analysis software and carrying out respectively the finite element analysis of three components of the crosshead ,which obtains the condition of stress distribution and deformation and check the strength. Finally, the fatigue strength of the cross head was analyzed according to the Goodman method and the stress life method. Through the analysis results, the working condition of the cross head group is good, and it satisfies the requirements of the work.Keywords: Diesel engine; crosshead group; finite element analysis; fatigue strength.目 录 第一章 绪论1 1.1引言11.2课题的目的和意义11.3国内外研究现状21.4本课题主要研究内容2第二章 柴油机十字头组总体介绍42.1 柴油机十字头组的构成42.2 柴油机十字头组的工作条件.42.3 柴油机十字头组各构件结构52.3 本章小结6第三章 柴油机十字头组受力分析73.1 引言73.2 十字头组的受力分析73.2.1综合活塞力T.73.2.2计算往复惯性力U.83.3十字头销受力计算.93.4 十字头滑块所受侧推力103.5 十字头轴承受力计算113.6 本章小结11第四章 十字头组的有限元分析124.1 引言124.2 有限元分析方法的介绍.124.2.1有限元方法的概述.124.2.2 ABAQUS分析基本步骤.134.3 十字头销的有限元分析134.3.1具体分析步骤.134.3.2有限元计算结果分析.144.4 十字头滑块的有限元分析.174.4.1具体分析步骤.174.4.2有限元计算结果分析.194.5 十字头轴承的有限元分析.224.5.1具体分析步骤.224.5.2有限元计算结果分析.244.6 十字头组疲劳分析254.6 本章小结27结论与展望28致 谢29参考文献30VI第一章 绪论1.1 引言柴油机在国内的动力装置中占据很大的比重，在农业、工业、交通、运输甚至于军事方面都由很大的比重份额。与汽油机相比，柴油机的运转速度低，转矩大，马力大，油耗低，通俗来说就是他劲更大，使得柴油机更适合重载与拖拽。柴油机更环保，其排放的污染性低于汽油机，经济性也更突出一点。当然，柴油机也有其不足之处，但是随着大型，超大型的运输工具的进一步发展，柴油机的改良也会与时俱进。在船舶方面，柴油机更是占据了主要动力装置的地位。其中低速柴油机由于转速低、经济性好、油耗低、低功率、寿命长、结构简单可靠且使用劣质燃料等优点，被广泛用于大型船舶主机。螺旋桨的转速越低，船舶的效率越高，所以低速柴油机带动的螺旋桨其推进效率较高。低速柴油机相比于其它类型柴油机，船舶的航速与效率得以提高。低速柴油机的优点众多，使其在大型货轮中的使用比重占据很大的份额。柴油机的发展建立在柴油机内部各主要零部件的优化设计上，其中本文所校核的十字头组便是船用低速重型柴油机所独有的一个部件。它作为连接活塞与连杆的中间结构，其作用对于柴油机十分重要。1.2 课题的目的和意义在十字头式柴油机中，十字头组是联接活塞杆和连杆的。其中，活塞杆与活塞刚性固定并由四个沉头螺钉固定在十字头销上，在气体压力下做往复直线运动，以传递柴油机动力，连杆做直线运动外，还做一定角度内的摆动，带动曲柄的旋转。此类柴油机中，十字头组承受来自曲柄-连杆机构运动过程中的侧推力，从而改善活塞与缸套之间的工作条件。同时，使用十字头组结构使得气缸体上可以装设活塞杆填料函，从而隔开气缸与曲轴箱，保持了曲轴箱工作环境的清洁，延长了滑油的使用时间。使得大型低速柴油机可以普遍使用劣种燃料，减少成本，提高经济性。在活塞受到周期性的爆发压力时，十字头组也受到此冲击载荷，十字头组作为中间的重要连接部件，往往是机构中工作最恶劣的部件。因此，通过理论及有限元法对十字头组的强度与疲劳分析是十分必要的。1.3 国内外研究现状近年来，对柴油机主要零部件的有限元分析以十分普遍。各大期刊及硕士论文关于柴油机连杆，曲轴，活塞等零部件的有限元分析报告比比皆是。国内有限元领域的发展起步相比于国外要慢上多年，但经过近20年的快速发展，已经可以与国际接轨。如今，机械结构分析的有限元法广泛应用在各种机械校核与设计中，不在局限于静强度分析与简单零部件的二维分析，向更复杂的三维非线性的分析快速发展。计算机硬件水平技术年年突破，大量国外有限元分析软件被国内引进与熟练使用，可以在各种机械期刊上看到关于有限元分析的著作。2006年，石亦平编著ABAQUS有限元分析实例详解让ABAQUS有限元分析软件更快的被国内人士了解与掌握；1997年，翁德兴提出了连杆组部件的三维有限元计算的分析方法，包括个零件之间的接触配合与螺栓预紧力；1997，吴昌华利用子结构法对柴油机机体，活塞，连杆等高精度的有限元分析；2005年，鱼春燕使用有限元法对SL4105Z型柴油机的曲轴进行了分析，得到曲轴最佳设计方案，对以后的曲轴设计提供一定参考方案。2009年黄天成等在有限元的基础上，根据古德曼法和应力寿命法对柱塞泵十字头进行了疲劳强度分析。通过查阅各种资料，目前为止关于柴油机的分析主要基于小型四冲程式高速柴油机，涉及大型船舶的主推动装置的大功率低速柴油机的研究较少，尤其对其中的十字头组的涉及就更少了。然而低速柴油机的工作条件更为恶劣，其不同于陆地上的小型柴油机，主机的运转时间长，载荷高，转速低等。所以对十字头组的研究具有十分重要的意义。 1.4 本课题主要研究内容本论文以某MAN型柴油机十字头组为研究依据，具体做了以下工作：（1） 应用Pro/E三维建模软件，建立包括十字头销，十字头滑块，十字头轴承的十字头组件三维实体模型。在进行有限元分析中，对一部分模型的不重要结构进行了简化，从而提高计算的效率。（2） 对十字头组的受力进行详细分析，包括作用于十字头销上的活塞力与往复惯性力，为接下来的有限元分析提供受力依据。（3） 对十字头销的分析中只构件其一半模型，为了更好的模拟实际载荷的施加，采用耦合约束，把十字头销与活塞杆连接面绑定到中心点处，在耦合点施加载荷。从而校核十字头销的强度。（4） 对十字头滑块进行了接触分析，构建了十字头销，滑块与导板的三维模型，在十字头销上施加活塞下行及上行时的侧推力，从而得到滑块与十字头销及滑块与导板之间接触状况与应力分布情况。（5） 在十字头轴承的分析中，考虑油膜压力的分布，采用传统的公式加载方法，模拟实际的载荷情况，得到轴承的分析结果。（6） 根据名义应力有限寿命法，结合古德曼图与S-N曲线，计算安全系数，并校核。第2章 柴油机十字头组的总体介绍2.1柴油机十字头组的构成十字头组是由十字头轴承、十字头销和十字头滑块三部分组成，如图2.1所示。十字头销和活塞杆紧固在一起，把活塞杆和安装在连杆小端上的十字头轴承联系起来，滑块装在十字头销上，沿着装在机架上的导板滑动，承受运动件在工作过程中产生的侧推力，引导十字头组及活塞组作直线往复运动，并使活塞组和刚套间保持适当间隙，保证活塞组可靠地工作。图2.1 MAN 6S35ME-B柴油机十字头组2.2 十字头组的工作条件由于气缸内的气体压力的变化，尤其是点火时产生的爆发压力，使十字头组在工作过程中，承受很大的冲击载荷，且此载荷是交变的。这样的工作环境使得十字头组各部件，容易产生材料的疲劳。十字头组在承受来自活塞的上下的冲击载荷时，连杆在一定的角度内做摆动，使得十字头组在左右方向上也要承受分力。滑块就是起到承受侧推力的作用。在二冲程柴油机中，十字头轴承与连杆轴承座装配在一起，使得轴承持续承受向下的载荷，不利于油膜的行程。若十字头销与轴承的在载荷作用下变型过大或不一致，将会对轴承带来不规整的受力，缩短了轴承使用期限。2.3 柴油机十字头组各构件的结构对于采用全宽支承式的轴承，十字头销为圆柱型，仅在中部与活塞杆连接部分加工出一个平面，用于连接活塞法兰。十字头销的主要尺寸D=330mm，d=120mm。如图2.2所示。图2.2 十字头销三维模型采用双滑块运动副，此种设计的特点是在销的两端分别装有2个形状相同的滑块，每个滑块的两侧面都浇有一层减磨合金，并与装在机架上的相应导板配合。不论正车还是倒车，滑块的承压面积相等，它的工作条件与转向无关。十字头销与滑块的连接方式采用活动连接，即滑块内孔浇筑有白合金，套在十字头销两外侧较细的轴颈上，通过制动块限位，使滑块可以在销上小范围的移动。十字头滑块的主要尺寸，滑块两侧承压面高度H=400mm，宽度L=100mm。如图2.3所示。图2.3 十字头滑块三维模型对于十字头销的支撑方式为全宽连续支撑方式，轴承的下瓦是整块的，它在全长支撑十字头销，上瓦则分为较窄的两块，起固定作用。全宽连续支撑，对于同样的十字头销会有更大的支撑面积，降低平均比压。油流在连续支撑轴瓦上流过的距离较长，流动阻力较大，有利于提高油膜的承载能力，特别是有利于建立静压润滑条件。适应十字头轴承负荷的进一步提高，现在主要采用的是薄壁插入式轴承。均匀的壳背使白合金浇铸工艺易于控制，贴合力较强，疲劳强度较高。薄壁轴瓦的厚度与直径之比，推荐位0.03左右，其最小为0.015。轴承内径为D=330mm，轴承的宽度为L=328mm，轴承的厚度U=8mm。如图2.4所示。图2.4 十字头轴承下轴瓦2.4本章小结 本论文研究的内容基于对十字头组的组成，工作条件，各部件的几何尺寸的了解与掌握。在本章中，对十字头组的各部件进行简单的介绍，方便读者对十字头组有总体的了解。第3章 柴油机十字头组受力分析3.1 引言十字头组受到活塞力和往复惯性力的作用，其中计算往复惯性力力时，可以通过质点动力学将活塞十字头组及连杆小端的质量简化到十字头销中心点处，则其合力可以简化作用于十字头销上，并且在连杆摆动的过程中，会产生一部分侧推力，通过销传递到滑块上。十字头轴承与连杆轴承座过盈装配在一起，会受到持续向下的载荷作用。十字头组的受力分析主要是分析出作用于十字头销的合力，并且在了解柴油机工作过程的情况下，得到其最大受力状况与最小受力状况。从而用于接下来的的强度与疲劳分析。3.2 十字头组受力分析十字头组的受力分析如下图3.1所示。图3.1 十字头受力示意图设作用在十字头销上的力为P，其由活塞力T和往复惯性力U两部分组成；活塞力T由气缸气体爆发压力通过活塞，活塞杆传给十字头销，往复惯性力是活塞组，十字头组及连杆小端的往复惯性的作用产生的；且两力的作用方向都是沿中心线。合力P公式如下： （3.1）3.2.1 综合活塞力T活塞力T由作用于活塞上的气体作用力和往复摩擦力两部分组成，摩擦力的方向与运动方向相反。往复摩擦力是由三部分的相对运动产生的，即活塞与汽缸壁之间的相对运动，活塞杆与填料函之间的相对运动，十字头滑块与导板之间的相对运动。因其大小相对于气体的作用力来说是非常小的，可以视为定值，或忽略不计。此处，采取忽略往复摩擦力的计算。综合活塞力T的大小为： （3.2）其中式中： S-气缸截面面积（）；R-气缸半径（mm）。 3.2.2 计算往复惯性力U在计算惯性力之前，首先要求出活塞的加速度值的变化公式，当曲柄转过一定的角度之后（），活塞的位移公式为： （3.3）通过三角函数把公式中的角度统一为，按照傅里叶级数展开式，最后将式子对时间t二次求导得： （3.4）往复惯性力的方向一直与加速度的方向相反，所以往复惯性力U的公式为： （3.5）式中： m-往复运动总质量(kg)；-往复运动加速度()； -曲柄旋转的角速度(rad/s)； r-曲柄半径(m)； -连杆大小端孔间中心距(m)； -曲柄半径r与连杆长度l的比值（）； -曲柄与中心线之间的夹角（由曲柄位于外止点算起）。下面计算作用于十字头销的往复运动总质量m，总质量包括做往复直线运动的活塞十字头组的总质量与连杆小端质量，此处简化连杆小端为随活塞做直线往复运动的部分。在以往的计算中，通过质量不变与质心不变的原理可以把连杆的质量分在集中到大，小两端。近似计算可以看为式（3.6）： （3.6）式中： -活塞组及十字头组的质量(kg)； -连杆的质量(kg)。因此，综合上边各式，得出十字头销所受的合力P的计算公式。即： （3.7）从以上的分析，可以看出对十字头销受力的计算主要在于活塞力和往复惯性力计算。其中，往复惯性力与部件的质量和曲轴转速等有关，只要知道这些参数的大小，就能求出往复惯性力。而活塞力的计算依赖于气缸内气体压力的测量，测量气缸的气体压力不太方便，通过其他柴油机的示功图，可以近似计算合力的大小。3.3十字头销受力计算下面通过某增压二冲程柴油机的气体力P1，往复惯性力P2及合力P随曲柄转角而变化的曲线，进行简单分析。图3.2 力-曲柄转角关系从图3.2可以看出，气体力的变化周期是柴油机的一个工作循环时间，方向总是向下的，在曲柄转过10度左右出现最大峰值及最大爆发压力。往复惯性力也随曲柄转角变化，在曲柄转动一圈过程中，活塞加速度二次变化为0，使活塞力方向发生二次变化，但其方向与活塞加速度方向始终相反。十字头组的往复惯性力在活塞运动到上止点0度最大。最大气体力出现在曲轴转角位10度左右，此时气体力远大于活塞往复惯性力，其合力为最大值，方向向下；活塞在330度左右时，惯性力为负值，且大于气体力，合力为负值，方向向上。从上面的分析可以看出，近似估计合力的最大值出现在曲轴转角位10度时，此时气体力为最大爆法压力。公式可以表达为： （3.8）作用力向上的最大作用力为，此时气体压强约为0.01： （3.9）下表为已知参数：表3.1 各参数列表参数数值缸内最大爆发压力（MPa）21气缸直径D（mm）350曲柄半径r（mm）512曲柄旋转角速度（）133.4连杆大小端中心距(mm)1200往复运动部分质量m（kg）1730各参数带入（3.8），（3.9）式得：十字头销上的受力P1=1842.56KN，P2=155KN。3.4十字头滑块所受侧推力由于连杆作复杂的平面运动，即与活塞一起做上下往复运动，还在一定的角度内作摆动，其工作中与活塞的运动方向必然有一定的角度，因此会对十字头组产生侧向推力I；设合力P作用于十字头组件的中心点处，如图3.1所示，它可以分解为两个力：a) 垂直与气缸中心线的十字头导板的侧推力： （3.9）b) 沿着连杆轴线方向的作用力： （3.10）侧推力I还可以表达为与曲柄转角的关系式： （3.11）其变化规律如图3.3所示：图3.3 十字头侧推力滑块最大侧压力为=258900N。最小侧推力为=-89490N。负号的意思是活塞上行时侧推力作用方向与下行时相反。3.5十字头轴承受力计算十字头轴承与轴承座过盈装配，可以看做紧固与轴承座，轴承座即连杆小端。而十字头销是不动的，由本章图3.1可以看出，作用在轴承上的力就是沿着连杆方向的连杆力。见公式3.10：。在活塞运动到上止点时，P2=P，即与合力相等。此时，也是轴承受力最大的时候。3.6本章小结本章分析了柴油机十字头的运动规律以及受力情况，综合了活塞力及往复惯性力对十字头组的总体作用，结合6S35MC-C柴油机的自身结构参数，得到了柴油机十字头销，十字头滑块及十字头轴承的受力情况，为接下来的分析提供载荷数据。第4章 十字头组的有限元分析4.1 引言由于计算机硬件和数值仿真的快速发展，使我们能够瞬付四海和纵览古今，研究虚拟工程与科学的问题。面对大多数工程技术领域，由于求解对象的几何形状复杂或问题为非线性性质，传统的给定边界条件下求解控制方程的方法，不能准确的模拟复杂问题。所以一种解决途径就是借助计算机辅助求解。传统的理论方法计算已经不能满足时代快速发展的脚步，有限元法应运而生，成为主流的力学分析方法。4.2 有限元分析方法的介绍4.2.1 有限元方法的概述有限元法（FEM，Finite Element Method），是力学计算中的一种重要方法。其基本思想早在20世纪40年代初期就有人提出；20世纪50年代后由于工程上的需要，高速电子计算机的出现于应用，有限元法得以快速发展；在20世纪60-70年代中，许多学者，如梅劳歇，贝赛林等对不同变分的有限元模型做出了卓越的贡献。近些年，计算机发展迅速。有限元法成为解决各种问题的强有力和灵活通用的工具。因此不少有限元软件被编写，常见的有：ANASYS、ABAQUS、COSMOS、ADINA等。有限元法的基本思想：连续的结构划分为若干个子域（单元），在单元中布下若干个节点，通过边界上的节点连接各个单元。解析域内待求的未知变量由单元中假设的近似函数表示，从而把原函数的无穷多自由度问题转化为求解场变量函数节点值的有限自由度问题。有限元基本术语：单元：在有限元模型中网格划分后的各个小型区域成为单元。其形状划分为以下几种类型：四面体单元和六面体单元等。ABAQUS有限元软件提供多种类单元，可以模拟和分析绝大多数的工程问题。节点：确定单元形状、表述单元特征及连接相邻单元的点称为节点。节点是有限元模型中的最小构成元素，起连接单元和实现数据传递的作用。载荷：有限元模型所受到的外在施加的力称为载荷，包括集中力、面积载荷及弯矩等。不同的学科，载荷的含义不同。温度场分析时，载荷是指温度，而电磁场分析时，载荷是电场和磁场作用。边界条件：边界条件是指结构在边界上所受到的外加约束。施加正确的边界条件可使分析结果取得较高精度。4.2.2 ABAQUS分析基本步骤：（1） 前处理过程：前处理器可以进行CAD模型的创建，材料的定义，单元网格的划分，一般步骤如下：1) 创建几何模型；2) 定义材料属性；3) 设置分析步；4) 定义边界条件及施加载荷；5) 设置单元类型及划分网格。（2） 分析计算：在分析阶段，使用ABAQUS/Standard或ABAQUA/Explicit求解输入文件中定义的数值模型。（3） 后处理：ABAQUS/CAE的后处理部分称为ABAQUS/Viewer，可以读入分析数据结果，以多种方式显示结果，如云纹图，动画，变形图和XY曲线图等。4.3十字头销的有限元分析4.3.1具体分析步骤（1） 建模：Pro/E构件简单的十字头销半宽的三维几何模型，忽略其部分油孔及倒角特征。图4.3.1为十字头销的几何模型。另存为Parasolid,后缀名为.x-t。这样可以实现Pro/E与ABAQUS的对接。图4.3.1 十字头销半宽三维模型（2） 材料的定义：十字头销的材料为45号钢，其杨氏模量（弹性模量）E为209000MPa，泊松比为0.3。通过设置材料参数，截面设置与截面指定，三步骤对模型定义材料。（3） 网格划分：使用单元类型为C3D10，即10节点二次四面体单元。二次四面体网格单元的精度相对较高，能够适应任意形状。在油孔角度的本例当中，在各油孔区域布置较多的种子，使得局部区域网格更细化，四面的网格完全能够得到较精确的结果。 （4） 边界条件：采用十字头销半宽作为模型，且十字头销关于中间剖面对称，故在中间剖面处采用对称约束：ZSYMM；在十字头销的外侧面定义完全约束。（5） 载荷条件：载荷施加在分析步1中，分析步设定为静力，通用。载荷选择单位面积载荷，由上章计算出的集中力P可以算出加载到轴颈面上的压强为59.43MPa。如图4.3.2图4.3.2 网格及载荷施加示意图4.3.2有限元计算结果分析（1） 作业提交，分析完成，在可视化模块当中可以查看分析结果。图4.3.3为径向应力分布图；图4.3.4为轴向应力分布图；图4.3.5为Mises应力分布图；图4.3.6为合位移图。由轴向应力和径向应力分布可以看出在十字头销与活塞杆接触的轴颈面的中线上的应力最大，可达到110MPa；可以看出十字头销在剪切应力不大，其受到的弯曲变形不明显，说明十字头销被设计成短而粗的形状是十分合理的。由合位移图可知，最大位移为0.103mm，相比于十字头销的尺寸来说可以忽略不计；在十字头销下半部分的变形量大约为0.03-0.04mm，变化量很小。由Mises应力的分布图可知，危险应力主要出现在油孔附近，最大应力为158MPa，出现在节点为21110处，即油孔与中性面交接处。所用材料45号钢的最大许用应力为235MPa，比较可知，十字头销满足强度要求。图4.3.3径向应力分布图图4.3.4轴向应力分布图 销高应力区图4.3.5 十字头销Mises应力分布图图4.3.6十字头销合位移图（2） 用于疲劳分析的上行工况下的结果以上的分析是十字头组受到的最大力P1作用下的强度分析，疲劳分析还要通过有限元分析得出十字头销在最大向上力P2作用下的情况。载荷按照面载荷实加在十字头销下表面。如图4.3.7十字头组在P2力作用下的应力分布。图4.3.7十字头组在P2力作用下的应力分布从图中可以看出，十字头销的应力相较于最大作用力下的应力，小了很多。在节点21110出的应力为4.3MPa，节点21110是强度分析时最大应力出现的节点值。疲劳分析只选取危险应力区进行校核，危险区如果满足疲劳安全强度，则整个组件都满足。4.4 十字头滑块的有限元分析十字头滑块的接触分析中，其侧推力在活塞下行时作用力大于活塞上行的作用力。在做强度分析时用到活塞下行时最大侧推力，最小侧推力用在疲劳分析上。4.4.1有限元分析的具体步骤（1） 建模：使用三维建模软件Pro/E构建分析模型，分析模型由一半的十字头销与十字头滑块和导板组成。模型见图4.4.1滑块接触有限元模型。图4.4.1滑块接触有限元模型（2） 材料的定义：具体材料见表4.1所示。表4.1十字头滑块接触分析材料表十字头销十字头滑块导板材料45#ZG230-450铸铁杨氏模量（MPa）209000211000125000泊松比0.30.3110.25（3） 分析步定义：在接触分析过程，直接施加很大的力容易使迭代分析无法进行，故在初始分析步后设置2个分析步。初始分析步中，定义面面接触，及边界约束条件。在后面的2个分析步中，首先加载10N的力使接触面先接触，在加载滑块承受的侧推力。（4） 网格划分：接触分析在网格划分时需要在各个接触对的接触表面的区域划分足够细致的网格，并且两个接触面的网格要相互对应，这样在分析过程才能避免较大的误差。由其他三位建模软件建立的模型导入ABAQUS后，会出现不精确的模型，此模型不支持六面体单元，因此要把实体（partition）分割为几个简单的区域，然后在采用结构化或扫掠方法划分网格。使用六面体单元划分网格时，可供选择的算法有两种：Medial Axis（中性轴算法）和Advancing Front（进阶算法）。中性轴算法更容易得到单元形状规则的网格，但与种子吻合度较差。进阶算法可以与种子很好的吻合，但在较窄的区域内，精确匹配每粒种子容易使网格倾斜7。 本次划分网格的技术采用扫略画法，即从面上生成网格，然后按扫略路径拉伸，得到三维网格；算法采用进阶算法；单元类型采用C3D8R：八结点线性六面体单元, 减缩积分, 沙漏控制。接触分析不能使用二次单元，而线性减缩积分单元存在沙漏问题，因此要划分较细的网格来克服沙漏问题。图4.4.2为整体模型网格划分。图4.4.3为十字头销局部网格放大图。图4.4.4为十字头滑块局部网格放大图。（5） 接触定义，约束定义，载荷施加：接触：1、滑块与机架导板；2、滑块与十字头销边界：1、机架导板约束区域根据机架导板的焊接位置确定；2滑块仅约束小导板区域z方向（曲柄销轴向）；3、十字头销约束对称面x，z方向。载荷：十字头销侧面90范围区域绑定到中心点处，建立kinetic coupling，在耦合点处加载载荷。图中为了加载两个载荷（最大/最小），建立了两个coupling分别绑定十字头销左侧和右侧区域（接触分析中只用到了最大载荷，最小载荷用于疲劳分析）。如图4.4.1接触有限元模型所示。图4.4.2整体模型网格划分 图4.4.3十字头销局部网格放大图 图4.4.4十字头滑块局部网格放大图4.4.2有限元计算结果分析（1） 活塞下行（最大侧推力）工况结果分析：图4.4.5为滑块与十字头销的接触压力云图；图4.4.6为滑块与导板的接触压力云图。从图4.4.5可以看出滑块与十字头销接触区域主要在接触表面的中间，接触压力由中间向四周逐渐递减，接触状况良好；接触压力最大为24.6MPa。图4.4.6所示，滑块与导板接触区域明显偏向一侧，接触压力分布不均匀，接触状态较差；接触压力最大为10MPa。图4.4.5滑块与十字头销接触压力云图图4.4.6滑块与导板接触压力云图图4.4.7为滑块Mises应力分布云图；图4.4.8为滑块高应力区局部放大图；图4.4.9为滑块位移分布云图。由图4.4.7可以看出来最大应力分布在滑块的导板与主体联接的过渡部分，在节点16位置，最大值为89Mpa，最大节点应力见图4.4.8。滑块的材料ZG230-450抗拉强度为450MPa，取许用安全系数为1.5，则许用应力为300MPa，大于 Mises应力。由图4.4.8可知，在活塞下行时侧推力作用下，滑块的位移变化呈现一侧变化大，一侧变化小，最大合位移为0.07mm出现在滑块不受力一侧。变形量很小相比于大型柴油机十字头滑块的尺寸来说，变型的影响可以忽略不计。滑块高应力区图4.4.7滑块Mises应力分布云图图4.4.8 滑块高应力区局部放大图图4.4.9 滑块位移分布云图（2） 活塞上行（最小侧推力）工况结果分析：图4.4.10为活塞下行时，在施加最小侧推力的工况下的Mises应力云图。从图中可以看出，其最大值为44MPa。明显小于另一工况下的应力。图中节点16的应力为1.1MPa。故在疲劳分析中选取节点16，用此节点的不同情况下的应力值，计算疲劳强度安全系数。从ABAQUS后处理中得知，节点16 的最大应力值=89MPa，最小应力值=1.1MPa。图4.4.10 滑块Mises应力云图4.5字头轴承的有限元分析4.5.1有限元分析的具体步骤（1） 建模：运用Pro/E建立滑动轴承的有限元模型，在有限元分析中可以将一些不重要的几何模型特征去掉，从而简化滑动轴承的的有限元分析模型,模型分为上轴瓦和下轴瓦。（2） 材料参数确定：轴承的材料为45号钢，其杨氏模量（弹性模量）E为20900MPa，泊松比为0.3。通过设置材料参数，截面设置与截面指定，三步骤对模型定义材料。（3） 网格划分，约束定义，边界条件：单元类型采用C3D10，即十节点二次四面体单元；轴承与轴承座过盈装配在一起，所以轴承外表面自由度全固定。上下轴瓦接触表面采用绑定约束，消除刚体位移。（4） 载荷施加：根据传统的理论及有限宽度孔径油膜应力分布规律，忽略油孔出压力峰值突变的影响，合理的面力分布规律为：载荷Q（l，）沿轴承内表面按二次抛物线规律分布，沿轴承孔径圆周方向范围内按余弦轨规律分布9，如图4.5.1所示：图4.5.1 压力分布图 (4.1)式中： -作用在轴承上的总载荷；R-轴承半径；=-LL；。在ABAQUS中施加非均布载荷时，可以再载荷施加的选项中调用分布函数；因此，首先通过ABAQUS提供的公式编辑器建立一个表达式解析场，表达式可以理解为载荷的分布变化规律函数。在公式编辑时，应先创建一个参考柱坐标系，其中柱坐标由3个分量R，TH，Z组成，TH为角度。柱坐标基点位于轴承中心点，此时的R方向与R-Theta平面所在平面可以尝试几次用以确定，此次公式编辑的Z轴为轴承轴向，R-Theta平面为轴承切向平面。带入各数据后最终输入的表达式为： （4.2）载荷便按照公式来施加，就可以实现非均布载荷的施加。图4.5.2为载荷和边界约束图：图4.5.2载荷及边界条件图4.5.2有限元结果分析作业提交分析完成，后处理界面得到如下结果：图4.5.3为轴承 Mises应力分布云图；图4.5.4为轴承合位移分布云图；十字头轴承高应力区图4.5.3轴承 Mises应力分布云图图4.5.4为轴承合位移分布云图从图4.5.3可以看出，在轴向与周向油道交接处处应力最大，出现在节点2232处，最大应力为25.2MPa。远小于轴承材料的许用应力，故强度满足。从图4.5.4可以看出，轴承变形的最大值为0.00103mm，变形量很小，十字头销在此工况下变形量在0.01-0.04mm左右，与十字头销的变形量之差很小，故轴承与十字头销的配合，不会因为变形而引起轴承润滑不均等安全问题。分析结果可以看出，轴承油槽开设的位置非常合理，不在最下位置开设，防止了油槽导致的应力集中。轴承的工作条件与状态十分复杂，本例计算力其在最大载荷下的应力，应变情况，从强度方面验证了其可靠性。4.6十字头组疲劳分析疲劳分析中，使用名义应力有限寿命法，在非对称循环情况下，结合零件的古德曼图与零件的S-N曲线，推导出的安全系数计算方法。零件的疲劳出现在工作应力小于许用应力，但工作确实持续循环的，这样材料可能不会发生强度反面的失效，却会在不断的循环作用下产生疲劳断裂等问题。从上述分析中，可知看出十字头组各部件强度均满足条件，但其工作是在交变的载荷状况下，因此，对其进行疲劳分析是十分必要的。在理论上选取有限元分析上的几个高应力分区，分别对高应力区进行疲劳强度校核，如此，就可以推断出十字头组整体的疲劳安全性能。由有限元计算结果可取各个零件中的一个高应力区域，共3个高应力区域。如表4.2十字头组高应力去等效应力所示。表中；。表4.2 十字头组高应力去等效应力（MPa）十字头组部位十字头销区域1十字头滑块区域2十字头轴承区域3最大应力1588925.2最小应力4.31.10.24平均应力81.1545.0512.72应力幅76.8543.9512.48（1） 疲劳强度校核由本章分析可知，3个高应力区域都是简单非对称循环（循环特性r为常数）。对于非对称循环的结构疲劳校核，参考文献5与文献23,据古德曼安全系数法与S-N曲线推导出安全系数计算公式，即 （4.3）式中： -强度极限；-疲劳极限；-应力幅；-平均应力；-分散系数；-对称循环下零件的寿命疲劳强度降低系数。 （4.4）式中：-疲劳缺口系数；-尺寸系数；-表面加工系数； （4.5）式中：-应力集中系数； -疲劳缺口敏感系数。结合上述3式，通过参考文献23查询各系数后，分别针对十字头组的各部分的高应力区域进行安全系数计算，结果如下表4.3各考查区域的安全系数。表4.3 各考查区域的安全系数高应力区域安全系数十字头销区域11.72十字头滑块区域21.93轴承区域36.87十字头组各部件材料的的值在0.55-0.70之间，可取其安全系数为1.5。由表4.3的计算结果得出，安全系数均大于1.5，满足疲劳强度要求。（2） 疲劳寿命估算文中十字头寿命的求解可采用应力寿命法，如下式 进行求解： （4.6）式中： -应力幅值，MPa;-疲劳强度系数，MPa；N-循环疲劳寿命，次；b-疲劳强度指数。参考文献23上查询相关系数，约为0.9倍的；对于钢，拉应力和切应力时，b取-0.11。柴油机曲轴转速为133.4r/min,分别对十字头组的各部件进行寿命估算。下表为循环次数N与估算使用寿命表。表4.4 循环次数N与估算使用寿命区域循环次数N使用寿命（h）十字头销3.52E74309十字头滑块1.003E812531十字头轴承2.55E143.01E10 4.6 本章小结本章通过有限元软件ABAQUS对十字头组进行了静强度分析，并且根据古德曼法十字头组的疲劳强度进行校核及应力寿命法对十字头组疲劳寿命进行估算。从结果得知，十字头组的强度及疲劳强度符合达到工作要求。总 结 柴油机作为船舶主要动力装置，其中低速十字头式柴油机更在大型船舶动力推进装置上占据主要地位。柴油机各重要零部件的有限元强度与疲劳研究，逐步成为船舶柴油机行业的主要发展方向。十字头组作为十字头式柴油机的特有部件，在柴油机中担任重要的联接作用。柴油机功率的提高，使的十字头组的工作状况更加严峻。本文通过对柴油机十字头组的工作状况的了解，分别对十字头组各组成部件进行计算与分析，论文研究的主要内容包括如下：(1) 对十字头组的组成及工作状况进行介绍，并以MAN系列某型柴油机十字头组为依据，进行三维结构建模。(2) 通过研究十字头组的工作原理，了解了十字头组的受力情况，计算了十字头组的受力情况。(3) 利用ABAQUS有限元分析软件，对十字头组各组成部件进行静力学分析，根据有限元分析结果对十字头组进行强度校核，并对各危险区域进行疲劳安全分析。通过分析的结果可以看出，十字头销与轴承的变形量较小，这样不会产生变形导致的润滑不均；同时各部件的强度与疲劳都在许用范围，满足零件的工作需求。致 谢毕业设计将要结束，大学四年的生活也要画上一个终止的句号。在做毕设的这几个月当中，我得到了老师、同学的关怀与帮助以及父母对我一如既往的支持；在此，我要对他们表示由衷的感谢。首先，我应该感谢的是指导老师李钦奉，李老师学识渊博、治学严谨、态度认真，给予了我诸多的帮助。毕设时期，李老师每周都会检查我们的工作进度，并对我们研究方向及方案提出建议，指明我们做错的地方，引导我们跨过无法解决的关卡；并且李老师对我们提出