曲轴连杆机构的的有限元模型设计说明

中 文 摘 要 英 文 摘 要 摘 要 随着车辆保有量的增长，车辆噪声已成为城市噪声的最主要来源。发动机的振动噪声，是车辆噪声的最大来源，所以积极开展针对发动机噪声的分析和控制方面的研究工作，对于改进发动机结构，提高舒适性具有重要的现实意义。 发动机工作时 ，由于冲击、摩擦、旋转不均匀和不平衡力作用等原因，激起零部件的机械振动而产生噪声。 特别是当激振力频率与零部件的固有频率相一致时，会引起激烈的共振和噪声。本文以常用的四缸发动机（BJ-130轻型载重汽车）为例，应用UG6.0软件建立发动机曲轴连杆机构各组成零件的几何模型，并装配形成机构的三维实体模型。然后转换成.stp文件导入ANSY WORKBENCH 13.0进行模型简化并进行模态分析，得到机构的振型及固有频率，输出结果之后将曲轴连杆机构的有限元模型写成.dat格式，通过导入到ANSYS13.0转化成.cdb格式。最后，将模型文件导入Virtual Lab进行振动噪声分析并得出结论。 关键词：曲轴连杆机构，模态分析，有限元模型，振动噪声分析 Abstract Along with the growth of the vehicle possession,the noise of vehicles has become the main source of urban noise.The vibration noise of the engine is the biggest contributor to the vehicle noise.So carrying out actively the analysis and control work of engine has the important and practical significance for improving the comfort of engine。 As the engine works,the engine may generate the mechanical vibration and parts noise because of the shock,friction,roting unevenness,unbalanced force and other reasons.Especially when the frequency of exciting force and the natural frequency of the parts is consistent,it can cause the fierce resonance and noise.In this paper,as the commonly used four-cylinder engine(BJ-130 light truck)for example,establishing the geometric model of the constituent parts of the crankshaft and connecting rod mechanism based on the application of UG 6.0 software and assemblying into a three-dimensional solid structure.Then importing it into the ANSYS WORKBENCH13.0 after converting the .stp file to simplify the model and complete modal analysis ,the vibration mode and natural frequency of the mechanism can be achieved.And the finite element model of thel crankshaft and connecting rod mechanism can be written to become format of.dat.Through introducing towards ANSYS WORKBENCH 13.0 to translate into .cdb format.Finally,to import the model files into Virtual.Lab so as to conduct vibration and noise analysis. Key Words: the crankshaft and connecting rod mechanism，modal analysis，finite element model，vibration and noise analysis 目录 I摘 要 IIAbstract III目录 - 1 -第一章 引 言 - 1 -1.1课题的背景和意义 - 2 -1.2 国内外研究现状 - 3 -1.3 发动机振动噪声的研究方法 - 4 -1.4本课题研究 - 6 -第二章 曲轴连杆机构三维几何模型的建立 - 6 -2.1 UG软件简介 - 6 -2.2建立曲轴连杆机构各构件 - 11 -2.3各构件的装配 - 12 -2.4 本章小结 - 13 -第三章 有限元动力学分析理论 - 13 -3.1有限元的理论基础 - 14 -3.2 模态分析的理论基础 - 16 -3.3 模态分析的一般步骤 - 17 -3.4 谐响应理论 - 18 -3.5 本章小结 - 19 -第四章 曲轴连杆机构及曲轴的动力学分析 - 19 -4.1 Ansys与WorkBench简介 - 19 -4.1.1 Ansys软件简介 - 20 -4.1.2 Ansys WorkBench简介 - 21 -4.2 曲轴连杆机构模态分析过程 - 25 -4.3 曲轴零件的模态分析 - 28 -4.4 曲轴连杆机构的谐响应分析 - 30 -4.5 曲轴谐响应分析 - 31 -4.6 本章小结 - 32 -第五章 曲轴结构的振动噪声分析 - 32 -5.1 声学基础 - 32 -5.1.1与声学有关的概念 - 32 -5.1.2 声学边界元理论 - 33 -5.2 Virtual.Lab Acoustics简介 - 34 -5.3 曲轴结构噪声分析过程 - 34 -5.3.1 曲轴结构模型声场分析的前期准备 - 34 -5.3.2 曲轴声学分析步骤 - 38 -5.4 本章小结 - 39 -第六章 结论与展望 - 39 -6.1 结论 - 39 -6.2 展望 - 41 -参考文献 - 43 -致谢 第一章 引 言 1.1课题的背景和意义 随着社会经济飞速发展，人民生活水平不断提高，在注重汽车驾驶性能的同时，乘驾舒适性问题日益为人们所关注。汽车NVH（噪声、振动与舒适性）性能作为衡量乘驾舒适性的一个重要指标，已逐渐被客户与汽车厂商所重视。目前，城市汽车噪声污染呈现愈趋严重的发展趋势。汽车噪声的大小是衡量汽车质量水平的重要指标，因此，汽车噪声的防治也是世界汽车工业的一个重要课题。汽车噪声尤其是发动机振动噪声，作为一种环境污染源越来越受到重视，它不仅对机器本身带来损害，而且会通过其振动表面向外界环境辐射出强烈的噪声，危害人类健康。随着社会经济的发展，噪声污染控制已经成为内燃机工业发展的最具有挑战性的问题之一。 因此开展降低发动机噪声试验研究并分析其影响因素具有十分重要的意义。1、通过噪声分析以期找出降噪措施，可以提高汽车的舒适性和平顺性，满足人们更高的乘坐要求。 2、提出切实可行的方案，优化小汽油机的结构，降低其振动，并减小其带来的辐射噪声，解决企业生产中的实际问题，具有重要的经济效益和社会效益。3、识别噪声源，从而对发动机有关零件进行改造，减轻汽车零部件的磨损。在日益激烈的汽车市场中，提高自己汽车品牌的竞争力。4.从此课题的实用意义上来看，由于汽车噪声占城市噪声的比重很大，世界各国都制定了限噪的法规，我国也制定了车辆噪声标准，并对新研制生产的车提出了更为严格的噪声控制要求。所以，对汽车噪声贡献量最大的发动机噪声控制已为各大汽车公司充分重视。象美国通用汽车公司和德国大众汽车公司这样的大公司，在新车型的开发中将车内噪声特性的设计、优化和控制作为整个车型开发中的一个重要步骤和环节。目前汽车产业的发展势头蒸蒸日上，产品规格与国际标准接轨的趋势不可避免，而有关噪声控制的问题也就越来越受到各方面的重视。 1.2 国内外研究现状 发动机是汽车的动力源，发动机噪声占汽车噪声的二分之一以上,包括进气噪声和本体噪声(如发动机振动,配气轴的转动,进、排气门开关等引起的噪声)，因此发动机的减振、降噪成为汽车噪声控制的关键。 (1)国外研究状况 国外在发动机噪声研究方面起步比较早，在六十年代初英国南安普敦大学的T.Priede在机械工程会议上发表了柴油机气缸压力谱形式和噪声之间的关系的文章；1973年英国的南安普敦的另一位学者N.Lalor发表了关于低噪声柴油机设计综述的文章，文中阐述了发动机机体的整体模态和局部平板模态对发动机噪声的影响，这方面内容在国内的发动机噪声专著中得到广泛的引用；1982年，M.F.Russell在文章中对柴油机噪声控制技术进行了论述。国外由于对发动机的振动噪声问题认识较早，已开展了长期系统的研究，无论是在发动机振动噪声试验设备，还是在试验数据积累方面，都远远走在前面。 近十几年来，为了满足更为严格的噪声法规，国外的许多研究机构和发动机厂家纷纷加快了开展低噪声发动机的研究开发工作的步伐，除了试验方面的研究以外，模拟分析技术也是一个重要而且非常活跃的方面，其中采用有限元和边界元相结合方法进行发动机噪声模拟分析方面已经取得了众多的研究成果。 (2)国内发动机研究状况 由于我国在发动机噪声研究方面起步比较晚，而且我国执行的车辆和发动机的噪声法规要求比国外低，噪声控制的行政比国外宽松，从而导致国产车辆和发动机降低噪声的研究工作的开展不如国外活跃，研究队伍和研究条件薄弱，尤其是创造性的关键技术的研究不够，仅满足于跟踪和达标的治，所以我国发动机噪声控制水平和低噪声技术、设计方面等与国外相比还存在一定差距。但国内无论是企业还是科研单位都己经认识到了和国外先进水平的差距，许多高校如吉林工业大学、合肥工大、天津大学、清华大学等和一些科研单位、企业如上海内燃机研究所、一汽、七零所等都投巨资建设了内燃机消声实验室，许多新的实验手段和技术都被应用于噪声的分析研究。我国应逐步缩短与国外噪声限值的差距，争取尽快与国外先进的噪声水平同步。 (3)国内外对发动机振动噪声研究主要有以下几个方面： 1、发动机噪声机理研究。2、内燃机噪声的识别技术，包括噪声识别的方法、 噪声测量与数据处理。 3、内燃机噪声预测 。 内燃机噪声的控制研究工作者从1980年起参与新型内燃机的变形设计过程，在内燃机图纸设计阶段就对结构进行噪声预测，作出噪声评价，对发动机零部件实施优化设计。4、内燃机噪声降低与控制技术。5、发动机噪声品质研究。奥地利AVL LIST公司与德国FEV发动机技术公司利用客观特征与主观判定相结合对发动机噪声品质进行完整评价。 1.3 发动机振动噪声的研究方法 国内对发动机振动噪声的研究从未间断，对其振动的研究方法也是多种多样。主要有有限元方法、边界元方法、统计能量分析法、传递路径分析方法、模态综合方法等。国内的一些研究单位或高校就进行了发动机振动噪声方面的研究工作，为实现发动机的降振减噪做出了贡献。 岳东鹏，石传龙在《基于EXCITE的曲轴系统扭转振动分析》中提出，以扭转振动作为优化目标，建立了EXCITE模型，仿真分析了不同飞轮惯量下的轴系扭振的变化规律，然后进行了不同的皮带轮惯量和扭转刚度系数对轴系扭振影响的理论研究，通过运用合理的扭振减振器参数对轴系扭振的影响做了进一步的分析。仿真结果为认识内燃机轴系扭振提供了较全面的参考信息，对实际工程分析具有一定的指导意义。 段秀兵等将有限元方法多体系统仿真结合进行曲轴系统的多体动力学分析，得出气缸体的主要激励。并采用有限元方法进行气缸体振动特性的预测并和实验测量结果对比，结果吻合得较好。而且马万福在《基于有限元法的内燃机机体振动分析与噪声预测研究》中也应用该方法进行内燃机振声分析。段秀兵等人在《基于虚拟样机技术的车用柴油机曲轴系统动态特性研究》中提到，以计算机建模和计算机仿真分析为核心的虚拟样机技术，通过将有限元方法（FEM）与多体系统仿真（MSS）结合在一起来解决内燃机曲轴和机体的动力学问题，将使研究更加完善。 在噪声分析方面，主要有以下技术： （1）林建生等在《内燃机噪声源的传播及其识别技术》中提到了噪声源识别及分离技术 ，该技术是内燃机噪声研究的一个重要领域，它是进行噪声控制及噪声预测的基础。目前的研究趋势：一是基于噪声测试的噪声识别技术，主要是通过噪声测试，识别内燃机某部件的噪声大小及频谱特性；其次是基于试验及现代信号处理方法进行噪声分离技术，如活塞敲击噪声与燃烧噪声的分离问题。 (2) 徐红梅在《内燃机振声信号时频特性分析及源信号盲分离技术》中提出，时频分析方法是一种时频局域化分析方法,能在时间和频率上同时描述信号的能量密度或强度,揭示信号中所包含的频率分量及其随时间变化的特性。主要的时频分析方法有短时傅里叶变换，小波变换、S变换以及Hilbert一Huang变换等。 1.4本课题研究内容 （1）广泛搜集资料，了解发动机振动噪声分析的相关信息。熟悉并深入了解发动机振动噪声分析的方法，及常用软件。 （2）应用UG软件建立曲轴连杆机构各零件的几何模型，并利用该软件的装配功能装配成曲轴连杆机构三维实体模型。 （3）在ANSYS WORKBENCH和ANSYS经典界面中建立曲轴连杆机构和单个曲轴零件的有限元模型，进行动力学分析，包括模态分析和谐响应分析。有限元模型的建立要根据实际情况，综合考虑计算精度与速度等因素，确定单元类型及尺寸。 （4）应用Virtual.Lab软件对曲轴结构进行声场分析，得到曲轴结构的声压级云图，可为以后的结构设计提供理论基础。 第二章 曲轴连杆机构三维几何模型的建立 2.1 UG软件简介 计算机辅助设计（CAD）技术是现代信息技术领域中设计技术之一，也是使用最广泛的技术之一。Unigraphics Solutions公司的Unigraphics作为中高端三维CAD软件，具有功能强大、应用范围广等优点，因此被认为是具有统一力的中高端设计解决方案。UG NX5.0在特征和自由建模方面提供了更加强大的功能，使得用户可以更快、更高效、更高质量地设计产品。在制图方面也做了重要的改进，使得制图更加直观、快速和精确、贴近工业标准。它集成了美国航空航天、汽车工业的经验，成为机械集成化CAD/CAE/CAM主流软件之一，是知识驱动自动化技术领域中的领先者，实现了设计优化技术与基于产品和过程的知识工程的结合，在航空航天、汽车、通用机械、工业设备、医疗器械，以及其他高科技应用领域的机械设计和模具加工自动化领域得到了广泛地应用，显著地提高了工业生产率。UG NX 6.0不仅具有UG以前版本的强大功能，而且还在工业设计、装配设计、钣金设计、工程图设计等方面增加了很多强大的新功能。目前国内的大部分院校、研发部门都在使用该软件，如上海汽车工业集团总公司、上海大众汽车公司、上海通用汽车公司、泛亚汽车技术中心、同济大学等在教学和研究中都使用UG作为工作软件。 2.2建立曲轴连杆机构各构件 研究选用应用比较广泛、功能强大的三维UG6.0软件首先建立曲轴连杆机构各组成构件的几何模型，构件件包括曲轴、飞轮、连杆体、连杆盖、连杆衬套、连杆轴瓦、活塞、活塞销以及螺栓、螺母。以曲轴和连杆体建模为例： （1）曲轴建模过程 曲轴共有4个连杆轴颈和5个主轴颈，由于曲轴第一、二缸与第三、四缸为对称结构，因此在建立几何模型时可以只建一半，再利用镜像得到另一半。其主要尺寸参数如下：主轴颈直径为64mm，曲柄销直径为58mm，曲柄臂厚度为17.5mm，曲柄宽度为71mm。 1.选择“插入”命令构建圆柱体，参数为直径38mm、高度49mm。 之后在圆柱体上依次插入3个凸台，如图2-1所示： 图2-1 凸台 2.创建第一单元曲拐。以最后一个凸台的端面为“草图平面”绘制草图（图2-2），应用“拉伸”命令拉伸至13mm，形成曲柄臂，如图2-3。并在图2-3所示位置拉伸出凸台，在凸台端面上创建圆柱体（曲柄销），参数为直径58mm、高度36mm。以曲柄销端面为草图平面，绘制草图并拉伸13mm，形成第二个曲柄臂。之后，在其端面上依次创建出凸台、圆柱体（主轴颈），主轴颈参数为直径64mm、高度40mm。最终形成第一单元曲拐。 图2-2 草图 图2-3曲柄臂 3、如步骤2，创建出第二单元曲拐，至此曲轴模型的1/2已完成，如图2-5所示。应用“镜像”创建出另一半，并求和。 图2-5 1/2曲轴模型 有参考文献知，在进行曲轴体及其它构件建模时，为使有限元网格化与实体结构一致，保证计算结果的模态特性，在不影响结构动态特性的原则下，对曲轴体及其它构件进行了简化处理，省略了小尺寸结构，如不必要的倒角、小孔等。最后保存为.part文件，建成的曲轴三维实体模型见图2-6： 图2-6曲轴三维实体模型 （2）连杆建模过程 绘制如下草图并拉伸7.5mm，在图示2-7位置创建两个凸台，参数分别为直径31mm、高度7.5mm；直径72mm、高度10.5mm。在两个凸台底面上进行平面偏置，偏置距离为7.5mm。在连杆体上创建矩形垫块，参数为长10mm、宽5mm、高10.5mm。在连杆体中部创建草图并拉伸5mm，并进行修剪，得到连杆体的1/4。利用镜像对称，得到整个连杆体并求和。在连杆体前后两端，插入常规孔。最后进行边倒圆、倒斜角等细节操作，形成的连杆体三维实体模型如图2-8。 图2-7 连杆凸台 图2-8 连杆体实体模型 曲轴连杆机构的其它零件如图2-9至2-19。 图2-9 飞轮 图2-10 飞轮螺栓 图2-11 活塞 图2-12连杆衬套 图2-13 飞轮螺母 图2-14锁环 图2-15 活塞销 图2-16 连杆盖 图2-17 连杆轴瓦 图2-18连杆螺母 图2-19 连杆螺栓 2.3各构件的装配 应用UG的装配功能将所有构件进行装配，具体装配步骤如下： （1）新建一个装配文件.assembly1,先进行活塞连杆组的装配。打开UG中的装配模块，利用“添加组件”命令添加连杆体与连杆衬套，选择“装配约束”中的“中心”命令，完成两者的装配。用同样方法将活塞销、活塞和连杆盖、连杆轴瓦添加并装配，形成活塞连杆组。如下图2-20： 图2-20 活塞连杆组 （2）重新打开一个.assembly2文件，进行曲轴飞轮组的装配。添加曲轴和飞轮后，选择“装配约束“中的“距离”及“同心”命令，完成装配 图2-21。 （3）然后在.assembly2文件中添加.assembly1中的活塞连杆组件，选择“装配约束”中的“中心”命令，在四个曲柄销上分别进行活塞连杆组与曲轴飞轮组的装配，最后形成了曲轴连杆机构的三维实体模型如图2-22。 图2-22 曲轴连杆机构 2.4 本章小结 本章简单的介绍了UG软件的特点及功能，并且利用UG 6.0建立了曲轴连杆机构各构件图，之后利用UG的装配功能进行零件装配，形成曲轴连杆机构的三维几何模型。 第三章 有限元动力学分析理论 3.1有限元的理论基础 有限元的概念：把一个原来是连续的物体划分为有限个单元，这些单元通过有限个节点相互连接，承受与实际载荷等效的节点载荷，并根据力的平衡条件进行分析，然后根据变形协调条件把这些单元重新组合成能够整体进行综合求解。 有限元法：是指用有限单元将结构弹性域或空气域离散化，根据力学方程或声学波动方程，得到联立代数方程式，通过求解代数方程式得到振动或声学特性的方法。有限元法的基本思想—离散化。 有限元法实质上是把具有无限自由度的连续系统，近似等效为只有有限自由度的离散系统，使问题转化为适合于数值求解的数学问题。 首先，把连续系统离散为数目有限的单元，单元之间仅在数目有限地指定点（称为节点）处相互连接，构成一个单元集合体以代替原来连续系统。把实际作用于结构上的载荷或边界条件向节点上移植，以和原载荷或边界条件等效。 然后，对每个单元采用分块近似的思想，选择一个插值函数建立待求节点位置与单元内部的关系，引入几何方程、物理方程等对每个单元的特性进行分析。 把所有单元的这种特性关系按一定的条件（连续条件、变分原理或能量原理）集合起来，引入边界条件，构成一组以节点变量（位移、温度、电压等）为未知量的代数方程组，求解方程组即可得到有限个节点处的待求变量。 有限元的基本求解步骤：（1）结构的离散化。（2）选择插值函数。（3）建立控制方程。（4）求解节点变量。（5）计算单元中的其他导出量 由于有限元法在解决工程技术问题时的灵活、快速及有效性，再加上它有成熟的大型软件系统支持，所以发展非常迅速。最初有限元法被用来研究飞机结构中的应力问题，目前，其解题范围己经包括了各个领域(固体力学、生物力学、流体场、电磁场、温度场、声场)的数理方程；已经成为解数理方程的一种非常受欢迎的，应用极广的数值计算方法。 3.2 模态分析的理论基础 模态：模态是结构的固有振动特性，每一个模态具有特定的固有频率、阻尼比和模态振型。 模态分析：将线性定常系统振动微分方程组中的物理坐标变换为模态坐标，使方程组解耦，成为一组以模态坐标及模态参数描述的独立方程，以便求出系统的模态参数。坐标变换的变换矩阵为模态矩阵，其每列为模态振型。 模态分析用于确定设计结构或机器部件的振动特性，即结构的固有频率和振型，它们是承受动态载荷结构设计中的重要参数。模态分析是其它振动分析的基础，例如瞬态动力学分析、谐响应分析和谱分析，也是进行谱分析或模态叠加法谐响应分析或瞬态动力学分析所必需的前期分析过程。模态分析的作用：识别出系统的模态参数，为结构系统的振动特性分析、振动故障诊断和预报以及结构动力特性的优化设计提供依据。通过结构的模态分析可以有效地选择合理的设计方案，对结构进行有效的验证。模态分析是结构动态设计的核心，是进行振动和噪声预测的基础。 根据振动理论，多自由度系统以某个固有频率振动时所呈现出的振动形态为模态,此时系统各点位移存在一定的比例关系,称固有振型。模态分析的核心内容就是确定描述结构系统动态特性的参数。 在结构模态分析中，机械结构可以看成多自由度的振动系统，具有多个固有频率，在阻抗试验中表现为多个共振区。一个N自由度线性结构系统，其运动微分方程为： （1） 式中： —质量矩阵； —阻尼矩阵； —刚度矩阵； —加速度向量； —速度向量； —位移向量。 由于模态时系统结构的固有模态由结构本身的特性所决定，与外载荷无关，即 =0；而结构阻尼对固有频率的影响很小，可以忽略。因而可以将式(1)简化为无阻尼自由振动方程： （2） 由于弹性体的自由振动总可以分解为一系列简谐振动的叠加，为了决定弹性自由振动的固有频率及相应的振型，假设简谐振动的方程为： （3） 因此无阻尼模态分析的运动方程为： （4） 自由振动时结构各节点的振幅不全为零，如果 有非零解，则有其系数行列式的值等于0，即 （5） 式中： —第i阶模态的振型向量； —第i阶模态的固有频率。 式(5 ) 是关于 的 次方程，解方程可得到结构的 个固有频率，每个固有频率都有一个相应的振型向量。 将(5)式求解，得到 个特征值 ，将 按从小到大顺序排列 ，可称 为第 阶固有频率。 此时的振动系统一般存在 个固有频率和 个主振型，每一对频率和振型代表一个单自由度系统的自由振动，这种在自由振动时结构所具有的基本振动特性称为结构的模态。 3.3 模态分析的一般步骤 ANSYS的模态分析是一种线性分析，任何非线性特性（如塑性和接触单元）即使是定义了也将忽略。可进行有预应力模态分析、大变形静力分析后有预应力模态分析、循环对称结构的模态分析、有预应力的循环对称结构的模态分析，无阻尼和有阻尼结构模态分析。 模态分析中模态的提取方法有七种，即分块兰索斯法、子空间迭代法、缩减法或凝聚法、PowerDynamics法、非对称法、阻尼法、QR阻尼法，缺省时采用分块兰索斯法。 模态分析的过程由四个主要步骤组成：建模、加载及求解、扩展模态、观察结果。 （1）建模 建模与静力分析相同，主要有：定义单元类型、单元实参数、材料性质、几何模型、有限元模型等。这里需要注意两个问题： a、在模态分析中只有线性行为是有效的。如果指定了非线性单元，它们将被当作是线性的。如分析中包含了接触单元，则系统取其初始状态的刚度并且不再改变此刚度值。 b、材料性质可以是线性、各项同性或正交各项异性、恒定或温度相关。在模态分析中必须定义弹性模量EX（或某种形式的刚度）和密度DENS（或某种形式的质量）。而非线性将被忽略。 （2）加载及求解 首先定义分析类型、定义载荷和边界条件、定义加载过程和定义求解选项，然后进行固有频率的求解。 在一般的模态分析（预应力效应除外的模态分析）中，位移有效的“载荷”是零位移约束。如果在某个自由度上指定了一个非零位移约束，程序将以零位移约束替代。可以施加除位移约束之外的其他载荷，但在提取时将被忽略，程序会计算出与所加载荷相应的载荷向量，并将这些向量写到振型文件中以便在模态叠加法谐响应分析或瞬态分析中使用。 （3）模态扩展 扩展模态是指将振型写入结果文件，如果要在后处理器中察看振型，就必须先进行扩展。模态扩展如果在求解时已经用MXPAND命令定义，则不需要单独执行该步。 模态扩展的过程是在求解后完成后，再次进入求解层，用MXPAND命令定义响应的参数，然后再次求解即可。 （4）观察结果 模态分析的结果被写入结果文件Jobname.RST中，包括：固有频率、振型、相对应力分布。可察看各载荷步（对应模态数目）的结果，可用SET设置载荷步，用PLDISP观察振型，用MLIST列出主自由度，定义单元观察应力分布，用PLNSOL或PLESOL显示节点或单元结果等。许多其他的后处理功能如将结果映象到一个路径上和载荷工况组合等，在POST1中均可使用。 3.4 谐响应理论 任何持续的周期载荷将在结构系统中产生持续的周期响应，该周期响应称为谐响应。谐响应分析是用于确定线性结构在承受随时间按正弦规律变化的载荷时的稳态响应，其目的是计算出结构在几种频率下的响应，并得到一些响应值（通常是位移）对频率的曲线，从这些曲线上可以找到“峰值”响应，并进一步观察峰值对应的应力。谐响应分析只计算结构的稳态受迫振动，而不考虑在激励开始时的瞬态振动。谐响应分析能预测结构的持续动力特性，从而克服共振、疲劳及其他受迫振动引起的不良影响。 通过谐响应分析可以计算出外界载荷激励下曲轴的响应。可以观察感兴趣点的位移和应力，如果在外界某一频率对应处位移比较大，出现峰值，说明该点在该频率下可能发生共振，振动幅度较大；如果在外界某一频率对应处应力较大，说明该点在该激励频率下可能出现共振，应力较大，应该注意是否会发生破坏。 进行谐响应分析的结构，理想状态是没有出现幅值很大的峰值，如果出现也应该是应力与应变的峰值对应的激励频率基本相同，而该频率最好是正常工作可能激起的频率之外。 谐响应分析假定施加的所有载荷是随时间按简谐（正弦）规律变化的。 指定一个完整的简谐载荷需要输入3个数据，即振幅，相位角和强制频率范围。 3.5 本章小结 本章概述了有限元分析的基本理论和方法，并详细的介绍了有限元动力学分析的理论基础和一般的分析步骤。为下一章完成曲轴连杆机构及曲轴结构有限元模型的建立，利用有限元对曲轴连杆机构及曲轴结构进行振动分析奠定了基础。 第四章 曲轴连杆机构及曲轴的动力学分析 4.1 Ansys与WorkBench简介 4.1.1 Ansys软件简介 Ansys是一个通用的有限元分析软件，它具有多种多样的分析能力，从简单的线性静态分析到复杂的非线性动态分析。Ansys 分析过程分为前处理、求解及后处理三个阶段。 (1)前处理模块 该模块用于定义求解所需的数据，用户可选择坐标系统、单元类型、定义实常数和材料特性、建立实体模型并对其进行网格划分、控制节点和单元，以及定义藕合和约束方程等。通过运行一个统计模块，用户还可以预测求解过程所需的文件大小及内存。 (2)求解模块 在前处理阶段完成建模后，用户在求解阶段通过求解器获得分析结果。在该阶段用户可以定义分析类型、分析选项、载荷数据和载荷步选项，然后开始有限元求解。 (3)后处理模块 该模块可以通过友好的用户界面获得求解过程的计算结果并对这些结果进行运算，这些结果包括位移、温度、应力、应变、速度及热流等，输出形式有图形显示和数据列表两种。在交互式后处理过程中，图形可联机输出到显示设备上或脱机输出到绘图仪上。 与其他有限元分析软件，如SAP或NASTRAN 等相比，ANSYS有以下特点： ( 1 ) ANSYS是完全的Windows程序，应用更加方便。 ( 2 ) ANSYS产品系列由一整套可扩展的、灵活集成的各模块组成，能满足各行各业的工程需要; ( 3 ) ANSYS不仅可以进行线性分析，还可以进行各类非线性分析; ( 4 ) ANSYS是一个综合的多物理场祸合分析软件，用户不但可用其进行诸如结构、热、流体流动等的单独研究，还可以进行这些分析的相互影响研究。 4.1.2 Ansys WorkBench简介 ANSYS WORKBENCH是ANSYS公司开发新一代的CAE应用及开发平台。ANSYS Workbench Environment(简称AWE)，与以前的经典界面ANSYS Classical Environment(简称ACE)相比，不仅有着友好的Windows风格界面，还可以满足用户好学好用的需求，更体现了新一代软件易学易用的特征。AWE以其Windows风格的友好界面，与CAD的直接双向驱动功能，成为新一代的参数化建模工具，它代表了CAE的发展方向，将CAE的易用性提高到一个新的高度。 ANSYS WORKBENCH主要包括三个模块。 （1）参数化建模模块（DesignModeler,DM）它具有CAD软件的风格，可以方便地建立结构的参数化模型。 （2）分析工具模块（DesignSpace,DS）它可以处理静力分析、模态分析、谐响应分析等多种分析类型。 （3）优化设计模块（DesignXplorer，DX）它可以从DM、DS以及其它CAD系统中共享参数化的数据，从而在DX中改变各种设计方案，从而研究各种方案的响应情况，以更好地改进产品的可靠性。 总之，ANSYS WORKBENCH能够执行下列任务： （1）在DM中建立或输入CAD几何模型，建立起结构的参数化模型。 （2）用DS执行有限元分析。 （3）在DX中进行优化设计，并将选定的优化方案返回DM更新几何模型。 不同类型的文件在WORKBENCH中使用，以它们的扩展名来区分： （1）*.agdb:DM模型数据库，为DS模块保存几何数据。 （2）*.cmdb:网格数据库，为DS模块保存有限元模型数据。 （3）*.dsdb:DS仿真数据库，保存与结构或热分析有关的信息。 （4）*.fedb:FE Modeler数据库，保存用于转换到ANSYS的从NASTRAN或仿真模型来的网格信息。 （5）*.wbdb:项目数据库，保存“项目”中所有类型的Workbench数据库。 （6）*.dxdb: DesignXplorer数据库，研究输入输出参数间的关系。 4.2 曲轴连杆机构模态分析过程 考虑到曲轴连杆机构的结构体型复杂、单元多、自由度数目大，因此模态分析采用了子空间迭代法提取模态。其进行模态分析过程如图4-1所示： 具体操作步骤如下： 1、 将在UG中构建的曲轴连杆机构几何模型导入到WORKBENCH13.0的Design Modeler模块，进行模型处理以简化模型。采用“Merge”命令可以将一些小面整合成一个完整且光滑的大面，用以减少接触对，方便进行接触设置。将对有限元分析结果几乎无影响的螺栓、螺母去掉，从而减少节点数和计算时间。简化后的模型如图4-2： 图 4-2 曲轴连杆机构几何模型 2、 进入Design Simulation模块，在 “Model”分支下设置模型的材料属性、接触关系，并对模型进行划分网格单元。 （1）材料定义 在曲轴连杆机构的模态分析中，材料特性定义为线性。在“Geometry”分支下定义各个组件的材料，材料的卡片数据包括弹性模量、泊松比和密度。主要构件的材料参数如下表4-1： 表4-1 各构件材料参数 构件材 料 材料参数 曲轴 （45钢） 飞轮 （HT15~33） 连杆、连杆盖 （45Mn） 活塞 （铝合金） 活塞销（圆钢15Cr） 连杆衬套、连杆轴瓦 （QSn） 弹性模量（GPa） 209 120 0.21 70 217 103 泊松比 0.25 0.3 0.3 0.3 0.3 0.3 密度(kg／m3) 7.5×103 7.0×103 7.81×103 2.7×103 7.74×103 8.7×103 （2）接触设置 WORKBENCH中提供了5种接触类型：bonded（绑定或称为固结）、no separation（不分离）、frictionless（无摩擦）、rough（粗糙的）、frictional（有摩擦的）。前两种是线性的，后三种是非线性接触。在“Connections”分支下定义接触类型，连杆轴瓦与曲轴的圆柱面接触采用no separation，活塞与活塞销的圆柱面接触也采用no separation，连杆盖与曲轴凸台端面的接触采用frictionless，其余接触采用bonded。 （3）划分网格 a.单元类型的选取 单元类型的选取在有限元模型建立的过程中是非常重要的，因为它直接关系到计算结果的精度以及所用的时间,通常对后者的影响尤为重要。针对一些较大且复杂的模型，为了减少计算时间，单元类型通常选用低阶单元。在本文中，由于进行曲轴连杆机构振动噪声计算，对网格要求不是很高，所以采用自动划分和手动划分相结合，以四面体单元为主，兼之以六面体单元。 b.网格尺寸的选取 根据有限元的基本理论，网格划分越细，越逼近真实结果，但是由于软件对节点和单元数目的局限性，以及实际的计算机资源的限制，适当控制节点和单元数就显的十分必要。因此划分网格时定义单元大小为15mm，点击“Mesh”命令进行网格划分。划分完之后的结果是节点数（Nodes）为164087个、单元数目(Elements)为74474个。曲轴连杆机构的有限元模型如图4-3： 图4-3 曲轴连杆机构有限元模型 3、 在Design Simulation模块中选择Modal分析类型，设置边界条件、求解参数，然后进行求解并输出最终结果。 （1）在“Modal”分支下进行边界条件的设置。在模态分析中, 边界条件的施加非常重要,它不仅影响计算的准确合理性,甚至能决定计算能否完成。在实际工作中，曲轴受到主轴承和纵向止推轴承的约束。本文针对曲轴的五个主轴颈的滑动轴承支撑，施加这五个主轴颈的表面径向对称约束，同时施加轴向位移约束，采用cylindrical support。针对止推轴承，施加轴向位移约束，采用displacement。四个活塞在气缸内上下运动，在活塞表面同样施加cylindrical support。如图4-4示： 图 4-4 曲轴连杆机构施加约束 （2）对结构进行模态分析时，一般不必求出全部固有频率和振型，而应着重考虑系统工作条件下所涉及的频率，因为通常只有这些阶次的固有频率可能引起系统共振。故在“Analysis Settings”下设置最大模态数为6阶，频率变化的范围为默认，后点击“Solve”命令进行求解。待求解完毕后，在“Solution”分支下设置要输出的结果类型，本研究只需输出Total Deformation(总变形),点击“Evaluate All Results”可以查看每个阶次所对应的振型图。 4、结果显示与输出 本研究通过计算求得曲轴连杆机构的前6阶固有频率如下表4-2所示： 表4-2 曲轴连杆机构模态结果 阶次 固有频率（HZ） 最大变形量（mm） 最大位移发生位置 1 3565.4 44.194 飞轮边缘 2 3567 44.245 2缸活塞 3 3567.8 44.251 3缸活塞 4 3567.9 44.237 4缸活塞 5 9727.5 87.015 1缸活塞 6 9731.8 87.071 1缸连杆 与其对应的振型如图4-5： 一阶振型 二阶振型 三阶振型 四阶振型 五阶振型 六阶振型 图4-5 各阶振型图 4.3 曲轴零件的模态分析 曲轴模态分析步骤与整个机构模态分析步骤差别不大，只是不需要进行接触设置。曲轴材料为45#钢，其参数为：弹性模量209 GPa、泊松比0.25、密度为7.5×103Kg/m3 。步骤如图4-6示： 曲轴几何模型 ↓ 曲轴有限元模型 ↓ 施加约束 ↓ 求解计算得到结果 六阶模态 图 4-6 曲轴模态分析过程 计算求得曲轴的前6阶固有频率如下表4-3所示： 表4-3 曲轴模态结果 阶次 固有频率（HZ） 最大变形量（mm） 1 10.577 10.849 2 830.67 25.322 3 1231.4 19.61 4 2246.4 13.822 5 2293.7 47.832 6 3061.4 19.617 其对应的振型如图4-7至4-12： 图4-7 一阶振型 图4-8 二阶振型 图4-9 三阶振型 图4-10 四阶振型 图4-11 五阶振型 图4-12 六阶振型 4.4 曲轴连杆机构的谐响应分析 在Ansys经典界面中对曲轴进行谐响应分析，具体步骤为: 1、定义分析类型 在solution分支下的Analysis Type中定义分析类型为Harmonic。 2、施加约束 为了使曲轴连杆机构振动响应分析结果更加准确，分析计算时位移边界条件需要与曲轴连杆机构实际工作位移约束条件保持一致。曲轴连杆机构谐响应分析时的约束与其模态分析时相同。 3、载荷简化及施加 在活塞上表面施加气缸内气体对活塞的压力，取 =8.5MPa。而且载荷形式为随时间变化的简谐载荷，按发动机工作顺序（1-2-4-3）先后在各缸活塞上进行压强施加，间隔相位为1800。本文选取1缸作功作为分析工况。旋转惯性力在主轴颈处以惯性载荷的形式施加，取 =157rad/s。 4、设置求解频率范围及阻尼 本文中根据曲轴模态分析的结果可知其固有频率在3000-9000HZ范围内，所以求解频率也设置成该范围。对曲轴连杆机构进行动力响应分析过程中不能忽略阻尼的影响，根据经验取 =0.02~0.05，这里取 =0.03。 5、求解计算 选择“solve”命令求解计算完毕后，会出现曲轴连杆机构1缸活塞上某个节点（23148）的位移-频率图，见图4-13：其中UX代表X方向的位移；UY代表Y方向的位移；UZ代表Z方向的位移。图4-14为频率为3400HZ时的曲轴连杆机构的变形图。曲轴结构某个节点（23148）的位移-频率图，见图4-15。 图4-13 位移-频率曲线图 图4-14 曲轴连杆机构变形图 从图4-13中可以看出，该点在Y方向即该机构上下振动位移比较大，应是活塞连杆组的往复惯性力造成。因此，设法降低往复惯性力可以降低发动机的振动。 4.5 曲轴谐响应分析 在Ansys经典界面中对曲轴进行谐响应分析，与整个机构谐响应分析时操作基本相同，只是在载荷简化及施加时有所不同，具体表现为： 在曲轴上施加气缸内气体对曲轴的压力、往复惯性力和旋转惯性力。其中，在四个曲柄销上气缸内气体的压力和往复惯性力以压力的形式施加，取 =23.350MPa。而且载荷形式为随时间变化的简谐载荷，按发动机工作顺序（1-2-4-3）先后在各缸曲柄销上进行压强施加，间隔相位为1800。本文选取1缸作功作为分析工况。旋转惯性力在主轴颈处以惯性载荷的形式施加，取 =157rad/s。 设置求解频率为100-3000HZ， 选择“solve”命令求解计算完毕后，会出现曲轴结构某个节点（25600）的位移-频率图，见图4-13：其中UX代表X方向的位移；UY代表Y方向的位移；UZ代表Z方向的位移。图4-14为频率为293.333HZ时的曲轴变形图。 图4-15 位移-频率曲线图 图4-16 曲轴变形图 根据图4-15可知，曲轴上该点Z向即曲轴轴向振动位移较大，可知曲轴轴向窜动较严重，应设法降低其轴向振动；曲轴上该点在830.67HZ以及2246.4HZ处出现了位移峰值。并且在830.67HZ处位移最大，说明在该频率下可能发生共振，振动幅度较大。因此在接下来的声学分析中主要看这种频率的声学响应，以评价其结构噪声。 4.6 本章小结 本章介绍了ANSYS与 WORKBENCH的功能及应用，并利用WORKBENCH13.0和ANSYS经典界面分别对曲轴连杆机构及曲轴进行了动力学分析，为曲轴结构的噪声预测奠定了基础。 第五章 曲轴结构的振动噪声分析 5.1 声学基础 5.1.1与声学有关的概念 和声音有关的参数主要有声压(p)、声阻抗(Z)、声强(I)、声功率(W)、声级。 （1）声压(p)：当地声压于大气压之差。声场中某一瞬间的声压值称为瞬时声压，瞬时声压对时间取均方根称为有效声压，一般声学仪表测得的是有效声压。 （2）声强(I)：单位时间内，通过垂直于声波传播方向的单位面积的声能称为声强。属于矢量。 （3）声功率(W)：声源的强弱。 （4）声阻抗(Z)：声压与体积速度的复数的比值，是表示介质特性的重要参数。 （5）声级：由于人耳能听到的声强的范围非常大，用声压或声强的绝对值来衡量声音的强弱很不方便，并且人耳对声音的感觉（听觉）与客观物理量（声强、声压）之间并不是线性关系，而近似于对数关系，即人的听觉随刺激量的增大而逐渐趋于迟钝，所以，人们普遍采用对数标度来度量声压、声强和声功率，分别称为声压级、声强级和声功率级。 声压级定义为声压的有效值与基准声压的有效值之比（取分贝），即 Lp=20lg (Pe／Pr) 式中：Pe为测量的声压，Pr为参考声压，通常取Pr=2×10-5Pa,是人耳对1kHz空气所能感觉到的最低声音的声压。 5.1.2 声学边界元理论 声学有限元法通常用于计算封闭空间中声场，而边界元法适用于内声场和外声场的计算，如结构表面或声场中任意点在频域或时域中的响应以及声传播途经分析和噪声源的分析等。 边界元法分为直接边界元法和间接边界元法，边界元所需要的网格是面网格，不是体网格。直接边界元的网格要求必须是封闭的，它可以直接计算封闭网格内部的声场，或计算封闭网格外部的声场，但是不能同时计算内部声场和外部声场，即它适用于封闭结构的内声场或外声场的分析，略偏重于数学方法；间接边界元的网格可以是封闭的，也可以不封闭，所以可以同时计算内声场和外声场。由于曲轴连杆机构的网格是不封闭的，故按照理论知识，应该选用间接边界元法对其噪声分析。 5.2 Virtual.Lab Acoustics简介 Virtual.Lab是由LMS公司开发的基于CATIA V5平台的集成仿真CAE平台，主要有Acoustics(声学)、Durability(耐久性)、Motion(多体动力学)、Vibration(振动)、Structure(有限元前后处理)、Desktop(桌面)和Optimization(优化)等模块工程。在Virtual.Lab中可以完成从CAD到有限元前处理，从有限元前处理到振动，从振动到声学，从声学到优化的多功能CAE仿真计算。 Virtual.Lab Vibration 是进行振动分析的模块，可以将仿真的模态和来修正有限元的模型，使计算出来的试验的模态进行相关性对比，根据试验模态并结合优化模块来修正有限元的模型，使计算出来的模态与试验模态从频率和振型上都接近，并可以将仿真的模型和试验模型混合装配在一起。利用混和模型并根据试验响应结果进行载荷识别，得到输入点的载荷，可以做基于模态和基于传递路径的强迫响应计算，得到输出点的位移、速度或加速度，并且可以进行模态贡献量分析和传递路径分析，识别出引起振动的原因。在此基础上，可以进行基于模态和基于传递函数的快速修改预测，得到修改后的结果，评估修改的效果，提高仿真的效率。 Virtual.Lab Acoustics是专门用于声振计算的仿真模块，它是在集成SYSNOISE的基础上开发的一套专门用于声学仿真计算的工具，它可以计算辐射声场的声学响应，如声压、声强及声功率等，辐射声场可以是由结构振动引起的，可以是由声源引起的，也可以是两者都有。声学模块采用最先进的声学有限元法和声学边界元法两种数值计算方法，可以在时域内计算，也可以在频率域内计算。声学模块能预测声波的辐射、散射、折射和传递以及声载荷引起的声学响应。根据分析类型的不同，可以建立非耦合的声学模型，也可以建立结构和声学耦合的模型。所建立的模型可以是封闭的，也可以是敞开的，流体材料既可以是均质流体，也可以是多质流体。在声学模块中，提供了声学有限元（Harmonic Acoustic FEM）、声学边界元(Harmonic Acoustic BEM)和ATV(声学传递向量)计算声场的方法，计算空间可以是时域也可以是频域。声学模块还提供了一些其他的特殊功能，如随机声学、传递路径分析、气动声学、多级边界元。另外结构模块还专门为声学模块提供了网格粗化和腔体网格生成的功能，可以帮助工程师快速建立起声学模型。 5.3 曲轴结构噪声分析过程 5.3.1 曲轴结构模型声场分析的前期准备 1、在WorkBench DesignModeler（DM）模块中对曲轴几何模型进行抽壳处理。将曲轴几何模型全选（select all），并应用Thin/Surface命令设置其厚度（thickness）为0mm，之后点击“generate”命令生成曲轴空腔模型。 2、在WorkBench Design Simulation（DS）模块中对曲轴空腔模型进行网格划分，划分完后应用“Write Input File”命令将其写成.dat文件。同样将曲轴几何模型也写成.dat文件。 3、将从WorkBench写出的曲轴几何模型.dat文件导入到ANSYS经典界面，进行模态分析后得到.rst文件和.cdb文件。曲轴空腔模型导入到经典界面后不进行模态分析直接“write”成.cdb文件。至此曲轴声学分析所需的文件全部生成。 5.3.2 曲轴声学分析步骤 本课题用边界元法对曲轴进行声构耦合分析。 具体操作步骤如下： 1、 启动Virtual.Lab软件，进入声学边界元环境（Virtual.Lab Acoustics）。 2、 设定分析模型的类型。由于曲轴是个封闭模型，可以选用间接边界元法对其分析。单击菜单【Tools】下的【Edit the Modal Type Definition】命令，选择Indirect。 3、导入结构网格和声学边界元网格。单击菜单下的【Import】，将曲轴的两种.cad文件导入，并且进行网格类型定义。将曲轴几何网格定义为结构网格（Set as Structre）,曲轴空腔网格定义为声学边界元网格（Set as Acoustical）。如图5-1： 图5-1 曲轴声学网格 4、导入曲轴的结构模态。将在ANSYS经典界面中生成的.rst文件导入，会在结构树下出现Mode Set.1分支，选中它并单击鼠标右键，选择Generate Image会自动生成图像，方便查看振型。 5、定义场点网格。单击菜单【Insert】下的【Field Point Meshes】，选择【ISO Power Field Point Mesh】对话框，选择Fine Spherical Mesh项，单击结构树Nodes and Elements下的曲轴声学边界元网格，单击【OK】会自动创建标准场点网格。场点网格不参与运算，只是方便查看声压云图结果。 6、前处理操作。边界元中的前处理操作可以检查网格是否适合边界元计算，是必须要做的。插入前处理分支Acoustic Mesh Preprocessing Set，单击其下的Acoustic Mesh Preprocessing Set.1，弹出处理框，然后选择声学网格，关闭对话框后，选择【Update】即可。 7、定义流体材料及属性。选用Air作为流体材料，其参数采用默认即可。 8、定义速度边界条件。单击菜单【Insert】,插入分支【Acoustic Boundary Condition and Sources】。双击该分支，弹出对话框，在Name中输入Velocity BC Set，关闭对话框。单击Velocity BC Set，添加【Add an Acoustic Boundary Condition 】子分支。双击结构树Locations下的Faces，弹出面定义框，选中曲轴声学网格，Side处只选positive，单击【OK】。双击Constant Values，定义速度为0.01m/s ，其它定义采用默认。 9、耦合声场分布计算。单击【Insert】，依次找到【BEM Analysis Cases】、【Vibro-Acoustic Response Analysis Case】，在对话框中将Boundary Condition Set设置成Use an Existing One，Structural Mode Set设置成Use an Existing One 并选中分支Mode Set.1，其余默认。关闭对话框后，双击结构树上的的Vibro-Acoustic Mesh Mapping.1下的Structural Mesh，并选择曲轴结构网格。双击Acoustical Mesh,并选择曲轴声学网格。双击Vibro-Acoustic Response Solution Set.1，输入计算频率的范围：起始频率100HZ、终止频率3000HZ、每间隔100HZ计算一次。最后在Acoustic Response Solution Set.1上单击右键，选择【Update】开始计算。 10、场点计算。单击菜单【Insert】→【BEM Analysis Cases】→【Acoustic Field Response Analysis Case】，弹出计算场点对话框，在结构树上选中Acoustic Response Solution Set.1，Output设置成All Field Points，单击【OK】即可。在 Acoustic Field Response Solution Set.1上单击鼠标右键，选择【Update】开始计算。计算结束后，选中Acoustic Field Response Solution Set.1单击右键，选择【Generate Image】即要生成图像，在对话框中选中Pressure Amplitude dB(RMS)，单击【OK】按钮，就可以看到场点上的声压dB(RMS)云图。如图5-3为830HZ的曲轴声压云图，图5-2为曲轴声构耦合模型： 图5-2 曲轴声构耦合模型 图5-3 830 HZ曲轴场点声压云图 11、计算场点上的声压频率响应函数。单击菜单【Insert】→【Other Analysis cases】→【Vector to Function Conversion Case】，将Conversion Type 设置成Load Vector to Function，Vector Set 设置成Reference a Defined Vector Set，然后选择结构树上的Acoustic Field Response Solution Set.1，然后将Input and Output Points 设置成Make a Selection和Use a New I/O Point Set，单击【OK】关闭对话框。在Output Points上单击鼠标右键，选择【Create Single IOPoint】→【New IOPoint】，然后单击场点上的点，自由度选择S，用同样的方法可以多选择几个点。最后在Load Vector to Function Solution Set.1上单击右键，选择【New Function Display】，之后选择2D display和【Finish】。在Select Data对话框先选择一个点，单击【Display】按钮，然后再选择另外一个点，单击【Add】，最后选择【Format】→【dB】，这时候曲线就是以声压dB的形式显示，如图5-4所示： 图5-4 曲轴声压曲线图 线1代表场点35123的声压曲线图 线2代表场点35105的声压曲线图 12、保存模型。单击【Save Management】即可。 5.4 本章小结 本章简述了与声场分析有关的边界元理论，并介绍了Virtual.Lab软件的特点和振动、噪声模块的功能。进而对曲轴结构进行声构耦合分析，得到了声压云图及声压曲线图。 第六章 结论与展望 6.1 结论 本文应用UG软件建立了曲轴连杆机构的三维实体模型，应用ANSYS WORKBENCH 13.0建立了该机构与曲轴的有限元模型，并行模态分析，得到机构与曲轴的振型及固有频率。为发动机曲轴连杆机构的改进、优化以及设计提出了一种可靠的研究方法。最后，应用Virtual.Lab软件采用有限元方法对曲轴结构进行声场分析。得到以下结论： 1、曲轴连杆机构及曲轴的模态固有频率大多集中在高阶频率的范围内，因此在进行结构设计的时候应避免机构的工作频率在固有频率的范围之内，使其最好处于中低阶范围，防止发生激烈的共振，导致结构发生破坏。 2、建立曲轴的边界元模型，并将动力学响应分析的位移或速度结果作为边 界条件，在Virtual.Lab中进行结构辐射噪声的数值计算，得到空间场点在不同频率处的声压级,可以看到各个场点声压级的峰值主要集中在结构固有频率处。 3、有研究可知，一般情况下，人体所能承受的音量是在100分贝以下，大于100分贝的噪音就会使耳朵发胀、疼痛。根据本文的分析，曲轴的振动噪声还是可以接受的。 6.2 展望 由于时间及条件的限制，本文还有以下几方面的内容需进一步的研究和完善： （1）曲轴连杆机构的的有限元模型有较多的简化，如何使曲轴连杆机构的有限元模型更加准确，更加接近实际是一个有意义的研究方向； （2）对有限元模型进行划分网格时可以加大划分网格的密度，这样得出的计算结果会更接近实际情况。 （3）在本文所有的分析中没有对动态的曲轴轴承约束进行模拟提高，与实际情况还有一定的差异，如何更加准确的模拟曲轴轴承，减小其对曲轴动力分析的影响需进一步探讨。 （4）由于整个曲轴连杆机构作声场分析时，需处理成空腔，由于整个机构的复杂程度比较高，各个零件的空腔是离散的而不是连续的。作声场分析时，最好使用完整的声腔，且由于时间及能力的限制，曲轴连杆机构的声场分析还需要更多的研究。在本文中，只做了一个曲轴的声场分析。 参考文献 ［1］ 李峰，《汽车污染途径及控制措施》新疆交通技术学院[M]，科技信息，2011.8.25 ［2］罗福强，王琦，用平衡轴降低高速往复式内燃机的振动和噪声[J]，内燃机工程，第23卷(2002)第1期，71~74。 ［3］张 晶 ，韩 树 ，索文超 ，内燃机噪声研究的现状与发展[J]，装甲兵工程学院 机械系动力研究中心 ，机械工程师，2005.7.25 ［4］岳东鹏，石传龙，基于EXCITE的曲轴系统扭转振动分析[J]，天津工程师范学院学报，2009.02 ［5］段秀兵 ，郝志勇， 岳东鹏等. 基于虚拟样机技术的车用柴油机曲轴系统动态特性研究[J]. 拖拉机与农用运输车, 2004( 2) : 31~ 33 ［6］林建生， 舒歌群， 内燃机噪声源的传播及其识别技术[J]， 拖拉机与农用运输车，2003.3.5 ［7］徐红梅，《内燃机振声信号时频特性分析及源信号盲分离技术》[M]，浙江大学，2008.6.1 ［8］张保成,崔志琴,过永德.  内燃机噪声控制技术的现状及发展趋势 [J]. 车用发动机. 1997(06) ［9］秦树珍，罗福强，双燃料发动机及柴油机噪声测试分析[J]，江苏大学动力机械及工程，2009年第10期。 ［10］马万福 ，基于有限元法的内燃机机体振动分析与噪声预测研究[M]，天津大学，2005.2.1 ［11］袁克忠，尹涛，内燃机的噪声控制[J]，零配件技术，2004年第1期，16~18 ［12］段秀兵，郝志勇，宋宝安，岳东鹏，车用内燃机汽缸体振动噪声特性研究[J]，拖拉机与农用运输车，2004.8.30 ［13］郝文国，吴建，沈继兰，内燃机汽缸套—活塞摩擦副磨损的研究[J]，动力机械及工程 ［14］袁克忠，尹涛，内燃机的噪声控制[J]，零配件技术，2004年第1期，16~18 ［15］卫海桥，舒歌群，内燃机活塞拍击表面振动与燃烧噪声的关系[J]，内燃机学报，第22卷(2004)第1期，27~32。 ［16］吴玉凤，刘站成，内燃机噪声控制技术分析[M]，拖拉机与农用运输车，2009.3 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LeungSchool Engineering,Manchester University,Manchester, UK  ，Journal of Engineering for Gas Turbines and Power 2002.07 致谢 本文在写作过程中，自始至终得到了高永光老师、王翠萍老师和李丽君老师的悉心指导。在论文完成之际，谨向王老师和李老师表示最诚挚的谢意。此外，还受到了陈胜辉、葛云飞、崔海伟等学长对我的无私帮助以及各位同学对我的大力支持。 感谢汽车教研室所有的老师，你们不厌其烦的给我讲解我所遇到的难题，你们的谆谆教诲激励我不断努力学习。感谢所有帮助过我的老师、学长和同学，你们是我今后继续努力的动力。祝愿母校、祝愿交通与车辆工程学院—明天更美好。 I II _1234567897.unknown _1234567905.unknown _1234567909.unknown _1234567913.unknown _1234567916.unknown _1234567918.unknown _1234567919.unknown _1234567917.unknown _1234567915.unknown _1234567914.unknown _1234567911.unknown _1234567912.unknown _1234567910.unknown _1234567907.unknown _1234567908.unknown _1234567906.unknown _1234567901.unknown _1234567903.unknown _1234567904.unknown _1234567902.unknown _1234567899.unknown _1234567900.unknown _1234567898.unknown _1234567893.unknown _1234567895.unknown _1234567896.unknown _1234567894.unknown _1234567891.unknown _1234567892.unknown _1234567890.unknown