曲轴强度模态分析报告
建模及强度分析报告
1.建模及强度分析目的1)正确将三维CAD图导入分析软件；2)修改不必要的细节，使网格剖分更均匀；3)根据计算机的计算能力，选取适当的单元剖分网格；4)正确施加载荷和边界条件；5)完成强度分析；2.模型参数1）平衡块参数2）曲轴材料3）曲轴载荷－－连杆对曲轴的作用力4）载荷及其作用方向，如图5）曲轴上载荷的分布沿曲柄销轴线为抛物线分布 沿轴颈径向为余弦分布3.具体操作过程：1)首先将三维CAD 图导入ANSYS 分析软件，进行相关参数的设置；2)其次进行网格的划分，由于电脑配置问题，本次划分的网格较为稀疏，划分后网格数量为27009个；3）在模型上加相应质量块，目的是用来平衡模型，降低模型旋转惯性，根据需求，本次施加了12个质量为10.44kg 的质量块；)11(16922x L LR Q q c y -=)2/3cos(θθxx q q =6060≤≤-θ4）对模型进行静态分析，根据计算结果找出最大应力位置，与考核标准进行对比分析；5）进行模态分析。
4.静力分析结果1）静力分析整体如图：2）最大应力处于主轴颈处，如图：3）其他主轴颈处应力如图：5.模态分析结果1）曲轴的前6阶模态的固有频率2）前6阶模态振型如图（a）一阶模态振型（b）二阶模态振型（c）三阶模态振型（d）四阶模态振型（e）五阶模态振型（f）六阶模态振型6.总结本次实验综合运用了CAD与ANSYS软件对曲轴进行了静力分析与模态分析。
通过静力分析与计算，得出曲轴的许用应力最大值；通过模态分析计算求得了曲轴的自由振动模态的固有频率和振型，前6阶模态的固有频率从 146.13到587.66，随着频率的增大，通过曲轴的模态振型图可知，在曲轴的振动过程中，曲轴的变形越来越大。
预计在变形达到一定程度时，曲轴将出现破坏现象。
同时，通过模态分析，得到曲轴变形最大的位置和最可能出现破坏的地方，为以后的优化设计奠定了基础。
建模及强度分析报告2016.10。
发动机曲轴强度分析
新方案一 2.21 2.35
新方案二 2.22 2.41
新方案三 1.95 2.18
4 分析结论
4.1 强度
从表 3 可以看出，压工况下新方案一曲轴的应力比现生产应力要稍高一些，最大增幅 (内圆角)为 18%(45Mpa)，新方案二较新方案一曲柄销增大了 3mm(增大 3.6％)，但外圆角应 力几乎没有改变，内圆角应力略有降低(8Mpa，降 2.8％)，说明增加曲轴的曲柄销直径对降 低圆角的应力水平效果较小；新方案三与新方案一相比圆角半径减小 0.5mm(减小 9％)，外 圆角应力增大 14.5%(42Mpa)，内圆角应力增大 7.9％(23Mpa)，说明曲轴内、外圆角半径对 圆角的应力水平影响显著，圆角的应力水平与圆角半径成反比。
nσ
=
σ
aka
(
σ −1 βεσ )
+ ϕσ σ
m
kσ =1.0。
β=1.3。
-5-
（1）
2006 年 MSC.Software 中国用户论文集
εσ=0.64
ϕσ
=
2σ −1 − 1.5σ −1 1.5σ −1
= 0.33
考虑到多缸发动机曲轴一般扭转振动以及动载荷对曲轴的冲击作用将增大曲轴应力。
因此，再引用动力强化系数 λd 和动荷系数 C 修正原有的安全系数 nσ ：
4.2 安全系数
一般钢曲轴的安全系数大于 1.5 即可，从表 5 可以看出，新设计曲轴各方案的安全系 数均已达到曲轴设计所规定的许用范围之内，但略小于现生产。
5 参考文献
[1] MSC Nastran Quick Reference Guide[k]. [2] 陆际清，沈祖.汽车发动机设计[M]. 北京：清华大学出版社，1993.
曲轴轴系的结构强度分析与疲劳寿命估算_朱永梅
Journal o f Mechanical Strength2010, 32( 6) : 1018- 1021p 研究简报 p曲轴轴系的结构强度分析与疲劳寿命估算XANALYSIS OF STRUCTURAL STRENGTH AND PRED ICTION OF FATIGUE LIFEFOR CRANKSHAFT AND LINK MEC HANISM朱永梅X X 王明强 刘艳梨( 江苏科技大学 机械工程学院, 江苏 镇江 212003)ZHU YongMei WANG MingQiang LIU YanLi( School o f Mechanical Enginee ring , Jiangsu Unive rsity o f Scie nce and Tec hnology , Zhenjiang Jiangsu 212003, China )摘要 将多柔体动力学方法引入到曲轴计算中, 建立发动机曲轴轴系的动力学仿真模型, 对曲轴轴 系进行刚柔耦 合 多体运动学和动力学仿真, 为下一步疲劳寿命计 算提供可靠的载荷条 件; 然 后, 从曲 轴所受的 载荷中找 出三个 载荷比 较 大的 时刻, 计算得到其相应时刻的应力和应变分布规律, 找出曲轴受力的危险部位, 为曲轴的动态强度分析提 供数据; 最 后, 结合 Ansys 有限元分析软件和柯顿- 多兰( Certon - Dolan) 理论, 估算 连杆疲 劳寿命, 同 时分析多 级载荷 加载次 序对疲 劳 寿命的影响, 为零部件的主动寿命设计提供参考 数据和理论判据。
关键词 强度 疲劳寿命 动力学 曲轴轴系 中图分类号 TH123. 3 AbstractIntroducing mult-i flexib1e body dynamics to crankshaft computing, a dynamics simulation model of crank and linkmechanism of an engine is built. Based on the rigid and flex coupled model, ADAMS( automatic dynamic analysis of mechanical sys - tems) is used to do a kinematics and dynamic simulation to get dynamic loads. It also provides a reliable characteristic for the body v-i bration noise of next step. Then the bigger loads of three moments are identified from all loads. The distribution law of the stress and strain of correspondi n g moment are achieved and its dangerous parts are found to offer date of dynamic strength analysis. At las t, com - bining the Ansys and the theory of Certon -Dolan, the fatigue life of the link is calculated and the affection of loading order of multilevel loads to fatigue life is analyzed in detail, which have provided the referenced data and the theory of criterion for reliability desi g n.Key words Strength; Fatigue life; Dynamics; Crankshaft and link mechanismCor res pon ding autho r : Z H U Yong Mei , E -mail : zymtt @ 163. com , Tel : + 86- 511- 84401198, Fa x : + 86-511- 84402269 The project supported by the Shipbuilding Industry Defense Technology Pre - research Foundation of China ( No . 07J2. 3. 2) . Manuscript received 20090722, in revi s ed form 20090908.引言曲轴轴系是发动机的主要组件之一, 其动力学特 性对发动机的工作可靠性、振动、噪声等有较大影响。
发动机曲轴静态性能和模态分析
．
ｙ
表２ 发动机 的连杆轴颈载荷表 （ ・ １ １ ． 他 ：Ｎ ／ ｍｍ）
转 角
代号
５
Ｉ ２ ７ ． ５
Ｐ ｂ
２ ４ ７ ． ５
Ｐ ｃ
３ ６ ７ ． ５ ４ ８ ７ ． ５
Ｐ ｄ Ｐ ｅ
６ ０ ７ ． ５
Ｐ ｆ
Ｐ ａ
Ｍｏ ｄ ｅ ｌ ｅ ｒ 模块 ，根据草图中的几何结构尺寸，直接建立
小艾所述 曲轴 的材料的机械 特性 见表 １ 。
表１ 曲轴的材料的机械特性
弹・ 馍 量
设备正常拧 紧功 能 。 为防 止再 次 出现 此 类漏 拧 紧的 发动 机 ｝ 皮 放 行 ，任 Ｐ Ｌ Ｃ 程 序中增 加如果４ 个缸同一 拧紧轴 最终拧 紧 力矩 相 同 ，设备报警 且不放行 的功能 。
观察扳手控制器屏幕 ，其力矩和角度一直显示为第３ 缸
拧 紧后结 果 ，同时右 上角一 直显示 “ ０ ／ ０ ”。
贝 ０ 会使 有 限元的 网格非 常密 ，大 大 增加 ｒ 节 点 方程 的 个数 ，继 而 增加 了数据 准备 的 工作 量和 计算 机 求解 时
析方法对曲轴整体模型进行了应力和变形分析 ，从而
确定 了曲轴的 最大 受 力部 他和 最 大变形 部 位 。然 后又
对单 拐模 型进 行 了应 力应 变 分析 。最 后 ，对 曲轴进 行
终 导致 故障的 发生 。
量 ，才能防患 于未然 。
在很多时候 ，我们所能看到的可能 只是问题的表 象，隐藏在背后的真相需要我们从表象中层层削析 ，
才能发掘 出产生 问题 的根本原 因。
采 取的措 施
针对 已发现 的Ｐ Ｌ Ｃ 拧 紧结果 读取错误 及扳手通讯 卡
发动机曲轴疲劳强度的三维有限元分析
第2期
姚海南：发动机曲轴疲劳强度的三维有限元分析
121
nσ =
σ −1 ε σ βσ
kσ
σ α + ϕσ σ m
，nτ =
τ −1 ετ βτ
kτ
τ α + ϕτ τ m
曲轴组扭振与强度分析
曲轴组扭振与强度分析曾小春¹ 李一民²1.江铃汽车股份有限公司发动机开发部，南昌，3300012.浙江大学车辆工程研究所，杭州，310027摘要：本文运用ABAQUS和Excite PowerUnit软件，对曲轴系进行扭振和强度分析，以便确认轴系是否满足设计要求关键词：曲轴组，扭振分析，强度分析主要软件：ABAQUS, AVL Excite PowerUnit1、计算网格表1 单元类型说明零部件单元类型节点数单元数曲轴8节点六面体100,53286,520飞轮8节点六面体7,6925,532正时带轮8节点六面体760468减振器8节点六面体3,2221,924橡胶层8节点六面体624260共计111,04694,704图1 有限元分析网格2、仿真结果及评价2.1 曲轴的扭振分析通过对整个轴系的自由振动分析，可知曲轴的一、二阶扭转模态频率分别为326.6Hz和574.8Hz。
结合该发动机的工作转速，可划分出整个轴系的临界转速图，通过该图可以识别出各阶模态所对应的共振转速，如图2所示。
由于二阶扭转模态所对应的为幅值相对较小的高谐次的干扰力矩谐量，因此我们重点关注一阶扭转模态所对应的临界转速，从图中我们可以看出5谐次以上的干扰力矩在发动机的工作转速内都将产生扭转共振。
Critical Speeds0.51.52.53.54.55.56.57.58.59.510.511.51000150020002500300035004000S p e e d (r p m )100200300400500600700800Frequency(Hz)12Modes(rpm )图2 临界转速图完成轴系的自由模态分析后，我们将关注曲轴在强迫振动下的响应，也就是分析各个干扰力矩所引起的强迫振动振幅，这直接影响着发动机运转时的安全性。
图3为各谐次干扰引起的各自的曲轴扭振响应及总响应。
0.20.40.60.811.21.41.61.8A n g u l a r D i s p l a c e m e n t (d e g )1000150020002500300035004000Engine Speed(rpm)Order 0.5000(deg)Order 1.0000(deg)Order 1.5000(deg)Order 2.0000(deg)Order 2.5000(deg)Order 3.0000(deg)Order 3.5000(deg)Order 4.0000(deg)Order 4.5000(deg)Order 5.0000(deg)Order 5.5000(deg)Order 6.0000(deg)Order 6.5000(deg)Order 7.0000(deg)Order 7.5000(deg)Order 8.0000(deg)Order 8.5000(deg)Order 9.0000(deg)Order 9.5000(deg)Order 10.0000(deg)Order 10.5000(deg)Order 11.0000(deg)Order 11.5000(deg)Order 12.0000(deg)Synthesis(deg)图3 不同转速下的扭振幅值图从图3中也可以看出总振幅在0.3度以下，完全满足该发动机对扭振振幅的要求。
YT1115型柴油机曲轴疲劳强度分析
文章编号:1000-5080(2001)01-0024-04作者简介:杜发荣(1963-),男,陕西省眉县人,副教授.主要研究方向为现代发动机设计方法.收稿日期:2000-10-18YT1115型柴油机曲轴疲劳强度分析杜发荣1,姬芬竹1,李明辉2,司东宏1(1.洛阳工学院汽车工程系,河南洛阳,471039;2.海南燃气股份有限公司,海南海口,570000)摘要:介绍了利用I 2DE AS 软件的S imulation 功能对Y T 1115柴油机曲轴进行有限元计算。
在确定计算模型时,对曲轴尺寸参数和形状参数没有进行简化,而是采用整根曲轴的三维实体模型,共划分4133个节点,17867个单元。
并同时计算其疲劳安全系数。
针对Y T 1115柴油机曲轴疲劳安全系数偏低,提出了改进意见。
关键词:柴油机;曲轴;疲劳强度分析;有限元法中图分类号:TK 423.3 文献标识码:A0 前言曲轴是柴油机的重要部件之一,其强度和刚度对柴油机的正常运转至关重要。
曲轴强度分析是柴油机设计中的一个关键环节。
由于曲轴的几何形状、边界条件和作用载荷都极其复杂,要想得到精确的计算结果,计算模型的选择极为重要。
传统的截断简支梁法和连续梁法由于作了太多简化,因此难以保证计算精度,有限元法是较好的选择[1]。
如文献[2]用有限元法对曲轴进行了强度分析提出了连续梁法和有限元法结合的方法,文献[3]研究了曲轴各种结构参数变化引起的曲轴弯曲应力,但这些研究工作还存在一些不足之处,如有的计算模型只考虑单一受载情况,忽略了扭矩和惯性力的作用;有的计算把曲轴简化为二维模型等。
而实际曲轴工作时处于复杂受力状态,建模过程中简化不当会使计算结果产生较大误差。
本文首先对曲轴进行了符合实际情况的三维实体有限元建模,模型确定后,为了保证计算精度,单元网格的划分有一定密度,薄弱部分还应进行细分[4～5]。
在此基础上对整根曲轴进行了应力计算,并对曲轴疲劳安全系数进行了校核。
柴油机曲轴强度的三维有限元分析
柴油机曲轴强度的三维有限元分析
曲轴是汽车发动机的核心部件，强度的耐受力是汽车发动机的重要性能指标之一。
随着汽车发动机的发展，柴油机曲轴的强度是汽车发动机比较重要的研究课题。
柴油机曲轴强度的研究主要通过有限元分析来进行，有限元分析是一种计算机模拟技术，可以很好地表示柴油机曲轴的强度。
通过将复杂的多维几何模型转换为有限元数据，可以快速地模拟出柴油机曲轴的强度。
在进行有限元分析之前，必须首先建立柴油机曲轴的三维模型，用于准确表示曲轴的详细几何信息和物理参数，其中最重要的是曲轴的弹性参数。
模型的建立可以通过CAD软件或CATIA软件完成，而且可以很容易地调整和改进曲轴的几何尺寸和物理参数。
接下来，就需要将柴油机曲轴的三维模型转换为有限元模型，有限元模型可以表示曲轴的几何尺寸和物理参数，这也是有限元分析的关键步骤。
在有限元模型的建立中，还要考虑柴油机曲轴的热应力和振动响应的影响，以便更准确地模拟曲轴的强度。
有了有限元模型，就可以灵活地进行有限元分析，开始对曲轴的强度进行模拟。
有限元分析需要指定曲轴的应力状态和荷载情况，根据不同的应力状态和荷载情况，可以分析出曲轴的极限强度和疲劳寿命。
此外，还可以通过有限元分析，更精确地研究柴油机曲轴的热应力和振动响应，以及曲轴的不同部件在受力和受荷的分布情况，这些
将有助于更好地设计柴油机曲轴，提高曲轴的强度和可靠性。
总之，利用有限元分析，可以有效地研究柴油机曲轴的强度，而有限元分析的过程至少包括三维模型的建立，有限元模型的建立和有限元分析，这是实现柴油机曲轴强度可靠性评估的关键环节。
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柴油机曲轴ANSYS计算报告蔡川东:20114541目录1摘要32workbench高级应用基础32.1接触设置 (3)2.2多点约束MPC (4)3模型介绍53.1模型简化 (5)3.1.1轴瓦建立 (6)3.1.2质量块建立 (6)3.2材料性能和参数 (7)3.3有限元模型构建 (7)4强度分析94.1理论简介 (9)4.2载荷工况 (9)4.3计算分析 (11)5模态分析125.1理论简介 (12)5.2约束条件 (12)5.3计算分析 (12)6结果与讨论131摘要曲轴是柴油机中最重要的部件之一，也是受力情况最复杂的部件，他的参数尺寸以及设计方法在很大程度上影响着柴油机的性能和可靠性。
随着柴油机技术的不断完善和改进，曲轴的工作条件也越来越复杂。
曲轴设计是否可靠,对柴油机使用寿命有很大影响，因此在研制过程中需要给予高度重视。
因此，对曲轴的结构进行强度分析在柴油机的设计和改进过程中占有极为重要的地位。
此外，在周期性变化的载荷作用下，曲轴系统可能在柴油机转速范围内发生共振，产生附加的动应力，使曲轴过早的出现弯曲疲劳破坏和扭转疲劳破坏，因此有必要对曲轴进行动态特性分析以获取其固有频率避免共振带来不良影响。
本文以六缸柴油机的曲轴为对象，计算分析了曲轴在一种载荷工况下的强度分析，找出其最大应力所在位置，以及讨论起是否在参考安全范围内，为曲轴设计中的强度计算提供一种可行性方案。
同时对曲轴进行模态分析，找出其各阶固有频率，并观察其各阶模态形状，为柴油机避免共振提供数据参考。
实验采用有限元法对曲轴进行分析，有限元法是根据变分原理求解数学物理问题的一种数值计算方法，是分析各种结构问题的强有力的工具，使用有限元法可方便地进行分析并为设计提供理论依据。
本文利用曲轴的三维模型IGES文件，导入Workbench中进行工况设计。
比较准确地得到应力、变形的大小及分布和曲轴的固有频率及振型。
2workbench高级应用基础2.1接触设置(1)接触问题属于不定边界问题，即使是弹性接触问题也具有表面非线性，其中既有由接触面积变化而产生的非线性及由接触压力分布变化而产生的非线性，也有由摩擦作用产生的非线性。
由于这种表面非线性和边界不定性，所以，一般来说，接触问题的求解是一个反复迭代过程。
当接触内力只和受力状态有关而和加载路径无关时，即使载荷和接触压力之间的关系是非线性的，仍然属于简单加载过程或可逆加载过程。
通常无摩擦的接触属于可逆加载。
当存在摩擦时，在一定条件下可能出现不可逆加载过程或称复杂加载过程，这时一般要用载荷增量方法求解。
(2)接触面的连接条件。
在接触问题中，除了各相互接触物体内部变形的协调性以外，必须保证各接触物体之间在接触边界上变形的协调性，不可相互侵入。
同时还包括摩擦条件—称为接触面的连接条件。
采用有限元法分析接触问题时，需要分别对接触物体进行有限元网格剖分，并规定在初始接触面上，两个物体对应节点的坐标位置相同，形成接触对。
(3)workbench中有5中接触类型分别是:•Bonded无相对位移。
就像共用节点一样。
•No seperation法向不分离，切向可以有小位移。
•Frictionless法向可分离，但不渗透，切向自由滑动•Rough法向可分离，不渗透，切向不滑动•Frictional法向可分离，但不渗透，切滑动，有摩擦力。
在曲轴分析中需要根据实际情况选择合适的接触类型。
柴油机的曲轴在轴颈内可以发生转动即切向自由滑动。
而且轴瓦轴颈之间有层薄薄的油膜，起润滑作用，摩擦系数很小，在没有明确给出摩擦系数时，近似为0。
因此在设置分析时轴瓦和轴颈之间的接触类型为Frictionless。
2.2多点约束MPC(1)多点约束在有限元计算中应用很广泛，其英文术语是Multi-point constraints，简写为MPC。
MPC可以在一个从(dependent)自由度和一个或者多个主(independent)自由度之间创立，具体方程如下所示：U0=C1U1+C2U2+C3U3+...+C n U n+C0式中U0为从自由度，U i为主自由度，C0为常数项。
(2)MPC的应用•在不同类型的单元间传递载荷。
本文中以建立质量点来模拟质量块。
质量点的质心坐标距离距离曲柄销有一定偏移距离。
为了将质量点的惯性力传到曲轴上，可以建立质量点和曲柄的MPC约束。
使作用在质量点（pilot）节点的力和位移将传输并分布在和质量点接触的曲柄节点上。
workbench中建立Point Mass（Details中的Geometry选择曲轴上的相应质量块对应的面）时自动建立和曲轴的MPC约束。
如图1所示。
图1质量点的MPC接触•在曲柄销中心建立节点，和曲柄销的面进行MPC约束。
将连杆作用在曲柄销的载荷工况施加在中心节点上。
使载荷均布在和中心节点接触的曲柄销面上。
有效的简化的载荷作用的复杂性。
载荷施加如图2所示。
图2曲柄销载荷作用图3模型介绍3.1模型简化曲轴结构复杂，主体结构包括主轴颈、曲柄销、曲柄臂等，建模时必须简化。
曲轴计算中不仅要考虑各种复杂的载荷，还要尽量模拟对曲轴强度、疲劳有影响的复杂细部结构。
曲轴上不同截面的结合处都有半径不一的倒角，以及大量的圆孔，如果在建模时考虑这些倒角和油孔，则会使有限元的网格非常密集，这就大大地增加了模型的单元数量，花费大量的求解时间，而且生成的网格形状也不理想，降低了求解精度，因此在整体曲轴建模时仅考虑主轴颈、曲轴轴颈等细节部分。
实验在Workbench的DM模型设计模块中，通过face delete功能删除不必要的特征，简化后的模型如图3所示。
图3简化后的模型3.1.1轴瓦建立曲轴模型中，需建立轴瓦来和轴颈接触。
在workbench的DM环境中，通过Surface from faces和Thin/Surface功能为6缸曲轴建立8个轴瓦。
如图4所示。
图4轴瓦建立3.1.2质量块建立柴油机曲轴处的质量中心不在轴心，在高速旋转下将产生很大的扰动，长期在这种不平稳的运动下将对结构造成很大的损害。
为了使曲轴能较为稳定的工作，需在曲轴处加上平衡质量块，使曲轴的质量中心偏移到轴心处。
workbench中通过Remote Point功能建立和面MPC绑定的质量点，在旋转中，可将质量点的惯性力传输到曲轴上。
质量块如图5所示。
图5质量块的施加3.2材料性能和参数(1)曲轴材料参数部件/材料牌号密度Kg/m3弹性模量泊松比强度应力/Mpa屈服极限Mpa q曲轴/42CrMoA78002030.3843637(2)平衡块数据曲轴型号质量（Kg）质心坐标（mm）6缸10.44172.1图6平衡块位置(3)考核标准对曲轴的强度考核以屈服应力为准，安全系数应在1.5以上，即许用应力为424.7MPa。
油机曲轴为延性钢材，且在运用过程中曲轴结构各位置都处于复杂的三向应力状态，因此根据第四强度理论，采用等效应力来评价曲轴强度。
具体为：若曲轴关键部位的最大等效应力值不超过曲轴材料许用应力（即不产生永久性变形），安全系数1.5以上，则认为强度合格。
3.3有限元模型构建(1)单元类型在高级workbench14.5高级版本中，对模型的处理极由程序自动判别。
无论是单元类型的选择，接触对的设置，还是过渡出单元的细分。
通过Workbench的FE Modal模块，查看单元的属性为Mesh200。
MESH200单元是仅用来划分网格的单元，可以和其他ANSYS单元相连接，它对计算结果毫无影响。
在经典版本中MESH200单元可以通过设置单元属性来选择它的几何构造及节点布置，具体地可以参照ANSYS帮助文件。
由Targ170和Contact174单元建立主轴颈和轴瓦接触对。
(2)网格划分为保证良好的单元形状和控制单元数量，轴瓦采用映射网格划分；曲轴体采用自由网格划分方式，并细化曲柄销处的单元。
有限元网格划分是将整体结构离散化,是数值分析的前提。
在分析三维实际问题时需采用三维有限单元,三维问题的基本单元是4-结点四面体单元,是最简单结构,十分方便复杂模型网格模型的划分，建立的方程组数量最少,能收敛于精确应力数值,减少计算时间,对于曲轴单元类型，本文选用的是4-结点四面体单元。
单元尺寸设置为0.03m。
划分后节点数为39656，单元个数为20808。
有限元网格如图7所示。
图7曲轴有限元模型(3)约束条件主轴颈与轴瓦间处理成接触形式，即以接触单元考虑它们之间的约束条件。
轴瓦为柴油机内固定部分，需约束轴瓦外部全部自由度，如图所示。
此外，柴油机工作时曲轴输出扭矩，应对输出端进行约束，对输出端面法兰盘的面全部约束，如图8所示。
图8曲轴输出端法兰盘约束4强度分析4.1理论简介材料在外力作用下抵抗永久变形和断裂的能力称为强度。
强度是衡量零件本身承载能力（即抵抗失效能力）的重要指标。
强度是机械零部件首先应满足的基本要求。
Workbench有限元软件采用有限单元法对曲轴进行一种工况的静力分析，将得到应力、应变、变形的整体云图，从图中可观察出应力的分布概况，显示最大应力位置，读取最大应力值，判断曲轴的危险位置。
4.2载荷工况(1)曲轴在工作过程中承受的载荷及边界条件有：主轴承支撑作用力、输出端反扭矩、平衡块离心力、曲柄臂/曲柄销的离心力、连杆对曲柄销的载荷等。
曲柄销的连杆作用载荷,处理成连杆对曲柄销的法向力和切向力。
在曲柄销上截取出载荷作用有效面，力边界条件为载荷沿连杆轴颈轴线方向按二次抛物线规律分布，沿轴颈圆周120°角范围内按余弦规律分布，如图9所示。
(a)沿曲柄销轴线为抛物线分布(b)沿轴颈径向为余弦分布图9曲轴上载荷的分布载荷方程为：沿曲柄销轴线为抛物线分布q y=9Q c16LR(1−1L2x2)(1)沿轴颈径向为余弦分布q xθ=q x cos(3θ/2)(−60◦≤60◦)(2)式中，Q C为作用在连杆轴颈上的总载荷R为连杆轴颈半径L为轴承有效载荷长度的一半，取值范围(-L，L)θ的范围为（-60°，60°）然后把各连杆轴颈的载荷，按图11的发火次序加到曲轴上。
在workbench中用MPC方法进行加载，即加载在和曲柄销面建立MPC的pilot节点上，计算时程序自动把pilot节点上的载荷分布到曲柄销的节点上。
如图10所示。
图10载荷施加(2)考虑曲轴在额定转速1000转/分下的惯性力。
在标定转速下，须考虑曲轴转动惯性力的影响，把标定转速1000r/min对应的角速104.7rad/s（绕Z轴）输入workbench中，程序会自动把惯性力加载每一个节点上。
(3)载荷工况设计。
本文研究的为第1缸发火时的曲轴载荷－－连杆对曲轴的作用力。
载荷工况如表1所示，载荷及其作用方向如图11所示。