基于刚柔耦合多体系统的发动机曲轴疲劳分析

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基于刚柔耦合仿真的转K6转向架疲劳寿命预测

基于刚柔耦合仿真的转K6转向架疲劳寿命预测方吉;朴明伟;张军;兆文忠【摘要】目前普遍采用的转K6转向架的疲劳问题日益突出,因此有必要研究一种即经济又能比较准确的预测货车转向架摇枕和侧架疲劳寿命的方法.首先进行准静态应力对比,然后建立转K6转向架刚柔耦合模型,以C80敞车为例,美国5级轨道不平顺作为激扰,进行动力学仿真计算.经过动应力恢复,利用B+级钢的试验S-N曲线,对铸造摇枕和侧架进行整体疲劳损伤计算,并预测转K6转向架的疲劳寿命.【期刊名称】《铁道机车车辆》【年(卷),期】2010(030)001【总页数】4页(P28-31)【关键词】刚柔耦合;动力学仿真;模念综合法;疲劳预测【作者】方吉;朴明伟;张军;兆文忠【作者单位】大连交通大学,交通运输工程学院,辽宁,大连,116028;大连交通大学,交通运输工程学院,辽宁,大连,116028;大连交通大学,交通运输工程学院,辽宁,大连,116028;大连交通大学,交通运输工程学院,辽宁,大连,116028【正文语种】中文【中图分类】U272.331目前我国铁路货车正在大量使用三大件式转K 6转向架,转K 6转向架作为一种新型转向架,与以往的转K 2和转8A转向架相比结构和性能都有所改进,一系采用八字型橡胶垫大大减少了侧架所承受的冲击力,但由于货车载重量和运行速度的提高,载荷工况更加复杂,使得转向架的疲劳问题更难预测[1,2]。

传统的转向架疲劳寿命预测主要是基于实测的载荷谱,然后结合有限元静态强度计算的结果进行疲劳预测。

但获得实测载荷谱需要花费很多的人力和物力,使整个产品的设计周期延长,且没有考虑动态载荷对结构动应力的影响。

基于刚柔耦合仿真的货车转向架疲劳预测,可以考虑激扰频率对结构振动的影响,能节约设计成本,缩短产品开发周期。

本文首先在CAD软件中根据转K 6转向架的结构尺寸建立摇枕和侧架的三维几何模型,然后利用有限元软件对其进行有限元网格划分,进行模态计算,并生成模态中性文件(.MNF),把摇枕和侧架的模态中性文件导入到动力学仿真分析软件ADAMS/Rail中,建立C80敞车的刚柔耦合动力学仿真模型。

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。

双缸小型发动机曲轴的多体动力学分析

图1曲轴系统曲轴多体动力学仿真发动机技术参数本文以某新型双缸对置汽油航空发动机为研究对象，其详细参数见表2。

表2航空发动机主要性能指标项目指标燃料类型（cc）压缩比额定转速冲程缸数汽油626 10.6:1 6500r/min 2 2刚性、柔性体曲轴模型的建立在分析活塞等部件的运动情况时，需要建立刚性体曲轴模型，即将在Pro/E中装配各部件，然后导入图2运动副的构建1.80E-020图3活塞受力示功图然后是转速驱动的添加。

由于发动机在额定转速下所受载荷和产生的热量最大，因此取额定转速6500r/min，经换算，转速为39000°/s，如图4及图5所示。

图4转速的添加图5转速驱动的添加2仿真结果与分析由于发动机两缸同时做功，运动规律完全一致，而且发动机在额定转速下所受载荷和产生的热量最大，故本文仅研究一缸在标定转速下的运动规律和受力情况。

所以仿真计算以航空发动机额定转速为研究对象，即转速为6500r/min的气缸压力曲线为输入条件计算获得的活塞位移、速度、加速度和轴径受力结果。

2.1多刚体动力学仿真结果活塞的初始位置位于上止点，曲轴旋转一周为一个周期（0.93s），为研究活塞的运动规律，所以本次研究选取两个周期。

由图6所示，活塞的位移曲线按照正弦周期性变化，活塞的运动距离为69mm，与理论值一致。

由于两缸同时做图6活塞位移2.2柔性体动力学仿真结果本节选取一连杆轴径受力曲线。

连杆轴径的受力曲线如图9、图10、图11和图12所示，其中曲轴系统按照图1放置，XY平面为水平面，Y方向为连杆轴向，X方向为连杆径向；YZ面为垂直面，Z方向为连杆径向。

由图9-图12可知，连杆轴径受到的最大压力位于活塞运动到压缩下止点后一段距离的地方，也就是在最大爆发压力的地方。

X 方向最大受力为1307N左右；Y向受力受到曲轴变形的影响，受力不稳定，最大受力为5570N；Z方向最大受力为22540N。

最后合力为22621N，其变化趋势和爆发压力的变化趋势一致。

基于有限元方法的16PA6STC柴油机曲轴疲劳强度分析

境下的整体坐标系内。仿真模型及各机构的运动
副关系见图１。
阻尼单元，模拟机体与曲轴之间润滑油膜的弹性支撑及阻尼作用。原刚体的质量、心等固有属重
性均转移至柔性体曲轴。
３仿真结果分析
１ＰＳ６Ａ６ＴＣ型柴油机为四冲程中速机，曲轴
曲柄臂过渡圆角处为应力集中最严重的部位。其
应力值为３０５５．２ＭＰ。将曲轴进行柔性２．￣４７９ａ
化以后，刚体模型的固有特性离散为柔性体的原
各阶模态特性；受各缸的气体爆发压力及连杆惯
图２曲轴的有限元模型
ｒｎ中设置曲轴的外接节点单元，ＭＰ — Ｂ２ａ即ＣＲＥ单元，图２见。
图３曲轴动态加载及应力云图
可以看出在各缸发火做功过程中，曲轴应力
最大时刻出现在仿真时间为０１９２Ｓ曲柄销与．０，
』 Ⅵ
ＫＱ（）￡
系统质量矩阵；
系统刚度矩阵；节点载荷向量。
Ｃ系统阻尼矩阵；＿
变动性，部又存在着高度的应力集中，接决定局直了曲轴易产生疲劳破坏ｌ。结合多体动力学仿１真技术及有限元计算方法，用ＭＳ采Ｃ公司的系
ｏ．８ｏｏ
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ｎｎ８５１ｓ其值为一Ｏ（４ｎ６７，・）

基于材料韧性的柴油机曲轴疲劳损伤研究

基于材料韧性的柴油机曲轴疲劳损伤研究王明强;郑叶红【摘要】运用基于能量法原理的韧性耗散理论对柴油机曲轴的疲劳损伤规律进行研究,对材料韧性耗散的数学模型进行分析推演,定义了疲劳损伤变量并推导出韧性随疲劳变化的一般损伤演化方程,建立了一种多级载荷条件下能够考虑疲劳损伤全过程的非线性损伤累积模型,最后应用已有实验数据对该模型进行对比分析评估.将一般性模型具体化为能很好描述舰船柴油机曲轴(42CrMo)的累积损伤规律的算法模型,该模型为探讨柴油机疲劳可靠性提供了理论和方法基础.【期刊名称】《江苏科技大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2010(024)004【总页数】5页(P357-361)【关键词】材料韧性;疲劳损伤;曲轴;柴油机【作者】王明强;郑叶红【作者单位】江苏科技大学,机械工程学院,江苏,镇江,212003;江苏科技大学,机械工程学院,江苏,镇江,212003【正文语种】中文【中图分类】TH114;U262.11;U464.133疲劳损伤模型是基于不同假设,对疲劳过程中初期材料内的细微结构变化及后期裂纹的形成和扩展规律的数学描述.目前应用于工程实践的模型主要有线性疲劳累积损伤模型和非线性疲劳累积损伤模型,前者包括Palmgren-Miner法则、相对Miner法则等,后者包括Manson模型、Corten-Dolan模型等.其中,Miner理论[1]在工程上应用简便且精度较高,但其假定损伤与载荷状态无关,累积损伤与载荷次序无关,且不能考虑载荷间的相互作用;Manson理论对两级载荷试验的结果吻合较好,但并没有证明对多级或随机载荷有效,另外该模型无法考虑载荷间的相互作用效应;Corten-Dolan损伤理论[2]使用二级程序试验测定d值,并认为d值不变.但实际上二级程序试验与结构件承受的随机载荷谱有很大不同,而且d值并非不变,它是随载荷的增大而降低的.所以工程应用时,为了可靠,仍需对Corten-Dolan损伤理论做大量的试验.机械零件的疲劳损伤机理和影响因素极其复杂,各种理论模型的提出均具有很强的针对性.文献[3]对不同材料的韧性演化规律进行了探索,但没有考虑材料强度特性对韧性的具体影响.文献[4]研究了不同的损伤演化规律,但没有贯彻到底.文献[5]将韧性耗散模型与非线性模型结合,但得到的表达式不具普遍性，而且局限于二级加载情况.为了较好的应用模型,取得更接近实际的分析预测结果,对已有模型的假设进行弱化改进和参数优化是一种可行的方法.本文根据以韧性为损伤变量的已有试验数据进行分析,推导了更好的描述曲轴材料(42CrMo)韧性随疲劳变化的损伤演化方程,建立了一种适用的能够考虑疲劳损伤全过程的非线性损伤累积模型.1 疲劳累积损伤的数学解释——韧性耗散算法材料的韧性是其在断裂前所吸收的总能量，它可通过强度和塑性相关的综合性力学性能等参数计算出来.材料在疲劳断裂前所耗散的总塑性滞后能称为材料的疲劳韧性；在一定损伤状态下所继续耗散的塑性滞后能,亦称为材料的剩余疲劳韧性.对于具有幂硬化规律的材料,原始材料的静韧性U为[6]式中,σf为断裂强度,εf为断裂延性,n为材料的形变硬化指数.其中，可用材料静力拉伸实验的拉伸强度σb和断面收缩率φf来确定σf和εf(2)大量实验研究表明，材料的韧性下降是强度和塑性性能在疲劳损伤过程中劣化的综合表现.由于疲劳损伤过程中材料与外界的能量交换,使内部组织结构发生变化,微裂纹和微空洞在材料中萌生和演化,整个疲劳过程中,材料吸收的应变能应是各循环滞后环面积之和(3)式中,为在一定疲劳损伤状态下累积耗散的塑性滞后能，为在疲劳断裂前所耗散的总塑性滞后能,即疲劳韧性，WfN为在一定损伤状态下所继续耗散的塑性滞后能,即剩余疲劳韧性.如果将单调加载考虑为一种特殊的循环加载,采用文献[7]建立的并被大量实验结果所证实的材料疲劳韧性与静韧性之间的经验关系式(4)式中,σa为交变应力幅.对已有一定损伤的材料,式(4)可写成式中UN为剩余静力韧性，σfN为剩余断裂强度.将上式和式(4)代入式(3),整理可得(5)对于有损伤的材料,残余静力韧性可具体表示为强度和塑性性能的函数,即式中,σbN，φfN，nN分别为有损材料的拉伸强度，断面收缩率和形变硬化指数.2 韧性耗散累积损伤模型的建立2.1 损伤变量的确定材料损伤过程中,塑性变形耗散了一定的能量,选择与疲劳能耗过程密切相关的循环塑性滞后能作为损伤参量,疲劳损伤变量可定义为(7)由于材料的断裂强度只在疲劳的最后阶段才会出现显著下降,因此可取σfN≈σf,则式(7)可写为将式(6)和式(1)，(2)代入式(7)可得(8)2.2 损伤演化方程的推导文献[8]对结构钢在不同疲劳损伤阶段下的大量韧性实测数据进行分析,建立起材料韧性随疲劳损伤耗散的关系式(9)式中,U为无损材料静韧性，UNf-1为材料经Nf-1次循环载荷作用后的剩余韧性，σa和Nf分别是作用应力幅和对应的疲劳寿命,其关系由图1表示的S-N曲线反映(图中n为循环次数),经验公式由Basiquin方程[7]给出σa=σf′(2Nf)b,式中σf′和b 是材料疲劳强度系数和指数.图1 曲轴材料的S-N曲线Fig.1 S-N curve of the crankshaft material将式(8)与式(9)联立,并考虑材料在最终循环中发生瞬断因而剩余韧性降低为接近零,故而可推得累积损伤变量DNf-1趋于1,经整理,可得到用韧性表示的疲劳损伤演变规律为(10)则疲劳损伤演化方程可由式(10)求导得=[(Nf-N)lnNf]-1(11)2.3 多级加载下的疲劳累积损伤模型设第一级加载应力σ1下的疲劳寿命为Nf1,则其产生的疲劳损伤为(12)根据宏观损伤等效性,它相当于第2级应力σ2下作用了次循环,即(13)从而可得当量循环数同理可得在2级乃至多级载荷作用N2～Ni次后产生的损伤.由此得到任意加载下的损伤累积表达式,将可发生疲劳破坏时应满足的关系写成递推公式(14)式中，T1=1,Ti为i-1级应力作用后在第i级应力下的剩余寿命分数，Di为i级应力作用后得到的损伤量.3 疲劳累积损伤模型的应用3.1 应力水平与韧性耗散对于所研究的曲轴42CrMo钢材料,根据文献[9]的实验数据,对Basiquin方程进行拟合,可得到σf′和b的具体值.令y=σa,x=Nf,则有y=σf′(2x)b，两边取对数，得ln y=(lnσf′+bln 2)+bln x.取Y=ln y,X=ln x,A=(ln σf′+bln 2),则有Y=A+bX(15)式(15)说明应使x-y在双对数坐标系X-Y中最大限度地呈现线性关系,A，b为待定系数,可运用双对数坐标下的最小二乘法拟合求得.运用MATLAB的lspoly函数拟合得到的结果见表1,即Y=5.99-0.29X.由此解得σf′=489.75 MPa,b=-0.29.表1 X-Y线性关系的最小二乘法拟合Table 1 Least square method of X-Y linear relationshipnAb1-0.275.952-0.255.823-0.275.894-0.265.915-0.316.136-0.326.127-0.336.118-0.285.97平均值-0.295.993.2 疲劳累积损伤模型描述分析利用文献[4,10]的实验数据对式(14)的多级加载情况进行计算,并将计算结果与实验值对比.由3.1所求关系式可求得具体值列于表2，3中的预测值栏.表2 45#钢光滑件两级加载下预测值与实测值比较Table 2 Predicted and measured values of 45 # steel smooth loading levels应力水平/MPa加载顺序N1/次N1/Nf1N2/次实验值N2/Nf2预测值N2/Nf2331.463^284.4高-低5000.01423 7000.847 40.936高-低12 5000.250250 4000.500 80.78高-低25 0000.500168 3000.336 60.465高-低37 5000.75064 5000.12900.213284.39^331.5低-高125 0000.25037 9000.758 00.79低-高2500000.50038 9000.778 00.721低-高375 0000.75043 4000.868 00.544表3 30CrMnSiA三级加载下剩余寿命分数值比较Table 3 Remained life numeric values of 30CrMnSiA with three levels loading应力水平/MPa加载顺序N1/次N1/Nf1N2/次N2/Nf2实验值N3/Nf3预测值N3/Nf3915^803.2^667.7高-低580.0579800.1230.7030.76高-低2800.2742 4000.3020.3350.351667.7^803^915低-高8 1000.1351 8000.2260.7770.74低-高26 1000.4363 1000.3900.3870.264经分析，计算结果与实验值基本一致,这表明所建立的疲劳累积损伤模型具有较强的描述能力.3.3 柴油机曲轴累积损伤模型根据上述分析,可得柴油机曲轴(42CrMo)在多级加载条件下的累积损伤模型，经i 级应力作用后得到的损伤量对应的损伤演化方程为式中为第i级应力幅,Nfi为对应的疲劳周次，Ni为第i级载荷作用周次.为更准确地模拟实际工况,可对整体曲轴建立有限元网格划分模型.运用ADAMS进行动力学分析,图2为一受力较大时刻的曲轴应力分布,输出包含各节点在一发火周期内的von Mises应力-时间历程曲线的数据文件后即可借助本文得出的疲劳累积损伤模型进行疲劳分析.图2 曲轴0.025 6 s时的应力Fig.2 Crankshaft stress at 0.025 6 s值得指出的是,σai为考虑多场态和几何尺寸等因素下通过有限元法分析得到的应力水平值,且σai和Ni由对应不同工况模拟的具体谱载编制情况决定.同一应力序列对应的不同加载谱所得最终疲劳寿命(即各对应作用周次Ni的累积和)的分布特征将用于可靠度的分析计算.4 结论1) 本文在对材料韧性耗散的数学模型进行推演的基础上定义了疲劳损伤变量,并推导出韧性随疲劳变化的一般损伤演化方程,进而实现了多级载荷条件下能够考虑疲劳损伤全过程的非线性损伤累积模型建立.2) 应用已有实验数据对所得模型进行分析评估,分析计算结果与实验值基本一致,表明所建立的疲劳累积损伤模型具有较强的描述能力.3) 利用柴油机曲轴实验数据,将上述一般性模型具体化为能很好描述舰船柴油机曲轴(42CrMo)的累积损伤规律的算法模型,该模型为进一步探讨柴油机疲劳可靠性提供了理论和方法基础.参考文献[1] 卢延辉, 王文阁,郑联珠. 疲劳可靠性计算方法中迈纳理论与概率累加理论之间的关系[J]. 吉林大学学报：工学版, 2007,37(02):382-385.Lu Yanhui, Wang Wenge, Zheng Lianzhu. 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(in Chinese)[5] 方义庆, 胡明敏,罗艳利. 基于全域损伤测试建立的连续疲劳损伤模型[J]. 机械强度, 2006,28(4):582-586.Fang Yiqing, Hu Mingmin, Luo Yanli. New continuous fatigue damage model based on whole damage field measurement[J]. Journal of Mechanical Strength, 2006,28(4):582-586. (in Chinese)[6] Noda J, Nakada M, Miyano Y. Fatigue life prediction under variable cyclic loading based on statistical linear cumulative damage rule for CFRP laminates[J]. Reinforded Plastics and Composites, 2007, 26(7): 665-680. [7]Sandor B I. Fundamental of cyclic stress and strain[M]. London: The University of Wisconsin Press, 1972.[8] Mccook N L, Burris D L, Kim N H, et al. Cumulative damage modeling of solid lubricant coatings that experience wear and interfacialfatigue[J]. Wear,2007(262): 1490-1495.[9] 王威强, 徐楠,贺庆强. 42CrMo硬齿面齿轮虚拟全寿命的试验与分析[J]. 农业机械学报. 2006,37(3):126-129,133.Wang Weiqiang, Xu Nan, He Qingqiang. Research of virtual life technology for 42CrMo hardened gear[J]. 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基于刚柔耦合的转向架构架关键部位疲劳分析

ＮＣＵｌ￣ｅ，ｆｍｉ昏ｔｏｆｔｈｅｋｅｙｐｒｔａｓｆｔｏｈｅｐａｍｅｈａｖｅｂｅｅｎｐｒｅｄｃｉｔｅｄｂｙｔｈｅｅｔｍｈｏｄｏｆｖｉｔｒｕａｌｆｔｉａｇｕｅｓｉｍｕｌａｔｉｏ．ｎ
摘
要：以某型地铁车辆转向架构架为研究对象，根据结构模态综合法基本原理，通过有限元模态分析对构架进行主自
由度缩减，得到构架模态中性文件。建立地铁车辆刚柔耦合多体动力学模型，利用多体动力学仿真，得到不同：ｒ－￣Ｔ构架关键部位的应力时间历程变化趋势。最后采用惯性释放法对构架关键部位进行准静态应力分析，依据车辆刚柔耦合多体
ｋｅｙｐａｒｔｏｆｔｈｅｆｒａｍｅｈａｓｂｅｅｎｃｏｎｄｕｃｔｅｄｂｙｉｎｅｔｒｉａｒｅｌｉｅｆｍｅｔｈｏｄｏｆｉｆｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔａｎａｌｙｓｓ．ｉＴｈｅｂｏｕｎｄａｒｙｌｏａｄｓｈｅｋｅｙｐｒｔａｓ
ｓｙｎｔｈｅｓｉｓｅｔｍｈｏｄ，ｔｈｅｆｒｍｅａｍｏｄａｌｎｅｕｔｒｌｆａｉｌｅｈａｓｂｅｅｎｇｅｔｔｈｒｏｕｇｈｔｅｈｏｄｍｌａａｎａｌｙｓｉｓｏｆｔｈｅｆｒｍｅａｂｙｆｒｅｅｄｅｇｒｅｅｒｅｄｕｃｔｉｏｎ．Ｔｈｅｒｉｇｉｄｌｅｆｘｉｂｌｅｃｏｕｐｌｉｎｇｍｕｌｔｉｂｏｄｙｄｙｎａｍｉｃｓｏｄｍｅｌｉｓｓｅｔｕｐｂｙｕｓｉｎｇｔｈｅｎｅｕｔｒａｌｉｌｆｅ，ｗｈｃｉｈＣａｌｌ，ｅｔｇｃＣａｅＳＳｔｏｔｈｅｓｔｒｅｓｓ

基于刚柔耦合的自动化动力学仿真分析研究

第６期（总第１６９期）２０１１年１２月机械工程与自动化ＭＥＣＨＡＮＩＣＡＬ　ＥＮＧＩＮＥＥＲＩＮＧ　＆　ＡＵＴＯＭＡＴＩＯＮＮｏ．６Ｄｅｃ．文章编号：１６７２－６４１３（２０１１）０６－００７１－０３基于刚柔耦合的自动化动力学仿真分析研究张士存１，付月磊２（１．南车青岛四方机车车辆股份有限公司，山东　青岛　２６６１１１；２．安世亚太科技（北京）有限公司，北京　１０００２６）摘要：刚柔耦合是多体系统最常见的力学模型，在其建模分析过程中存在一定的复杂性与重复性。

以三连杆机构为例，通过ＡＮＳＹＳ和ＡＤＡＭＳ实现刚柔耦合全分析过程，并利用ＭｏｄｅｌＣｅｎｔｅｒ的ＱｕｉｃｋＷｒａｐ技术对整个分析过程的功能点进行组件封装，最后通过封装好的组件搭建刚柔耦合分析流程，最终实现自动化的刚柔耦合分析，为进一步的ＤＯＥ及优化分析奠定了基础。

关键词：刚柔耦合；自动化；动力学；ＡＮＳＹＳ；ＡＤＡＭＳ中图分类号：ＴＰ３９１．９文献标识码：Ａ收稿日期：２０１１－０６－２８；修回日期：２０１１－０７－０８作者简介：张士存（１９７９－），男，山东济南人，工程师，本科，主要从事仿真集成及高性能计算集群应用工作。

０　引言在机械系统中，柔性体会对整个系统的运动产生重要影响，在进行运动学分析时如果不考虑柔性体的影响将会造成很大的误差，同样整个系统的运动情况也反过来决定了每个构件的受力状况和运动状态，从而决定了构件内部的应力应变分布。

因此采用ＡＮＳＹＳ和ＡＤＡＭＳ软件的联合仿真应运而生，它不但可以精确地模拟整个系统的运动，而且可以基于运动仿真的结果对运动系统中的柔性体进行应力应变分析［１，２］。

本文基于柔性体仿真的基本数学模型［３，４］，以三连杆机构为例，进行刚柔耦合动力学仿真分析全过程研究。

１　刚柔耦合分析本文所要分析的模型为三连杆机构，其中中间的连杆考虑作为柔性体，具体分析模型如图１所示。

１．１　柔性体模态中性文件生成进行刚柔耦合分析的第一步便是创建柔性体的模态中性文件＊．ｍｎｆ文件，模态中性文件是ＡＤＡＭＳ软件进行刚柔耦合分析所需要的文件，它包含了柔性体的质量、质心、转动惯量、频率、振型以及对载荷的参与因子等信息，该步骤是在ＡＮＳＹＳ中完成的。

车辆系统刚柔耦合多体动力学的发展综述

车辆系统刚柔耦合多体动力学的发展综述摘要：随着科技的发展，货物列车的轻量化设计成为趋势。

采用轻型部件可以显著地降低车辆的质量，达到了货车重载、低动力的目标。

轻型部件的刚度小，采用传统刚体模型不能准确模拟实际性能。

本文介绍了刚柔耦合多体动力学的发展，研究证明刚柔耦合模型可以比较准确的模拟实际车辆的性能。

关键词：重载货车、刚柔耦合、多体动力学1引言重载货车的大轴重转向架的低动力设计以及车体的轻量化设计都要求尽量地降低质量，所以在重载货车设计中应用了大量轻型部件。

传统的车辆动力学仿真计算将车辆中的各个部件均考虑为刚体，根据实际情况，刚体之间、刚体与固定坐标系之间用铰接、力元等联系起来，以此建立车辆动力学模型进行仿真计算。

由于轻型部件的刚度比以前的小，而车辆运行速度的提高，部件之间的作用力增大，所以这些部件在车辆运行的过程中会产生相对较大的弹性变形。

所以这种将所有部件全部考虑为刚体建立的模型不能准确地反映现代新设计的车辆的性能。

因此，将车辆结构中一些刚度比较小、在运行过程中可能发生弹性变形的一些部件考虑为柔性体，其它部件仍考虑为刚体，以此建立的车辆系统刚柔耦合多体动力学模型可以更准确的模拟实际车辆的性能。

这种方法在车辆动力学模拟及部件疲劳寿命预测中得到了广泛应用。

2刚柔耦合多体动力学原理多体系统是由若干刚体或柔体通过力元或铰连接而成的一个完整系统。

多体系统的基本元素包括：惯性体、力元、约束和外力(偶)。

多体系统动力学主要应用在机构的静力学分析、特征模态分析、线性响应分析、运动学分析和动力学分析等，主要是应用计算机技术进行复杂机械系统的动态仿真分析。

柔性多体系统动力学主要研究客体本身刚度较低、受冲击易发生变形或客体的附属部件刚度较大而本身刚度较低，在进行耦合之后，会产生弯曲、变形等特征的大型动力学系统，分析动力学特性时需要考虑其弹性振动的影响。

由于柔性体上任意两点的位移在受到外界激励的情况下会发生位移变化，所以，多柔体系统不但需考虑零部件之间连接元件的刚度、阻尼等特性，还需要考虑部件本身结构的变化特征。

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ＭＡＸｉ－ｕｏ，ＣＮＣｏｇ，ＹｎｇｇＨＥｈｎＯＵＸｉｏｍｅ，ＬＵＺｉｒｉａ－ｉＩｈ－ｎａ
中图分类号：Ｋ４２Ｔ２
文献标志码：Ａ
文章编号：６２５１２１）２—０５ —０１７ —５８（０２０１６５
ＦａｉｕｅａｌｉｎｇｎｅｃａＳｆａｅａｇｎａｙｓｓｏｎｅｉｒｎｋｔｂａｄｔ１ＳｌｎａＩｎｈｓ
马星国，陈崇，尤小梅，刘志民
（阳理工大学机械工程学院，宁沈阳１０５）沈辽１１９
摘要：Ｌ（ｅｖｎＭｅｓｒｍｎ＆Ｓｓｍ）在ＭＳＬｕｅａｕｅｅｔｙｔ中建立某型Ｖ发动机曲轴系统的多体动力学模型，ｅ８通过刚柔耦
第１）【
２Ⅲ
中
国
工
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Ｖｏ１Ｎｏ２ｌＯ．
２１｛ｊ０２ｌｔ
ＣＮＥＳＪＨＩＥ０ＵＲＮＡＩＯＦ）ＴＲＵＣＯＮＭＡＣＨＩＲＹＮＳＴＩＮＥ
Ｊｎ０２ｕ．２１
基于刚柔耦合多体系统的发动机曲轴疲劳分析
轴疲劳寿命值和损伤分布．结论是：通过系统多柔体动力学仿真可以得到各阶模态参与因子的时间历程曲线和
部件的载荷历程，同时保证了模态参与因子与有限元模型匹配；曲轴集中应力最大且寿命最短处为轴颈与曲柄
的过渡圆角处．
关键词：曲轴；动力学；真；限元；劳分析仿有疲
合动力学计算，到部件的模态参与因子，得将模态参与因子与模态进行线性叠加，得到部件的载荷历程，并将其作为疲劳分析的输入数据；利用Ｌ．ｉｕ１ａＭＳＶｒａ．ｂ的Ｄｒｂｌｙ模块对曲轴进行有限元疲劳分析，ｔＬｕａｉｔｉ获得精确的曲