简介AVL Excite Designer软件在发动机概念设计中的应用是一份面向发动机设计工程师与CAE仿真人员的技术文档聚焦曲轴概念设计阶段的仿真评估方法。文档以一款直列六缸发动机曲轴轴系为对象详细展示如何建立当量模型、定义各部件参数并完成轴承比压、最小油膜厚度、扭转振动模态及曲轴圆角安全系数等关键指标分析。文中明确指出主轴承上、下瓦比压均小于70MPa、最小油膜厚度大于0.8微米等评价标准可帮助设计部门快速判断轴承设计合理性。资源为单个PDF文件体积471KB内容紧凑、目录清晰适合随时查阅。文档涵盖概念设计重要性、曲轴设计难点、Designer建模流程、Bearing/Torsion/Strength结果解读等模块能够帮助读者系统掌握曲轴CAE仿真评估思路。目前已有159人学习对正在开展发动机前期开发或学习AVL Excite Designer软件的工程人员具有实用价值。1. 曲轴概念设计阶段的快速校核一维当量模型比想象中更肯给出答案发动机概念设计阶段曲轴还没有完整的三维模型齿轮、油道、圆角细节都未定型这时候做全三维多体动力学或有限元分析光清理几何和改网格就要耗掉一两周。而真正在这个阶段需要回答的问题其实很集中轴承能不能活、扭振会不会在转速范围内拖垮系统、圆角强度余量够不够。AVL Excite Designer 把曲轴轴系缩成一个集中质量-弹簧-阻尼系统用一维仿真把这几个问题在半天内跑完。对于正在开发的直列六缸机利用 Designer 对曲轴的 Bearing、Torsion、Strength 三类结果做评判可以获得足够支持方案决策的量化指标。本文以六缸机曲轴项目为例完整走一遍建模、参数设定、结果判读和坑位识别。2. 建立 Designer 当量轴系AutoShaft 识别曲轴几何与模型器参数设置Designer 的建模思路与常规多体动力学软件不同。它不直接求解三维实体接触而是把活塞、连杆、曲轴、飞轮、减振器、机体和轴承全部离散成集中质量、弹簧和阻尼单元。连杆用 Conrod Modeler 定义曲轴用 Autoshaft 从几何数据中自动识别主轴颈、曲柄销、曲柄臂和平衡块再在 Shaft Modeler 界面补充细化参数。整套模型如图 1 所示属于典型的当量轴系。2.1 当量模型的基本假设与适用范围把连续体离散成集中质量单元的前提是轴系的弯曲刚度远大于扭转刚度且研究对象以扭转和轴承载荷为主。对于直列六缸发动机这种长轴系曲轴长度与直径比大一维扭振模型能很好捕捉系统低阶模态。采用当量模型时曲轴每拐简化为一个集中惯量和一段扭转弹簧惯量来自曲柄销、主轴颈、曲柄臂、平衡块的转动惯量叠加刚度来自曲柄臂和轴颈的扭转柔度。连杆则按大小头质量分配原则拆成两部分大头质量跟随曲柄销做旋转运动小头质量跟随活塞做往复运动。这种简化放弃了高阶弯曲模态和三维应力分布但它换取的是极快的迭代速度。概念设计阶段需要对比多组曲轴方案比如改变曲柄臂厚度、主轴颈直径、平衡块角度Designer 可以在修改参数后重新生成模型并完成一轮全转速扫描这是三维方法做不到的。2.2 Conrod Modeler 定义连杆参数连杆在 Designer 中不是几何体而是质量-刚度-长度参数的集合。Conrod Modeler 需要输入连杆大端质量、小端质量、总质量、连杆长度、大端轴承宽度、小端轴承直径等数据。典型输入参数表如下参数数值示例说明连杆总质量2.8 kg含杆身、小头衬套、大头轴瓦大端质量2.1 kg参与旋转运动作用于曲柄销小端质量0.7 kg参与往复运动作用于活塞销连杆长度178 mm大端孔中心到小端孔中心距离大端轴承直径62 mm曲柄销直径匹配值小端轴承直径32 mm活塞销直径匹配值注意连杆质量分配方式直接影响主轴承载荷分布。如果连杆大端质量占比过高旋转惯性力增大主轴承下瓦的比压会系统性抬升。项目里如果手头没有拆解数据可以参考同排量机型按总质量的 0.65 到 0.75 作为大端质量比例估算。2.3 Autoshaft 与 Shaft Modeler 的曲轴参数识别Autoshaft 是 Designer 里识别曲轴几何的入口。它接受以 Stl 或特定格式输入的曲轴三维轮廓自动划分轴段并计算出每段的极惯性矩、转动惯量、弯曲刚度和扭转刚度。对于概念设计阶段还没有三维曲轴的情况可以用 Shaft Modeler 手工搭建按主轴颈、曲柄臂、曲柄销的顺序逐段定义直径和长度。Shaft Modeler 界面需要定义的关键几何参数包括主轴颈直径和宽度、曲柄销直径和宽度、曲柄臂厚度和宽度、平衡块质量及重心半径、曲轴总长、发火顺序对应的曲拐夹角。六缸机的曲拐夹角为 120 度发火顺序 1-5-3-6-2-4 时曲柄排列呈左右对称Autoshaft 会自动根据这些参数形成当量扭转系统和轴承支点位置。模型建立完成后载荷输入主要是缸压曲线。图 3 给出的爆发压力数据作为单个气缸的压力-曲轴转角曲线输入到对应的气缸单元中。Designer 会依据发火顺序自动错开各缸相位不需要手工编排激励时间。3. Bearing 分析比压 70 MPa 与最小油膜厚度 0.8 微米的双阈值判据Bearing 模块是一维雷诺方程求解器基于轴承直径、宽度、间隙、供油压力和润滑油粘度计算轴承在一个完整工作循环内的比压、最小油膜厚度、最大油膜压力、摩擦损失等结果。对于六缸机主轴承和连杆大头轴承是关键评估对象。3.1 轴承边界参数设置轴承参数在 Designer 的 Bearing 模块中独立设置。以下是一组直列六缸机常见的主轴承参数参数主轴承连杆大头轴承轴承直径90 mm62 mm轴承宽度28 mm28 mm轴承间隙0.08 mm0.05 mm供油压力4 bar4 bar润滑油温度120 °C120 °C润滑油型号15W-4015W-40轴承间隙的设置对油膜厚度结果影响很大。间隙过大油膜承载能力下降最小油膜厚度变薄间隙过小油膜温升高摩擦功增大。工程上主轴承相对间隙间隙/直径通常在 0.08% 到 0.12% 之间上表 0.08 mm/90 mm 0.089%处于合理范围。润滑油温度则影响动力粘度温度设定过高会低估油膜厚度温度过低会高估最好与台架实测的油底壳温度一致。3.2 主轴承比压结果判读为什么上瓦比下瓦容易超限计算结果中主轴承上、下瓦在不同转速下的最大比压Maximum Unit Load需要分别考察。从图 4 和图 5 的数据来看各主轴承在不同转速下的比压均低于 70 MPa。这是一个行业常用的经验阈值对应铝基或铜铅轴瓦材料的许用比压。需要注意区分上瓦和下瓦的受力特征。上瓦承受的主要是缸内爆发压力通过曲轴传递的载荷在 1200 r/min 附近出现峰值下瓦承受的主要是旋转惯性力和往复惯性力随转速升高而增加。因此上瓦比压在低转速爆发压力大时更危险下瓦比压在高转速时更危险。评估时不能只看某一个转速点而应观察整个转速扫描范围内各主轴承上、下瓦的包络线。3.3 最小油膜厚度与表面粗糙度的配合关系最小油膜厚度是轴承设计的另一个硬指标。图 6 和图 7 显示主轴承上、下瓦最小油膜厚度均大于 0.8 微米图 9 显示连杆大头轴承下瓦最小油膜厚度仍有相当裕量。0.8 微米这个值需要放在表面粗糙度背景下理解。提示最小油膜厚度应大于轴颈表面和轴瓦表面粗糙度均方根值之和的 2 到 3 倍。轴颈精磨后 Ra 通常为 0.2 微米左右轴瓦 Ra 约 0.4 微米两者叠加后约 0.6 微米0.8 微米处于刚好满足 2 倍安全裕度的边界水平。如果后续加工精度波动较大建议把目标提高到 1.0 微米以上。轴承分析通过比压和最小油膜厚度两个指标给出判定但不要忽略轴承间隙和供油压力的敏感性。概念设计阶段如果这两个指标中存在一项接近边界可优先调整间隙和供油压力做快速验证而不是立刻改动轴颈直径因为后者会影响整个扭振系统。4. Torsion 计算链条模态频率验证、临界转速定位与扭振幅值判定Torsion 分析是曲轴轴系仿真中最需要物理直觉的部分。Designer 在完成时域或频域求解后输出轴系各阶模态频率、临界转速、前端扭振角位移、飞轮端转速波动、减振器耗散功以及曲柄臂扭转应力。这些结果组合在一起构成对曲轴扭转特性的完整评价。4.1 模态结果的验证思路试验对比的误差边界模态计算依赖曲轴轴系的惯量和刚度分布。Designer 求解得到的图 11 中各阶模态振型显示六缸机曲轴系前五阶模态频率分别为 135.3 Hz、263.8 Hz、637.0 Hz、1091.5 Hz 和 1476.0 Hz。其中第一阶模态振型主要表现为前端减振器与曲轴本体的相对扭转节点位于减振器和曲轴前端之间第二阶模态节点前移高阶模态振型更加复杂。模态频率的准确性可以用台架试验验证。工程上常用的做法是在曲轴前端安装扭振测量轮用转速传感器测量怠速至最高转速范围内的扭振角经阶次分析后提取共振峰频率。Designer 计算频率与试验结果的偏差在 5% 以内可认为模型有效。如果偏差较大优先检查减振器刚度和惯量参数因为这是整个轴系中不确定性最高的部件。4.2 临界转速计算用 Python 快速换算转速扫描表临界转速是模态频率与激励阶次的比值。直列六缸机的激励阶次主要是 3 阶、6 阶、9 阶等整数阶同时存在 0.5 阶、1.5 阶等半阶成分。计算临界转速的公式为 Ncr 60 * f / k其中 f 为模态频率Hzk 为激励阶次。# 模态频率与临界转速换算脚本 freq [135.3, 263.8, 637.0, 1091.5, 1476.0] # 前五阶模态频率单位 Hz orders [0.5, 1.0, 1.5, 2.0, 3.0, 4.5, 6.0, 9.0] # 六缸机常见激励阶次 speed_range (500, 3500) # 发动机工作转速范围 print(模态频率 (Hz) | 阶次 | 临界转速 (rpm) | 是否在工作转速内) for f in freq: for k in orders: n 60 * f / k in_range speed_range[0] n speed_range[1] if in_range: print(f{f:10.1f} | {k:4.1f} | {n:11.1f} | 是) else: # 高于最高转速的临界点也列出来用于判断高转速区是否接近 if n speed_range[1] * 1.15: print(f{f:10.1f} | {k:4.1f} | {n:11.1f} | 接近上限)运行这段脚本会得到类似如下的结果第一阶模态 135.3 Hz 在 3 阶激励下的临界转速为 2706 rpm落在工作转速范围内第二阶模态 263.8 Hz 在 4.5 阶激励下对应 3517 rpm接近最高转速其余高阶模态对应的临界转速大多超出工作范围。参数含义上f 是 Designer 输出的自由振动模态频率k 是激励阶次n 是临界转速。脚本中对超出工作范围 15% 以内的临界点也做了标记这是为了排查最高转速附近的共振风险。从图 12 的临界转速图中可以看到Designer 已经在转速-频率平面上标注出了共振区。一维仿真到这里的作用是快速定位哪些阶次值得关注而不是直接给出减振方案。4.3 扭振幅值与耗散功的边界判断Torsion 结果中前端扭振角位移是最直观的评价量。图 13 显示各阶次扭振角在转速范围内的表现单阶扭振角均小于 0.2 度综合扭振角小于 0.5 度。这两个数值是行业通用经验判据单阶 0.2 度限值用于控制单一激励阶次的共振风险综合 0.5 度限值用于控制总扭振幅值对前端轮系和正时系统的影响。如果超出齿轮传动噪音和前端轮系皮带打滑的故障概率显著上升。减振器耗散功率图 15反映扭转减振器在一个循环内实际吸收的能量。耗散功过低说明减振器没有有效参与工作过高说明减振器橡胶或硅油一直在高负荷运转存在过热风险。项目里 Damper1 在 2700 rpm 附近出现耗散功率峰值 650 W 左右与第一阶模态在 3 阶激励下的临界转速 2706 rpm 吻合这个位置的设计合理性决定了扭振方案的成败。曲柄臂扭转应力图 16则直接对应曲轴的耐久性。各曲柄臂的扭转应力幅值在对应转速范围内均不超过 35 MPa数值上偏安全。但注意这里的扭转应力是从当量模型估算的没有考虑圆角应力集中效应真正决定曲轴寿命的圆角应力需要靠 Strength 模块和后续有限元验证。5. Strength 分析圆角比较系数与危险转速的锁定逻辑Strength 模块解决的是曲轴圆角疲劳强度问题。Designer 基于梁单元模型计算圆角处的名义应力再引入应力集中系数输出主轴颈圆角和曲柄销圆角的比较系数Comparison Factor。比较系数的含义是材料疲劳极限与实际应力幅的比值数值越大越安全工程上要求最小比较系数大于 1.5。5.1 结果数据解读圆角比较系数在两处关键位置的表现图 17 给出的主轴颈圆角比较系数显示12 个曲柄臂的最小比较系数分布如下表数据从 Design 结果提取曲柄臂编号最小比较系数对应转速 (rpm)Web 11.9561200Web 21.8871200Web 31.9331200Web 41.9311200Web 51.8881200Web 61.8871200Web 71.8881200Web 81.8781200Web 91.9241200Web 101.9541200Web 111.9011200Web 121.8961200所有主轴颈圆角最小比较系数均大于 1.5满足设计要求。曲柄销圆角图 18的最小比较系数在 2.03 到 2.14 之间同样满足要求。从数据上还能观察到一个关键现象所有危险位置都出现在 1200 rpm而不是最高转速 3500 rpm。这说明该转速下存在共振放大效应扭振附加应力与气体爆发压力叠加后形成了峰值载荷。比较系数由 Designer 根据材料疲劳数据自动计算。软件内部采用材料 S-N 曲线并考虑平均应力修正。如果比较系数不足通常的优化路径有三条调整卸载槽结构增大过渡圆角半径、更换曲轴材料提高疲劳极限、调整曲柄臂厚度改变刚度分布和弯矩传递路径。概念设计阶段首选方案是调整过渡圆角半径因为改动只影响局部几何不会改变整个轴系的扭振特性。5.2 从一维比较系数到详细疲劳分析的衔接Designer 的 Strength 模块适合方案筛选但圆角处的真实应力分布需要三维模型才能准确捕捉。当比较系数处于 1.5 到 1.8 之间时建议项目进入详细设计阶段后用有限元软件对最小比较系数对应的曲柄臂做三维应力分析提取圆角处最大主应力再结合疲劳软件做安全系数校核。比较系数定位的危险转速也很有价值。1200 rpm 对应的工况通常在台架耐久试验中排在前面优先验证如果这里提前暴露问题可以节省大量试验资源。反过来如果某方案在 Designer 中的比较系数在 500 到 3500 rpm 全转速范围内都大于 2.0则说明该曲轴在扭转强度方面余量较大可以把优化重心放到重量降低和摩擦功控制上。材料参数输入是 Strength 分析中最容易出错的地方。曲轴材料需要同时定义抗拉强度、屈服强度、疲劳极限和 S-N 曲线斜率这些参数最好来自材料供应商的实测数据而不是软件自带材料库的默认值。默认库的疲劳极限通常偏保守会导致比较系数低估让本来可接受的设计被误判为不合格。6. 模型验证闭环三类结果串起来检查的工程技巧完成 Bearing、Torsion、Strength 三类计算后不建议直接写结论而是花半小时做一次交叉验证把这三块结果放到同一个物理逻辑下检查。核心技巧是多看“不良趋势”而不只是“合格边界”。6.1 三个一致性检查判断模型是否可信的快捷方法第一个检查是轴承比压峰值转速与扭振临界转速的对应关系。如果主轴承比压出现峰值的转速偏离 Torsion 计算的临界转速超过 15%要回去检查缸压曲线相位和发火顺序是否正确。对于六缸机发火顺序 1-5-3-6-2-4 与 1-4-2-6-3-5 产生的轴承载荷相位不同Designer 计算出的主轴承比压峰值转速会有差异。第二个检查是各主轴承的载荷对称性。直列六缸机的 1 号与 6 号轴承、2 号与 5 号轴承、3 号与 4 号轴承在几何对称且发火顺序对称时计算结果应当基本一致。如果出现明显不对称检查曲轴当量模型中平衡块质量设置是否有误或者 Shaft Modeler 中的曲拐相位角是否按 120 度均匀分布。第三个检查是 Strength 危险转速与扭振共振点的匹配。第五章节中已经指出危险位置集中在 1200 rpm这个转速必须能在 Torsion 结果中找到对应的共振峰。如果找不到检查减振器参数是否设置正确特别是减振器惯量和阻尼值——它们直接影响共振点的振幅和位置。6.2 用命中的共振点反向校准减振器模型减振器参数是 Designer 模型中最不确定的输入。硅油减振器的惯量环质量、硅油粘度和剪切间隙决定其阻尼特性而橡胶减振器的橡胶硬度、厚度和粘接面积决定其刚度和阻尼。概念设计阶段如果没有供应商提供具体数据可以参考以下步骤做初步验证。# 从 Designer 结果文件中提取前端扭振角数据 # 结果文件位于工作目录下通常以 .res 结尾 # 使用 AVL IMPRESS 后处理工具导出 CSV 格式 # 1. 启动命令Windows 环境下 IMPRESS -input crankshaft.res -export torsion_angle.csv # 2. 在导出的 CSV 中定位前端扭振角为峰值的转速 # 常见做法是用 Python pandas 读取并找出局部最大值导出的数据中前端扭振角会在特定转速出现尖峰。将尖峰转速与第五章 Strength 模块识别的危险转速 1200 rpm 做对比如果两者偏差在 50 rpm 以内说明减振器参数与实际系统匹配良好如果偏差大则调整减振器阻尼系数后重新计算。这个校准循环通常需要两到三轮。完成交叉验证后Designer 的结果才具备决策支撑价值。一维模型不能替代详细设计阶段的多体动力学和有限元分析但它能快速圈定概念设计阶段的风险区域把有限的三维仿真资源集中到真正危险的曲拐和转速区间这正是 Excite Designer 在整个发动机开发流程中的定位。本文还有配套的精品资源点击获取