某曲軸缸體系統(tǒng)剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)仿真研究

， ， ，

(1.石家莊鐵道大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，河北 石家莊 050043；2.長城汽車股份有限公司 哈弗技術(shù)中心，河北 保定 071000 )

某曲軸缸體系統(tǒng)剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)仿真研究

李曉楠1，焦旭寧2，馮國勝1，李晨陽1

(1.石家莊鐵道大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，河北 石家莊 050043；2.長城汽車股份有限公司 哈弗技術(shù)中心，河北 保定 071000 )

曲柄連桿活塞機(jī)構(gòu)是發(fā)動機(jī)的重要組成部分，在運(yùn)動中會受到周期性的激振力作用，直接影響著系統(tǒng)工作的平順性和零部件的壽命。針對某直列6缸柴油機(jī)使用虛擬樣機(jī)仿真軟件ADAMS搭建了曲軸缸體系統(tǒng)的剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)仿真平臺，通過對活塞的位移、速度和加速度的運(yùn)動規(guī)律進(jìn)行模擬，以及對氣缸體所受側(cè)向沖擊力和曲軸載荷及主軸頸最小油膜厚度等特性進(jìn)行仿真，得到了較為可靠的運(yùn)動學(xué)和力學(xué)數(shù)據(jù)。結(jié)果表明，軟件模擬仿真結(jié)果與柴油機(jī)實(shí)際情況基本一致，為曲軸缸體系統(tǒng)進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計(jì)和提高整體性能提供了理論依據(jù)。

柴油機(jī); 曲軸；剛?cè)狁詈?；多體動力學(xué)；ADAMS

0 引言

多體動力學(xué)仿真技術(shù)作為一種能夠較為精確地模擬出發(fā)動機(jī)的振動、載荷情況的方法，已經(jīng)在國內(nèi)外得到廣泛應(yīng)用[1-3]。在發(fā)動機(jī)實(shí)際工作過程中，曲軸會受到氣缸內(nèi)氣體壓力、連桿組慣性力和摩擦力等綜合作用，受力情況復(fù)雜。文獻(xiàn)[4]中使用有限元方法計(jì)算出了氣缸體的模態(tài)特性，文獻(xiàn)[5]中通過多體動力學(xué)仿真得到了柔性曲軸的疲勞可靠性結(jié)果。本文通過ANSYS軟件將某型柴油機(jī)曲軸轉(zhuǎn)化成柔性體然后導(dǎo)入到ADAMS中進(jìn)行多體動力學(xué)分析，并對活塞運(yùn)動和缸體曲軸載荷及油膜厚度進(jìn)行模擬分析計(jì)算，得到了各部分零部件的時(shí)程載荷數(shù)據(jù)。相比于傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法，動態(tài)仿真技術(shù)可以在設(shè)計(jì)早期計(jì)算出關(guān)鍵參數(shù)，從而縮短了開發(fā)周期，節(jié)約設(shè)計(jì)成本和時(shí)間，對內(nèi)燃機(jī)的設(shè)計(jì)優(yōu)化有著重要意義。

1 柔性體動力學(xué)方程建立與示功圖

1.1動力學(xué)微分方程描述

應(yīng)用拉格朗日微分方程對系統(tǒng)進(jìn)行多體動力學(xué)仿真，選用慣性系中的笛卡爾坐標(biāo)系對系統(tǒng)中的剛體結(jié)構(gòu)建立廣義坐標(biāo)如下

(1)

柔性體的動力學(xué)微分方程建立在廣義坐標(biāo)基礎(chǔ)之上，且能夠描述系統(tǒng)的柔性體的非線性位移和微小的彈性形變，其變形可近似用離散的自由度位移u表示，在小彈性范圍內(nèi)，位移u可表示為模態(tài)向量和模態(tài)坐標(biāo)的線性組合，則位移u可分別表示為

(2)

式中，φ為線性自由度對應(yīng)的模態(tài)矩陣；qi(i=1,…,m)是柔性體的廣義模態(tài)坐標(biāo)，m為模態(tài)數(shù)。則柔性體廣義坐標(biāo)公式

(3)

柔性體的運(yùn)動方程式建立在廣義坐標(biāo)基礎(chǔ)之上，則基于廣義坐標(biāo)推導(dǎo)的拉格朗日微分方程[1]為

(4)

1.2主軸承高壓油膜微分方程

主軸承通常采用動力潤滑方式，軸承油膜起到潤滑和支撐曲軸壓力的作用，并且隨著曲軸的旋轉(zhuǎn)，油膜的動力學(xué)表現(xiàn)為非線性關(guān)系，直接影響曲軸的振動特性。通過彈性動力學(xué)潤滑理論(EHD)分析油膜的動力學(xué)特性，建立軸承固定坐標(biāo)系，對質(zhì)量保護(hù)空化模型應(yīng)用雷諾平均方程求解出油膜壓力方程[2]

(5)

式中,φx和φz為x和z方向壓力流量因子；φs剪切流量因子；θ是填充率；p是油膜壓力；η是潤滑油粘度；h油膜厚度；hT是平均油膜厚度；μ1和μ2是軸頸和軸承表面的圓周速度；σs綜合表面粗糙度；σ1和σ2分別為軸頸與軸瓦表面粗糙度；t為時(shí)間；x和z分別為軸頸徑向和軸向坐標(biāo)。方程應(yīng)用擴(kuò)展雷諾方程的邊界條件[3]。

1.3第一缸壓力示功圖

由于動力學(xué)仿真中各結(jié)構(gòu)受力隨氣缸內(nèi)壓力的變化而變化，于是給出了第一缸氣體壓力的示功圖如圖1所示，其它各缸壓力與第一缸相同。已知此直列6缸柴油機(jī)的點(diǎn)火順序?yàn)?→5→3→6→2→4，在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1 600 r/min時(shí)，氣體的最大爆發(fā)壓力為12.76 MPa，最大爆發(fā)壓力的相位差為120°。由示功圖可知，第一缸的最大爆發(fā)壓力出現(xiàn)在曲軸轉(zhuǎn)角為365°時(shí)，則由相位差可以計(jì)算出當(dāng)曲軸轉(zhuǎn)角為127°時(shí)第二缸達(dá)到最大爆發(fā)壓力。

2 曲軸系多體動力學(xué)建模

2.1曲軸有限元模型建立

由于發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)中活塞組和連桿組是傳遞力與力矩的主要結(jié)構(gòu)，不考慮其形變而將其視為剛體。而曲軸由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜并且在運(yùn)動過程中承受著連桿組的壓力、轉(zhuǎn)矩和主軸承高壓油膜約束，使其運(yùn)動形態(tài)復(fù)雜多變，對整體的動力學(xué)特性有著重要影響，運(yùn)動過程中的彈性形變必須加以考慮。因此，將曲軸結(jié)構(gòu)建立為柔性體模型。

本設(shè)計(jì)用ANSYS建立了曲軸結(jié)構(gòu)的有限元模型，對此結(jié)構(gòu)劃分網(wǎng)格后進(jìn)行模態(tài)分析，生成了包含材料、節(jié)點(diǎn)等模態(tài)信息的中性文件。曲軸有限元模型如圖2所示，曲軸模型模態(tài)分析后得到了前6階模態(tài)固有頻率如表1所示。

圖1 氣體壓力示功圖

圖2 曲軸有限元模型

2.2ADAMS動力學(xué)建模

將曲軸多剛體系統(tǒng)導(dǎo)入到ADAMS中并對各零部件之間添加約束關(guān)系和接觸力，同時(shí)將生成的*.mnf中性文件導(dǎo)入到ADAMS中替換剛性曲軸，從而得到曲軸缸體系統(tǒng)的剛?cè)狁詈夏Ｐ汀?shí)驗(yàn)測得的氣缸內(nèi)氣體壓力數(shù)據(jù)保存為*.txt文件，在ADAMS中利用spline函數(shù)將氣缸壓力數(shù)據(jù)導(dǎo)入，對活塞添加單向力sforce，通過Math Function將力函數(shù)修改AKISPL(TIME,0，SPLINE_1，O)完成添加氣缸壓力函數(shù)的過程。通過Motion函數(shù)將曲軸轉(zhuǎn)速設(shè)為9 600 d*time即1 600 r/min后進(jìn)行仿真。最終建立的剛?cè)狁詈夏Ｐ腿鐖D3所示。

圖3 曲軸缸體系統(tǒng)仿真模型

表1 曲軸各階固有頻率

3 運(yùn)動學(xué)與動力學(xué)仿真分析

3.1活塞運(yùn)動學(xué)與動力學(xué)分析

通過對活塞的運(yùn)動進(jìn)行仿真，可以觀察到活塞的位移和速度曲線呈正弦周期性變化，加速度曲線呈周期性變化。如圖4所示，當(dāng)曲軸轉(zhuǎn)速為1 600 r/min時(shí)，活塞最大速度為9.85 m/s，平均速度為4.27 m/s，最大速度與平均速度之比為2.31，與理論值基本相符。活塞運(yùn)動的加速度與所受合力相關(guān)，活塞運(yùn)動到上止點(diǎn)時(shí)加速度最大為1 250 m/s2，運(yùn)動到下止點(diǎn)時(shí)加速度為-754 m/s2。

圖4 活塞運(yùn)動的位移、速度和加速度

為了分析氣缸加速度變化產(chǎn)生的振動響應(yīng)與沖擊以及進(jìn)一步優(yōu)化車輛的懸置結(jié)構(gòu)參數(shù)，對活塞加速度進(jìn)行FFT變換，將時(shí)域信號轉(zhuǎn)化為頻域信號，可以得到加速度信號在不同頻率下的頻譜特性，如圖5、圖6所示。分析其頻譜特性可知?dú)飧准铀俣鹊闹饕l率成分為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速頻率的3、6、8諧次，原因有可能為基礎(chǔ)軸承產(chǎn)生松動所導(dǎo)致。其中最大峰值出現(xiàn)在轉(zhuǎn)速頻率的6諧次且為單峰值，初步可以推測為轉(zhuǎn)子不平衡引發(fā)振動的可能性較大[4]。加速度的波動可能會引起氣缸體的噪音和振動，可以通過對結(jié)構(gòu)體進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)從而改進(jìn)結(jié)構(gòu)的頻響特性，減小振動和噪聲。

圖5 活塞加速度FFT曲線

圖6 活塞加速度FFT 3D曲線

圖7 活塞對缸體的側(cè)壓力

活塞對氣缸的側(cè)壓力是由于連桿中心線對活塞處于傾斜時(shí)產(chǎn)生的側(cè)向推力，側(cè)壓力大小是引起氣缸磨損的主要因素。此外由于活塞和缸體之間存在間隙，使得活塞上下往復(fù)運(yùn)動的同時(shí)也伴隨著從一側(cè)運(yùn)動到另一側(cè)的橫向移動，從而引起了缸體的振動沖擊，對發(fā)動機(jī)運(yùn)動平穩(wěn)性有重要影響。圖7為活塞在一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)側(cè)推力曲線。分析圖像可知，活塞進(jìn)氣與壓縮過程側(cè)壓力較為平穩(wěn)，當(dāng)壓縮氣體到達(dá)上止點(diǎn)后，氣缸內(nèi)氣體被點(diǎn)燃爆發(fā)，活塞側(cè)推力迅速到達(dá)最大值約為12.7 kN，隨著曲軸繼續(xù)旋轉(zhuǎn)側(cè)壓力逐漸減小并趨于平穩(wěn)。

3.2曲柄銷動力學(xué)分析

通過對模型進(jìn)行動力學(xué)仿真，得出曲柄銷所受徑向力、切向力以及合力如圖8所示。由圖8可知，曲柄銷載荷主要為徑向力產(chǎn)生，徑向力最大值出現(xiàn)在曲軸轉(zhuǎn)角為365°左右，約為160.9 kN。 隨著曲軸繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，切向力繼續(xù)變大，最大值出現(xiàn)曲軸轉(zhuǎn)角為395°左右，最大值約為74.4 kN。曲柄銷所受合力最大值出現(xiàn)在活塞到達(dá)上止點(diǎn)后氣體被點(diǎn)燃時(shí)，載荷最大值約為174 kN, 此時(shí)曲柄銷受到連桿巨大推力開始做功，曲柄銷與連桿接觸點(diǎn)即為最大應(yīng)力點(diǎn)，最大應(yīng)力點(diǎn)附近應(yīng)避開油孔和油槽的布置，以免發(fā)生疲勞斷裂影響其使用壽命[5]。

圖8 曲柄銷受力曲線

3.3主軸頸動力學(xué)分析

主軸頸上的作用力主要是由氣缸內(nèi)氣體壓力和連桿組慣性力傳遞過來產(chǎn)生的，主軸頸上壓力的大小直接影響整個(gè)曲軸的疲勞特性和壽命，并對潤滑油槽的和進(jìn)油口的位置布置起決定性作用[6]。由于此發(fā)動機(jī)為直列6缸左右對稱排布形式，通過系統(tǒng)仿真可知，第2至第6主軸頸受力情況類似，在一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)會出現(xiàn)兩個(gè)峰值；第7主軸頸受力情況與第1主軸頸相似，僅有一個(gè)峰值。因此僅對第1、2主軸頸進(jìn)行分析研究。在一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)第1、2主軸頸受力隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線如圖9、圖10所示。

圖9 第1主軸頸受力曲線

圖10 第2主軸頸受力曲線

第1主軸頸曲線峰值出現(xiàn)在曲軸轉(zhuǎn)角約為365°，最大值約為73 kN，第2主軸頸曲線兩個(gè)峰值分別出現(xiàn)在曲軸轉(zhuǎn)角為125°和365°左右，其值分別為71.2 kN和79.6 kN。通過對比二者發(fā)現(xiàn)，在曲軸轉(zhuǎn)角為365°左右即第1缸氣體爆發(fā)時(shí)，第1、2主軸頸同時(shí)出現(xiàn)峰值，此最大值為第1缸氣體爆發(fā)所產(chǎn)生。在曲軸轉(zhuǎn)角為365°左右時(shí)第2主軸頸受力明顯高于第1主軸頸受力，但第2主軸頸在曲軸轉(zhuǎn)角為125°時(shí)多出一個(gè)峰值，這是由于各缸爆發(fā)時(shí)的相位差和曲柄銷受力的相互作用所引起的。且第1主軸頸受力主要源于第1缸氣體壓力的作用，而第2主軸頸同時(shí)承受左右相鄰兩缸氣體壓力的同時(shí)作用，因此第2主軸頸在相位角相差240°的位置出現(xiàn)兩個(gè)峰值。此外由于曲軸為柔性體，使得第2主軸頸更容易受到其它缸的沖擊力，力之間的相互疊加使得在相同轉(zhuǎn)角時(shí)，第2主軸頸受力明顯高于第1主軸頸。此外，分析兩圖可得，第1主軸頸在曲軸轉(zhuǎn)角在310°～410°之間，第2主軸頸轉(zhuǎn)角在90°～180°與310°～410°之間受力較大，應(yīng)避免在此處附近布置油孔和油槽。

3.4主軸承高壓油膜仿真分析

模型中選取潤滑油的粘溫特性符合Vogel模型[7]

η(T)=A·e(B/(T+C))

(6)

式中，η為特性粘度；T為熱力學(xué)溫度；由于選取的機(jī)油型號為SAE10W-40，則A=0.144 Pa·s，B=1 306.5 K,C=393.9 K。

根據(jù)ADAMS中雷諾微分方程解的數(shù)據(jù)庫，自定義子數(shù)據(jù)庫。通過迭代后軸心偏心率和主軸承載荷對數(shù)據(jù)庫中的數(shù)據(jù)進(jìn)行插值計(jì)算，得出下一個(gè)迭代條件，重復(fù)差值計(jì)算過程直至收斂，進(jìn)而得出主軸承最小油膜厚度解。通過對主軸承潤滑油膜動力學(xué)仿真，得到了第1和第2主軸承潤滑油膜最小厚度隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線，如圖11、圖12所示。分析結(jié)果可知油膜最小厚度均出現(xiàn)在曲軸轉(zhuǎn)角為360°左右即氣缸發(fā)火時(shí)刻，其值分別為14.5 μm和9 μm。且與主軸承載荷的峰值對應(yīng)。由于第2主軸頸軸承處安裝了止推片，使得其振動作用更加劇烈，且承受載荷增加，從而使得其最小油膜厚度明顯小于第1主軸頸的油膜厚度。在設(shè)計(jì)時(shí)可以略微增大第2主軸頸寬度，提升其承受載荷的能力。

圖11 第1主軸承油膜厚度

圖12 第2主軸承油膜厚度

4 結(jié)論

(1)基于多體動力學(xué)理論之上建立了曲軸缸體系統(tǒng)的剛?cè)狁詈夏Ｐ?，通過對氣缸體、曲柄銷和主軸頸等結(jié)構(gòu)的運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)仿真分析，可較為精確地模擬其運(yùn)動和受力情況，為其特性分析提供了可靠地參考數(shù)據(jù)。

(2)仿真結(jié)果中氣缸體位移、速度和加速度與實(shí)際情況相符，對氣缸體的側(cè)向沖擊力和加速度頻譜分析為減少發(fā)動機(jī)的振動沖擊和故障診斷提供了重要依據(jù)。

(3)仿真結(jié)果得出了曲柄銷和曲軸主軸頸的最大載荷位置以及其動態(tài)載荷變化，為合理布置潤滑油口和油槽的位置提供了參考依據(jù)。

(4)通過仿真對比各軸承處油膜最小厚度的變化過程，得出了油膜厚度隨載荷變化的關(guān)系，對軸承潤滑狀況的優(yōu)化和各軸頸寬度的優(yōu)化具有較為深遠(yuǎn)的意義。

[1]陸佑方.柔性多體系統(tǒng)動力學(xué)[M].北京:高等教育出版社,1996.

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[7] 魏春源,張衛(wèi)正,葛蘊(yùn)珊.高等內(nèi)燃機(jī)學(xué)[M].北京:北京理工大學(xué)出版社,2001.

StudyonCoupledDynamicsSimulationofCrankshaftandCylinderSystem

LiXiaonan1,JiaoXuning2,FengGuosheng1,LiChenyang1

(1.School of Mechanical Engineering, Shijiazhuang Tiedao University, Shijiazhuang 050043, China；2.Department of HAVAL Technology Center, Great Wall Motor Co., Ltd, Baoding 071000, China)

Crankshaft and cylinder system is an important part of the engine, and can be affected by the periodic excitation force in motion, which directly affects the smoothness and life of the parts during work. This design uses virtual simulation software ADAMS to build a coupled multi-body dynamics simulation platform of crankshaft and cylinder system for an inline six-cylinder diesel engine.The reliable data of kinematics and mechanics are obtained by simulating the characteristics such as displacement, velocity, acceleration of piston, lateral impact force to the cylinder block and the minimum thickness of oil film.The analysis shows that the software simulation results are generally the same as the actual situation, which provides theory basis for further optimization design and overall performance improving of the crankshaft and cylinder system.

diesel engine;crankshaft;the coupled;multi-body dynamics;ADAMS

TK413.3

： A

： 2095-0373(2017)03-0065-06

2016-05-22責(zé)任編輯:劉憲福

10.13319/j.cnki.sjztddxxbzrb.2017.03.13

河北省研究生創(chuàng)新項(xiàng)目 (yc2016003 )

李曉楠(1990-)，男，碩士研究生，主要研究方向?yàn)檐囕v電子控制。 E-mail：284289502@qq.com 李曉楠，焦旭寧，馮國勝，等.某曲軸缸體系統(tǒng)剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)仿真研究[J].石家莊鐵道大學(xué)學(xué)報(bào):自然科學(xué)版,2017,30(3):65-70.