4100 型內(nèi)燃機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)仿真分析

李靜敏，趙蘭英，劉 松，任思航，婁永昌，曹其政，趙軍軍

（1.大連施奈萊克創(chuàng)新汽車零部件有限公司，遼寧，大連116600；2.大連海洋大學(xué)，遼寧 大連 116023）

0 引言

隨著內(nèi)燃機(jī)技術(shù)的高速發(fā)展，使得內(nèi)燃機(jī)在振動(dòng)、噪聲以及運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性等動(dòng)力學(xué)問(wèn)題方面變得更加突出，更加近距離的進(jìn)入到人們的視線內(nèi)。對(duì)內(nèi)燃機(jī)的運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)分析和慣性力的平衡、曲軸的振動(dòng)分析與減振設(shè)計(jì)、機(jī)體的振動(dòng)分析以及內(nèi)燃機(jī)的減振與隔振等國(guó)內(nèi)外學(xué)者已經(jīng)作了大量的工作[1-3]。數(shù)字仿真技術(shù)已經(jīng)開(kāi)始廣泛應(yīng)用于內(nèi)燃機(jī)研究、設(shè)計(jì)和開(kāi)發(fā)的諸多領(lǐng)域。張兆強(qiáng)等[4]運(yùn)用多體動(dòng)力學(xué)理論對(duì)內(nèi)燃機(jī)進(jìn)行整機(jī)模態(tài)分析和振動(dòng)分析，結(jié)果說(shuō)明整機(jī)模態(tài)分析比單純構(gòu)件模態(tài)分析更能反應(yīng)出內(nèi)燃機(jī)的實(shí)際工況，為內(nèi)燃機(jī)力學(xué)性能分析形成另一種重要方法，同時(shí)為內(nèi)燃機(jī)的減振降噪問(wèn)題提供一些理論依據(jù)。胡愛(ài)閩等[5]采用三維設(shè)計(jì)軟件Pro/E對(duì)曲軸系統(tǒng)進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在機(jī)械仿真軟件ADAMS環(huán)境中搭建柴油機(jī)曲軸系統(tǒng)的虛擬樣機(jī)，分析氣缸活塞位移、速度及加速度的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，以及氣缸側(cè)壓力和曲柄銷受力情況，同時(shí)對(duì)作用在曲軸上的扭矩進(jìn)行分析。戎瑞亞等[6]運(yùn)用Solidworks和仿真軟件ADAMS建立了船舶柴油機(jī)及其軸系的虛擬樣機(jī)模型，并進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)仿真，獲取了仿真模型的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)特性數(shù)據(jù)。利用該動(dòng)力學(xué)模型，改變柴油機(jī)的支承條件，對(duì)隔振情況下的振動(dòng)特性進(jìn)行分析。高爽等[7]利用ADAMS軟件建立曲柄連桿機(jī)構(gòu)虛擬樣機(jī)模型，PRO/E與ANSYS軟件對(duì)曲軸進(jìn)行柔性化處理，利用曲柄連桿機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)仿真分析結(jié)果進(jìn)行后續(xù)的發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)振動(dòng)、噪聲分析、疲勞壽命分析和研究。本文首先選取4100型內(nèi)燃機(jī)基本設(shè)計(jì)參數(shù)，然后對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)建模分析，通過(guò)動(dòng)力學(xué)仿真分析驗(yàn)證內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)理論計(jì)算的有效性，同時(shí)對(duì)該機(jī)型進(jìn)一步的改進(jìn)設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供依據(jù)。

1 4100型內(nèi)燃機(jī)三維模型的建立

1.1 4100型內(nèi)燃機(jī)基本參數(shù)

活塞、連桿主要尺寸如表1所示，曲軸、軸承主要尺寸如表2所示。

表1 活塞、連桿主要尺寸

表2 曲軸，軸承主要尺寸

1.2 三維建模

根據(jù)表1的曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要尺寸，通過(guò)Solidworks軟件繪制內(nèi)燃機(jī)活塞、活塞銷、連桿、曲軸飛輪組、軸瓦以及主軸承等的零件圖并進(jìn)行裝配[8,9]，繪制4100型內(nèi)燃機(jī)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)裝配圖如圖1所示。

圖1 4100型內(nèi)燃機(jī)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)圖

2 動(dòng)力學(xué)仿真

模型導(dǎo)入動(dòng)力學(xué)仿真軟件建立動(dòng)力學(xué)仿真模型如圖2所示，添加各個(gè)零件模型材料，依次添加各零件屬性，建立仿真模型。

圖2 動(dòng)力學(xué)仿真模型

2.1 添加約束

在ADAMS/View軟件給內(nèi)燃機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)零件模型添加運(yùn)動(dòng)副（connectors）,它用來(lái)保證零件之間的連接狀態(tài)以及零件之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)情況，使模擬系統(tǒng)趨于真實(shí)的運(yùn)動(dòng)情況。

2.2 施加載荷

式（1）～（4）中 S 為氣缸工作容積，Sc為余隙容積，Sx為氣缸在某點(diǎn)的氣缸容積。因此施加在活塞面上的載荷為Pg×（D2×π/4），根據(jù)動(dòng)力學(xué)計(jì)算用表，將轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)換為時(shí)間公式為2 200×360°/60 000=13.2 °/ms，時(shí)間 T=C/13.2.根據(jù)動(dòng)力學(xué)計(jì)算用表，計(jì)算氣體力，通過(guò)傳統(tǒng)理論計(jì)算得出第一缸理論所受的活塞和與時(shí)間的數(shù)據(jù)。由著火順序1-3-4-2，遠(yuǎn)離飛輪端為第1缸，依次2、3、4缸，其它缸依次相差180°.

根據(jù)活塞在缸內(nèi)壓力數(shù)據(jù)計(jì)算而得活塞受力隨時(shí)間的變化關(guān)系繪制曲線，橫坐標(biāo)X表示時(shí)間（ms），縱坐標(biāo)Y表示活塞所受到的力（N）。根據(jù)4100內(nèi)燃機(jī)的著火順序1-3-4-2，缸與缸之間相差180°.因此可以通過(guò)第一缸的活塞受力可以得出其它3缸的活塞所受力與時(shí)間的關(guān)系曲線。根據(jù)活塞所受的合力施加到每一缸活塞之上。根據(jù)理論計(jì)算的壓力來(lái)進(jìn)行仿真計(jì)算。

2.3 驅(qū)動(dòng)應(yīng)用和模型測(cè)試

驅(qū)動(dòng)是作為一種約束添加，而且是時(shí)間的函數(shù)，在模型上添加驅(qū)動(dòng)是將運(yùn)動(dòng)副未約束的自由度進(jìn)行約束。本次的施加驅(qū)動(dòng)方法是利用所選仿真軟件工具欄中的Motions中的驅(qū)動(dòng)按鈕，給曲柄連桿機(jī)構(gòu)模型添加驅(qū)動(dòng)。選擇Motion工具中的Rotational Join motion （應(yīng)用旋轉(zhuǎn)副驅(qū)動(dòng)），將轉(zhuǎn)速調(diào)整為 13.2°/ms，實(shí)際轉(zhuǎn)速計(jì)2 200 r/min.

3 仿真結(jié)果分析

3.1 活塞參數(shù)曲線及分析

仿真得出的第一缸活塞關(guān)于Y軸的各類曲線如圖3所示。

圖3 第一缸仿真變化各曲線

由圖3可知活塞的最大位移值是123.952 3 mm、活塞的最大速度值是14.843 4 mm/ms（即14.843 4 m/s）、活塞加速度在時(shí)間為13.443 3 ms和40.693 3 ms（即轉(zhuǎn)角為177.451 56°和537.151 56°）時(shí)達(dá)峰值2.487 8 mm/ms（2即2 487.8 m/s2），時(shí)間在27.61 ms（即轉(zhuǎn)角為364.452°）時(shí)達(dá)到峰值-4.145 6 mm/ms（2即-4 145.6 m/s2）、活塞往復(fù)慣性力在時(shí)間為13.443 3 ms和40.693 3 ms（即轉(zhuǎn)角為 177.4515 6°和 537.1515 6°）時(shí)達(dá)峰值6.219 5 mm/ms（2即6 219.5 N），時(shí)間在27.61 ms（即轉(zhuǎn)角為364.452°）時(shí)達(dá)到峰值-10.3633 mm/ms2（即-1036 3.3 N）、活塞總作用力達(dá)到最大值為46 888.007 N、活塞側(cè)推力達(dá)到最大值為3 190.275 3 N.

3.2 連桿參數(shù)曲線及分析

連桿變化曲線如圖4～圖6所示，由圖可知連桿的側(cè)推力達(dá)到最大值為3 190.275 3 N、連桿合力達(dá)到峰值為40 941.688 1 N、連桿擺角峰值大約在±14.47°，呈正弦曲線周期性變化。

圖4 連桿的側(cè)推力變化曲線

圖5 連桿所受合力的變化曲線

圖6 連桿擺角變化曲線

3.3 曲軸受力曲線及分析

曲軸作為曲柄連桿機(jī)構(gòu)的關(guān)鍵組件，它的受力是最復(fù)雜也是最難計(jì)算的[10-13]，在本次研究中分析曲軸的幾個(gè)受力曲線，如圖7～圖9所示：

圖7 曲軸的側(cè)推力（切向力）變化曲線

圖8 單缸曲軸轉(zhuǎn)矩變化曲線

圖9 多缸輸出轉(zhuǎn)矩

由曲軸的側(cè)推力變化曲線可以看出，曲軸的切向力在時(shí)間為 28.703 3 ms（即 378.883 56°）時(shí)，達(dá)到最大值 18 839.159 1 N，在時(shí)間為 26.16 ms（即345.312°）時(shí)，達(dá)到最小值為-6 093.333 7 N.由單缸曲軸轉(zhuǎn)矩變化曲線可以看出，曲軸時(shí)間在28.703 3 ms（即378.883 56°）時(shí)達(dá)到最大值為1 177.4 N·m.

3.4 主軸承受力曲線及分析

主軸承所受力的變化曲線如圖10所示：

圖10 主軸承切向力的變化曲線

圖11 主軸承法向力的變化曲線

圖12 主軸承合力的變化曲線

通過(guò)主軸承切向力變化曲線可以看出，只有第四個(gè)主軸承和第五個(gè)主軸承受到切向力的影響，其他缸不受切向力的影響（即很小給予省略）。原因是：由于繪制的曲軸與飛輪同體，而且飛輪的質(zhì)量相比于其它部件的相差較大，質(zhì)心在第四、五軸承之間，因此在主軸承受力時(shí)出現(xiàn)，第一、二、三軸承受力非常小，第五個(gè)主軸承時(shí)間在21.073 3 ms（即278.167 56°）時(shí)達(dá)到最大值為24 202.178 4 N.第四個(gè)主軸承時(shí)間在21.436 7 ms（即282.964 44°）時(shí)達(dá)到最大值為1.491 ×108N.

由主軸承法向力變化曲線可以看出，第四個(gè)主軸承和第五個(gè)主軸承受到法向力的影響，其他缸不受切向力的影響（即很小給予省略）。第五缸曲軸時(shí)間在28.34 ms（即 374.088°）時(shí)達(dá)到最大值為 141 210 N.第四缸曲軸時(shí)間在28.34 ms（即374.088°）時(shí)達(dá)到最大值為-1.971 6×105N.

由主軸承法向力變化曲線可以看出，第四個(gè)主軸承和第五個(gè)主軸承受到法向力的影響，其他缸不受切向力的影響（即很小給予省略）。第五缸曲軸時(shí)間在28.34 ms（即 374.088°）時(shí)達(dá)到最大值為141 210 N.第四缸曲軸時(shí)間在28.34 ms（即374.088°）時(shí)達(dá)到最大值為1.436 7×105N.

3.5 傳統(tǒng)結(jié)果與仿真結(jié)果對(duì)比

通過(guò)4100型內(nèi)燃機(jī)整機(jī)設(shè)計(jì)參數(shù)，在已知曲柄連桿機(jī)構(gòu)的一些理論變化曲線的基礎(chǔ)上。對(duì)仿真結(jié)果與傳統(tǒng)理論計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析如表所示（誤差允許范圍在5%內(nèi)）見(jiàn)表3：

表3 理論結(jié)果與仿真結(jié)果對(duì)比

綜上對(duì)比發(fā)現(xiàn)，仿真得出的受力曲線和轉(zhuǎn)矩輸出曲線與圖解理論計(jì)算得出的受力曲線和轉(zhuǎn)矩輸出曲線都有一定的差異。這是因?yàn)槔碚撚?jì)算中沒(méi)有考慮到各運(yùn)動(dòng)部件的所受重力以及高速運(yùn)動(dòng)下的往復(fù)慣性力與旋轉(zhuǎn)慣性力[14-15]，而ADAMS中所建立的虛擬樣機(jī)中進(jìn)行仿真時(shí)，考慮到了部件的所受重力與高速運(yùn)動(dòng)下的慣性力，所以利用ADAMS建立曲柄連桿機(jī)構(gòu)虛擬樣機(jī)模型來(lái)模擬4100內(nèi)燃機(jī)曲柄連機(jī)構(gòu)工作狀態(tài)，從而仿真計(jì)算機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)特性結(jié)果更加精確且更加接近實(shí)際工作情況。

4 結(jié)論與建議

通過(guò)Solidworks建立曲柄連桿機(jī)構(gòu)模型，進(jìn)而在全剛性體和平衡狀態(tài)下進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析，得出的結(jié)果不僅可以驗(yàn)證設(shè)計(jì)的正確性，也可為內(nèi)燃機(jī)的優(yōu)化和改進(jìn)提供依據(jù)，對(duì)提高設(shè)計(jì)質(zhì)量和縮短開(kāi)發(fā)周期具有很重要的實(shí)用價(jià)值。

（1）得出的受力曲線和轉(zhuǎn)矩輸出曲線與圖解理論計(jì)算得出的受力曲線和轉(zhuǎn)矩輸出曲線都有一定的差異，活塞的位移、速度、加速度的特性曲線與理論曲線相同，而由于活塞組質(zhì)量理論與仿真相差較大，所以在有關(guān)慣性力的特性曲線上，仿真與理論的結(jié)果相差較大，經(jīng)實(shí)測(cè)四缸機(jī)活塞質(zhì)量，發(fā)現(xiàn)理論計(jì)算中活塞質(zhì)量偏差較大，仿真活塞組質(zhì)量更接近實(shí)測(cè)值。

（2）由于理論計(jì)算中沒(méi)有考慮到各運(yùn)動(dòng)部件的所受重力，而ADAMS中所建立的虛擬樣機(jī)中進(jìn)行仿真時(shí)，考慮到了部件的所受重力的影響，所以有關(guān)慣性力的曲線結(jié)果存在較大差異。

（3）不僅僅是質(zhì)量的問(wèn)題，還有氣體力和著火順序與時(shí)間的關(guān)系也是由推導(dǎo)獲得的影響。因此，往往仿真數(shù)據(jù)結(jié)果與理論結(jié)果有偏差是不可避免的，只有不斷增強(qiáng)理論計(jì)算的精確性誤差才可不斷減小。

（4）利用ADAMS建立曲柄連桿機(jī)構(gòu)虛擬樣機(jī)模型來(lái)模擬4100內(nèi)燃機(jī)曲柄連機(jī)構(gòu)工作狀態(tài)，由于虛擬樣機(jī)考慮因素比較全面，從而仿真計(jì)算機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)特性結(jié)果更加精確且更加接近實(shí)際工作情況。