一維和三維聯(lián)合動(dòng)力學(xué)仿真方法在活塞發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析中的應(yīng)用*

藺紅鵬 杜發(fā)榮 徐 征 周 煜

（北京航空航天大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院 北京 100191）

引言

二沖程航空重油發(fā)動(dòng)機(jī)作為目前最具發(fā)展?jié)摿Φ男⌒突钊l(fā)動(dòng)機(jī)之一，它繼承了活塞式航空發(fā)動(dòng)機(jī)體積小、重量輕、功率密度大等優(yōu)點(diǎn)[1-2]，更適合機(jī)體空間有限的無人機(jī)[3-5]。航空重油是指餾分在航空煤油與柴油之間的航空油料[6]，與傳統(tǒng)航空汽油相比，重油具有粘度高，揮發(fā)性差等特點(diǎn)，從而提高了燃料使用和儲(chǔ)運(yùn)的安全性，同時(shí)隨著燃料一體化的發(fā)展趨勢(shì)，重油的使用更有利于簡(jiǎn)化后勤保障，在軍隊(duì)和通用航空領(lǐng)域應(yīng)用前景廣闊[6-9]。

本研究中某型二沖程航空重油發(fā)動(dòng)機(jī)，由于其將裝備于固定翼飛機(jī)或直升機(jī)作為動(dòng)力，因此為保證飛機(jī)的飛行安全，對(duì)航空發(fā)動(dòng)機(jī)提出更為嚴(yán)苛的要求[10]，如從動(dòng)力輸出上，要有比地面動(dòng)力更好的平順性和平衡性[11-12]，否則由此產(chǎn)生的不平衡力及力矩將轉(zhuǎn)變成翼載荷；同時(shí)要求發(fā)動(dòng)機(jī)具有超高的可靠性，不能出現(xiàn)空中停車等重大事故[13]。曲柄連桿機(jī)構(gòu)作為內(nèi)燃機(jī)的核心，歷來受到內(nèi)燃機(jī)研究人員的重視[14]，因此對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)分析非常必要。

目前國(guó)內(nèi)外對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)分析方法很多，且比較成熟和完善。曲柄連桿機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析方法有解析法、圖解法和數(shù)值方法[15]。解析法精度高，但對(duì)復(fù)雜機(jī)構(gòu)工作量大，且實(shí)現(xiàn)起來有困難；圖解法形象直觀，但精度不夠，適用性較差。隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的不斷發(fā)展，用數(shù)值方法求解高度非線性的微分方程組成為了可能，使得復(fù)雜工程問題可得到更精確的解。前人在發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)分析方面做了很多工作[16-21]，如張文燦[16]基于單缸機(jī)的一維動(dòng)力學(xué)分析只基于一維模型進(jìn)行，不能具體反映每個(gè)部件詳細(xì)的應(yīng)力分布及變形；三維的數(shù)值仿真對(duì)模型做出很多假設(shè)，忽略部件彈性變形，如吳楠[19]將部分或全部部件視為剛體，或?qū)⑶B桿機(jī)構(gòu)每個(gè)部件分開單獨(dú)進(jìn)行彈性的有限元分析，雖然考慮了部件的彈性變形，但對(duì)于數(shù)值計(jì)算的邊界條件和非線性因素忽略較多，不能真實(shí)反映部件的受力和部件間的相互作用，在模型分析的完整性和精確度上都有不同程度的局限性。

本文提出基于GT-POWER與ABAQUS結(jié)合的動(dòng)力學(xué)分析方法，更全面地對(duì)模型進(jìn)行覆蓋360°全循環(huán)載荷分析，基于ABAQUS的三維分析采用運(yùn)動(dòng)彈性動(dòng)力學(xué)方法，將所有部件視為彈性體，并考慮幾何與接觸等非線性因素，在基于GT-POWER的一維分析基礎(chǔ)上，以一維分析結(jié)果作為載荷邊界條件，對(duì)受載嚴(yán)重的沖程重點(diǎn)分析，可以減少計(jì)算點(diǎn)，更高效地得到更為精確的計(jì)算結(jié)果。分析中重點(diǎn)考慮基于二沖程和航空發(fā)動(dòng)機(jī)的獨(dú)特要求，填補(bǔ)針對(duì)二沖程重油航空發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)分析研究的空白，對(duì)重油航空發(fā)動(dòng)機(jī)相關(guān)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)具有重要意義。

1 基于GT-POWER的發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)一維動(dòng)力學(xué)分析

1.1 建立一維熱力循環(huán)及動(dòng)力學(xué)分析模型

GT-POWER涵蓋了發(fā)動(dòng)機(jī)的熱力、機(jī)械、流體和結(jié)構(gòu)等各個(gè)方面，內(nèi)燃機(jī)的模型庫(kù)豐富又完整，且計(jì)算速度快，功能強(qiáng)大。本文首先根據(jù)二沖程重油發(fā)動(dòng)機(jī)的循環(huán)參數(shù)，應(yīng)用GT-POWER建立發(fā)動(dòng)機(jī)一維熱力循環(huán)模型，并進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化，建立一個(gè)符合性能要求的發(fā)動(dòng)機(jī)熱力循環(huán)模型如圖1所示。本研究的對(duì)象為一臺(tái)直列兩缸的二沖程航空發(fā)動(dòng)機(jī)，曲軸旋轉(zhuǎn)360°CA完成一個(gè)循環(huán)，兩缸發(fā)火順序相位差180°CA。發(fā)動(dòng)機(jī)的基本參數(shù)如表1所示。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)技術(shù)規(guī)格表

在發(fā)動(dòng)機(jī)熱力循環(huán)模型的基礎(chǔ)上建立GTPOWER的動(dòng)力學(xué)分析模型。建模過程中一些參數(shù)需根據(jù)結(jié)構(gòu)進(jìn)行計(jì)算或?qū)嶋H情況確定，如曲柄臂轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、曲柄銷慣性矩以及軸承的徑向容差和潤(rùn)滑油性能的選取等。建立的模型如圖1所示，在兩個(gè)模型聯(lián)合仿真的基礎(chǔ)上得到發(fā)動(dòng)機(jī)整個(gè)循環(huán)內(nèi)的動(dòng)力學(xué)參數(shù)，并與理論計(jì)算結(jié)果作對(duì)比驗(yàn)證其正確性。

1.2 一維動(dòng)力學(xué)計(jì)算結(jié)果

在動(dòng)力分析中，不計(jì)自重和摩擦阻力，主要分析氣壓力、往復(fù)和旋轉(zhuǎn)慣性力等在曲柄連桿機(jī)構(gòu)中的作用情況，分析活塞側(cè)壓力的大小和規(guī)律，連桿軸頸以及曲軸主軸頸等運(yùn)動(dòng)副的載荷分布規(guī)律。計(jì)算結(jié)果如下：

1）發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸內(nèi)的工質(zhì)壓力是整個(gè)動(dòng)力裝置的原動(dòng)力，氣壓力-曲軸轉(zhuǎn)角曲線如圖2所示。

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)GT-POWER一維仿真模型

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)氣壓力-曲軸轉(zhuǎn)角曲線

2）曲柄連桿機(jī)構(gòu)各部件運(yùn)動(dòng)中產(chǎn)生慣性力，活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)的慣性力是導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)不平衡的主要原因，曲軸定速旋轉(zhuǎn)其旋轉(zhuǎn)慣性力為定值302N，如圖3所示。

3）發(fā)動(dòng)機(jī)各運(yùn)動(dòng)副的載荷及其分布

圖3 慣性力曲線

作用在活塞頂上的氣壓力和運(yùn)動(dòng)件慣性力的最終作用表現(xiàn)在各個(gè)運(yùn)動(dòng)副所受的載荷及其分布規(guī)律。如圖4、圖5所示，其中活塞銷載荷與連桿小頭載荷互為反作用力；曲柄銷載荷與連桿瓦載荷互為反作用力。

圖4 活塞銷載荷分布

圖5 連桿瓦載荷分布

2 基于裝配體下的ABAQUS曲柄連桿機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析

2.1 運(yùn)動(dòng)彈性動(dòng)力學(xué)理論與數(shù)學(xué)模型

彈性動(dòng)力分析的任務(wù)是研究曲柄連桿機(jī)構(gòu)在外部載荷和自身慣性力共同作用下的運(yùn)動(dòng)和受力情況。應(yīng)用運(yùn)動(dòng)彈性動(dòng)力學(xué)分析方法建立有限元模型，不僅考慮了系統(tǒng)的彈性變形，建立更精確的運(yùn)動(dòng)微分方程，而且具有有限元的運(yùn)算模式統(tǒng)一，模型適應(yīng)性廣的特點(diǎn)。本研究應(yīng)用基于“瞬時(shí)結(jié)構(gòu)假定”的運(yùn)動(dòng)彈性動(dòng)力學(xué)分析方法，即曲柄連桿機(jī)構(gòu)在運(yùn)動(dòng)循環(huán)中某一位置，將機(jī)構(gòu)的形狀和作用于其上的負(fù)荷瞬時(shí)“凍結(jié)”，從而將機(jī)構(gòu)利用結(jié)構(gòu)的方法分析[22]?；静襟E是：

1）將曲柄連桿機(jī)構(gòu)各構(gòu)件劃分單元，在各單元指定點(diǎn)設(shè)置結(jié)點(diǎn)；

2）選擇位移模式，建立廣義坐標(biāo)，從拉格朗日方程導(dǎo)出單元的運(yùn)動(dòng)微分方程；

3）將單元運(yùn)動(dòng)方程集合為系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方程，其一般形式如下：

式中：[M]為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣；[C]為系統(tǒng)阻尼矩陣；[K]為系統(tǒng)剛度矩陣；{F}為系統(tǒng)載荷矩陣；{x}為系統(tǒng)廣義坐標(biāo)列陣。

式（1）的實(shí)質(zhì)是廣義的牛頓第二定律，機(jī)械振動(dòng)學(xué)已經(jīng)給出了上式的解法。這個(gè)非齊次微分方程組的解包括兩部分，一是外載荷為零的自由振動(dòng)齊次解，由于振動(dòng)能量耗散，振動(dòng)很快消失；另一個(gè)是系統(tǒng)在外界激勵(lì)下的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)。將上式解耦：

式（2）中{ψN}為正則振型矩陣，也即形函數(shù)矩陣，代入系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)微分方程，并左乘{(lán)ψN}T，化簡(jiǎn)后得：

方程解耦完成，令qNi=xqieiωt，代入上式：

式中：λi=ω/ωi，i=1，2，…，n。

求出系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)微分方程可得到廣義坐標(biāo)x，進(jìn)而根據(jù)幾何方程、物理方程等求出曲柄連桿的應(yīng)力應(yīng)變及其真實(shí)的位移、速度、加速度以及零部件的變形等。

2.2 有限元模型的建立與邊界條件

發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)系統(tǒng)主要包括活塞、活塞銷、連桿以及曲軸等，不同部件采用不同材料，具體如表2所示。由于活塞為非對(duì)稱結(jié)構(gòu)，為提高仿真精度，考慮曲軸潤(rùn)滑油道及曲柄銷減重孔，因此采用全模型。結(jié)合發(fā)動(dòng)機(jī)的基本參數(shù)和制造工藝，在CATIA中建立基于特征控制的發(fā)動(dòng)機(jī)三維模型，在Hypermesh中進(jìn)行結(jié)構(gòu)離散。其中缸套和活塞銷為六面體一階單元C3D8R，其余部件采用C3D4四面體單元，使網(wǎng)格相對(duì)于模型具有較高的幾何相符率。對(duì)預(yù)計(jì)應(yīng)力較大區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格加密，如活塞銷孔內(nèi)沿及支撐肋等。共生成664 028個(gè)單元，185 388個(gè)節(jié)點(diǎn)，如圖6所示。

表2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)材料表

圖6 曲柄連桿機(jī)構(gòu)有限元模型

發(fā)動(dòng)機(jī)循環(huán)的動(dòng)力學(xué)分析采用基于“瞬時(shí)結(jié)構(gòu)假定”的運(yùn)動(dòng)彈性動(dòng)力學(xué)分析方法，每隔10°CA選取一個(gè)計(jì)算點(diǎn)，對(duì)不同計(jì)算點(diǎn)的模型采用不同的邊界條件。

為消除模型剛體位移，曲軸主軸頸6個(gè)自由度全約束，保證結(jié)構(gòu)穩(wěn)定。載荷邊界條件為兩個(gè)活塞頂面承受來自燃燒室的氣壓力，可通過發(fā)動(dòng)機(jī)熱力循環(huán)軟件GT-POWER仿真得到。考慮運(yùn)動(dòng)副存在間隙或接觸的狀態(tài)非線性，在氣缸套和活塞裙部、連桿大頭和曲柄銷等接觸面設(shè)置接觸對(duì)，接觸對(duì)主從面合理的選擇不僅可以保證數(shù)值計(jì)算的順利進(jìn)行，還可減少接觸搜尋算法的計(jì)算成本。

2.3 ABAQUS動(dòng)力學(xué)分析結(jié)果

應(yīng)用ABAQUS/Standard求解器通過運(yùn)動(dòng)彈性動(dòng)力學(xué)方法求解，獲得曲柄連桿機(jī)構(gòu)變形及應(yīng)力結(jié)果。由于在氣缸達(dá)到最高爆發(fā)壓力11 MPa時(shí)（上止點(diǎn)后5°CA）機(jī)構(gòu)受載最惡劣，因此取上止點(diǎn)后5°CA、40°CA及75°CA對(duì)其應(yīng)力應(yīng)變、變形及載荷作分析。如圖7所示。

從圖7a看出曲軸轉(zhuǎn)角為5°CA時(shí)機(jī)構(gòu)受載最惡劣，部分應(yīng)力超出了材料的許用值，但經(jīng)過結(jié)構(gòu)優(yōu)化配合熱處理工藝可消除危險(xiǎn)截面。如連桿小頭出現(xiàn)基于赫茲理論的邊沿效應(yīng)，應(yīng)力達(dá)到1 006 MPa，本文對(duì)此結(jié)構(gòu)優(yōu)化后重新計(jì)算，應(yīng)力值降為407.43 MPa，如圖13所示，再配以熱處理及噴丸等工藝可以進(jìn)一步提高連桿小頭承載能力。優(yōu)化后的機(jī)構(gòu)在最高爆發(fā)壓力下應(yīng)力最大且安全，隨著曲軸轉(zhuǎn)角的繼續(xù)增大，應(yīng)力也相應(yīng)減小，如圖18所示，因此在其它轉(zhuǎn)角下機(jī)構(gòu)都是安全的。

曲軸在上止點(diǎn)后5°CA、40°CA及75°CA的應(yīng)力分布如圖8所示。

圖7 曲柄連桿機(jī)構(gòu)在5°CA、40°CA及75°CA時(shí)應(yīng)力分布

圖8 曲軸部件在5°CA、40°CA及75°CA時(shí)應(yīng)力分布

從圖8a知，曲柄銷減重孔、曲柄銷和曲柄臂連接處及主軸頸支撐點(diǎn)應(yīng)力較大，最大為287.4 MPa，遠(yuǎn)小于曲軸材料Cr40的屈服極限，因此在最嚴(yán)苛工況下曲軸仍滿足強(qiáng)度要求。曲軸在工作中承受周期性動(dòng)載荷，因此不僅要考察應(yīng)力最大點(diǎn)，更應(yīng)注意應(yīng)力梯度較大的位置，這些位置容易產(chǎn)生振動(dòng)和疲勞[23]，是曲軸最易破壞的區(qū)域。考察曲拐中面曲柄臂的應(yīng)力梯度，如圖9所示。作一個(gè)循環(huán)內(nèi)曲柄臂應(yīng)力梯度曲線圖，如圖10所示，應(yīng)力梯度與缸內(nèi)壓力趨勢(shì)基本一致，在最高爆發(fā)壓力下應(yīng)力梯度最大，為121.97 MPa?？梢钥闯?，一個(gè)循環(huán)內(nèi)曲拐中面的應(yīng)力梯度變化較大，容易在曲柄臂圓角處產(chǎn)生疲勞破壞。

連桿在上止點(diǎn)后5°CA、40°CA及75°CA的應(yīng)力分布如圖11所示。

圖9 曲拐中面應(yīng)力梯度云圖

圖10 曲拐中面應(yīng)力梯度循環(huán)曲線圖

圖11 連桿在5°CA、40°CA及75°CA時(shí)的應(yīng)力分布

由圖11可知，連桿小頭承壓部位由于活塞銷變形引起邊緣效應(yīng)，邊緣超出許用應(yīng)力，優(yōu)化措施是在小頭內(nèi)孔邊沿作1×45°倒角，并采用局部硬化的熱處理，減小應(yīng)力集中。對(duì)裝配了優(yōu)化后的連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行計(jì)算，連桿小頭應(yīng)力分布對(duì)比如圖12、圖13所示。

圖12 結(jié)構(gòu)優(yōu)化前應(yīng)力分布

圖13 結(jié)構(gòu)優(yōu)化后應(yīng)力分布

由圖13可知結(jié)構(gòu)優(yōu)化后連桿應(yīng)力分布正常，小頭孔下邊沿最大應(yīng)力為407.43 MPa，小于42CrMoV材料588 MPa的屈服極限，實(shí)際連桿還需熱處理噴丸等強(qiáng)化工藝。連桿是二力桿，對(duì)變形較為敏感，長(zhǎng)度方向變形量不能超過20μm，否則影響發(fā)動(dòng)機(jī)裝配和正常運(yùn)作。如縱向變形過大不僅引起襯套咬合甚至可能發(fā)生活塞碰氣門等故障。任意節(jié)點(diǎn)實(shí)際位移=剛體位移+變形位移，因此考慮兩點(diǎn)的變形時(shí)須找一中性基準(zhǔn)點(diǎn)，此點(diǎn)只有剛體位移而沒有變形位移，選擇所關(guān)心點(diǎn)的絕對(duì)位移與中性點(diǎn)絕對(duì)位移的差便是該點(diǎn)的變形量。以5°CA曲軸轉(zhuǎn)角為例，選取連桿上具有代表性的小頭節(jié)點(diǎn)、大頭上端節(jié)點(diǎn)的變形數(shù)據(jù)，處理得到兩點(diǎn)基于中性點(diǎn)的變形量，如圖14所示。

由圖14曲線知，連桿變形量基本符合要求，不影響發(fā)動(dòng)機(jī)的裝配和正常工作，同時(shí)又做到了連桿的輕量化。

運(yùn)動(dòng)副載荷以1#缸為例，在5°CA、40°CA及75°CA轉(zhuǎn)角下曲柄銷的載荷大小分別為31 705.19 N、9 456.52 N和2 514.7 N，活塞側(cè)推力大小分別為763.56 N、1 554.91 N和724.04 N，與理論計(jì)算結(jié)果符合較好。

圖14 連桿縱向變形量曲線

3 結(jié)果對(duì)比分析與討論

3.1 發(fā)動(dòng)機(jī)GT-POWER與ABAQUS動(dòng)力學(xué)分析結(jié)果的對(duì)比驗(yàn)證

圖15 活塞側(cè)推力的一三維載荷曲線

二沖程為平面曲軸，兩缸載荷的分析結(jié)果大小方向一致，僅相位差180°CA，因此僅以1#缸作分析。

提取GT-POWER動(dòng)力學(xué)分析結(jié)果及對(duì)ABAQUS分析結(jié)果后處理，得到1#缸活塞側(cè)推力及曲柄銷載荷在一個(gè)循環(huán)內(nèi)的一三維結(jié)果對(duì)比，如圖15、圖16中曲線所示。理論計(jì)算與基于ABAQUS的分析在大小和方向上基本一致，GT-POWER的一維分析與三維的ABAQUS在趨勢(shì)上符合較好，但與理論結(jié)果差異較大，如圖17所示，最大差異在3%左右。其原因主要是兩種計(jì)算方法的不同，基于有限元的ABAQUS動(dòng)力學(xué)分析相對(duì)假設(shè)條件較少，且網(wǎng)格劃分合理時(shí)其誤差主要來源于截?cái)嗾`差；一維動(dòng)力學(xué)分析需輸入較多設(shè)定參數(shù)，其中一些參數(shù)根據(jù)同級(jí)別發(fā)動(dòng)機(jī)采用經(jīng)驗(yàn)值，或在計(jì)算零部件慣量等參數(shù)時(shí)對(duì)幾何模型做了簡(jiǎn)化。因此由于條件限制GTPOWER采用了較多的假設(shè)及簡(jiǎn)化，使計(jì)算結(jié)果出現(xiàn)較大誤差。但相對(duì)理論或三維結(jié)果，其平均偏差保持在3%以內(nèi)，對(duì)精度要求不高的分析仍具有一定參考意義。

需注意的是1#缸活塞側(cè)推力在一個(gè)循環(huán)內(nèi)有兩個(gè)峰值，這對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)平衡性和動(dòng)力輸出特性都是有害的，可加裝飛輪甚至平衡軸來改善。GT-POWER與ABAQUS關(guān)于1#缸曲柄銷載荷的分析結(jié)果相符較好。通過ABAQUS對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)分析，可得到曲柄銷整環(huán)的應(yīng)力分布，應(yīng)力最小位置適宜布置潤(rùn)滑油孔，從而改善曲柄銷的潤(rùn)滑條件，使油膜更容易形成，提高發(fā)動(dòng)機(jī)的使用壽命。

圖16 曲柄銷載荷的一三維載荷曲線

圖17 不同載荷形式一三維結(jié)果差異曲線

3.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)最大應(yīng)力分布曲線

曲柄連桿機(jī)構(gòu)由不同材料部件組成，不同材料屈服極限也有較大差異，應(yīng)力大小對(duì)于材料的強(qiáng)度剛度是與材料緊密相關(guān)的。研究40Cr的曲軸，分析其應(yīng)力大小及其位置，提取曲軸一個(gè)循環(huán)內(nèi)每個(gè)計(jì)算點(diǎn)的最大應(yīng)力，判斷其每一曲軸轉(zhuǎn)角下的可靠性?？傻萌鐖D18所示的最大應(yīng)力與曲軸轉(zhuǎn)角曲線。

圖18 40Cr曲軸的最大應(yīng)力曲線

由于采用的是基于“瞬時(shí)結(jié)構(gòu)假定”的運(yùn)動(dòng)彈性動(dòng)力學(xué)分析方法，因此圖18曲線是由分布密集的有限個(gè)計(jì)算點(diǎn)擬合而成的樣條曲線。通過后期增加的計(jì)算點(diǎn)的驗(yàn)證，其結(jié)果符合較好，通過該曲線可以預(yù)測(cè)一個(gè)循環(huán)內(nèi)其他點(diǎn)的最大應(yīng)力位置。

3.3 針對(duì)二沖程航空發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力學(xué)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)改良方案

曲拐布置及點(diǎn)火正時(shí)、配氣與供油系統(tǒng)的匹配，決定了二沖程發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)型式、運(yùn)行方式與常見的四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)有較大差異。二沖程發(fā)動(dòng)機(jī)一個(gè)循環(huán)曲軸旋轉(zhuǎn)360°CA，而四沖程為720°CA，因此二沖程發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)動(dòng)副等所受交變載荷的頻率是四沖程的兩倍。同時(shí)造成熱負(fù)荷比四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)高，總之二沖程發(fā)動(dòng)機(jī)的運(yùn)行工況更為惡劣。因此針對(duì)二沖程航空發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力學(xué)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)具有更嚴(yán)苛的標(biāo)準(zhǔn)，不僅要求良好的配氣、掃氣及燃燒組織，同時(shí)針對(duì)動(dòng)力學(xué)的分析應(yīng)盡可能接近發(fā)動(dòng)機(jī)真實(shí)的動(dòng)力學(xué)過程，減少假設(shè)和簡(jiǎn)化，對(duì)重點(diǎn)區(qū)域詳細(xì)分析。如轉(zhuǎn)動(dòng)副載荷的分析指導(dǎo)滑動(dòng)軸承的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，保證良好的壓力潤(rùn)滑，提高發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行品質(zhì)和壽命；側(cè)壓力的分析指導(dǎo)活塞裙部型線的優(yōu)化，使活塞在正常運(yùn)行中形成良好的楔形油膜，從而延長(zhǎng)缸套壽命和提高發(fā)動(dòng)機(jī)的效率。

4 結(jié)論

1）在熱力循環(huán)的基礎(chǔ)上，基于GT-POWER的動(dòng)力學(xué)分析，更側(cè)重部件間運(yùn)動(dòng)副載荷大小隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)在整個(gè)循環(huán)內(nèi)的載荷分布有直接的反映；基于有限元理論，應(yīng)用運(yùn)動(dòng)彈性動(dòng)力學(xué)理論的ABAQUS動(dòng)力學(xué)分析，更注重某個(gè)瞬態(tài)的應(yīng)力分布和部件的變形情況，對(duì)部件每一部分受力有更詳細(xì)的分析。GT-POWER與ABAQUS結(jié)果誤差保持在3%以內(nèi)。

2）GT-POWER的示功圖等輸出參數(shù)可作為ABAQUS分析的載荷邊界條件。GT-POWER與ABAQUS的聯(lián)合仿真，結(jié)合一維分析計(jì)算速度快及三維分析計(jì)算精度高的優(yōu)勢(shì)，對(duì)特定動(dòng)力學(xué)過程進(jìn)行重點(diǎn)分析，不僅可以得到三維非線性分析的精確結(jié)果，同時(shí)可減少三維計(jì)算量，節(jié)約計(jì)算成本。

3）一維和三維結(jié)合的動(dòng)力學(xué)分析方法雖在滿足精度的同時(shí)減少了計(jì)算量，但目前無試驗(yàn)數(shù)據(jù)與之對(duì)比驗(yàn)證。對(duì)于聯(lián)合仿真結(jié)果的試驗(yàn)數(shù)據(jù)驗(yàn)證以后可以進(jìn)一步作深入研究。

4）聯(lián)合仿真結(jié)果可指導(dǎo)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及優(yōu)化。如在連桿小頭內(nèi)孔邊沿作1×45°倒角后，最大應(yīng)力由邊沿效應(yīng)引起的超過1 000 MPa降為407.43 MPa，連桿縱向變形量小于20μm，保證了發(fā)動(dòng)機(jī)的正常運(yùn)轉(zhuǎn)；最高爆發(fā)壓力11 MPa下，曲柄銷載荷最大為31 705.19 N，活塞側(cè)推力為763.56 N，根據(jù)計(jì)算結(jié)果，可指導(dǎo)曲柄銷壓力潤(rùn)滑油孔位置確定，保證發(fā)動(dòng)機(jī)良好潤(rùn)滑，從而提高了壽命，同時(shí)根據(jù)側(cè)推力可為發(fā)動(dòng)機(jī)傾覆力矩的平衡提供參考，優(yōu)化發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力學(xué)輸出特性。