汽車單缸發(fā)動機活塞連桿機構優(yōu)化設計

天津理工大學中環(huán)信息學院2016屆本科畢業(yè)設計說明書畢業(yè)設計汽車單缸發(fā)動機活塞連桿機構優(yōu)化設計姓 名： 張玉東 學 號： 12130054 班 級： 12機械2 專 業(yè)：機械工程及自動化 所在系： 機械工程系 指導教師： 馬文朋 汽車發(fā)動機活塞連桿機構優(yōu)化設計摘要在發(fā)動機設計中,氣缸內氣體壓力和零件慣性力引起的活塞側壓力及機體干擾力是首先要考慮的問題。如果這些動態(tài)力過大,將使機構間摩擦力增大,加劇了零件磨損程度并引起發(fā)動機震動,降低了發(fā)動機效率和車輛的舒適性。本文在活塞連桿機構理論分析的基礎上,利用多體動力學理論、三維造型軟件Pro/E及動力學分析軟件ADAMS對發(fā)動機活塞連桿機構的動力學問題進行了編程計算和虛擬樣機仿真模擬分析。并以S195柴油機為研究對象,對額定工況下S195柴油機的示功圖和活塞連桿機構的動力學公式進行了編程計算,繪制出機構動態(tài)力隨曲軸轉角的變化曲線。然后在Pro/E中建立S195柴油機活塞連桿機構的虛擬樣機模型,導入ADAMS中進行動力學分析,繪制出虛擬樣機模型中各連接位置處動力仿真結果曲線。關鍵詞：活塞連桿；ADAMS；Pro/E；建模仿真Automobile engine piston connecting rod mechanism optimization designABSTRACTIn the engine design, the gas pressure in the cylinder and parts of piston side pressure caused by inertial force and force first question to consider is the body interference. If the dynamic force is too big, will lead to increase the friction between the agencies, exacerbating the parts wear degree and cause the engine vibration, reduce the engine efficiency and comfort of the vehicle. Crank connecting rod mechanism is presented in this paper, on the basis of theoretical analysis, using the theory of multi-body dynamics, 3 d modeling software Pro/E and dynamics analysis software ADAMS dynamics of internal combustion engine crank connecting rod mechanism is the programming calculation and the analysis of virtual prototype simulation. And the S195 diesel engine was taken as the research object, under the rated conditions of S195 diesel engine indicator diagram and the programming of the dynamic formula of crank rod system calculation, dynamic map mechanismKey words: the piston connecting rod; ADAMS; Pro/E; Modeling and simulation第一章緒論目錄第一章緒論11.1意義11.2活塞連桿機構的工作特點與設計難點11.3研究現(xiàn)狀及手段21.4究內容和方法3第二章活塞連桿機構虛擬模型32.1活塞連桿機構的零件模型一32.2活塞連桿機構的裝配模型7第三章活塞連桿機構的運動學和動力學分析83.1ADAMS及其基本原理83.2ADAMS中的運動學和動力學分析123.3活塞連桿機構的結構優(yōu)化設計14第四章結論194.1 結論19參考文獻20致謝21第一章緒論1.1研究的意義發(fā)動機是目前世界上應用最廣泛的熱動力裝置,自年法國人設計出第一臺煤氣發(fā)動機以來,發(fā)動機無論是在結構上還是在性能上都較以前有了很大的進步。在現(xiàn)今社會,幾乎所有的交通工具都以發(fā)動機做其核心的動力源?？萍歼M步不僅推動了發(fā)動機的發(fā)展,也對其性能提出了更高的要求燃料燃燒的高效低污染、使用的穩(wěn)定性以及更長的壽命等。這都要求發(fā)動機改進設計優(yōu)化結構以減少工作過程中的各種動態(tài)力?；钊B桿機構的設計是否合理將直接影響發(fā)動機的功率、排放、可靠性和使用壽命等重要性能。隨著計算機技術的發(fā)展,設計過程中計算機輔助設計手段的利用程度已成為衡量發(fā)動機性能優(yōu)劣的標準之一 “。歐洲、美國和日本等汽車工業(yè)發(fā)達的國家,汽車發(fā)動機設計全部利用技術,這也使得他們的發(fā)動機性能優(yōu)良。美國評選的年全球十佳發(fā)動機,前三名來自于德國的奧迪和寶馬公司,其余的也全部由美國和日本設計生產(chǎn)。目前我國對這些先進手段的利用程度還很低,雖然國內很多發(fā)動機研究所已經(jīng)認識到這些,也都大力引進和發(fā)展這些先進的技術手段,但由于資金和人才缺乏再加上國外的技術封鎖,真正擁有自己的一套技術的還很少。加入后的中國面對的是全世界的競爭,中國的機械行業(yè)要達到發(fā)達國家水平,必須掌握先進的產(chǎn)品開發(fā)工具。1.2活塞連桿機構的工作特點與設計難點發(fā)動機活塞連桿的設計原則是解決工作過程中慣性力的平衡及改進結構以減少活塞對氣缸壁的側壓力,并降低發(fā)動機的振動,但工作環(huán)境的瞬變使得這些分析十分困難。在工作過程中,活塞頂部受力變化復雜,上下運動時活塞對氣缸壁產(chǎn)成很大的側壓力,降低了發(fā)動機工作效率,活塞環(huán)亦容易損壞連桿做復雜的平面運動且質量較大,平面運動產(chǎn)生的慣性力也不容忽視的,連桿長度的微小變化也對機構產(chǎn)生很大的影響飛輪曲軸的模態(tài)對發(fā)動機工作的穩(wěn)定性和壽命有很大影響,要設計出合理的活塞連桿機構,還要考慮發(fā)動機布置方式和工作場合,約束因素較多,設計難度非常大。傳統(tǒng)的方法是對結構進行簡化計算并與樣機試驗相結合進行設計。這種方法得到的結果往往存在較大的誤差,很難獲得理想的結構參數(shù),且勞動強度大,開發(fā)周期長,浪費人力物力。借助先進的計算機輔助設計手段,設計人員的勞動強度已有所降低,產(chǎn)品開發(fā)周期也有所縮短。但仍有一些難題無法解決,如機構連接處動摩擦力和零件變形等,有待進一步完善。1.3國內外研究現(xiàn)狀及手段市場競爭的加劇要求廠家必需縮短產(chǎn)品開發(fā)周期以增強市場競爭力,同時,為了提高質量、降低成本,又需要做大量的實驗分析和數(shù)據(jù)處理。這使得現(xiàn)代設計理論和計算機輔助設計系統(tǒng)得以快速發(fā)展。在發(fā)動機產(chǎn)品設計開發(fā)過程中應用比較廣泛的現(xiàn)代設計理論有計算機輔助設計、多剛體動力學分析、有限元分析、計算機輔助工程熱力學以及綜合利用這些理論的優(yōu)化設計。1.3.1計算機輔助設計(CAD)計算機輔助設計是從60年代發(fā)展起來的,是現(xiàn)代設計方法的一個重要分支,它從根本上改變了機械設計的傳統(tǒng)模式,引起了工程設計領域的深刻變革,并由此而發(fā)展派生出了計算機輔助分析(CAE)和計算機輔助制造(CAM)。目前國外在這方面的技術已經(jīng)十分成熟,知名的三維CAD軟件主要有法國達索公司的CATIA、美國EDS公司的、UG、SDRC公司的I-DEAS和PTC公司的Pro/E。最近更流行的是基于變量的三維設計軟件(I-DEAS),PTC公司的基于全參數(shù)化的三維軟件Pro/E已經(jīng)沒有前幾年那么強勢。我國也開發(fā)出了三維建模軟件CAXA。1.3.2多體動力學分析多體動力學模擬是近十年發(fā)展起來的機械計算機模擬技術,MBS提供了在設計過程中對設計方案進行分析和優(yōu)化的有效手段,在機械設計領域的應用越來越廣泛。多體動力學包括多剛體系統(tǒng)動力學和多柔體系統(tǒng)動力學,多剛體系統(tǒng)動力學是由任意有限個剛體組成的系統(tǒng),剛體之間以某種約束形式連接,研究這些系統(tǒng)的動力學需要建立非線性運動方程、能量表達式、運動學表達式以及其它一些量的表達式。多柔體系統(tǒng)動力學是由剛體和柔體混合組成的系統(tǒng)。對發(fā)動機產(chǎn)品的裝配模型進行機構運動仿真,可校核部件運動軌跡,及時發(fā)現(xiàn)干涉對裝配模型進行動力學仿真,可模擬機構運動過程中的載荷分布,對零件強度分析起指導作用利用多體動力學理論,還可以對機構進行優(yōu)化設計。對系統(tǒng)進行多剛體動力學分析需要大量的計算,多柔體系統(tǒng)的計算則更加復雜。在計算機技術高度發(fā)達之前,該理論只應用比較簡單的剛體系統(tǒng),但是隨著計算機的發(fā)展和CAD技術的成熟,美國MDI公司已經(jīng)開發(fā)出了比較完善的多剛體動力學分析軟ADAMS,其不但適用于多剛體系統(tǒng)的動力學分析,而且可以進行多柔體系統(tǒng)的動力學分析。目前已經(jīng)被世界上數(shù)百家制造商采用。1997年美國登陸火星的研究中就利用了該軟件,當然,其售價也是十分昂貴的。其他的多剛體動力學分析軟件還有PTC公司的Pro/Machanical、Working model 3D以及I-DEAS軟件的Simulation模塊等。目前國內還沒有這方面的軟件,只有少數(shù)大學進行了機構運動、動力仿真分析方面的研究和局部應用，但都很少應用于生產(chǎn)，相關資料也不多。 1.3.3有限元分析 有限元分析早在20世紀20年代就有人提出，但是由于其龐大的計算量，并沒有被廣泛應用，隨著計算工具的進步，有限元計算過程中大量的計算被簡化為計算機的后臺操作，使得有限元分析方法的應用有了今日嶄新的階段。內燃機設計過程中很大一部分的工作是計算零件的強度性能、可靠性以及耐久性等，特別是活塞組的禍合應力分析。早期的研究中，在活塞組和缸套間傳熱的問題上，多以穩(wěn)態(tài)傳熱研究為主，誤差很大。近年來，禍合模型開始出現(xiàn)在國內外內燃機的研究課題中，其中對活塞組部分的研究最為突出，國內也對禍合模型進行了研究。禍合方法是部分專家在對內燃機工作部件內部環(huán)境作深入研究時提出的一種新方法，現(xiàn)代內燃機傳熱研究的一個重要方向是把氣缸內氣體流動、燃燒、對流、傳熱、輻射傳熱模型與燃燒室部件整體(缸蓋一缸套一活塞)禍合起來對活塞組進行分析。由此可知，禍合方法是以后的發(fā)展趨勢，如果使用得當，它可以解決因活塞組與缸套之間相對移動而導致邊界條件難以確定的問題。目前，國外普遍采用CFD (Computational Fluid Dynamics)和FEA禍合的方法進行活塞組等內燃機部件的傳熱研究，通過CFD計算得到活塞頂工質的溫度及換熱系數(shù)以及缸套冷卻水的溫度和換熱系數(shù)，將之作為FEA的第三類邊界條件計算。國內對于這方面的研究還很少見諸報道。1.3.4優(yōu)化設計理論 機械優(yōu)化設計就是把機械設計與數(shù)學規(guī)劃理論及方法相結合，借助電子計算機，尋求最優(yōu)設計方案?，F(xiàn)在優(yōu)化設計理論已相當成熟，有多種優(yōu)化算法可供研究者參考，如人工蟻群算法、遺傳算法等。在各種計算軟件已經(jīng)相當成熟的今天，如何更好的利用各種計算軟件對所涉及的問題進行優(yōu)化并得到可靠結果是研究的重點。在內燃機中應用優(yōu)化設計的目的是在不降低內燃機性能和壽命的情況下，如何減小動態(tài)力、降低重量和降低成本。內燃機設計過程涉及的約束條件多，設計目標也多，是典型的多目標優(yōu)化設計問題。目前國外的科研機構已經(jīng)可以利用各種工具對內燃機整機進行優(yōu)化。國內也有很多科研機構對內燃機零件進行優(yōu)化設計，如氣門彈簧、活塞、連桿、曲軸等，并接取得了很好的成果。1.4主要研究內容和方法對發(fā)動機活塞連桿機構理論分析的基礎上，利用數(shù)值計算和虛擬仿真方法，對發(fā)動機活塞連桿機構進行動力學分析，然后在分析的基礎上對機構進行優(yōu)化設計。運用Pro/E軟件對活塞連桿機構進行零件建模和模型裝配，并進行運動仿真。查閱相關資料和文獻，了解汽車發(fā)動機活塞連桿機構的工作原理和結構，確定本設計的總體方案；利用所學機械專業(yè)知識，選擇主要零件的機構尺寸，并進行強度校核；利用Pro/E軟件建立各零部件的實體模型并進行裝配，進行機構運動仿真，輸出運動結果；繪制主要零件的三維視圖。第二章活塞連桿機構虛擬模型對發(fā)動機活塞連桿機構在計算機中進行動力學仿真時,必須建立含有發(fā)動機活塞連桿機構質量特性參數(shù)的虛擬模型,但是一般動力學分析軟件三維建模功能都比較弱,樣機虛擬模型多采用專業(yè)的三維CAD軟件創(chuàng)建,然后再利用專門的接口將CAD軟件建立的虛擬樣機轉換到多體動力學分析軟件中。目前,國內外市場上流行的三維CAD軟件很多,現(xiàn)在比較常用的有CATIA、UG、I-DEAS和Pro/E等,其中I-DEAS是基于變量的三維CAD軟件,達索公司和EDS公司也分別推出了半?yún)?shù)半變量化的CATIA和UG的升級版本。PTC公司的Pro/E是基于全參數(shù)的三維設計軟件,它在前幾年因這個優(yōu)勢在全球占有很大市場,近年來因為全參數(shù)化繪圖約束條件多,限制了工程設計人員的創(chuàng)造性,國際上很多大公司多采用基于變量的I-DEAS軟件。本文采用PTC公司的Pro/E作為三維造型軟件,主要是考慮了該軟件筆者使用比較熟練,而且它與多剛體動力學分析軟件ADAMS及有限元分析軟件ANSYS可實現(xiàn)無縫連接等原因。2.1活塞連桿機構的零件模型 以5195柴油機為例，利用三維CAD軟件Pro/E對內燃活塞連桿機構的主要零部件進行三維實體建模，主要建立了活塞組:活塞、活塞銷、活塞油環(huán)、活塞氣環(huán)、檔圈;連桿組:連桿體、連桿蓋、連桿襯套、連桿軸瓦、連桿螺栓;曲軸飛輪組:曲軸、主軸承、曲軸齒輪、飛輪、皮帶輪、飛輪螺栓等零件，為了使仿真具體形象，本文也建立了缸體模型。為了準確的獲得這些零件的質量特性參數(shù)。在造型時力求和實物相同。以得到準確的零件質量特性參數(shù)。剛體的質量特性參數(shù)包括質心的位置、質量和轉動慣量，其中轉動慣量用轉動慣量矩陣描述:，矩陣中Ixx，Iyy，Izz分別為剛體繞通過質心且與所定義的剛體固連坐標系各坐標軸方向一致的坐標系中的X， Y， Z軸的轉動慣量。=dm=dm=dm，分別為剛體繞通過質心且與所定義的剛體固連坐標系各坐標軸方向一致的坐標系中的XY, YZ, XZ平面的慣性積。=dm=dm=dmPro/E分析模塊中的質量特性分析(Model Analysis)功能為剛體質量特性參數(shù)的確定提供了簡便有效的方法。對于所建立的三維實模型，只需定義其材料屬性和材料密度，調用質量特性分析模塊就可以得到包括轉動慣量矩陣在內的剛體質量特性參數(shù)。為計算活塞組、連桿組和曲軸飛輪組的質量特性參數(shù)，還需定義各組件的固連坐標系。本文定義活塞組固連坐標系(Piston_ Csys)的原點位于活塞銷孔的中心位置，X軸與活塞銷的軸線方向平行;Y軸與活塞銷的軸線方向垂直，正向背離活塞頂部凹坑;Z軸沿活塞中心線方向，正向垂直向上。連桿組的固連坐標系(Rod_ Csys)建立在連桿小頭中心，X軸方向沿連桿襯套方向;Y軸與連桿襯套方向垂直;Z軸正向指向連桿大頭中心;曲軸固連坐標系(Crank Csys)的原點位于曲柄銷對稱平面與曲軸軸線的交點，X軸沿曲軸軸線方向，正向指向較長軸一端;Z軸正向指向平衡塊一端。各組件見圖: 活寒組 連桿組曲軸飛輪組在用Pro/E分析模塊計算活塞連桿機構各組成零件的質量特性參數(shù)時，首先要確定零件建模時使用的單位制、零件的材料、密度和彈性模量等參數(shù)。因為建立的模型要轉換到ADAMS/View環(huán)境進行分析，在制定模型單位的時候必須考慮兩者的同一性。本文對零件建模時使用的單位進行自定義，均采用MMKS單位制，以實現(xiàn)兩種軟件單位的統(tǒng)一，并針對機構中每一零件定義了材質文件，實現(xiàn)對零件材料、密度和彈性模量的定義。為了保證計算結果準確可靠，對用Pro/E計算得到零件質量和實測得到的零件質量進行比較，若兩者之間有較大誤差(數(shù)模和實物存在形狀差異)，可以通過修改該零件材質文件中的密度的方法調整，直到零件質量在允許的誤差范圍內。表3-1給出了活塞連桿機構各零件的材料、密度、計算質量和實測質量?？梢钥闯鐾ㄟ^Pro/E分析模塊計算得到的零件質量和實際質量一致，可以認為得到的其它質量特性參數(shù)也是可靠的。曲車由飛輪組序號零件名稱材料密度kg/m數(shù)量質量（kg）實測質量（kg）誤差模型名稱1活塞ZL82.8910 10.89660.8772%Piston2活塞銷20Cr7.8210 10.36350.361%Pin3第一道活塞環(huán)銅鉻鋁合金鑄鐵7.8510 10.021670.027%Ring14第二、三道活塞環(huán)銅鉻鋁合金鑄鐵7.8510 20.043380.04164%Ring2Ring35連桿襯套ZQSn6-6-38.510 10.065720.06641%Bush6連桿螺栓40Cr8.510 20.11070.1191%Bolt7連桿體45鋼7.8510 11.47621.4233%RodBody8連桿蓋45鋼7.8510 10.48790.46654%RodCover9曲軸 QT60-27.8510 113.31813.0622%Crank表3-1給出了用Pro/E質量特性參數(shù)分析模塊計算得到的5195柴油機活塞連桿機構活塞組、連桿組和曲柄的質量特性參數(shù)。表3一2 S195柴油機活塞連桿機構各組件的重量特性參數(shù)質量特性 組件名稱活塞組連桿組曲軸飛輪組 質量（kg）質心（mm）1.39（0，0.024，12.5）2.259（0，-2.8，156.8）14.2（9.897，0，7.69）轉動慣量 （kgmm）Ixx18941517239338Ixy00-72Ixz001085Iyy21051355576305Iyz13.9483.13.9Izz18341939.2695722. 2活塞連桿機構的裝配模型 活塞連桿機構零部件建模和質量分析完成后，在Pro/E裝配模塊下對5195柴油機進行裝配，裝配按照發(fā)動機殼體的絕對坐標進行。裝配模型如圖3-1:圖2-1 195柴油機裝配模型 在機構裝配完成后，調用Pro/Mechanical模塊，可對裝配機構在Pro/E環(huán)境下進行簡單的機構運動仿真，以在前期發(fā)現(xiàn)機構運動是否正確以及零件間是否存在干涉情況。第三章活塞連桿機構的運動學和動力學分析本章利用多體動力學分析軟件ADAMS Automatic Dynamic Analysis of MechanicalSy stem)進行活塞連桿機構多剛體動力學的分析和計算。3.1 ADAMS及其基本原理 ADAMS軟件是由美國機械動力公司MDI（Mechanical Dynamics Inc)開發(fā)的最優(yōu)秀的機械系統(tǒng)動態(tài)仿真軟件，其主要是對虛擬機械系統(tǒng)進行靜力學、運動學和動力學分析，它代表了當今世界上多體動力學分析的最新成果，是世界上最具權威性的使用范圍最廣的機械系統(tǒng)動力學分析軟件，全球市場占有率超過70%。ADAMS可以自動生成包括機一電一液一體化的復雜機械系統(tǒng)的多體動力學虛擬樣機，從產(chǎn)品的概念設計、產(chǎn)品設計、方案修改、優(yōu)化、試驗到故障診斷階段提供全方位、高精度的仿真計算結果。國外一些著名大學業(yè)已開設了介紹ADAMS軟件的課程，將三維CAD軟件、有限元分析軟件和虛擬樣機軟件作為機械專業(yè)學生必須了解的工具軟件。ADAMS一方面是機械系統(tǒng)動態(tài)仿真的應用軟件，用戶可以運用該軟件方便地對虛擬樣機進行靜力學、運動學和動力學分析。另一方面，又是機械系統(tǒng)動態(tài)仿真分析開發(fā)工具，其開放性的程序結構和多種接口可以成為特殊行業(yè)用戶進行特種類型機械系統(tǒng)動態(tài)仿真分析的二次開發(fā)工具平臺。在產(chǎn)品開發(fā)過程中，工程師通過應用ADAMS軟件會收到明顯的效果。美國航空航天局（NASA)在登陸火星技術中太空艙著陸機構的設計利用ADAMS進行登陸仿真，提前發(fā)現(xiàn)了設計中的不足，使得登陸火星計劃能夠成功;美國福特汽車在一種新車型的開發(fā)中利用了ADAMS，使開發(fā)周期縮短了70天，節(jié)省設計費用4000多萬美元。世界上最大的工程機械制造商Caterpillar公司的工程師們采用這項技術進行工程機械開發(fā)，在切削任何一片金屬之前就可快速試驗數(shù)幾種設計方案。因此，他們不但降低了產(chǎn)品設計成本，縮短了開發(fā)周期，而且還制造出性能更為優(yōu)異的產(chǎn)品。ADAMS建立簡單的虛擬樣機比較容易，通過交互的圖形界面和豐富的單元庫，用戶可快速地建立系統(tǒng)的模型。ADAMS與三維CAD軟件（I-DEAS , Pro/E)以及CAE軟件ANSYS可以通過計算機圖形文件無縫連接以保證數(shù)據(jù)的一致性。而且ADAMS支持并行工程環(huán)境，可節(jié)省大量的計算機時。利用ADAMS軟件建立參數(shù)化模型可以進行設計研究、試驗驗證和優(yōu)化分析，為系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化提供了一種高效開發(fā)工具。ADAMS軟件包括3個最基本的解題程序模塊:ADAMS/View(基本環(huán)境)、ADAMS/Solver (求解器)和ADAMS/PostProcessor(后處理)。另外還有一些特殊場合應用的附加程序模塊，例如ADAMS/Car, ADAMS/Tire, ADAMS/Flex, ADAMS/Controls和Mechanism/Pro (和Pro/E的接口模塊)等。在3個基本解題程序模塊中，ADAMS/View是虛擬樣機分析的前處理模塊，提供了一個直接面向用戶的操作菜單，包括各種建模工具、約束工具、仿真參數(shù)的設置窗口、與其他軟件的接口以及與求解器和后處理等程序的自動連接等;ADAMS/Solver是求解機械系統(tǒng)運動和動力問題的計算程序，完成樣機分析的準備工作以后，ADAMS/View程序可以自動地調用ADAMS/Solver模塊，求解樣機模型的靜力學、運動學和動力學問題，完成仿真分析以后再自動地返回ADAMS/View操作界面。因此一般可以將ADAMS/Solver操作視為一個黑匣子”，只需熟悉ADAMS/View的操作就可以完成整個分析過程。ADAMS仿真分析結果的后處理可以通過調用后處理模塊ADAMS/PostProcessor來完成。ADAMS/PostProcessor模塊具有相當強的后處理功能，它可以回放仿真結果，繪制各種分析曲線，除了直接繪制仿真結果曲線以外，ADAMS/PostProcessor還可以對仿真分析曲線進行一些數(shù)學統(tǒng)計計算和各種編輯，也可以輸入實驗數(shù)據(jù)繪制試驗曲線同仿真結構進行比較。 ADAMS軟件的核心理論是多體動力學，多體動力學由多剛體系統(tǒng)動力學和多柔體系統(tǒng)動力學組成。在應用多剛體系統(tǒng)動力學對復雜的機械系統(tǒng)進行運動學和動力學分析之前，一般要將實際的系統(tǒng)進行多體模型簡化，然后建立起各剛體之間的動力學方程，并準確求解這些方程。在建立多體系統(tǒng)力學模型時，實際上是對仿真模型的構件(剛體)、鉸(構件間的運動約束)、外力/外力偶和力元（阻尼、彈簧等)4個要素進行定義，模型的定義取決于研究的目的，重點是以建立能揭示系統(tǒng)運動學和動力學性態(tài)的最簡模型為優(yōu)。3.2 ADAMS中的運動學和動力學分析 LVIECHANISM/Pro(Pro/E接口)是MDI公司開發(fā)的連接三維實體建模軟件Pro/Enineer與機械系統(tǒng)動力仿真軟件ADAMS的專用接口，二者采用無縫連接，不需要退出Pro/E運行環(huán)境，就可以將Pro/E中的裝配模型根據(jù)其運動關系定義為多剛體模型，調用ADAMS進行運動學和動力學仿真，并進行干涉檢查、確定運動鎖止的位置、計算約束副的作用力等。對ADAMS軟件安裝好Mechanism插件后，再對Pro/E中的protk.dat文件做簡單修改并進行相關設置后，在Pro/E2001的裝配模塊中會新增Mech/Pro菜單，利用該菜單就可對Pro/E中的裝配模型定義剛體和設置連接并輸出ADAMS可直接讀取的“. adm”文件。該數(shù)據(jù)轉換方法不會有數(shù)據(jù)丟失，可將Pro/E中所有零件的重量特性參數(shù)完全同一的轉換到ADAMS中，使得ADAMS的動力仿真分析準確。對于S195發(fā)動機的裝配模型，為了在ADAMS中便于進行運動和動力分析，有必要對該裝配模型進行簡化，簡化主要體現(xiàn)在以下幾個方面:1、 對動力學分析不產(chǎn)生關鍵影響的零件進行刪除或簡化。如氣缸體(簡化為一簡單支架和氣缸套，并認為兩者和大地固連)，正時齒輪等連接件;2、 為了方便添加約束，對實際的不對稱件簡化為仿真模型的對稱件。如活塞裙部實際為橢圓形，建模的時候將其簡化為圓柱形;連桿軸瓦實物為兩片分開式，建模時將其簡化為整體軸瓦。在輸入前對活塞連桿機構模型進行合理的簡化，輸入ADAMS后可使仿真模型較為簡明，方便添加約束，在保證仿真結果正確的前提下，減小了仿真計算的復雜性。3.2.1活塞連桿機構動力系統(tǒng)的約束和載荷 在ADAMS/View中讀入活塞連桿機構后，選中剛體點擊右鍵可以查看有關剛體的所有信息。因為在Pro/E裝配體中沒有定義重力，為了使仿真盡可能的和真實情況接近，在進行動力分析時加入重力設置。 建立活塞連桿機構動力仿真模型時，必須通過各種約束定義剛體相對運動關系，以約束的形式將不同的剛體系統(tǒng)連接起來構成一個多剛體動力學模型。根據(jù)活塞連桿機構的運動規(guī)律，進行剛體模型約束、驅動和載荷的定義。其運動約束主要有: 代替發(fā)動機氣缸體的支架(Bracket)和大地(Ground)采用Fixed(固結)的約束方式連接，代表發(fā)動機是固定在大地上的，自由度為零; 氣缸體內的氣缸套(Sheath)與支架(Bracket)采用Fixed(固結)的方式連接，表示氣缸套固定在支架仁氣缸體)上; 曲軸飛輪組( ComCrank)認為是一個剛體，和支架(Bracket)采用Revolute (銷)約束定義連接，定義方式采用 2 Bod-1Loc and Norm To Grid ，旋轉點選取曲軸坐標原點(ComCrank Csys); 同理采用Revolute 銷)約束2 Bod-1Loc and Norm To Grid的方式定義連桿與曲軸、活塞的連接。連桿大頭與曲軸銷連接，旋轉中心選取參考坐標系(Ref Csys)原點，連桿小頭與活塞銷連接，旋轉中心選取連桿坐標原點(ComRod_ Csys);活塞除了與連桿采用Revolute (銷)約束連接外，還需定義活塞在氣缸套內的往復運動。采用Cylindrical(圓柱)約束”2 Bod-1Loc”and”Pick Feature”的方式定義活塞相對于氣缸套的運動，運動方向選取活塞坐標(ComPiston_ Csys)的Z方向。 在進行仿真分析時，由于各連接處潤滑條件不能確定，導致摩擦系數(shù)無法確定，剛體連接處摩擦力無法估計，現(xiàn)有的資料中關于這方面的介紹也不是很完善。且在對活塞連桿機構進行動力分析時，主要考慮發(fā)動機工作過程中的不平衡慣性力、燃燒氣體壓力，以及由此而引起的活塞對氣缸套的側壓力和推翻力矩，連接位置處的摩擦力對這些動態(tài)力的影響很小，可以忽略不計yob。因此筆者在分析時沒有考慮運動過程和各連接處摩擦力的影響，但將重力和氣缸內混合氣體燃燒壓力引入仿真分析內，其精度能夠滿足仿真分析目的的要求。 本文取5195柴油機的額定工況作為分析工況，定義載荷和驅動。5195柴油機額定工況下曲軸轉速為2000r/min，取ComCrank與Bracket的Crank Jiont為驅動參照( Jiont腸pe)進行驅動定義，采用函數(shù)定義驅動轉速，運動類型選取Displacement，這樣就可以仿真5195柴油機額定工況下的轉速。 在機構運動過程中，活塞頂面作用著隨曲軸轉角變化的氣缸壓力，在進行動力分析仿真的時候，必需真實的考慮進去，本文采用與Matlab結合的方法實現(xiàn)氣缸內燃燒氣體壓力的加載。通過對5195柴油機工作過程的理論分析和Matlab的計算結果，已經(jīng)得到5195柴油機額定工況卜氣缸內壓力隨曲軸轉角的變化曲線(圖2-5)。將該變化曲線保存為Excel格式，在ADAMS中利用曲線繪制和定義子函數(shù)的方法將該壓力變化曲線加載到活塞連桿機構模型的活塞頂面上，如此可以實現(xiàn)活塞連桿機構多剛體動力學模型中氣缸內燃氣壓力的仿真。在定義該氣體壓力的過程中，因為曲軸轉速恒定，可以將壓力變化曲線表示成時間的函數(shù)。通過Matlab的計算可以得到壓力變化數(shù)據(jù)表，將結果數(shù)據(jù)保存到ADAMS工作目錄下，在ADAMS/View中利用創(chuàng)建Spline方式創(chuàng)建壓力變化曲線，將氣缸內壓力變化數(shù)據(jù)文件導入活塞連桿機構模型，命名為:AirForce，壓力變化曲線如圖3-1: 圖3-1剛體模型中氣缸壓力變化曲線壓力變化曲線導入間定義一函數(shù)變化的力定義氣缸內的氣體壓力ADAMS/View后，采用”Two Bodies在ComPiston(活塞)和Sheath(氣缸套)之a(chǎn)ndCustom，的方式，用自定義函數(shù)的方法。如圖3-2:圖3-2剛體模型氣缸壓力仿真函數(shù)3.2.2活塞連桿機構動力學分析根據(jù)發(fā)動機不同工況下的工作特點，應用ADAMS進行動力學仿真，可在物理樣機產(chǎn)生之前獲得發(fā)動機活塞連桿機構各組件之間相互作用力曲線，以此來檢驗結構的合理性，并為具體零件的設計提供依據(jù)。3.2.2.1活塞連桿機構運動仿真分析 在ADAMS中對活塞連桿機構進行運動分析比較簡單，只需定義好曲軸轉速后，通過運動仿真，即可得到各連接部件的位移、速度和加速度。5195柴油機額定工況下曲軸轉速為2000r/min，作為驅動條件加載到曲軸主軸頸處，通過運動分析，可得到活塞和連桿質心的速度和加速度變化曲線如圖4-3，也可以將分析結果保存為數(shù)據(jù)表格。圖4-3活塞與連桿質心速度、加速度變化曲線圖中紅線為連桿質心沿Y方向的速度和加速度，藍線為連桿質心沿Z方向的速度和加速度。從圖中可知連桿的加速度是非常大的，采用雙質量代換的方法對連桿進行簡化分析得到的機構慣性力會存在很大的誤差。3.2.2.2活塞連桿機構的動力仿真分析活塞連桿機構運動過程中的動態(tài)力有:往復慣性力和離心慣性力、曲軸切向力和曲軸法向力、沿氣缸中心線作用力、活塞組對氣缸套的側推力以及由此而產(chǎn)生的推翻力矩和連桿的慣性力等。在活塞連桿機構多剛體動力學模型中軸頸處受力情況可采用測量各連接約束副獲得。因為多剛體模型中所有剛體的質量特性參數(shù)和實物一樣，所以該方法獲得軸頸處受力變化是真實可靠的。 在多剛體模型中，連桿小頭與活塞銷連接處的受力可以通過測量Pi stonRodRotate約束獲得，該約束處Y方向的力為活塞對氣缸壁的側壓力只，用PushForce表示，沿Y正方向為正;沿Z方向的力為氣缸中心線作用力P，用TransForce表示;兩者合力即為連桿小頭沿連桿中心線的壓力只:，用RodPre B表示;側推力PushForce與活塞位移相乘可得發(fā)動機的翻轉力矩，定義為OverMoment，逆時針方向為正。曲軸主軸頸處的受力可分解為曲軸切向力和曲軸法向力，在曲軸主軸頸處定義一固定在曲軸銷上的坐標系Ref Marker(該點也是定義曲軸銷與連桿大頭約束副CrankRocRotate的參考點)。根據(jù)Ref Marker坐標軸的方向，該約束處沿Z方向的受力為曲軸法向力:用F CrankNor表示，沿Y方向受力為曲軸切向力:用F CrankTan表示。在測量這兩個力的時候，選擇自定義的坐標系Ref Marker作為測量力的參考坐標系。這兩個力的合力為連桿大頭沿連桿中心線方向的作用力，用RodPre T表示。模擬分析5195柴油機額定工況，得到在一個工作循環(huán)內活塞對氣缸壁的最大側推力為3646.4N，柴油機最大翻轉力矩為956.78Nm，均發(fā)生在曲軸轉角為381.6時?；钊麑飧妆趥葔毫桶l(fā)動機翻轉力矩隨曲軸轉角變化曲線如圖3-4:圖3-4活塞側壓力和發(fā)動機翻轉力矩隨曲軸轉角變化曲線一個工作循環(huán)內最大曲軸法向力為38766.4N，最大曲軸切向力為16619.8N，分別發(fā)在曲軸轉角374.4和381.6時。曲軸法向力和曲軸切向力隨曲軸轉角變化曲線如圖3-5。圖中曲軸法向力正方向沿Ref_Marker坐標的Z軸正向，曲軸切向力沿Ref_Marker坐標的Y軸正向。圖3-5曲軸切向力和曲軸法向力隨曲軸轉角變化曲線通過仿真發(fā)現(xiàn)，由于連桿慣性力的影響，連桿小頭軸套和大頭軸瓦的受力并不相同，在氣缸氣體燃燒壓力達到最高點時，連桿小頭受力大于大頭受力，而在氣缸內氣體壓力比較小時，連桿大頭受力大于小頭受力。在一個工作循環(huán)內各自變化曲線如圖3-6:圖3-6連桿大頭和小頭受力隨曲軸轉角的變化在發(fā)動機工作過程中，受氣缸壓力和活塞連桿機構慣性力的影響，發(fā)動機會上下跳動，導致發(fā)動機上下跳動的力稱為縱向干擾力，在仿真模型中可以通過測量曲軸主軸頸CrankRotate約束沿Y方向力獲得，定義為JumpFor。仿真分析得到5195柴油機向上的最大跳動力為1336.9N，向下最大跳動力為3329N o一個工作循環(huán)內其變化曲線如圖3-7:圖3-7縱向干擾力隨曲軸轉角的變化3.3 活塞連桿機構的結構優(yōu)化設計 通過上面的分析可以看出，5195單缸柴油機存在活塞組對氣缸體的側壓力和翻轉力矩大、動力輸出不穩(wěn)定、往復慣性力和離心慣性力的平衡不好等缺點。從而造成了該柴油機活塞環(huán)和氣缸套摩擦力大、使用壽命低、發(fā)動機噪音大、燃油熱效率不高等缺點。當然引起這些缺點的原因是多方面的，采用增加氣缸數(shù)的方法就可以很好的解決上述問題。但是多缸發(fā)動機成本高，目前在農(nóng)村使用的發(fā)動機大部分仍為單缸，所以在現(xiàn)有的基礎上采用虛擬仿真的技術對單缸發(fā)動機的性能進行優(yōu)化還是非常有必要的。 通過理論和仿真分析，可以發(fā)現(xiàn)通過改變單缸發(fā)動機的偏心距和零部件質心位置，會對活塞連桿機構的動力產(chǎn)生很大的影響。平衡活塞連桿機構慣性力最簡單的方法是在曲柄臂上加平衡塊，影響敷加平衡塊平衡效果的主要因素有平衡塊的幾何形狀和質量分布，反應在多剛體動力學模型上即為曲軸的質量特性參數(shù)，包括質心位置，質量大小和曲軸繞質心坐標軸的轉動慣量等。曲軸旋轉中心相對于活塞中心線的偏距對活塞測推力影響較大。分析研究這些參數(shù)與活塞連桿機構的慣性力之間的關系，對活塞連桿機構平衡方案的選擇及相關參數(shù)的優(yōu)化具有及其重要的意義。 在ADAMS中進行優(yōu)化設計的時候，如果變量較多，往往會使得優(yōu)化失敗，且耗費大量的機時，故筆者在理論分析的基礎上，定義對動力影響比較大的幾個參數(shù)作為設計變量，并且活塞連桿多剛體機構的剛體形狀也用簡化的結構表示，以加快計算速度。簡化的活塞連桿機構多剛體動力學模型利用ADAMS自身的建模功能即可完成，簡化剛體的質量特性參數(shù)采用自定義的方法將上節(jié)得到的剛體質量屬性輸入。這樣可使得分析具有比較性和足夠的準確性。在簡化模型中，活塞用Cylinder單元表示，曲柄和連桿用Link單元表示，定義活塞連桿機構多剛體簡化模型的固連坐標系原點在曲軸的旋轉中心，固連坐標系:軸沿曲軸旋轉中心線方向，x軸取水平方向。剛體質心位置用在固連坐標系中的坐標(x，Y，z)表示。3.3.1曲軸多剛體模型剛體質心位置對發(fā)動機慣性力的影響 在多剛體模型中曲軸質心的:坐標對活塞連桿機構的慣性力沒有影響，Y坐標值為零，在分析過程中可不考慮，在仿真分析時只考慮x坐標變化的影響。 定義曲軸質心的x坐標值為變量，用CrankCen表示，則曲軸質心坐標為:(CrankCen), 0.0,0.0)，定義CrankCen坐標的變化范圍為717mm。 同理，亦定義連桿質心的x坐標值為變量，用RodCen表示，則連桿質心坐標可表示為:(RodCen),0.0,0.0)，定義RodCen坐標的變化范圍為-120110mm。 考慮到活塞的對稱性，可認為活塞組質心位于活塞運動中心線上，在活塞組只作往復運動的條件下，它的質心位置對活塞連桿機構的慣性力影響不大，可不予考慮。在對質心位置進行優(yōu)化設計之前，應先對設計變量進行Design Study，以確定質心位置對慣性力影響的敏感區(qū)域，在敏感區(qū)域內對設計變量進行優(yōu)化。通過Design Study可發(fā)現(xiàn)曲軸質心位置變化和連桿質心位置變換對發(fā)動機總體慣性力的影響如圖3-8 ,3-9:圖3-8曲軸質心對慣性力的影響圖3-9連桿質心對慣性力的影響 由上圖可以看出，曲軸質心位置的變化對慣性力有很大的影響。當曲軸質心x坐標在1014mm之間變化時，總體慣性力最大值較小，故在優(yōu)化分析時取CrankCen變量的變化范圍為1014mm;連桿質心的變化對活塞連桿機構慣性力的影響并不大，但是質心x坐標不能靠固連坐標系過近，太近會使得總體慣性力在瞬間變大幾十倍。取優(yōu)化分析時連桿質心x坐標CrankCen變量的變化范圍為-115-1100在ADAMS/View中進行相關設置，采用OPTDES-SQP優(yōu)化算法進行優(yōu)化，Tolerance設置為0.001，最大循環(huán)次數(shù)為1000次。通過優(yōu)化可得出當曲軸質心坐標為(11.06,0.0,0.0)連桿質心坐標為(-109.9975,0.0,0.0)時，總體慣性力最小且變化L匕較平穩(wěn)，可認為是質心的最優(yōu)位置。這時活塞連桿機構在活塞上止點位置的往復慣性力為-3649N，在活塞下止點位置的往復慣性力為964N。此時往復慣性力隨曲軸轉角的變化曲線如圖3-10:圖3-10優(yōu)化質心坐標后往復慣性力隨曲軸轉角變化曲線3.3.2活塞連桿機構偏心距對氣缸側推力的影響 在分析曲軸偏心距對氣缸側推力和翻轉力矩的影響時，用上節(jié)優(yōu)化得到的曲軸和連桿的最優(yōu)質心位置定義多剛體模型中曲軸和連桿的質心，進行偏心距的優(yōu)化設計分析。在進行氣缸側推力和推翻力矩分析時，必須考慮氣缸內燃燒氣體壓力的作用，應在活塞頂面上施加一函數(shù)變化的力，用來模擬燃燒氣體壓力，這樣得到的分析結果才與實際相符。本文對偏心距不為零的活塞連桿機構活塞頂面壓力的變化仍然采用S195柴油機額定工況下工作時氣缸內燃燒氣體壓力變化函數(shù)。 在簡化的活塞連桿機構多剛體動力學模型中，曲軸旋轉中心、曲軸與連桿的鉸接點以及連桿與活塞的鉸接點分別用ADAMS中的點單元進行定義，通過調節(jié)這些鉸接點坐標的方法，可以將偏心距變化對機構幾何形狀的影響反映出來。在偏心式活塞連桿機構多剛體動力學模型中，以引入設計變量的方法定義偏心距為e。則:曲軸旋轉中心坐標為CrankPoint:(0, e, 0);曲軸與連桿鉸接點坐標為RodPoint:(, ，0);活塞與連桿鉸接點坐標為PisPoint：( , 0, 0)。其中：=-;=e-;=-; 因為偏心距數(shù)值一般比較小，故連桿質心坐標可表示為RodCen: (-110, 0, 0)，曲軸質心可表示為CrandCen: (-11,e,0)。 翻轉力矩的方向規(guī)定逆時針方向為正。當活塞連桿機構設置偏心據(jù)后，發(fā)動機翻轉力矩為活塞側推力矩和活塞往復力力矩的迭加，在多剛體模型中以定義函數(shù)的方法測量翻轉力矩隨偏心距的變化而產(chǎn)生的變化。 推翻力矩函數(shù)為:PushMoment一F_Push*PistonSta + F_Move*e; 定義偏心距。在020mm的范圍內變化，通過Design Study，可以得到活塞側推力和發(fā)動機翻轉力矩變化曲線如圖3-11, 3-12:圖3-11偏心距對活塞側壓力的影響圖3-12偏心距對發(fā)動機翻轉力矩的影響通過上面?zhèn)韧屏蛡韧屏嚯S偏心距的變化曲線可以看出，當偏心距e在12.678.44mm的范圍內變化時，側推力和翻轉力距的最大值最小。其具體數(shù)值見表3-1:表3-1設置偏心距前后活塞側推力和翻轉力矩的比較偏心距:e(mm)側推力:F_Push ( N )翻轉力矩:PushMoment ( Nmm )MaxMinMaxMin0862.2-3582.8949060-2177408.441202-2526.1402160-4952508.971221.3-2460.438219051508010.031270.8-2373.8344700-55736010.561296.7-2262327570-58107012.671410.7-2042349900-676300201788.3-1543.3430900-11512003.3.3