基于RecurDyn和AnsysWorkbench的活塞強(qiáng)度分析

1、基于RecurDyn和Ansys Workbench的活塞強(qiáng)度分析作者：王小兵 劉保安 王玉芝一、引言 某款發(fā)動機(jī)是公司最近攻關(guān)的難點(diǎn)，其曲軸系動力學(xué)、曲柄連桿機(jī)構(gòu)靜強(qiáng)度計(jì)算是公司基礎(chǔ)研究項(xiàng)目的重要內(nèi)容。從資源使用角度考慮，分別采用了多體動力學(xué)仿真軟件RecurDyn和高端通用機(jī)械分析程序Workbench進(jìn)行分析。RecurDyn進(jìn)行的運(yùn)動學(xué)/動力學(xué)計(jì)算結(jié)果可作為相關(guān)部件強(qiáng)度計(jì)算的載荷輸入數(shù)據(jù)，這是活塞強(qiáng)度分析的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備工作。 活塞作為發(fā)動機(jī)最重要的部件之一，所處的工作條件也相當(dāng)惡劣：高溫、高速、高負(fù)荷、潤滑不良、冷卻困難等。因此它也是發(fā)動機(jī)中故障發(fā)生率較高的零件之一。在工作中，活塞除受高溫

2、燃汽的加熱作用外，還受到氣體壓力、往復(fù)慣性力和連桿在傾斜位置時側(cè)壓力的周期性沖擊作用。這些外部載荷通過軟件模擬可以得到量化工作過程中活塞應(yīng)力分布，并可評估活塞的強(qiáng)度是否滿足使用要求，并為活塞設(shè)計(jì)提供參考。 本文應(yīng)用多體動力學(xué)方法和有限元方法對某款發(fā)動機(jī)活塞進(jìn)行強(qiáng)度分析，通過分析結(jié)果評估熱負(fù)荷與機(jī)械負(fù)荷對活塞應(yīng)力分布的影響，確定高應(yīng)力區(qū)域，并為設(shè)計(jì)提供參考。 二、某款發(fā)動機(jī)曲軸系多體動力學(xué)建模 某型號發(fā)動機(jī)是一款133排量的發(fā)動機(jī)。將CATIA產(chǎn)生的曲柄連桿機(jī)構(gòu)三維實(shí)體模型不經(jīng)簡化直接以STP格式導(dǎo)入RecurDyn軟件。在模型中忽略油環(huán)襯套、活塞環(huán)等零件，與其他零件相比，這些零件的質(zhì)量很小，對

3、運(yùn)動學(xué)/動力學(xué)計(jì)算結(jié)果的影響可忽略不計(jì)。曲柄連桿機(jī)構(gòu)的CATIA模型如圖1所示。導(dǎo)入RecurDyn軟件的模型如圖2所示。 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的CATIA模型曲柄連桿機(jī)構(gòu)多體動力學(xué)模型將滾針軸承的滾針和支架合并為一個零件，模擬整個滾針軸承。根據(jù)連桿機(jī)構(gòu)的實(shí)際工作情況，模型中采用的約束方式與施加的載荷條件為： 活塞與地面間：Translational(平動);活塞與活塞銷間：Revolute(轉(zhuǎn)動)。 活塞銷與連桿小端間：Revolute;連桿大端與曲柄銷間：Revolute。 曲柄銷與滾針軸承間：Fixed(固定)。 左曲柄臂與曲柄銷間：Fixed;右曲柄臂與曲柄銷間：Fixed。 左曲柄臂與地面間

4、：Revolute，并施加曲柄常用的轉(zhuǎn)動角速度(7500r/min)。 活塞頂面施加氣體壓力。 曲柄連桿機(jī)構(gòu)計(jì)算模型中施加的重力加速度為9806.65mm/s2，方向?yàn)槟Ｐ椭写蟮刈鴺?biāo)系的Z 軸負(fù)向。 計(jì)算中采用的單位系統(tǒng)為：長度毫米(mm)，質(zhì)量千克(kg)，時間秒(s);角速度弧度/秒(rad/s)，溫度攝氏度()。導(dǎo)出單位：力牛頓(N)，位移毫米(mm)，速度毫米/秒(mm/s)，加速度毫米/秒2mm/s2)，應(yīng)力兆帕(MPa)。 該曲柄連桿機(jī)構(gòu)為4沖程工作機(jī)構(gòu)，一個工作循環(huán)的曲柄轉(zhuǎn)角為720°，故此次運(yùn)動學(xué)/動力學(xué)計(jì)算主要只針對曲柄連桿機(jī)構(gòu)的一個工作循環(huán)進(jìn)行。計(jì)算模型中，按活塞

5、頂面直徑為=58mm，將活塞氣體壓力轉(zhuǎn)化為作用在活塞頂面的集中力。 三、多體動力學(xué)模擬結(jié)果 位移、速度、加速度表征活塞的運(yùn)動規(guī)律。另外加速度、氣體力、活塞銷支承力等為活塞在工作過程中所受的機(jī)械載荷，也是活塞強(qiáng)度計(jì)算的載荷條件。 圖3至圖5為活塞在一個工作循環(huán)中的位移、速度和加速度變化圖。圖6為7500r/min一個工作循環(huán)過程中活塞所受的載荷(氣體作用力、汽缸側(cè)壓力)，隨后做有限元計(jì)算時，以支承方式模擬活塞銷對活塞的作用。 活塞在一個工作循環(huán)中的位移一個工作循環(huán)中活塞的速度一個工作循環(huán)中活塞的加速度一個工作循環(huán)中活塞上作用的氣體力、汽缸側(cè)壓力四、活塞的有限元模型 活塞材料為ZL109，其彈性模

6、量為7.9E4N/mm2，泊松比為0.33，密度為2.68e-9kg/mm3，屈服極限為245MPa?；钊膸缀文Ｐ驮诮Y(jié)構(gòu)上基本對稱，在工作時所承受的載荷也對稱。為簡化分析模型，提高求解效率，取活塞結(jié)構(gòu)的一半進(jìn)行計(jì)算分析。其模型如圖7所示，有限元網(wǎng)格劃分如圖8所示。 活塞的1/2模型活塞二分之一有限元網(wǎng)格圖1.活塞溫度場模擬結(jié)果 本次對活塞進(jìn)行熱分析的目的，是為了給后續(xù)的結(jié)構(gòu)分析提供溫度載荷邊界條件。初始溫度條件即活塞頂面溫度，由測試結(jié)果給出。在7500r/min中的工況條件下，活塞的溫度分布如圖9所示。 活塞的溫度分布云圖2.活塞靜強(qiáng)度模擬結(jié)果 根據(jù)前期動力學(xué)分析結(jié)果，活塞在工作過程中，作用

7、在活塞頂部的氣體壓力、活塞的加速度以側(cè)壓力不斷發(fā)生變化。為了較準(zhǔn)確反應(yīng)活塞在工作過程中應(yīng)力的變化情況，在動力學(xué)分析中，計(jì)算了一個工作循環(huán)活塞所承受的載荷。相應(yīng)地，在靜強(qiáng)度計(jì)算中，常用轉(zhuǎn)速(7500r/min)下選取一個工作循環(huán)中活塞所承受載荷的極值作為計(jì)算工況序列。 為準(zhǔn)確模擬活塞在工作狀態(tài)下的邊界條件及載荷，以便得到活塞較為真實(shí)的應(yīng)力分布，在活塞有限元模型中增加活塞銷以及簡化的氣缸，并將活塞銷與活塞、活塞與氣缸之間的連接用接觸來模擬，接觸計(jì)算模型如圖10所示。采用簡化載荷方式，雖然可以大大提高求解效率，但會導(dǎo)致加載、約束區(qū)域以及鄰近區(qū)域出現(xiàn)應(yīng)力集中，計(jì)算結(jié)果精度降低。 活塞接觸計(jì)算模型圖在對

8、稱面上施加無摩擦支承(Frictionless support)模擬對稱邊界條件，在氣缸上施加位移(displacement)約束氣缸Y 向以及X 向的位移，在活塞銷上施加位移(displacement)約束活塞銷 Y 向位移。 在活塞頂部施加氣體壓力(pressure)，在活塞銷中間部位施加X 方向的軸承載荷(載荷值與活塞側(cè)壓力相等，由于采用對稱邊界條件，側(cè)向力載荷只需施加一半，方向與側(cè)壓力方向相反);活塞往復(fù)慣性力通過加速度(acceleration)的方式施加在活塞上?；钊麩岱治龅慕Y(jié)果(溫度分布)作為溫度邊界條件施加到活塞上。 五、結(jié)果分析 活塞一個工作循環(huán)共計(jì)算7種工況。在這些工況中，

9、隨著曲軸轉(zhuǎn)角不同，活塞所承受載荷大小發(fā)生變化，因此活塞上最大等效應(yīng)力值也發(fā)生變化，最大等效應(yīng)力出現(xiàn)的位置也不同。 活塞銷一個工作循環(huán)中最大等效應(yīng)力為192.09MPa。出現(xiàn)位置為活塞內(nèi)表面上部與下部過度圓角接近活塞銷座處。為了衡量活塞在機(jī)械載荷、熱載荷作用下的應(yīng)力分布，即考慮熱效應(yīng)對應(yīng)力分布的影響。在忽略熱載荷條件下，計(jì)算活塞的應(yīng)力分布，其最大等效應(yīng)力為140.59MPa，如圖所示。 活塞在機(jī)械載荷作用下應(yīng)力分布云圖同樣，為了考量活塞在單獨(dú)熱載荷作用下的應(yīng)力分布，計(jì)算了活塞在熱載荷作用下的應(yīng)力分布，如圖所示。從圖中可看出活塞在機(jī)械載荷下的應(yīng)力分布與綜合考慮機(jī)械與熱負(fù)荷聯(lián)合作用下的應(yīng)力分布相差不大，并且最大等效應(yīng)力值在兩種工況下比較接近。由此可知，熱負(fù)荷產(chǎn)生的應(yīng)力值并不大。即溫度對活塞強(qiáng)度影響不明顯。同時從計(jì)算結(jié)果可知，某型發(fā)動機(jī)活塞的設(shè)計(jì)滿足設(shè)計(jì)