柴油機(jī)連桿的動(dòng)態(tài)特性分析

柴油機(jī)連桿的動(dòng)態(tài)特性分析

0基于現(xiàn)代設(shè)計(jì)理論和方法對(duì)連桿動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行分析作為車輛的核心部件，接縫的設(shè)計(jì)優(yōu)勢(shì)與車輛的安全性和可靠性直接相關(guān)。傳統(tǒng)的連桿設(shè)計(jì)基本上是靜態(tài)設(shè)計(jì),動(dòng)態(tài)特性的研究卻很少涉及,造成連桿在使用的過程中盡管靜態(tài)強(qiáng)度滿足要求,依然會(huì)出現(xiàn)裂紋乃至斷裂的現(xiàn)象。隨著大型有限元軟件的出現(xiàn)以及計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展,采用現(xiàn)代設(shè)計(jì)理論和方法對(duì)連桿的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行研究已成為連桿設(shè)計(jì)中非常重要的一個(gè)環(huán)節(jié)。目前,對(duì)連桿的動(dòng)態(tài)特性研究的主要方法是模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析。模態(tài)分析一般用于確定設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)或部件的振動(dòng)特性,即結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型;諧響應(yīng)分析主要用于分析持續(xù)的周期載荷在結(jié)構(gòu)系統(tǒng)中產(chǎn)生持續(xù)的周期反映。它們是承受動(dòng)載荷結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的重要參數(shù),在連桿的初期設(shè)計(jì)中運(yùn)用有限元進(jìn)行模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析,避免連桿在發(fā)動(dòng)機(jī)工作范圍內(nèi)出現(xiàn)共振,對(duì)于提高連桿性能、降低發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)和噪聲是十分必要的。我們采用大型有限元軟件ANSYS對(duì)485Q型連桿進(jìn)行模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析,得到了連桿的固有頻率和振型,并對(duì)連桿易發(fā)生共振的區(qū)域進(jìn)行了詳盡的分析,為高性能連桿的設(shè)計(jì)和改進(jìn)提供了充分的理論依據(jù)。1連接線靜態(tài)有限分析1.1接觸連鎖反應(yīng)時(shí)連桿建模有限元網(wǎng)格模型的建立是用有限元分析解決問題的先決條件,結(jié)果的可靠與否直接決定于模型的精度。連桿由小頭、桿身、大頭、連桿蓋、連桿襯套、連桿瓦和連桿螺栓組成。由于連接桿身和連桿蓋的預(yù)緊力很大,在連桿工作時(shí)桿身始終和連桿蓋緊密地結(jié)合在一起,在有限元分析過程中,可在連桿大頭施加模擬連桿螺栓的預(yù)緊力。施加了預(yù)緊力的連桿可近似地認(rèn)為是個(gè)連續(xù)體,因此對(duì)連桿模型進(jìn)行相應(yīng)的簡(jiǎn)化,將連桿大頭和桿身做成一個(gè)整體。在三維實(shí)體建模軟件SOLIDWORKS中完成建模,利用SOLIDWORKS與ANSYS的無縫連接技術(shù),利用Parasolid格式進(jìn)行導(dǎo)入,模型基本無破損,確保了連桿模型的準(zhǔn)精確性。由于連桿為不規(guī)則的連續(xù)體,采用三維實(shí)體單元solid45對(duì)連桿進(jìn)行網(wǎng)格劃分,能較好地模擬物體的實(shí)際形狀,最后將連桿劃分為27352個(gè)solid45單元。有限元模型如圖1所示。1.2載荷的施加方式邊界條件是分析的重要環(huán)節(jié),其是否合理直接影響分析的精度和合理性。對(duì)連桿來講,其小頭通過活塞銷連接活塞,隨活塞一起作往復(fù)直線運(yùn)動(dòng),可在連桿小頭外端面上對(duì)稱兩點(diǎn)位置施加Z軸位移約束,限制連桿小頭在Z軸的剛體運(yùn)動(dòng);連桿大頭與曲軸連桿軸頸相連,隨曲軸作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng),在上止點(diǎn)位置時(shí),可視曲軸不動(dòng),作用在連桿上的拉、壓等力均可以通過連桿傳給曲軸,故可完全限制連桿大頭的自由度。由于連桿為不規(guī)則的實(shí)體,又做著復(fù)雜的平面運(yùn)動(dòng),作用在連桿上的載荷有通過活塞傳來的氣體壓力,又有連桿運(yùn)動(dòng)本身帶來的慣性力和連桿的裝配預(yù)緊力。而對(duì)連桿動(dòng)態(tài)應(yīng)力影響最大的是氣體壓力和慣性力,兩者分別對(duì)連桿產(chǎn)生拉、壓的作用并均在上止點(diǎn)達(dá)到最大值。氣體壓力由485Q連桿的示功圖獲取,而慣性力需通過計(jì)算獲得。485Q型連桿大頭孔直徑為65mm,小頭孔直徑為28mm,桿身長170mm,材料為45號(hào)鋼,彈性模量為2×1011Pa,泊松比為0.3,密度為7.8×103g/cm3。在載荷施加過程中盡可能模擬連桿的實(shí)際工作狀態(tài),可在連桿小頭孔內(nèi)裝入活塞銷,在連桿大頭孔內(nèi)裝入曲柄銷,將連桿小頭在上止點(diǎn)位置以正態(tài)分布力施加在小頭活塞銷有限元模型上,小頭襯套和大頭軸瓦的過盈力以均布載荷的方式施加在小頭孔和大頭孔的內(nèi)表面上。力的大小如表1所示。1.3鋼干應(yīng)力分析通過ANSYS的后處理程序可以看出,靜態(tài)時(shí),小頭與桿身過度凹槽處均處于高應(yīng)力狀態(tài),而桿身處于較低應(yīng)力狀態(tài)。最大應(yīng)力為173MPa,小于485Q型連桿材料45號(hào)鋼材料的屈服極限355MPa;最大位移量為0.866mm。最大應(yīng)力和變形應(yīng)力云圖如圖2和圖3所示。根據(jù)連桿的靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)理論,連桿小頭的應(yīng)力變化為對(duì)稱循環(huán),最小安全系數(shù)在桿身到連桿小頭的過渡處的外表面,由于連桿是往復(fù)運(yùn)動(dòng)部件,在設(shè)計(jì)過程過程中必須對(duì)其疲勞安全進(jìn)行評(píng)估,因此疲勞安全系數(shù)為n=σ?1Kσβeσσa+ψσσm(1)n=σ-1Κσβeσσa+ψσσm(1)式中,σ-1為材料在對(duì)稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限,45號(hào)鋼σ-1為300MPa;kσ為應(yīng)力集中系數(shù),可取kσ=1;ψσ為材料在對(duì)稱循環(huán)不對(duì)稱的敏感系數(shù);β為表面質(zhì)量系數(shù);eσ為尺寸系數(shù);σa為應(yīng)力幅;σm為平均應(yīng)力。經(jīng)過計(jì)算,485Q型連桿在標(biāo)定轉(zhuǎn)速下2600r/min時(shí),連桿的疲勞安全系數(shù)為1.87,大于安全系數(shù)許可值1.6,材料的許用應(yīng)力為190MPa,因此連桿在最大拉力和最大壓縮里情況下最大應(yīng)力均未超出許用應(yīng)力,從靜強(qiáng)度來講,連桿是安全的。2聯(lián)合桿的動(dòng)態(tài)特性分析2.1接觸單元模態(tài)分析在連桿靜強(qiáng)度滿足要求的前提下,隨著發(fā)動(dòng)機(jī)向著高速化、大功率的方向發(fā)展,對(duì)連桿的設(shè)計(jì)提出了新的要求,一方面希望提高強(qiáng)度儲(chǔ)備和安全系數(shù),提高發(fā)動(dòng)機(jī)的可靠性和使用壽命;另一方面希望減輕質(zhì)量,減小發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)和噪聲。連桿的模態(tài)分析正是利用有限元軟件提取連桿的固有頻率,防止連桿在工作過程中與激振頻率相近產(chǎn)生共振而導(dǎo)致疲勞失效。在對(duì)連桿進(jìn)行模態(tài)分析時(shí),為了確保計(jì)算結(jié)果能真實(shí)地反應(yīng)連桿的模態(tài)特性,以整根連桿為研究對(duì)象,同時(shí)考慮預(yù)緊力的影響,模擬連桿的真實(shí)工作狀態(tài)。模態(tài)分析屬于線性分析,因此在預(yù)處理器中將單元類型和材料參數(shù)定義為線性,采用Subspace法作為模態(tài)提取方法,選用PrestressEffectsCalculation[PSTRES]可計(jì)算具有預(yù)應(yīng)力結(jié)構(gòu)的模態(tài),預(yù)應(yīng)力分別施加在連桿大小頭,均布。整個(gè)連桿采用零位移約束進(jìn)行求解,約束施加在有限元模向上。根據(jù)模態(tài)分析理論,對(duì)連桿進(jìn)行模態(tài)分析時(shí),不需要求解出連桿所有的固有頻率和振型,因?yàn)榈碗A頻率對(duì)連桿動(dòng)態(tài)特性影響最大。我們對(duì)連桿自由狀態(tài)下的前6階模態(tài)進(jìn)行了提取,其固有頻率如表2所示。典型代表振型如圖4～圖7所示。振型較清楚地反映了連桿在某階模態(tài)下各個(gè)節(jié)點(diǎn)的位移值,同時(shí)也可以看出結(jié)構(gòu)振動(dòng)的表現(xiàn)形式。從以上485Q型連桿的振型可以看出,連桿的振動(dòng)形式多集中在彎曲振動(dòng),并略帶些扭轉(zhuǎn)。第1階與第2階相類似,振動(dòng)部位多集中在連桿桿身和小頭部位,整體為繞y軸彎曲振動(dòng);第3階為集中在桿身,繞x軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng);第4階為連桿桿身的局部振動(dòng),表現(xiàn)為彎曲并帶有扭轉(zhuǎn);第5階和第6階表現(xiàn)為連桿小頭的局部振動(dòng)。當(dāng)彎曲振動(dòng)和扭轉(zhuǎn)振動(dòng)同時(shí)發(fā)生時(shí),連桿的變形最大,所承受的應(yīng)力也最為集中。因此在設(shè)計(jì)時(shí),不僅要考慮連桿大、小頭與桿身連接處應(yīng)力集中現(xiàn)象,同時(shí)要考慮桿身的扭轉(zhuǎn)變形所帶來的疲勞損壞。2.2激振力在x、y方向上的位移諧響應(yīng)分析用于確定結(jié)構(gòu)在承受隨時(shí)間按正弦規(guī)律變化的荷載時(shí)的穩(wěn)態(tài)響應(yīng),分析過程中只計(jì)算結(jié)構(gòu)的穩(wěn)態(tài)受迫振動(dòng),不考慮激振開始時(shí)的瞬態(tài)振動(dòng)。諧響應(yīng)分析的目的在于計(jì)算出結(jié)構(gòu)在幾種頻率下的響應(yīng)值(通常是位移)對(duì)頻率的曲線,從而使設(shè)計(jì)人員能預(yù)測(cè)結(jié)構(gòu)的持續(xù)動(dòng)力特性,驗(yàn)證設(shè)計(jì)是否能克服共振、疲勞及其它受迫振動(dòng)引起的有害結(jié)果。根據(jù)模態(tài)分析結(jié)果,連桿變形最大位移在桿身靠近小頭部位,在此區(qū)域拾取應(yīng)力最大的節(jié)點(diǎn)M來施加激振力,激振力按簡(jiǎn)諧規(guī)律變化,幅值為氣體最高燃燒壓力對(duì)連桿產(chǎn)生的沖擊力,頻率范圍為0～8000Hz,分為100步進(jìn)行諧響應(yīng)分析,節(jié)點(diǎn)M在X、Y方向上的位移時(shí)間歷程圖分別為圖8、圖9所示。從圖中曲線可以看出,節(jié)點(diǎn)M在X、Y方向上的振動(dòng)位移在頻率為7300～7400Hz之間急劇增加達(dá)到最大值。解決俄模態(tài)分析的結(jié)果可知,在第6階模態(tài),即固有頻率為7318.7Hz時(shí)連桿的振動(dòng)幅值達(dá)到最大。因此在第6階模態(tài)時(shí)易發(fā)生共振,這主要是因?yàn)椴裼蜋C(jī)在著火后氣缸內(nèi)產(chǎn)生巨大的燃?xì)鈮毫_擊作用在曲柄連桿機(jī)構(gòu)上造成劇烈的振動(dòng),與柴油機(jī)的實(shí)際工作情況相符。因此在柴油機(jī)設(shè)計(jì)過程中,應(yīng)充分考慮燃?xì)鈮毫捌渌ふ窳?duì)連桿結(jié)構(gòu)造成共振而產(chǎn)生的強(qiáng)噪聲和疲勞失效破壞。3模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析(1)運(yùn)用有限元對(duì)連桿進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性分析,得到連桿的固有頻率、振型及位移隨時(shí)間變化的歷程曲線,有效的模擬了連桿在工作過程中的振動(dòng)和變形,為連桿進(jìn)行合理設(shè)計(jì),提高可靠性提供了有力的理論依據(jù)。(2)從模態(tài)分析結(jié)果可以看出,連桿的受力主要集中在連桿桿身靠近小頭部位,在設(shè)計(jì)時(shí),不但要考慮連桿小頭彎曲變形,同時(shí)要考慮桿身的扭轉(zhuǎn)變形,減少連桿在使用過程中疲勞損傷而提高連桿的使用壽命。(3)通過諧響應(yīng)分析,連桿的振動(dòng)幅值