基于adamse和ansysflex的曲柄連桿機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)建模

基于adamse和ansysflex的曲柄連桿機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)建模

0發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)和改進(jìn)tu5jp4車(chē)輛主要配備在中國(guó)國(guó)內(nèi)商用車(chē)輛東風(fēng)鄭州sdv、車(chē)輛品牌東風(fēng)307、東風(fēng)龍眼愛(ài)麗社等車(chē)輛上。在使用這些車(chē)輛時(shí)，尤其是在冷啟后，冷啟后的加熱機(jī)尤其明顯，其直接故障反映在方向盤(pán)上。為解決這一問(wèn)題,必須對(duì)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行重新的設(shè)計(jì)與改進(jìn)。前人多采用有限元分析法或邊界元法,比較費(fèi)時(shí),主要適用對(duì)曲軸的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度設(shè)計(jì)分析過(guò)程中。目前,大多只采用的專(zhuān)業(yè)的虛擬樣機(jī)商業(yè)軟件,如ADAMS,這些軟件的功能重點(diǎn)是在力學(xué)分析上,在建模方面還有很多不足,不能準(zhǔn)確地分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)各零件的動(dòng)力學(xué)特性。本研究與作者所從事發(fā)動(dòng)機(jī)技術(shù)研究方向關(guān)系密切,如匹配受力研究等。TU5JP4發(fā)動(dòng)機(jī)和整車(chē)的匹配中,振動(dòng)噪聲等是測(cè)試的一個(gè)主要方面,考慮把連桿、曲柄作為柔性體,利用Pro/E提供的Mmechanism動(dòng)力學(xué)分析模型,結(jié)合ANSYS/Flex模塊生成模態(tài)中性文件,再利用ADAMS/Flex模塊,把柔性體模態(tài)變形融入到多體系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)仿真分析中。這樣可較準(zhǔn)確地分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)各零件的動(dòng)力學(xué)特性,我們的研究對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的受力件校核與設(shè)計(jì)提供了重要依據(jù)。1動(dòng)態(tài)模型的構(gòu)建1.1發(fā)動(dòng)機(jī)的基本情況發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)不僅是其重要的基礎(chǔ)件、核心件,也是能量轉(zhuǎn)換、動(dòng)力形式轉(zhuǎn)換的主要總成部件,發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)、噪聲、工作可靠性等動(dòng)力學(xué)特性受其影響較大。作用在曲柄連桿機(jī)構(gòu)上的力主要是由作用在活塞上的氣體壓力和其運(yùn)動(dòng)質(zhì)量產(chǎn)生的慣性力、離心力、摩擦力等,這些力或力矩隨著曲柄轉(zhuǎn)角的不同而變化。尤其是作為車(chē)用發(fā)動(dòng)機(jī)時(shí),隨著運(yùn)行工況的不斷變化,作用在曲柄連桿機(jī)構(gòu)上的力變化尤為復(fù)雜。如圖所示,受力情況之一——做功行程中的受力情況。在做功行程中,活塞所受總壓力為Fp,活塞銷(xiāo)上可分解為Fp1和Fp2兩個(gè)分力。Fp1通過(guò)活塞銷(xiāo)、連桿傳遞,并作用在曲柄銷(xiāo)上。Fp1又可分解為沿曲柄方向FR及曲柄垂直的FS兩個(gè)分力。FR使曲軸主軸頸與主軸承間產(chǎn)生壓緊力;FS除了使主軸頸和主軸承之間產(chǎn)生壓緊力外,還對(duì)曲軸形成轉(zhuǎn)矩,推動(dòng)曲軸旋轉(zhuǎn)。分力Fp2把活塞壓向氣缸壁,形成活塞與缸壁間的側(cè)壓力,使兩者產(chǎn)生摩擦磨損。發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的多個(gè)幾何形狀和剛度、質(zhì)量各不相同的零部件組成了一個(gè)完整的傳動(dòng)鏈,曲軸也通過(guò)多個(gè)住軸承、連桿軸承與氣缸連接。上述受力分析法,只能簡(jiǎn)單進(jìn)行受力分析,很難準(zhǔn)確地對(duì)活塞對(duì)氣缸的側(cè)壓力、曲軸各主軸頸、連桿軸徑的載荷以及發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出特性進(jìn)行確定。因此,根據(jù)現(xiàn)代柔性多體動(dòng)力學(xué)理論,利用多體動(dòng)力學(xué)分析軟件ADAMS,以TU5JP4發(fā)動(dòng)機(jī)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)為研究對(duì)象,建立動(dòng)力學(xué)仿真分析模型。1.2tu5jp4幾何模型與模態(tài)分析TU5JP4發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)由曲軸、主軸承、飛輪、連桿軸承、連桿、活塞、活塞銷(xiāo)等組成。由氣缸內(nèi)氣體著火燃燒產(chǎn)生的爆發(fā)壓力,通過(guò)活塞、活塞銷(xiāo)、連桿傳遞,驅(qū)動(dòng)曲軸?；贏DAMS/Engine模塊,建立圖2所示的TU5JP4發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)力學(xué)分析模塊,整個(gè)系統(tǒng)的拓?fù)錁?gòu)型如圖3所示。曲柄連桿機(jī)構(gòu)力學(xué)分析模型由氣缸體T0、曲軸T1、飛輪T2、連桿(T3～T6)、活塞(T7～T10)等構(gòu)件組成。柔性轉(zhuǎn)動(dòng)鉸鏈傳遞動(dòng)力,曲軸T1作為柔性構(gòu)件,T1的第3主軸頸與氣缸體T0以轉(zhuǎn)動(dòng)鉸鏈U3相連接,T1的其他主軸頸都以圓柱鉸鏈(U1～H2,H4～H5)分別與氣缸體T0連接,各個(gè)連桿(T3～T6)大頭分別以轉(zhuǎn)動(dòng)鉸鏈(U7～U10)與曲軸T1連接,小頭以轉(zhuǎn)動(dòng)鉸鏈(U11～U14)與活塞(T7～T10)連接,活塞(T7～T10)又通過(guò)圓柱(U15～U18)鉸鏈分別與氣缸體T0連接,飛輪T2與曲軸T1固接U6。確認(rèn)TU5JP4發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)模型中各構(gòu)件的幾何位置參數(shù)、質(zhì)量參數(shù)等,再通過(guò)CAD實(shí)體模型直接傳入到ADAMS系統(tǒng)中,不用再做其他處理,由ADAMS自動(dòng)處理計(jì)算。各個(gè)活塞(T7～T10)上作用的各氣缸燃燒氣體壓力特性可由試驗(yàn)測(cè)得數(shù)據(jù)輸入(圖4)。對(duì)于柔性構(gòu)件來(lái)說(shuō),將其變形視為模塊狀態(tài)的線性疊加,構(gòu)件的模塊狀態(tài)振型可通過(guò)有限元分析或試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析得到。圖2中的曲軸T1,可根據(jù)該構(gòu)件圖紙,應(yīng)用Pro/E軟件建立其三維實(shí)體數(shù)模,將數(shù)模輸出到ANSYS有限元分析軟件中,進(jìn)行材料特性定義、幾何模型的離散化等有限元模型處理與分析計(jì)算。進(jìn)行有限元模型模態(tài)分析后,再利用ANSYS軟件所提供的ADAMS數(shù)據(jù)接口,生成ADAMS/Flex可接受的中性MNF文件即可。表1給出了TU5JP4發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)曲軸的前20階模態(tài)分析結(jié)果。最后利用ADAMS中的ADAMS/Flex模塊,將曲軸有限元分析得到的模態(tài)結(jié)果讀人ADAMS中,通過(guò)模態(tài)的線性疊加將曲柄的變形融入到發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析仿真中去。2發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)壓力隨軸資特性的變化規(guī)律上述所建立的TU5JP4發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)多體動(dòng)力學(xué)分析模型,對(duì)各缸活塞施加圖4所示的壓力,對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)速為3200r/min,在ADAMS/Engine模塊中,進(jìn)行曲柄連桿機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算,可得到各個(gè)活塞對(duì)氣缸的側(cè)壓力,活塞、連桿等的慣性力,連桿軸頸、曲軸主軸頸等的載荷。在TU5JP4發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)中,混合氣體著火燃燒,作用于活塞頂部,受活塞銷(xiāo)反作用力的影響,產(chǎn)生活塞對(duì)氣缸的側(cè)壓力,即側(cè)壓力是氣缸在連桿對(duì)氣缸中心線傾斜時(shí)受到活塞的側(cè)向推壓,氣缸壁的磨損在很大程度上與側(cè)壓力大小有關(guān)。發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中,第1缸的側(cè)壓力隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系曲線如圖5所示,從圖5可以看出,隨著活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng),側(cè)壓力的大小在-7801～5690N之間呈周期性變化,2、3、4各缸的側(cè)壓力變化與1缸極為相似,氣缸體產(chǎn)生振動(dòng)就不足為奇了。由于曲拐的離心力作用,使缸體產(chǎn)生向一邊倒的趨勢(shì),即傾覆力矩,為了減小傾覆力矩產(chǎn)生的振動(dòng),可以通過(guò)頻譜分析對(duì)側(cè)壓力進(jìn)行分析,進(jìn)而來(lái)優(yōu)化轎車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)懸置的動(dòng)態(tài)特性,給用車(chē)客戶一個(gè)穩(wěn)定舒適的駕駛和乘坐樂(lè)趣。發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸主軸頸的載荷影響到軸頸的磨損以及潤(rùn)滑油槽和進(jìn)油口的布置。圖6～圖8所示為第1、2、3主軸承在發(fā)動(dòng)機(jī)一個(gè)工作循環(huán)中的受載情況,可以看出,各軸頸的載荷變化不盡相同,在曲線峰、谷對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角位置的軸頸載荷較大。所以,在這些位置附近盡量不要布置油槽或油孔(3),避免振動(dòng)折斷。發(fā)動(dòng)機(jī)第1缸的連桿軸承受力圖9所示,2、3、4各缸連桿軸承受力情況與1缸相類(lèi)似,只不過(guò)相差720°/4的相位角。從中得出:當(dāng)?shù)?缸連桿軸徑(曲柄銷(xiāo))位于作功沖程剛過(guò)上止點(diǎn)處,此時(shí)連桿軸徑受連桿軸承的力最大。連桿軸徑與連稈軸承的接觸點(diǎn)處即為最大受力處,也不要在此位置附近布置油槽或油孔,避免出現(xiàn)不良后果。發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸體是曲柄連桿機(jī)構(gòu)的基礎(chǔ)支承件,在發(fā)動(dòng)機(jī)的工作過(guò)程中,曲柄連桿機(jī)構(gòu)的不平衡慣性力將會(huì)反作用傳到氣缸體上,出現(xiàn)不平衡,引起發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)。這種振動(dòng)會(huì)通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)懸置傳到汽車(chē)車(chē)架或車(chē)身上,從而影響整車(chē)的舒適性。TU5JP4發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸體的動(dòng)載荷隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系如圖10所示?？梢钥闯?氣缸體沿x、y、z的方向動(dòng)載荷隨發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)角呈周期性變化,在x、y方向,變化頻率差異不大,z方向變化頻率比x、y方向高。為了能夠降低TU5JP4發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸體的動(dòng)載荷向汽車(chē)車(chē)架或車(chē)身傳遞,可根據(jù)圖10合理地選擇發(fā)動(dòng)機(jī)懸置在x、y、z方向的動(dòng)態(tài)剛度以及各個(gè)懸置的布置位置,盡量找到最近的黃金分割點(diǎn)。3tu5jp4發(fā)動(dòng)機(jī)懸置的優(yōu)化設(shè)計(jì)(1)在剛體模型基礎(chǔ)上對(duì)各運(yùn)動(dòng)件柔性化處理,構(gòu)建了TU5JP4發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)柔性多體動(dòng)力學(xué)模型,根據(jù)模型進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)特性仿真,并得到了曲軸主軸頸、連桿軸頸的最大載荷位置,為解決合理設(shè)置潤(rùn)滑油槽或油孔找到重要依據(jù)。得到的發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)氣缸體的動(dòng)載荷變化特性,為優(yōu)化TU5JP4發(fā)動(dòng)機(jī)懸置在x、y、z方向的動(dòng)剛度以及各個(gè)懸置的布置位置,降低發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)向汽車(chē)車(chē)架或車(chē)身傳