基于adamse和ansysflex的曲柄連桿機構動力學建模

基于adamse和ansysflex的曲柄連桿機構動力學建模

0發(fā)動機曲柄連桿機構的設計和改進tu5jp4車輛主要配備在中國國內(nèi)商用車輛東風鄭州sdv、車輛品牌東風307、東風龍眼愛麗社等車輛上。在使用這些車輛時，尤其是在冷啟后，冷啟后的加熱機尤其明顯，其直接故障反映在方向盤上。為解決這一問題,必須對對發(fā)動機曲柄連桿機構進行重新的設計與改進。前人多采用有限元分析法或邊界元法,比較費時,主要適用對曲軸的結構強度設計分析過程中。目前,大多只采用的專業(yè)的虛擬樣機商業(yè)軟件,如ADAMS,這些軟件的功能重點是在力學分析上,在建模方面還有很多不足,不能準確地分析曲柄連桿機構各零件的動力學特性。本研究與作者所從事發(fā)動機技術研究方向關系密切,如匹配受力研究等。TU5JP4發(fā)動機和整車的匹配中,振動噪聲等是測試的一個主要方面,考慮把連桿、曲柄作為柔性體,利用Pro/E提供的Mmechanism動力學分析模型,結合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)的動力學仿真分析中。這樣可較準確地分析曲柄連桿機構各零件的動力學特性,我們的研究對發(fā)動機的受力件校核與設計提供了重要依據(jù)。1動態(tài)模型的構建1.1發(fā)動機的基本情況發(fā)動機曲柄連桿機構不僅是其重要的基礎件、核心件,也是能量轉(zhuǎn)換、動力形式轉(zhuǎn)換的主要總成部件,發(fā)動機的振動、噪聲、工作可靠性等動力學特性受其影響較大。作用在曲柄連桿機構上的力主要是由作用在活塞上的氣體壓力和其運動質(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。尤其是作為車用發(fā)動機時,隨著運行工況的不斷變化,作用在曲柄連桿機構上的力變化尤為復雜。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,活塞銷上可分解為Fp1和Fp2兩個分力。Fp1通過活塞銷、連桿傳遞,并作用在曲柄銷上。Fp1又可分解為沿曲柄方向FR及曲柄垂直的FS兩個分力。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,還對曲軸形成轉(zhuǎn)矩,推動曲軸旋轉(zhuǎn)。分力Fp2把活塞壓向氣缸壁,形成活塞與缸壁間的側壓力,使兩者產(chǎn)生摩擦磨損。發(fā)動機曲柄連桿機構的多個幾何形狀和剛度、質(zhì)量各不相同的零部件組成了一個完整的傳動鏈,曲軸也通過多個住軸承、連桿軸承與氣缸連接。上述受力分析法,只能簡單進行受力分析,很難準確地對活塞對氣缸的側壓力、曲軸各主軸頸、連桿軸徑的載荷以及發(fā)動機的輸出特性進行確定。因此,根據(jù)現(xiàn)代柔性多體動力學理論,利用多體動力學分析軟件ADAMS,以TU5JP4發(fā)動機的曲柄連桿機構為研究對象,建立動力學仿真分析模型。1.2tu5jp4幾何模型與模態(tài)分析TU5JP4發(fā)動機曲柄連桿機構由曲軸、主軸承、飛輪、連桿軸承、連桿、活塞、活塞銷等組成。由氣缸內(nèi)氣體著火燃燒產(chǎn)生的爆發(fā)壓力,通過活塞、活塞銷、連桿傳遞,驅(qū)動曲軸。基于ADAMS/Engine模塊,建立圖2所示的TU5JP4發(fā)動機曲柄連桿機構力學分析模塊,整個系統(tǒng)的拓撲構型如圖3所示。曲柄連桿機構力學分析模型由氣缸體T0、曲軸T1、飛輪T2、連桿(T3～T6)、活塞(T7～T10)等構件組成。柔性轉(zhuǎn)動鉸鏈傳遞動力,曲軸T1作為柔性構件,T1的第3主軸頸與氣缸體T0以轉(zhuǎn)動鉸鏈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,各個連桿(T3～T6)大頭分別以轉(zhuǎn)動鉸鏈(U7～U10)與曲軸T1連接,小頭以轉(zhuǎn)動鉸鏈(U11～U14)與活塞(T7～T10)連接,活塞(T7～T10)又通過圓柱(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TU5JP4發(fā)動機曲柄連桿機構模型中各構件的幾何位置參數(shù)、質(zhì)量參數(shù)等,再通過CAD實體模型直接傳入到ADAMS系統(tǒng)中,不用再做其他處理,由ADAMS自動處理計算。各個活塞(T7～T10)上作用的各氣缸燃燒氣體壓力特性可由試驗測得數(shù)據(jù)輸入(圖4)。對于柔性構件來說,將其變形視為模塊狀態(tài)的線性疊加,構件的模塊狀態(tài)振型可通過有限元分析或試驗模態(tài)分析得到。圖2中的曲軸T1,可根據(jù)該構件圖紙,應用Pro/E軟件建立其三維實體數(shù)模,將數(shù)模輸出到ANSYS有限元分析軟件中,進行材料特性定義、幾何模型的離散化等有限元模型處理與分析計算。進行有限元模型模態(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)動機曲柄連桿機構曲軸的前20階模態(tài)分析結果。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)結果讀人ADAMS中,通過模態(tài)的線性疊加將曲柄的變形融入到發(fā)動機曲柄連桿機構動力學分析仿真中去。2發(fā)動機側壓力隨軸資特性的變化規(guī)律上述所建立的TU5JP4發(fā)動機曲柄連桿機構多體動力學分析模型,對各缸活塞施加圖4所示的壓力,對應的曲軸轉(zhuǎn)速為3200r/min,在ADAMS/Engine模塊中,進行曲柄連桿機構動力學仿真計算,可得到各個活塞對氣缸的側壓力,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)動機曲柄連桿機構中,混合氣體著火燃燒,作用于活塞頂部,受活塞銷反作用力的影響,產(chǎn)生活塞對氣缸的側壓力,即側壓力是氣缸在連桿對氣缸中心線傾斜時受到活塞的側向推壓,氣缸壁的磨損在很大程度上與側壓力大小有關。發(fā)動機運轉(zhuǎn)過程中,第1缸的側壓力隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化關系曲線如圖5所示,從圖5可以看出,隨著活塞的往復運動,側壓力的大小在-7801～5690N之間呈周期性變化,2、3、4各缸的側壓力變化與1缸極為相似,氣缸體產(chǎn)生振動就不足為奇了。由于曲拐的離心力作用,使缸體產(chǎn)生向一邊倒的趨勢,即傾覆力矩,為了減小傾覆力矩產(chǎn)生的振動,可以通過頻譜分析對側壓力進行分析,進而來優(yōu)化轎車發(fā)動機懸置的動態(tài)特性,給用車客戶一個穩(wěn)定舒適的駕駛和乘坐樂趣。發(fā)動機曲軸主軸頸的載荷影響到軸頸的磨損以及潤滑油槽和進油口的布置。圖6～圖8所示為第1、2、3主軸承在發(fā)動機一個工作循環(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、谷對應的曲軸轉(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),避免振動折斷。發(fā)動機第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缸相類似,只不過相差720°/4的相位角。從中得出:當?shù)?缸連桿軸徑(曲柄銷)位于作功沖程剛過上止點處,此時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)動機氣缸體是曲柄連桿機構的基礎支承件,在發(fā)動機的工作過程中,曲柄連桿機構的不平衡慣性力將會反作用傳到氣缸體上,出現(xiàn)不平衡,引起發(fā)動機振動。這種振動會通過發(fā)動機懸置傳到汽車車架或車身上,從而影響整車的舒適性。TU5JP4發(fā)動機氣缸體的動載荷隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化關系如圖10所示?？梢钥闯?氣缸體沿x、y、z的方向動載荷隨發(fā)動機曲軸轉(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)動機氣缸體的動載荷向汽車車架或車身傳遞,可根據(jù)圖10合理地選擇發(fā)動機懸置在x、y、z方向的動態(tài)剛度以及各個懸置的布置位置,盡量找到最近的黃金分割點。3tu5jp4發(fā)動機懸置的優(yōu)化設計(1)在剛體模型基礎上對各運動件柔性化處理,構建了TU5JP4發(fā)動機曲柄連桿機構柔性多體動力學模型,根據(jù)模型進行了動力學特性仿真,并得到了曲軸主軸頸、連桿軸頸的最大載荷位置,為解決合理設置潤滑油槽或油孔找到重要依據(jù)。得到的發(fā)動機機氣缸體的動載荷變化特性,為優(yōu)化TU5JP4發(fā)動機懸置在x、y、z方向的動剛度以及各個懸置的布置位置,降低發(fā)動機振動向汽車車架或車身傳