連桿部件CAE仿真分析精制研究

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1、 連桿部件CAE仿真分析 摘要：連桿是內燃機的重要構件和主要運動件,其結構形狀和受載狀況都很復雜。連桿的強度在很大程度上影響著內燃機的壽命。而隨著內燃機向高速、大功率和高負荷的方向發(fā)展,連桿的工作環(huán)境變得愈加惡劣。因此,分析連桿的運動和受力情況、計算連桿的結構強度和研究連桿的動態(tài)特性對連桿的設計和優(yōu)化具有重要的意義。本文以某型號的柴油機連桿為研究對象,主要完成了以下工作內容：1.分析了連桿的運動和受力情況。首先計算了連桿的角位移、角速度和角加速度等運動參數,然后在連桿的受力分析中詳細分析計算了連桿所受的四種主要載荷,并計算了最大拉壓工況下連桿所受的載荷,為后續(xù)計算提供必要的邊界條件。2.基

2、于有限元方法,建立了連桿的有限元模型,主要進行以下方面研究：在預緊工況中,研究了單元類型對應力分布的影響；在最大拉伸和最大壓縮工況中,研究了載荷加載方式的不同以及約束邊界的不同對連桿應力分布的影響。3.利用模態(tài)分析技術研究了該連桿的動態(tài)特性。分別采用有限元和試驗的方法研究了連桿的模態(tài)特性,獲得連桿的模態(tài)頻率及模態(tài)振型,為后續(xù)的連桿多體動力學分析提供依據,最后對模態(tài)結果進行了對比驗證。4.利用多體動力學軟件建立了連桿的多體動力學仿真模型,通過數值模擬計算,得到連桿在工作循環(huán)中的運動參數和準確的載荷邊界條件,并分析了連桿軸承的潤滑性能。5.利用有限元軟件對連桿進行了三維瞬態(tài)應力場的計算,得到了連桿

3、在一個工作循環(huán)中的動應力分布。并對比了忽略裝配載荷和考慮裝配載荷的計算結果。同時選取部分曲軸轉角下的應力分布云圖與靜力學計算結果進行對比。分析表明,連桿的動應力仿真計算結果更為合理,更接近于實際情況。 前言 柴油機曲柄連桿機構包括曲軸、連桿、活塞等主要運動部件，其作用是將活塞的往復運動轉化為曲軸卜的旋轉運動，將活塞所受的燃氣壓力轉化為曲軸卜的輸出扭矩，從而實現熱能一機械能的轉化過程。曲柄連桿機構運動和受力情況復雜，以往只依賴經典動力學理論的計算方法已遠遠滿足不了工程技術的需要。隨著虛擬樣機技術的發(fā)展，以經典動力學理論和現代計算機技術相結合的多體系統(tǒng)動力學得到了廣泛的運用。 美國MSC公司

4、的ADAMS軟件是集成建模、求解、可視化技術于一體的運動仿真軟件，在柴油機的曲柄連桿機構的動力學仿真中得到了廣泛運用。然而，由于模型的復雜性，如何添加合理的邊 界條件，尤其是曲軸轉速邊界條件成為了問題的難點。在以往的研究中，經常采用恒定轉速驅動的動力學建模方法，改變了模型的自由度，忽略了曲軸轉速波動的影響，使計算結果產生一定的誤差。我們探討了轉速邊界條件的添加方法，并詳述了考慮轉速波動的柴油機曲柄連桿機構動力學建模過程，提出了計算機械效率和往復慣性力的簡便方法，為運動和受力分析提供了有力保證[1]。 1 連桿大頭軸承CAE 分析 連桿大頭軸承是發(fā)動機能否長期運轉的關鍵部件之一。發(fā)動機運行

5、時潤滑油在高溫下工作，其粘度隨溫度增高而降低，影響油膜承載能力。通過CAE 計算，可以判斷軸瓦和軸頸可能的潤滑狀態(tài)：液動潤滑/臨界潤滑/干摩擦，避免因干摩擦導致的磨損和異常的油膜壓力分布的出現。 當對軸承進行詳細校核時，可以采用EHD 類型的軸承模型。該模型可以充分考慮軸瓦與軸頸的彈性變形，并考慮了機油填充狀態(tài)，同時計算軸承間隙等非線性因素對軸承載荷的影響，計算干摩擦。從計算結果中，可詳細了解油膜狀態(tài)、彈性邊界與油膜間的耦合作用、機油流入和流出狀態(tài)等。以及軸承間隙等非線性因素對軸承載荷的影響。 1.1 模型建立 曲軸模態(tài)分析的意義:曲軸是發(fā)動機最重要的部件之一，而且它承受復雜的載荷。由于

6、發(fā)動機內高溫、高速并存，對發(fā)動機的零部件提出了很高的要求，因此曲軸的固有特性對環(huán)境的適應尤為重要。要解決這些問題，首先要了解曲軸的固有特性。模態(tài)分析用于確定設計機構或機器部件的振動特性，即結構的固有頻率和振型，它們是承受動態(tài)載荷結構設計中的重要參數，同時也是其他動力學分析問題的起點。 圖1 連桿有限元模型[2] 圖2 CONC類型的連桿模型[2] 1.2 結果評價 一、連桿大頭軸承的受力分析 在ADAMS工具欄中點擊Simulation Control選項，對建立好的曲柄連桿機構的動力學模型進行仿真分析，仿真時間設置為5s，步數設置為5000曲軸從起

7、動到額定工況的轉速波動曲線見圖3。圖4為1號缸活塞額定工況下沿氣缸中心線方向的位移、速度、加速度隨曲軸轉角的變化曲線。 由圖4可以看出，該柴油機在0一1s、時間達到額定轉速穩(wěn)定運轉。由圖5看出，曲軸轉連桿大頭在不同工況下的隨曲柄轉角變化的受力如圖3 所示。從圖中可以明確的看到不同轉速下，燃氣壓力與慣性力在不同的曲柄轉角下的影響各不相同，其中慣性力隨轉速增加而增加[3]。 圖3連桿大頭軸承受力[3] 二、連桿大頭軸承的EHD 液體動力潤滑分析 通過軸承的EHD 計算,可以得到軸承的潤滑性能更為全面、更為精確的評估圖4—圖6則反映了不同轉速下的最小油膜厚度、最大液動油膜壓力、最

8、大粗暴接觸壓力等。 圖4最小油膜厚度[4,5] 圖5 最大液動油膜壓力[4,5] 圖6 最大粗暴接觸壓力[4,5] 以及這些油膜壓力在軸瓦表面的三維分布，如圖7、圖8 所示。以標定工況3600rpm 時的連桿大頭軸瓦油膜壓力分布為例。 圖7 液動油膜壓力分布[6] 圖8 粗暴接觸壓力分布[6] 2 連桿裝配應力CAE分析 在連桿裝配完成之后，軸瓦以很大的過盈安裝在座孔當中，同時螺栓預緊力的存在，也使得連桿大頭孔發(fā)生變形，這將影響到大頭孔的圓柱副要求。 2.1 模型建立 雖然考慮到內燃機曲柄連桿機構的實際結構和工作環(huán)境，但是有限元沖擊動力學特性分析必須要在

9、相對理想的情況下進行，所以我們在建模的過程中進行了以下基本假設:(1)除了機構的受力點和沖擊點以外，我們假設其他部位的變形都為彈性變形。(2)假設結構滿足連續(xù)性假設、各向同性假設、均勻性假設和微小形變假設。 利用有限元軟件進行結構分析所用的有限元模型的精確度在很大程度上決定了分析結果的準確性，因此，有限元分析最重要的步驟之一就是建立有效的有限元模型。勝柄連桿機構的實物圖如圖9所示，由圖可以看出實物模型上分布了很多小的倒角、倒圓和一些不規(guī)則的小孔、小面，如果直接利用實物模型來分析，這些不規(guī)則的部分肯走會對結果產生或多或少的影響，可能會出現的問題有:（1）必須要使用很小的單元尺寸來滿足這些不規(guī)

10、則的部分，也就是說要增加很多單元數，這樣勢必會加大計算量，費日又費力。（2）這些不規(guī)則的單元可能會成為劃分網格的精度不夠或者是直接失敗的原因，就算劃分網格成功，也可能會導致有限元分析結果的錯誤或者仿真的不成功。 因此，我們有必要對模型進行適當的簡化，本文利用PRONE軟件所建立了曲柄連桿機構并對其作了如下的簡化:(1)突出機構的重要組成部分，忽略次要的對分析結果無太大影響的一些小的倒角、倒圓以及不規(guī)則的小面小孔。(2)將那些比較大的可能會影響分析結果的不光滑不規(guī)則曲面加以簡化，利于模型的劃分網格，加大有限元分析的成功率。(3)將那些尺寸小于1}3mm的線、面、體等幾何元素進行處理，以適應網格

11、劃分的需求來降低單元數量，從而避免不必要的計算。(4)對于那些用來固定附屬零件的螺孔、油孔和凸臺等小單位不會對要分析的部分產生影響，可以忽略不計。簡化后的實體模型如圖9所示，活塞銷與活塞采用剛性約束約束，活塞銷與連桿小端采用轉動約束關系，連桿、連桿軸瓦和連桿大頭藕合為一個整體，連桿大端和曲柄銷之間采用轉動約束關系，主軸頸和主軸瓦采用轉動約束關系[7]。 連桿是由各個分離的部件組裝而成的，各部分之間存在許多配合面，其接觸狀態(tài)極其復雜，所以只有對連桿的計算模型采用三維接觸模型，才更接近真實狀態(tài)。參與有限元分析的零部件有桿身、桿蓋、軸瓦、螺栓和螺母等，需分別按照實際情況來定義各種非線性接觸。主要的

12、接觸對如圖9 所示。 圖9 在ABAQUS 中各種接觸對定義[7] 2.2 結果評價 具有自由彈勢的薄壁軸瓦完全依靠過盈量緊貼于大頭孔表面，形成剛性的軸瓦孔。過盈量須合理選擇，嚴格控制。同時，連桿大頭軸承剛度要足夠，在螺栓預緊力作用下變形不能太大，要能夠滿足連桿大頭運動副的圓柱度要求。 圖10連桿大頭分析[8] 3 連桿超速下接觸分析 在最大超速4000rpm 情況下，校核了連桿桿身與桿蓋之間的接觸情況。在最大拉力的情況下，連桿大頭孔發(fā)生變形，沿拉伸方向伸長，并且在靠近軸瓦的內側出現縫隙，最大值為0.025mm 左右，而在外側由于剛度較大，仍緊密的貼合在一起，從接觸壓強上可

13、以明顯的反映出這一點，如圖11、1 2所示。 圖11 連桿大頭孔的變形[8] 圖12 分型面處的接觸壓強[8] 4 連桿疲勞強度分析 發(fā)動機曲軸系統(tǒng)的主要組成部件包括曲軸、連桿、活塞等，曲軸作為發(fā)動機的中樞，其柔性作用對整個發(fā)動機的動力學特性有非常重要的影響，本課題主要分析曲軸在工作時的動力學響應，并建立曲軸柔性體模型，其它零件在系統(tǒng)中的作用只是傳遞氣體爆發(fā)壓力和由于運動產生的慣性力，因此建為剛體即可。由于在實際工況中曲軸承受活塞、連桿傳遞的爆發(fā)壓力的交變載荷作用，受力情況極其復雜，采用傳統(tǒng)的單純有限元分析方法，很難完成對曲軸運行過程中動態(tài)變化的

14、邊界條件描述。本文采用多體動力學軟件ADAMS和有限元分析軟件ANSYS，將有限元方法和多體系統(tǒng)仿真分析軟件結合在一起建立曲軸軸系柔性多體動力學模型，全面、準確地獲得曲軸工作時的動態(tài)載荷，繼而利用有限元法對曲軸進行動態(tài)應力、變形分析。 圖13連桿強度校核分析流程[9] 4.1 連桿最大拉壓應力 連桿工作時承受復雜的周期性變化外力，最危險的工況是受最大拉力和最大壓力工況。根據連桿的受力分析結果可知，最大壓力時刻對應于最大爆壓時刻，也就是在作功行程上止點附近；最大拉力時刻對應于最大慣性力時刻，也主是排氣行程上止點附近。經過計算可知，在標定工況3600rpm 時，連桿大小頭的最大拉力分別為

15、18943和8900N，最大壓力分別為56398N 和64448N。 圖14 連桿最大拉壓應力[10] 連桿在壓工況下所受的力較大，桿身及其與大小頭的過渡處的應力達到了120-210MPa<連桿材料最小屈服強度440Mpa. 4.2 連桿疲勞強度校核 針對某型實訓設備的開發(fā)工作應用MATLAB軟件對該實訓設備的非共點六連桿傳動機構進行了受力分析，并根據分析結果對該非共點六連桿傳動機構進行了強度校核，給出了該機構幾何尺寸的下限，為下一步的零件設計工作提供了依據。將MATLAB與受力計算、強度校核相結合，參數修改方便，大大縮短了設備受力分析和強度校核工作的時間。 將拉壓兩種工況下的應

16、力進行疊加，考慮材料性質與表面處理方式，對標定工況下的連桿進行疲勞強度計算，計算結果如圖15 所示。 圖15 疲勞強度計算[10] 5 結論 本文在曲柄連桿機構的運動學和動力學分析的基本理論的基礎上，應用三維建模軟件PRONE、多體動力學仿真軟件MATLAB以及有限元分析軟件ANSYS對機構進行了力學行為分析。(1)運用MATLAB圖形用戶界面建立機構的仿真模型，實現了曲柄連桿機構的運動仿真和動態(tài)模擬，對曲柄連桿機構的設計研究具有一定的重要意義，為減少磨損和降低噪聲等方面的曲柄連桿機構優(yōu)化設計奠定了基礎。該方法也可用于其它四桿機構、多桿機構的運動學分析、動力學分析，其優(yōu)越性在

17、于把用戶從復雜繁瑣的數學計算中解放出來，提高了求解速度，保證了求解精度。(2)利用MATLAB-Simulink對曲柄連桿機構進行了動力學仿真分析，得到轉動副A上的作用力、曲柄上的作用的力矩及其所作的功和滑塊上作用的約束反力的曲線圖，并找出它們變化的規(guī)律，能為機構的選型和優(yōu)化設計提供參考依據。(3)采用ANSYS有限元分析軟件對考慮軸承間隙的機構進行沖擊動力學分析，找到軸承間隙對機構性能影響的規(guī)律，可以給內燃機甚至是汽車、航天、船舶等領域提供豐富的理論依據。(4)通過運用有限元分析軟件ANSYS對內燃機曲軸進行模態(tài)分析，系統(tǒng)研究了曲軸的振動規(guī)律，為內燃機結構的振動、噪聲問題提供了一定的幫助。這

18、表明用有限元方法對結構比較復雜的曲軸的動力學分析是一種有效方法，為進一步研究曲軸的結構優(yōu)化和動態(tài)響應奠定了基礎。對連桿大頭軸瓦進行了有限元彈性體與液體動力學的綜合計算，得到了連桿大小頭的受力與油膜潤滑狀況。對連桿進行了裝配應力計算，結果表明，軸瓦過盈引起的背壓正常，最大螺栓預緊力下大頭孔變形沒有超過軸瓦的削薄量，能夠滿足連桿大頭孔的剛度要求。對最大超速時引起的最大慣性力時刻進行了拉工況的計算，計算結果表明桿身與桿蓋在發(fā)動機運轉過程當中能夠較好的貼合在一起。 6參考文獻 [1] 陳然. 內燃機曲柄連桿機構的力學行為分析[D]. 山西: 中北大學, 2015. [2] 張文春, 段樹林, 張

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