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(1.石家莊鐵道大學(xué) 機械工程學(xué)院，河北 石家莊 050043；2.中國重汽集團(tuán)，山東 濟(jì)南 250003)

0 引言

曲柄連桿機構(gòu)是往復(fù)式內(nèi)燃機中的動力傳遞系統(tǒng)，也是發(fā)動機實現(xiàn)工作循環(huán)，完成能量轉(zhuǎn)換的主要運動部分。曲柄連桿機構(gòu)的主要零部件可以分為3組：機體組、活塞連桿組以及曲軸飛輪組。該機構(gòu)是在高壓下做變速運動，其工作過程中的受力非常復(fù)雜包括氣體作用力、慣性力、離心力、摩擦力等，在發(fā)動機做功時，氣缸內(nèi)的溫度可高達(dá)2 500 K以上，最高壓力可達(dá)5～9 MPa，發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速可達(dá)3 000～6 000 r/min,則活塞每秒鐘要行徑100～200個行程，使得機構(gòu)容易產(chǎn)生振動、磨損及斷裂。所以對該機構(gòu)建立虛擬樣機模型，進(jìn)行動態(tài)仿真尤為重要。機械系統(tǒng)分析軟件ADAMS(Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems)是目前應(yīng)用最為廣泛的機械系統(tǒng)動力學(xué)仿真分析軟件。利用ADAMS軟件，用戶可以快速、直觀、方便的建立參數(shù)化的機械系統(tǒng)模型，并對其進(jìn)行靜力學(xué)、動力學(xué)、和運動學(xué)仿真分析，輸出位移、速度、加速度和反作用力曲線。同時ADAMS還可以預(yù)測機械系統(tǒng)的性能、運動范圍、碰撞檢測、峰值載荷以及計算有限元的輸入載荷。

以某型號直列6缸內(nèi)燃機為例，由于其在工作過程中產(chǎn)生的噪聲大，振動強度高，所以在ADAMS中建立虛擬樣機模型，對該曲軸系進(jìn)行動力學(xué)分析，得到各部件的運動規(guī)律及受力，為以后曲柄連桿機構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計、疲勞壽命分析、降低噪聲及減少磨損奠定基礎(chǔ)。

1 動力學(xué)模型的建立

多體動力學(xué)模型的建立主要包括：生成構(gòu)件、施加約束及主動載荷、生成動力學(xué)方程及求解。

1.1 生成構(gòu)件

在ADAMS/ENGINE模塊中建立某直列6缸發(fā)動機的幾何模型，所建發(fā)動機為4沖程，發(fā)火順序為1-5-3-6-2-4，壓縮比為14.5∶1，排量為14 L，缸徑140 mm,沖程為152 mm,有效連桿長度為304.8 mm,連桿軸頸直徑79 mm,長度為53 mm，主軸頸直徑100 mm,長度為56 mm，活塞銷直徑30 mm,長度為90 mm。曲軸材料為48MnV,彈性模量E=2.1 N/mm2,密度為7.8 kg/mm3?；钊芏葹?.6 kg/mm3，連桿密度為7.8 kg/mm3。利用ADAMS/ENGINE自帶的測試平臺可以對發(fā)動機進(jìn)行各種工況仿真分析。各構(gòu)件間的的連接關(guān)系為：曲軸第五主軸頸與缸體為轉(zhuǎn)動鉸鏈，其余主軸頸與缸體為圓柱鉸鏈，曲軸與飛輪為固接；曲軸與各個連桿大頭為轉(zhuǎn)動鉸鏈，連桿小頭和活塞銷為轉(zhuǎn)動鉸鏈，活塞銷和活塞為固接，活塞與缸體為圓柱鉸鏈，缸體和大地為固接[1-2]。曲軸連桿機構(gòu)的裝配模型如圖1所示。

圖1 曲柄連桿機構(gòu)裝配圖

由于實際的金屬零部件都是彈性體,而曲軸扭轉(zhuǎn)振動常常會引起曲軸主軸頸與發(fā)動機缸體之間的敲擊噪聲,故曲軸的剛體模型已經(jīng)滿足不了分析的要求,因此需要對曲軸進(jìn)行柔性化處理。根據(jù)廠家提供的曲軸圖紙，在PRO/E中建立曲軸的三維實體模型，并將模型輸入到有限元分析軟件ANSYS中。由于本文主要是對曲軸做模態(tài)分析,對網(wǎng)格要求不像做應(yīng)力分析那么精確，所以采用的是solid45單元，采取自由網(wǎng)格劃分，所得166 725個節(jié)點，846 059個單元，提取曲軸的前20階模態(tài)，生成MNF文件，在ADAMS中通過RIGID to FLEX命令替換剛性曲軸。在柔性體與剛性體之間建立約束副時采用無質(zhì)量剛性小球(啞物體)來過渡連接。建立的剛?cè)峄旌象w模型能更好的模擬機構(gòu)的實際運動特性。曲軸的柔性化模型如圖2所示。

圖2 曲軸的柔性化模型

1.2 氣體壓力

作用在整個曲柄連桿結(jié)構(gòu)上的主動力為氣體作用在活塞頂部的爆發(fā)壓力，大小為氣體壓力和活塞投影面積的乘積。由于6缸的點火順序不同，所以作用在6缸上的氣體力出現(xiàn)峰值時刻不同，但大小基本相同。各機構(gòu)產(chǎn)生的往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力不用單獨施加，ADAMS軟件會以體積力的形式自動施加給模型。通過試驗測得在額定轉(zhuǎn)速2 100 r/min下氣體壓力，輸入到matlab中，采用最小二乘法擬合成曲線，并每隔1°取值。

1.3 建立動力學(xué)方程

當(dāng)曲軸被分為單個曲柄后，整個曲柄連桿機構(gòu)就簡化為6個如圖3所示的曲柄滑塊機構(gòu)[3]。

圖3中，oa為曲柄，ab為連桿，b為活塞；m1、m2為連桿等效質(zhì)量;m為曲柄的質(zhì)量。以曲柄為例建立動力學(xué)方程。在o點建立全局坐標(biāo)系xoy，在質(zhì)心處建立局部坐標(biāo)系x1cy1,ox與ox1夾角為，曲柄長為2r。由于曲柄的鉸點o在空間中保持位置不變和長度固定，可得兩個約束方程

(1)

求解式(1)可得鉸點O約束方程的雅可比矩陣為

(2)

獨立方程的個數(shù)為2，拉格朗日乘子有2個，即ρ=(ρ1ρ2)T,則曲柄的動力學(xué)方程為

(3)

圖3 曲柄滑塊機構(gòu)

其它構(gòu)件的動力學(xué)方程建立方法類似在此不再陳述。

2 動力學(xué)仿真分析

選擇Steady-State Analysis設(shè)置仿真步數(shù)為2 000，一個工作循環(huán)即曲軸旋轉(zhuǎn)兩周，曲軸轉(zhuǎn)速為額定轉(zhuǎn)速2 100 r/min。如圖4～圖6為活塞的位移、速度、加速度特性曲線。從圖中可以看出,活塞的位移、速度和加速度均按一定的周期發(fā)生變化，在活塞位于上止點時的加速度最大，且與速度方向相反。速度在為零處方向發(fā)生改變。從而可以推斷出活塞運動不穩(wěn)定易產(chǎn)生振動和沖擊。

圖4 活塞中心位移曲線 圖5 活塞往復(fù)運動速度曲線

圖7～圖9為曲軸1～3主軸頸(圖2中從左至右)在一個工作循環(huán)的的承載情況。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(jìn)油口的布置。從圖可以看出，各主軸頸得載荷變化不盡相同，在波峰和波谷曲軸轉(zhuǎn)角處對應(yīng)的載荷最大，此處不易開油口。軸頸所受載荷為交變載荷，易引發(fā)軸系的振動，從而產(chǎn)生噪聲[4]。

圖6 活塞往復(fù)加速度曲線 圖7 主軸頸1上載荷曲線

圖8 主軸頸2上載荷曲線 圖9 主軸頸3上載荷曲線

圖10～圖13為連桿軸頸(圖2中從左至右)所受的載荷情況。從圖中可以看出,各連桿軸頸之間受力大小類似，各個軸頸按照內(nèi)燃機點火順序峰值間相差1 200相位角。當(dāng)連桿軸頸位于做功上止點處，此時連桿軸頸所承受的載荷最大。由于載荷的突變連桿軸頸處也產(chǎn)生振動和噪聲。

圖10 連桿軸頸1上的載荷曲線 圖11 連桿軸頸2的載荷曲線

圖12 連桿軸頸3上的載荷曲線 圖13 連桿軸頸4上的載荷曲線

3 結(jié)論

介紹了利用ADAMS軟件建立曲柄連桿機構(gòu)虛擬樣機模型的方法,同時還介紹了利用PRO/E與ANSYS軟件對曲軸進(jìn)行柔性化處理的方法。通過對剛?cè)峄旌象w模型的動力學(xué)仿真，得到了活塞、曲軸、連桿在一個周期內(nèi)運動規(guī)律及受力曲線。利用本文分析方法所得到的曲軸連桿機構(gòu)的動力學(xué)仿真分析結(jié)果,可直接用于后續(xù)發(fā)動機整機振動、噪聲分析、疲勞壽命分析等研究工作中。

參 考 文 獻(xiàn)

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[4]趙艷杰，陳翀.發(fā)動機曲軸連桿機構(gòu)振動源仿真分析[J].拖拉機與農(nóng)用運輸車，2009，36(5)：77-78.

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