周威力， 冷 彪， 柳 帥， 管仁梅

(中國第一汽車股份有限公司 技術中心， 長春 130011)

電動客車及物流車多采用活塞式電動空壓機作為制動系統(tǒng)的動力來源?；钊诫妱涌諌簷C運動部件包括曲軸、連桿、活塞等，對其動態(tài)特性的分析至關重要。之前已有學者對空壓機虛擬樣機做了大量分析工作[1-5]，但由于單缸空壓機曲軸跨距小，未對空壓機曲軸進行柔性化處理，導致分析結果與真實情況仍存在一定差距。本文以某電動雙缸空壓機為例，對其曲軸連桿系進行動態(tài)仿真。由于雙缸空壓機曲軸跨距較大，故本文將曲軸柔性化，以使結果更加接近真實情況。

1 建立電動空壓機虛擬樣機模型

該電動空壓機為單級雙缸往復活塞式壓縮機，立式布置，曲柄錯角為180°，采用聯(lián)軸器使曲軸與電機輸出軸連接。整機結構緊湊，重量輕。

1.1 虛擬樣機三維模型

該電動空壓機的運動部件有曲軸、連桿、活塞等，其動力學分析主要包括對各部件的運動與受力進行分析。首先利用Pro/E三維建模軟件對各運動部件進行建模，并裝配。將裝配模型保存為 Parasolid格式并導入ADAMS/View中，按材質要求定義各部件質量屬性，建立電動空壓機虛擬樣機初始模型。

1.2 施加約束和驅動

根據(jù)電動空壓機的實際運動情況，在曲軸與地面、曲軸與兩個連桿、連桿與活塞銷、活塞銷與活塞之間添加轉動副。在兩個活塞與地面之間分別添加移動副，使其相對地面做往復運動。在曲軸與地面的轉動副上添加驅動，輸入轉速1 200 r/min。施加約束和驅動后的虛擬裝配模型如圖1所示。

圖2為仿真得到的一活塞的運動曲線，這些運動曲線都與傳統(tǒng)的數(shù)學分析結果一致，說明所建立的多體動力學模型是合理的。

圖1 虛擬裝配模型

圖2 活塞運動曲線

1.3 施加作用力

壓縮機正常運轉時，產(chǎn)生的作用力主要有3類：一是往復和不平衡旋轉質量造成的慣性力；二是氣體壓力所造成的作用力；三是接觸表面相對運動時產(chǎn)生的摩擦力[6]。ADAMS/View會根據(jù)各運動部件的質量屬性計算慣性力。摩擦力相對另外兩種力較小，可以忽略?？紤]氣缸的余隙容積，空壓機的理論循環(huán)過程可分為膨脹過程、吸氣、壓縮和排氣4個過程，其中，膨脹過程為多變過程。

圖3 曲軸連桿機構簡圖

圖3為空壓機曲軸連桿機構簡圖，AB為曲柄，BC為連桿，D為下止點，E為上止點，EF為余隙容積段，S表示活塞與上止點的距離，S0表示當量余隙行程。

以上止點為起點，以活塞位移S為自變量，氣體壓力P與位移S的關系為：

膨脹過程：

吸氣過程：P=Pi

壓縮過程：

排氣過程：P=Po

式中:Po、Pi分別為排氣、吸氣壓力,Pa；V0為余隙容積,m3；A為活塞受氣體力面積,m2；R為曲柄長度,m；n為多變指數(shù)，本文取1.3。

利用ADAMS提供的IF函數(shù)[7]，將坐標原點建立在上止點，并以豎直向上為y軸正方向，加載函數(shù)為：

IF(VY(ID):IF(DY(ID)+S1:A*Pi,A*Pi,A*Po*(S0/(S0-DY(ID)))**n),IF(DY(ID):A*Pi,A*Po,A*Po),IF(DY(ID)+S2:A*Pi*((2*R+S0)/(S0-DY(ID)))**n,A*Po,A*Po))

其中:S1為膨脹過程與吸入過程分界點位移；S2為壓縮過程與排氣過程分界點位移；VY為ADAMS的速度函數(shù)；DY為ADAMS的位置函數(shù)；ID為 ADAMS 中活塞的頂部圓心的MARKER點。

按此函數(shù)得到的一活塞所受的氣體力曲線如圖4所示。圖4曲線與傳統(tǒng)數(shù)學方法得到的曲線一致，說明本文所建立的函數(shù)是正確的。將圖4曲線所表示的氣體力作為加載條件施加在圖1的虛擬裝配模型上，分析得到模型中各零部件的受力情況。

圖4 活塞所受氣體力曲線

2 剛柔耦合模型的建立及仿真

在ADAMS中，建立柔性體有3種方法[8]：第一種為柔性梁連接法；第二種為引入模態(tài)中性文件法；第三種為利用ADAMS/AutoFlex模塊建立。本文利用ADAMS/AutoFlex模塊建立的曲軸柔性體自動替換曲軸剛性體，剛性體的約束副及作用力自動轉移到柔性體上，得到曲軸為柔性體、連桿活塞等為剛性體的剛柔耦合模型，如圖5所示。在進行分析時，ADAMS 軟件將自動進行耦合。

圖5 剛柔耦合模型

利用上述建立的曲軸連桿系剛柔耦合模型，進行動力學仿真，可以獲得曲軸連桿系的運動學和動力學特性，如曲軸主軸頸、連桿軸頸的徑向載荷等。使用剛柔耦合模型獲得的分析結果比使用多剛體模型更接近實際情況，從圖6～圖9分析結果的對比中就可以說明這一點。

圖6 剛柔耦合模型下活塞運動曲線

圖7 連桿小頭Y向受力曲線對比

圖6為剛柔耦合模型下得到的活塞運動曲線，將圖6與圖2中活塞的速度及加速度曲線對比?？芍嵝郧S模型在啟動瞬間活塞速度及加速度均存在波動，這與實際情況相符。圖7為兩種模型下分析得到的連桿小頭Y向受力曲線對比?？芍嵝郧S模型在啟動瞬間連桿小頭Y向受力存在波動，這也與實際情況相符。曲軸連桿系中凡是與曲軸彈性體不發(fā)生直接作用的部件運動學或動力學性能，無論是多剛體動力學分析還是剛柔耦合動力學分析，得到的分析結果除啟動瞬間外，幾乎沒有差別，可認為都能夠提供足夠精度的計算結果。

圖8和圖9分別為機體左軸瓦Y向及Z向受力曲線對比。機體主軸承與曲軸彈性體發(fā)生直接作用，從圖中可以看出，剛柔耦合模型的軸瓦受力較剛體模型的軸瓦受力大，這說明曲軸的自身撓曲變形增加了曲軸的載荷，使工作情況更加復雜。機體右軸瓦受力情況與左軸瓦類似。另外在啟動瞬間，曲軸軸瓦受力存在較大波動，這也與實際情況相符。實際使用中，電動空壓機空載啟動可降低波動幅度。

圖8 左軸瓦Y向受力曲線

圖9 左軸瓦Z向受力曲線

將剛柔耦合模型得出的各零部件動態(tài)受力數(shù)據(jù)作為零部件有限元分析的邊界條件。利用有限元分析軟件對主要零部件進行強度分析，以校核電動空壓機運行是否安全。圖10為曲軸的應力分布情況，圖11為連桿應力分布情況。曲軸材料為QT450-10，由分析可得最大應力值為134 MPa，小于曲軸材料的許用應力，所以曲軸在指定條件下可以安全運行。連桿材料為2A14鍛造鋁合金，經(jīng)T6處理，許用應力為440 MPa。由分析可得連桿最大應力為46 MPa，小于連桿材料許用應力。所以曲軸連桿機構在指定條件下可以安全運行。

圖10 曲軸應力分布

圖11 連桿應力分布

3 結 論

車用電動空壓機剛柔耦合模型分析表明，在電動空壓機啟動瞬間，各運動學及動力學參數(shù)存在較大波動，軸瓦承受較大載荷。在實際匹配使用中，應盡量避免帶負載啟動，以盡量降低軸瓦載荷。

車用電動空壓機曲軸連桿系中，不與曲軸柔性體發(fā)生直接作用的部件之間的相互作用關系，用多剛體模型或剛柔耦合模型均能得出比較準確的結果。而與曲軸柔性體發(fā)生直接作用的部件之間，如機體主軸承與曲軸主軸頸等，只有剛柔耦合模型能夠給出相對準確的分析結果，為電動空壓機的零部件的有限元分析提供更加準確的力邊界條件，以準確分析零部件應力分布，為電動空壓機的正向設計提供依據(jù)。

通過有限元分析軟件得出曲軸及連桿最大應力均在材料安全許用應力內，能夠保證該電動空壓機曲軸連桿機構在額定條件下長期安全運行。

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