張恒

摘要：以云內(nèi)動(dòng)力某型號(hào)柴油發(fā)動(dòng)機(jī)為研究對象，建立曲軸、活塞、連桿體組成的多體動(dòng)力學(xué)模型，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)額定工況下的示功圖得到發(fā)動(dòng)機(jī)一個(gè)工作循環(huán)周期的氣體爆發(fā)壓力函數(shù)，計(jì)算得到一個(gè)工作周期內(nèi)的曲軸主軸承受力時(shí)間載荷。建立簡化后的發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)模型，以多體動(dòng)力學(xué)計(jì)算得到曲軸主軸承受力時(shí)間載荷為激勵(lì)源，采用有限元的方法進(jìn)行機(jī)體結(jié)構(gòu)表面振動(dòng)分析，得到機(jī)體表面振動(dòng)強(qiáng)弱的分布，為柴油機(jī)的低振動(dòng)設(shè)計(jì)提供改進(jìn)意見。

Abstract： Taking a diesel engine of Yun inner power as the research object， a multi-body dynamic model consisting of crankshaft， piston and connecting rod body is established. According to the dynamometer diagram of the engine under the rated working condition， the gas burst function of a working cycle of the engine is obtained， and the time load of the bearing force of the crankshaft is calculated in a working cycle. A simplified engine model is established， and the bearing force and time load of crankshaft are excited by multi-body dynamics. The finite element method is used to analyze the surface vibration of the body structure， and the distribution of the surface vibration intensity of the body is obtained. The purpose of this paper is to provide suggestions for improvement of low vibration design of diesel engine.

關(guān)鍵詞： 柴油發(fā)動(dòng)機(jī)；多體動(dòng)力學(xué)；結(jié)構(gòu)表面振動(dòng)

Key words： diesel engine；multi-body dynamics；structural surface vibration

中圖分類號(hào)：TH132 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A 文章編號(hào)：1006-4311（2018）26-0144-04

0 引言

發(fā)動(dòng)機(jī)在工作中會(huì)產(chǎn)生結(jié)構(gòu)表面振動(dòng)，配氣機(jī)構(gòu)工作、活塞側(cè)敲力以及氣體爆發(fā)壓力等都會(huì)導(dǎo)致結(jié)構(gòu)表面振動(dòng)，從而影響駕駛員及乘客的乘坐舒適性。在各種激勵(lì)源中，活塞爆發(fā)壓力占據(jù)主要地位，其傳遞路徑為氣體爆發(fā)壓力作用于活塞上，進(jìn)而傳遞給連桿體，連桿體運(yùn)動(dòng)進(jìn)而傳遞到曲軸上，最后傳遞到箱體及油底殼等結(jié)構(gòu)上，從而產(chǎn)生振動(dòng)。

馬星國等[1]采用虛擬技術(shù)和多體動(dòng)力學(xué)技術(shù)研究了曲軸在一個(gè)工作循環(huán)周期內(nèi)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)；樊小歡等[2]基于有限元方法和多體動(dòng)力學(xué)，運(yùn)用AVL EXCITE動(dòng)力學(xué)軟件分析曲軸主軸頸的受力載荷，得到曲軸各時(shí)刻的應(yīng)力分布，并對曲軸進(jìn)行強(qiáng)度較核；何柏巖等[3]運(yùn)用多體動(dòng)力學(xué)方法得到曲柄連桿機(jī)構(gòu)中連桿體兩端的載荷譜，得到連桿體作功任意時(shí)刻的應(yīng)力場，進(jìn)行連桿體壽命預(yù)測；吳楠等[4]運(yùn)用ADAMS動(dòng)力學(xué)軟件進(jìn)行了曲柄連桿機(jī)構(gòu)多體動(dòng)力學(xué)分析，為曲柄連桿機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供一定的參考。

上述研究大多數(shù)集中在針對曲柄連桿機(jī)構(gòu)的多體動(dòng)力學(xué)仿真，或是基于仿真對曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度校核、壽命預(yù)測等?；诙囿w動(dòng)力學(xué)，綜合運(yùn)用聲振有限元來研究柴油發(fā)動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)振動(dòng)的研究較少，本文采用有限元方法、多體動(dòng)力學(xué)、振動(dòng)仿真究了柴油發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)表面振動(dòng)分布，對發(fā)動(dòng)機(jī)的低振動(dòng)設(shè)計(jì)具有一定的參考意義。

1 曲軸系幾何建模

1.1 結(jié)構(gòu)參數(shù)

該型號(hào)柴油發(fā)動(dòng)機(jī)為直列式四缸發(fā)動(dòng)機(jī)，用于乘用車上，其具體參數(shù)如表1所示。

1.2 三維幾何模型

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)相關(guān)尺寸參數(shù)，建立曲軸系三維模型，并將曲柄連桿機(jī)構(gòu)裝配成一個(gè)整體。（圖1，圖2）

在建模過程中，考慮到各方面原因，力求在符合實(shí)際模型且對結(jié)果分析無影響的情形下，忽略曲軸中的油路以及部分面上的倒角和通油孔，模型建立后進(jìn)行裝配，裝配模型以Parasolid通用格式保存。

2 多體動(dòng)力學(xué)仿真分析

2.1 多體動(dòng)力學(xué)模型

多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的目的是使用計(jì)算機(jī)技術(shù)來解決復(fù)雜機(jī)械運(yùn)動(dòng)過程中的受力和運(yùn)動(dòng)關(guān)系的問題，其是在牛頓的經(jīng)典力學(xué)發(fā)展起來的。將三維建模軟件CATIA中建立好的曲軸連桿機(jī)構(gòu)裝配模型，導(dǎo)入到Adams中做動(dòng)力學(xué)分析。在三維制圖軟件中建好模型完成裝配，檢查是否存在干涉，以通用格式將裝配模型導(dǎo)入動(dòng)力學(xué)分析軟件中進(jìn)行多體動(dòng)力學(xué)仿真分析。

2.2 載荷和邊界條件

在動(dòng)力學(xué)仿真軟件中，首先根據(jù)實(shí)際情況設(shè)置曲軸連桿機(jī)構(gòu)的物理屬性，材料物理屬性主要包括材料彈性模量、泊松比及密度等，同時(shí)給活塞、活塞銷、連桿組、連桿軸瓦等設(shè)置相應(yīng)的材料物理屬性。本文添加的活塞的合金鋼物理屬性為：彈性模量為2.07×1011Pa，泊松比為0.29，密度為7801kg/m2。

運(yùn)動(dòng)邊界條件即曲柄連桿機(jī)構(gòu)各部件之間的相對運(yùn)動(dòng)關(guān)系。將曲軸軸承與大地固定聯(lián)接，曲軸與曲軸軸承間設(shè)為旋轉(zhuǎn)副，曲軸與連桿軸瓦以及連桿軸瓦與連桿體之間均設(shè)為旋轉(zhuǎn)副，連桿體與連桿襯套、連桿襯套與活塞銷以及活塞銷與活塞間均設(shè)為旋轉(zhuǎn)副，氣缸與活塞間設(shè)為移動(dòng)副。（表2）

工況邊界條件約束主要設(shè)置四個(gè)氣缸的氣體壓力函數(shù)和旋轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)，模擬發(fā)動(dòng)機(jī)在額定轉(zhuǎn)速下的工況，設(shè)置發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸以額定轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，在動(dòng)力學(xué)分析軟件中對曲軸施加額定轉(zhuǎn)速為3200r/min時(shí)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)驅(qū)動(dòng)，驅(qū)動(dòng)表達(dá)式形式為19200.0d*time。第一個(gè)氣缸內(nèi)氣體壓力函數(shù)如下所示。

第一個(gè)氣缸內(nèi)氣體壓力函數(shù)

IF（time-0：0，60600，IF（time-0.0085：STEP（time，0，60600，0.0085，69854），69854，IF（time-0.017：STEP（time，0.0085，69854，0.017，24608），24608，IF（time-0.0255：STEP（time，0.017，24608，0.0255，5068），5068，IF（time-0.0375：STEP（time，0.0255，5068，0.0375，4500），0，0）））））

前處理完成后，即可進(jìn)行多體動(dòng)力學(xué)計(jì)算分析，可以得到曲軸主軸承受力時(shí)間載荷。

2.3 動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算

曲軸主軸承的作用主要是支撐曲軸，使得曲軸在以固定的軌跡作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，盡量減小其旋轉(zhuǎn)的摩擦阻力，保證其在軸向方向上不產(chǎn)生大的竄動(dòng)，進(jìn)而通過連桿使活塞對氣缸壁產(chǎn)生較大側(cè)敲力，從而產(chǎn)生振動(dòng)。曲軸在工作過程中，不僅要保持高速的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，同時(shí)受到高溫高壓的作用，工作環(huán)境比較惡劣，是研發(fā)人員在設(shè)計(jì)階段需要關(guān)注的重點(diǎn)。由于篇幅限制，沒有列出五個(gè)主軸承受力載荷曲線，僅列出右側(cè)第一個(gè)主軸承受力載荷曲線，如圖3-5所示。

將五個(gè)主軸承受力載荷以表格的形式導(dǎo)出，作為柴油發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)表面振動(dòng)分析的激勵(lì)源。

3 柴油發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)表面振動(dòng)仿真計(jì)算

3.1 有限元模型

在LMS Virtual Lab Acoustics軟件中對簡化的發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行單元網(wǎng)格化，其有限元模型如圖6所示。

3.2 表面振動(dòng)結(jié)果分析

對發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行邊界約束和載荷設(shè)置后，對結(jié)構(gòu)表面振動(dòng)進(jìn)行計(jì)算分析。（圖7-13）

從發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)表面振動(dòng)加速度云圖可以看出，結(jié)構(gòu)表面振動(dòng)主要集中在發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體以及油底殼上。在100Hz到3000Hz的響應(yīng)頻率范圍內(nèi)，當(dāng)響應(yīng)頻率為2000Hz左右時(shí)，振動(dòng)加速度最大值為32.6m/s2，發(fā)生在油底殼下端面。機(jī)體蓋振動(dòng)響應(yīng)主要發(fā)生在低于1000Hz頻率范圍內(nèi)，最大值1.5m/s2，小于機(jī)體和油底殼振動(dòng)響應(yīng)。

選取發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋上端面、機(jī)體左右兩端面、油底殼下端面四個(gè)位置進(jìn)行振動(dòng)頻率響應(yīng)分析。（圖14）

從四個(gè)節(jié)點(diǎn)加速度隨頻率變化曲線可以看出，缸蓋上端面、機(jī)體左端面及油底殼下端面x方向振動(dòng)最大頻率在1900Hz附近，而機(jī)體右端面x方向振動(dòng)最大頻率發(fā)生在1300Hz。在發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速下，機(jī)體表面各部位振動(dòng)相差不大，數(shù)值在10m/s2左右。從四個(gè)節(jié)點(diǎn)加速度擬合頻域圖可以看出，在100Hz到3000Hz范圍內(nèi)，機(jī)體結(jié)構(gòu)在x方向上振動(dòng)較大主要發(fā)生在1300Hz、1900Hz、2300Hz及2700Hz，其中主要集中在1300Hz、1900Hz及2300Hz。（圖15）

從四個(gè)節(jié)點(diǎn)加速度隨頻率變化的曲線可以看出，在y方向上，缸蓋上端面、機(jī)體左右端面在1300Hz附近振動(dòng)最大，而油底殼下端面在2300Hz附件振動(dòng)最大。從四個(gè)節(jié)點(diǎn)加速度擬合頻域曲線得到，在y方向上，振動(dòng)最大在1300Hz、2300Hz附近。（圖16）

從四個(gè)節(jié)點(diǎn)加速度隨頻率變化的曲線可以看出，在z方向上，缸蓋上端面振動(dòng)最大發(fā)生在1200Hz附近、機(jī)體左右端面在1900Hz附近振動(dòng)最大，而油底殼下端面在2300Hz附件振動(dòng)最大。從四個(gè)節(jié)點(diǎn)加速度擬合頻域曲線得到，在z方向上，振動(dòng)最大在1200Hz、2300Hz附近。

4 總結(jié)

①在建立曲柄連桿機(jī)構(gòu)三維模型的基礎(chǔ)上，采用多體動(dòng)力學(xué)方法對其進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析研究，得到曲軸主軸承在一個(gè)工作周期內(nèi)受力載荷。

②將動(dòng)力學(xué)分析得到的曲軸主軸承受力載荷作為激勵(lì)源，對發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)進(jìn)行結(jié)構(gòu)表面振動(dòng)分析，得到結(jié)構(gòu)表面振動(dòng)分布情況，結(jié)構(gòu)表面振動(dòng)主要集中在發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體以及油底殼上。在100Hz到3000Hz的響應(yīng)頻率范圍內(nèi)，當(dāng)響應(yīng)頻率為2000Hz左右時(shí)，振動(dòng)加速度最大值為32.6m/s2，發(fā)生在油底殼下端面。機(jī)體蓋振動(dòng)響應(yīng)主要發(fā)生在低于1000Hz頻率范圍內(nèi)，最大值1.5m/s2，小于機(jī)體和油底殼振動(dòng)響應(yīng)。

參考文獻(xiàn)：

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