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1、 编号:曲轴系动力学计算分析指南(第 I 版)目 录目 录11 FE模型21.1 FE模型建立21.1.1 曲轴系坐标系的定义21.1.2 曲轴系FE模型建立21.1.3 简易主轴承壁FE模型建立31.1.4 边界条件31.2 FE模型压缩42 EXCITE模型建立42.1 FE子结构模型42.2 EXCITE模型建立52.2.1连接单元参数的确定62.2.2 曲轴参考点的定义63 EXCITE仿真计算83.1 轴承负荷计算83.2 轴承性能计算83.2.1 最大油膜压力83.2.2 最小油膜厚度93.2.3 轴心轨迹104 动应力计算105 曲轴系平衡计算126 曲轴扭振及其阶次分析137
2、疲劳分析14 1 FE模型1.1 FE模型建立几何模型的完整是FE模型建立的前提条件,一个完整的曲轴系几何模型主要由曲轴,与其相连的飞轮和正时齿轮以及皮带轮组成,其中各个零部件之间由非线性连接体连接。FE模型可以用前处理软件PATRAN、HYPERMESH等来建立。采用手动划分网格的方法,各部件间通过合并接触面上分布一致的节点来构成一个整体。1.1.1 曲轴系坐标系的定义整体坐标系采用右手法则的直角坐标系,如图1,坐标系的中心在曲轴第三段主轴颈的中心,X轴为曲轴的轴线方向,Y轴的方向为曲轴的侧向,Z轴与气缸同向,同时要求曲轴的第一拐朝上放置.为了利用AVL-EXCITE软件进行曲轴系的动力学计
3、算,需要曲轴系FE模型以及一个简易的主轴承壁FE模型。1.1.2 曲轴系FE模型建立曲轴系FE模型采用的六面体网格如图1图3所示:图1 曲轴系的有限元模型 图2 单拐的有限元模型 图3 主轴颈和拐处圆角的有限元模型在进行曲轴系的动态分析时,为了保证在圆角处有足够的网格精度,通常需要6层以上的单元。主轴颈通常需要4层单元,拐上需要2层或4层单元,所以通常在主轴颈4层单元的接触面中心处定义5个主自由度节点,在曲拐中心面的中心处定义1个或3个主自由度节点。1.1.3 简易主轴承壁FE模型建立简易主轴承壁FE模型采用六面体网格,要求主轴承壁孔的单元层数与曲轴主轴颈上单元层数相同,同时也必须是等分等间距
4、的。将壁孔的表面节点作为主自由度节点,建议重新排列节点编号,使主自由度节点顺序排列,保证力传递均匀,如图5所示。Surf3Surf2Surf1图4 简易主轴承壁的FE模型 图5主轴承壁的主自由度节点模型1.1.4 边界条件约束简易轴承座三个面中所有节点的六个DOF,用来抑制发动机的全局运动。如图4所示。1.2 FE模型压缩采用子结构分析法,直接利用3D实体单元FE模型,定义主自由度节点。将FE模型中的所有单元压缩到定义的所有主自由度节点上。用主自由度节点,来表征结构部件的运动和变形特征,同时作为结构部件间的相互作用点,可传递载荷。同时由于有限元中应力加于节点上会出现应力集中,产生数值计算奇异点
5、,所以需要利用MSC/PATRAN在主自由度节点处加上一个刚性层RBE2用来分散载荷。在MSC/PATRAN中建立完整的有限元模型,定义单元特性、约束边界条件和材料特性等之后,修改AVL提供的曲轴压缩模板文件(*.nas),利用有限元模态分析求解器MSC/NASTRAN将模型压缩至主自由度节点上,将模型压缩所得到文件(*.op2)导入MSC/PATRAN中,获得曲轴系的模态分析图,如图7所示。 拐平面的一阶弯曲:157.11 HZ 垂直拐平面的一阶弯曲:196.22 HZ拐平面的二阶弯曲:389.06 HZ 一阶扭曲:391.93 HZ图6 曲轴系的模态图分析曲轴模态的目的是为了了解系统的固有
6、特性,因为共振产生的必要条件是外载频率等于系统固有频率。同时为了获取曲轴的一阶扭曲频率,以供EXCITE计算使用。2 EXCITE模型建立2.1 FE子结构模型子结构模型需要利用MSC/NASTRAN软件的有限元模态分析求解器对原模型进行压缩获得,从而获得表征结构部件固有特征的质量和动态刚度矩阵,子结构如图6所示。图7 曲轴系的子结构模型2.2 EXCITE模型建立应根据具体问题和所需得到的结果,对分析模型的建模提出要求。本文中模型省略了曲柄连杆机构以及气缸,将气缸压力以及连杆和活塞的质量作为外力作用在曲柄销上。在启动EXCITE之后,插入并定义体单元和连接单元,进行逻辑连接。由于仅计算主轴承
7、载荷,所以用NONL非线性弹簧/阻尼来连接。曲轴系的EXCITE模型如图8所示。图8 曲轴系的EXCITE仿真模型 对FE和EXCITE模型的几点说明:1. 若不分析曲轴动应力,则使用简单3D实体模型(CON6),或用Shaftmodeler创建(NOD6).2. 如果不分析连杆和活塞,可用简化梁质量单元代替(NOD6),或者直接将质量填入EXCITE软件中。3. 如果不做整机分析,可使用独立的带轴瓦的主轴承壁(SMOT),而且气缸只起导向作用,可用刚体(ANCH)。4. 若要计算主轴承油膜特征,应用EHD2(或HD、EHD、TEHD)连接。5. 若仅计算主轴承载荷,用非线性弹簧/阻尼(NON
8、L)连接即可,模型如上面所示。6. 鉴于连杆为梁质量单元,大头为单中心点,用非线性弹簧/阻尼的单点对单点连接(REVO)即可。2.2.1连接单元参数的确定下面以NONL非线性弹簧/阻尼连接单元为例来说明连接单元参数的确定。NONL类型连接单元用于径向轴承,连接一个中心点和表面多点。如下图所示。图9 NONL类型连接单元参数的确定轴承用主轴承中油膜的非线性由非线性弹簧/阻尼单元来描述。刚度的确定如下:参考位移处的刚度最大气缸力半径间隙有效弹簧数-使用五层弹簧,刚度分布: 1:3:5:3:1阻尼确定: 在参考位移处 取值为5 在零位移处 取值为22.2.2 曲轴参考点的定义对于CON6体单元,EX
9、CITE在此参考点将全局运动(包括旋转运动)与局部弹性变形分开,一般将无局部弹性变形的点选作参考点。可选择:1. 惯性平衡中心点(一般选择,仿真收敛稳定);2. 最大惯量点;3. 指定节点(推荐在轴系动力学中使用);进行曲轴系的动力学分析时,若有限元模型中无现成节点可做为主自由度节点,可专门添加主自由度节点。下面以添加主自由度节点为例进行说明,具体方法如下: 在Patran中利用一个无质量软梁做一参考点(保证刚性模态小于1HZ),在有限元模型中增加该参考点为主自由度节点,且具有6个自由度。具体做法如下:用CBAR定义软圆柱梁,取Orientation为假定长度L后,可算直径:其中:G材料剪切模
10、量 K扭转刚度扭转刚度的计算:其中:为整个曲轴系转动惯量从而定义CBAR特性中的: 6自由度的参考点Reference nodewith 6 DOFs飞轮+离合器Flywheel with clutch 曲轴crankshaft飞轮质量中心点Flywheel mass center 无质量软梁Soft massless beam图10 CON6类型中参考点的定义3 EXCITE仿真计算在EXCITE仿真模型建立之后需要定义发动机轴系参数、外载工况(气缸压力曲线图),以及数值仿真控制参数(起止时间、时间步长等)等等,同时要将压缩获得的质量矩阵(*.OUT4)、动刚度矩阵(*.OUT4)、几何特征
11、(*.GEOM)和自由度特征(*.DOFT)以ASC11数据文件的形式读入到EXCITE模型中。3.1 轴承负荷计算利用每个工况下各个主轴承座在水平和垂直方向的受力图,可以列出每个工况下的轴承负荷情况表格,从而确定最大载荷点出现的工况及出现的位置。图11 有限元模型在水平方向的轴承载荷图12 有限元模型在垂直方向的轴承载荷3.2 轴承性能计算轴承性能的计算包括最大油膜压力和最小油膜厚度以及轴心轨迹三个项目。3.2.1 最大油膜压力最大油膜压力(POFP)可能引起轴承材料的疲劳破坏。分布的油膜压力最大值,长期、反复的作用在轴承的某一区域,当压力值达到一定的数量级时,轴承的材料将极易造成疲劳剥落。
12、最大油膜压力表示在各个曲轴转角下,轴承所承受分布的最大油膜压力矢量的变化情况。它是由分布的最大挤压油膜压力和最大旋转油膜压力合成的矢量。图13 曲轴系在某一工况下的最大油膜压力由每个工况下的仿真结果图列出每个主轴承座对应的最大油膜压力表格,找到最大油膜压力出现的位置及数值。AVLEXCITE为了保证曲轴系能够正常工作,对计算液体动力轴承时的最大油膜压力规定了压力极限值,即最大油膜压力小于轴瓦材料表面承受压力,从绝对值来看应小于50MPa,瞬间可接近100Mpa。3.2.2 最小油膜厚度最小油膜厚度(MOFT)图中横坐标为时间,纵坐标为油膜厚度值,它反映了最小油膜厚度随时间的变化关系。图14 曲
13、轴系在某工况下的最小油膜厚度由每个工况下的仿真结果图列出每个主轴承座对应的最小油膜厚度表格,找到最小油膜厚度出现的位置及数值。AVL-EXCITE要求轴承的最小油膜厚度为1.0。由图可知,最小油膜厚度接近1.0,似乎这种最小油膜厚度偏小。据资料统计,有一些发动机轴承,即使在小的最小油膜厚度下,仍然有较好的工作可靠性。这可能与薄壁轴瓦结构柔软的合金层产生了良好的顺应性有关。此外,发动机经磨合后,轴承摩擦副将获得更好的配合,也是原因之一。3.2.3 轴心轨迹轴心轨迹表示在各个曲轴转角下,轴颈中心相对轴承孔中心的位置变化情况。图15 轴心轨迹 由轴心轨迹图可以获得最小油膜厚度的区域、轻负荷区等等,因
14、此判断开设油孔和油槽的位置。4 动应力计算使用EXCITE结构部件的主自由度节点的动力学结果,进行从主自由度释放到原模型自由度的数据恢复计算。在获得*.INP4文件之后,利用AVL-EXCITE的曲轴系恢复模板(*.nas),通过有限元软件(NASTRAN的SOL109)进一步分析动态应力,获得整个模型的动态响应解,进而进行疲劳分析。有限元模型的动态分析应该包括一个完整发动机循环的应力计算。在数据恢复时取145个时间步(载荷步),每一步长度为5度。高转速下的曲轴受力情况如下图。图16 某工况下曲轴系整体受力云图图17主轴颈圆角危险点应力 危险点应力放大图图18曲柄销圆角危险点应力 危险点应力放
15、大图由图确定此工况下模型的曲柄销圆角危险点应力值和主轴颈圆角危险点应力值,这两者都应小于曲轴材料本身的极限值,曲轴的强度才能满足要求。5 曲轴系平衡计算以四缸机为例说明曲轴系的平衡计算。直列式四缸内燃机的平衡情况,四个气缸的往复惯性力和离心惯性力以及形成的力矩都完全平衡,因此从整机的平衡性而言,可以不必设置平衡重。但是各个曲柄所产生的离心惯性力以及相邻两个曲柄形成的离心力矩,则对相应的主轴承会产生附加的作用力或力矩,从而增加了主轴承的变形和磨损。特别是对于转速较高或曲轴刚性较弱的内燃机,这种影响更加不可忽视。因此在四缸机内燃机曲轴上仍设有平衡重,其目的即在于减轻或消除这方面的影响。图19 四缸
16、机的平衡首先,四缸机的受力是全平衡设计的(旋转力和一阶往复惯性力),无论是八平衡重还是四平衡重。为了了解八平衡重还是四平衡重对轴承力的影响,需分割成2缸讨论。如下图所示:图20 两缸的平衡示图下面即是2缸的力矩平衡率:平衡重离心力平衡重离心质量质心距主轴线的半径,即 Uw=MwR w 单拐离心力单拐质量质心距主轴线的半径,即 Uc=McRc 连杆大头离心力连杆大头质量曲柄半径,即 Ur=MrR 经过上述计算可以获得曲轴系的力矩平衡率。而一般小型高速汽油机的平衡率要求8090。6 曲轴扭振及其阶次分析轴系之所以能产生扭转振动,其内因是轴系本身不但具有惯性,而且还有弹性,由此确定了其固有的自由扭振
17、特性。而外因则是作用在轴系上、周期性变化的激振力矩,该力矩是产生扭振的能量来源。对于内燃机装置来说,激振力矩主要来自:气缸内气体压力产生的激振力矩。扭振结果是曲轴BODY的自由段中心点旋转自由度的结果,与哪种类型轴承模型(EHD2或NONL)无关。由于扭振计算的计算工况多,通常从低速到高速,步长100rpm或200rpm,而且还要补充共振工况,计算量大,建议使用NONL类型连接单元,计算时间短。扭振计算一定要做独立的CON6参考点。取100mm长的软梁,连接飞轮中心,特性不变。下面是某工况下轴系中减振器端的扭转角时间图及对应的傅式图:图21 某工况下曲轴的扭振曲线对四缸机减振器端的振动位移曲线进行傅立叶变换后进行谐次分析,从傅式图中得到的是孤度值,再转换成角度值,即得到减振器端的扭转角。AVLEXCITE软件要求四缸机各转速下转角不应该超过0.2度0.3度。所以只有扭转角小于给定的标准值时,才是满足要求的。7 疲劳分析下图为危险点应力云图,横坐标为曲轴转角deg,纵坐标为stressN/mm2。在指定工况下找到对应曲柄销圆角上的危险点的位置。图23 有限元模型对应曲柄销上危险点的应力对危险点应力云图进行分析得到:;根据疲劳分析曲线,即Smith曲线图可知此工况下的安全系数。再针对不同的材料给出的最小安全因子标准来判断安全系数是否合理。 图17 Smith图15
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