车用内燃机曲柄连杆机构动力学分析

参考文献 1 陆佑方. 柔性多体系统动力学. 北京 :高等教育出版社 ,1996 2 ADAMS Theory Seminar. Mechanical Dynamics ,Inc. ,2001 3 郑启福. 内燃机动力学. 北京 :国防工业出版社 ,1991
(收稿日期 :2004 - 05 - 12)
模型由气缸体 B0 、曲轴 B1 、飞轮 B2 、连杆 ( B3～ B8) 、活塞 ( B9～ B14) 等构件组成 。其中 , 曲轴 B1 作 为柔性构件 。曲轴 B1 除第 4 主轴颈与气缸体 B0 以 转 动铰链 H4连接外 , 其它主轴颈都以圆柱铰链 ( H1
图 1 D6114B 内燃机曲柄连杆机构动力学分析模型
置的动态特性 。
图 3 D6114B 内燃机各气缸气体压力特性
表 1 给出了 D6114B 内燃机曲柄连杆机构曲轴
的前 20 阶模态分析结果 。
表 1 D6114B 内燃机曲柄连杆机构模态分析结果
模态阶数 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
频率/ Hz 124. 8 149. 9 335. 4 372. 1 398. 0 490. 7 599. 2 632. 1 841. 1 947. 2
气缸体是曲柄连杆机构的主要支承件 ,在内燃 机的工作过程中 ,曲柄连杆机构的不平衡惯性力将 会传到气缸体上 ,引起内燃机振动 。这种振动会通 过内燃机悬置传到汽车车架或车身上 ,从而影响到
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图 5 第 1 主轴承的载荷
图 6 第 2 主轴承的载荷
图 8 为该内燃机第 1 缸的连杆轴承受力 ,其它 各缸连杆轴承受力情况与 1 缸相似 ,仅相差一定的 相位角 。可以看出 :当第 1 缸曲柄销位于膨胀冲程 刚过上止点处 ,此时曲柄销受连杆轴承的力最大 。 曲柄销与连秆轴承的接触点处即为最大受力处 ,应 避免在此位置附近布置油槽或油孔 。
模型中各构件的几何位置参数 、质量参数通过 CAD 实体模型直接传入到 ADAMS 中 ,由 ADAMS 自 动计算 。活塞 ( B9～ B14) 上作用的各气缸气体压力 特性由试验测得数据输入 (图 3 所示) 。
对于柔性构件 ,将其变形视为模态的线性叠加 , 构件的模态振型可通过有限元分析或试验模态分析 得到 。对于图 1 中的曲轴 ,根据该构件图纸 ,应用
参考文献
1 刘惟信主编. 汽车设计. 北京 :清华大学出版社 ,2001
2 戴冠军主编. 图解汽车底盘维修大全. 浙江科学技术出版社 ,2000
(收期日期 :2003 - 12 - 15)
(编辑 郭聚臣)
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拖拉机与农用运输车 第 5 期 2004 年 10 月
Pro/ E 软件建立其三维实体数模 ,将数模输出到 AN2 SYS 有限元分析软件中 ,进行几何模型的离散化 、材 料特性定义等有限元模型处理和计算分析 。在进行 有限元模型模态分析后 ,借助于 ANSYS 软件提供的 ADAMS 数据接口 ,生成 ADAMS/ Flex 可接受的中性 文件 (MNF 文件) 。
模态阶数 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20
频率/ Hz 1 015. 3 1 264. 3 1 340. 6 1 369. 2 1 413. 9 1 460. 5 1 664. 0 1 745. 0 1 862. 5 2 394. 9
利用 ADAMS/ Flex 模块 ,将曲柄有限元分析得到 的模态结果读入 ADAMS 中 ,通过模态的线性叠加将 曲柄的变形融入到内燃机曲柄连杆机构动力学分析
关键词 :内燃机 曲柄连杆机构 多体动力学 特性仿真
曲柄连杆机构是内燃机的主要总成之一 ,其动 力学特性对内燃机的工作可靠性 、振动 、噪声等有较 大的影响 。由于曲柄连杆机构的整个传动链是由一 系列几何形状和刚度 、质量各不相同的零部件所组 成 ,而且曲轴通过多个轴承与气缸体连接 ,采用传统 的曲柄连杆机构双质量模型和截断简支梁法难以准 确地确定曲轴各轴颈的载荷 、活塞对气缸的侧推力 以及内燃机的输出特性 。为此 ,本文根据现代柔性 多体动 力 学 理 论[1] , 借 助 于 多 体 动 力 学 分 析 软 件 ADAMS[2] ,以 D6114B 内燃机曲柄连杆机构为研究对 象 ,建立动力学仿真分析模型 ,其中 ,曲轴 、连杆作为 柔性体考虑 ,应用有限元分析软件对其进行模态分 析 ,利用 ADAMS/ Flex 模块 ,将柔性体模态变形融入 到多体系统的动力学仿真中 。因此 ,采用本文所建 立的多体模型可较准确地分析曲柄连杆机构各零件 的动力学特性 。
3 结论
利用多体动力学分析软件建立了 D6114B 内燃 机曲柄连杆机构柔性多体动力学模型 ,并进行了动
图 9 内燃机气缸体的载荷
力学特性仿真 。通过仿真 ,得到了曲轴主轴颈 、连杆 轴颈的最大载荷位置 ,对合理设置润滑油槽或油孔 具有重要的指导意义 。仿真得到的内燃机气缸体的 动载荷变化特性 ,为优化内燃机悬置在 x , y , z 方向 的动刚度以及各个悬置的布置位置 ,降低内燃机振 动向汽车车架或车身传递 ,提供了设计依据 。
Abstract Using flexible multibody system dynamic method ,this article founds the rigid2flexible coupling multibody dynamic analysis model of the crank and connecting rod mechanism based on ADAMS software platform ,and processes the kinematic and dynamic simulations taking the crank and connecting rod mechanism of D6114B engine as its object of study. Through the simulation this article obtains the dynamic characteristic data such as the loads of main bearings and connecting rod bearings ,the inertia forces of pistons and connecting rods ,and the output torque and power of the engine. It gives the foundation for the design of the crank and connecting rod mechanism of automotive engine.
夏长高等 :车用内燃机曲柄连杆机构动力学分析
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车用内燃机曲柄连杆机构动力学分析
212013 江苏大学汽车与交通工程学院 夏长高 王凌云
摘要 利用柔性多体动力学方法建立了基于 ADAMS 软件平台的内燃机曲柄连杆机构动力学仿真分析模型 。 并根据所建立的模型 ,对车用 D6114B 内燃机曲柄连杆机构的运动学 、动力学特性进行了仿真 。通过仿真计算 ,得到 考虑曲轴柔性时的曲轴主轴颈 、连杆轴颈载荷 ,活塞 、连杆等的惯性力以及内燃机的输出特性 ,为内燃机曲柄连杆机 构的设计与改进提供了重要依据 。
1 动力学模型的建立
D6114B 内燃机曲柄连杆机构由曲轴 、主轴承 、 连杆轴承 、连杆 、活塞 、活塞销 、飞轮等组成 。由气缸 内气体爆发压力通过活塞 、连杆驱动曲轴 。基于 ADAMS/ Engine 模块 ,可建立图 1 所示的 D6114B 内 燃机曲柄连杆机构动力学分析模型 ,系统的拓扑构 型如图 2 示 。
仿真中 。
2 动力学仿真分析
采用上述所建立的曲柄连杆机构多体动力学分 析模型 ,对各缸活塞施加图 3 所示的压力 ,对应的曲 轴转速为 2 200 r/ min ,在 ADAMS/ Engine 模块中 ,进 行曲柄连杆机构动力学仿真计算 ,可得到各个活塞 对气缸的侧推力 ,连杆等的惯性力 ,曲轴主轴颈 、连 杆轴颈等的载荷 。
活塞对气缸的侧推力是气缸在连杆对气缸中心 线倾斜时受到活塞的侧向推压 ,其大小对气缸壁的 磨损有很大影响 。图 4 所示为第 1 缸的侧推力随着 曲轴转角的变化关系曲线 。可以看出 ,随着活塞的 往复运动 ,侧推力的大小在 - 7 804～6 960 N 之间呈 周期性变化 (其它各缸的侧推力变化与 1 缸相似) , 使得气缸体产生振动 。为了减小倾覆力矩产生的振 动 ,可通过对侧推力进行频谱分析 ,来优化内燃机悬
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图 7 第 4 主轴承的载荷
图 8 第 1 缸连杆轴承的载荷
汽车的行驶舒适性 。 图 9 所示为 D6114B 内燃机气缸体的动载荷随
曲轴转角的变化关系 。可以看出 :气缸体沿 x , y , z 的方向动载荷随曲轴转角呈周期性变化 , 在 x , y 方 向变化频率大致相同 , z 方向变化频率较高 。为了 降低内燃机气缸体的动载荷向汽车车架或车身传 递 ,应根据图 9 合理选择内燃机悬置在 x , y , z 方向 的动刚度以及各个悬置的布置位置 。
图 2 曲柄连杆机构动力学分析系统的拓扑构型
～ H3 , H5～ H7) 与气缸体 B0 连接 , 各个连杆 ( B3～ B8) 大头分别以转动铰链 ( H9 ～ H14) 与曲轴 B1 连 接 ,小头以转动铰链 ( H15～ H20) 与活塞 ( B9～ B14) 连接 ,活塞 ( B9 ～ B14) 又通过圆柱铰链 ( H21 ～ H26) 分别与气缸体 B0 连接 ,飞轮 B2 与曲轴 B1 固接 H8 。
图 4 1 缸活塞对气缸的侧推力
曲轴主轴颈的载荷影响到润滑油槽和进油口的 布置以及轴颈的磨损 。图 5～7 所示为第 1 ,2 ,4 主 轴承在内燃机一个工作循环中的受载情况 ,可以看 出 ,各轴颈的载荷变化不尽相同 ,在曲线峰 、谷对应 的曲轴转角位置的轴颈载荷较大 。因此 ,应尽量避 免在这些位置附近布置油槽或油孔[3] 。
(编辑 云 清)
(上接第 11ຫໍສະໝຸດ Baidu页)
图 2 实际测量主销后角的示意图
4 结论
农用运 输 车 辆 主 销 后 倾 角 的 影 响 因 素 是 很 多 的 ,其变化规律十分复杂 。所以在整车布置时一定
要全面考虑 ,在不同的载荷下都要校核它的值 ,以满 足设计需要 。主销后倾角是与车型相关的 ,而不是 前桥的一个参数 。主销后倾角是在整车装配中来保 证的 ,而不是在前桥加工中保证的 。前桥的两主销 轴线所在的平面与钢板弹簧座所在的平面是互相垂 直的 ,并在此基础上 ,提出一个简易的主销后倾角测 量方法 。这种方法不需要复杂的精密仪器 ,只用一 把直尺和一段平直的角钢就足够了 ,这在生产中具 有很实际的意义 。