基于ANSYS發(fā)動機(jī)缸體的動力學(xué)仿

2013-05-08  by:廣州有限元分析、培訓(xùn)中心-1CAE.COM  來源:仿真在線

作者: 高艷霞 祝錫晶 陸志猛    來源: 萬方數(shù)據(jù)
關(guān)鍵字: 缸體 模態(tài)分析 動力響應(yīng)分析

在SolidWorks平臺上建立缸套三維模型的基礎(chǔ)上,以ANSYS分析軟件為平臺對發(fā)動機(jī)缸體進(jìn)行了模態(tài)分析,建立了摩擦潤滑計(jì)算子程序,最后對缸體的振動響應(yīng)進(jìn)行了分析。結(jié)果表明,通過上述方法能很好地模擬缸體工作沖程中的工作情況,對缸套的設(shè)計(jì)研究和生產(chǎn)實(shí)踐起到了非常積極的作用。

幾乎所有的發(fā)動機(jī)特性都與其動力學(xué)行為有著緊密的聯(lián)系,所以對缸體的結(jié)構(gòu)動力學(xué)特性分析無論是在學(xué)術(shù)研究還是生產(chǎn)實(shí)踐中都具有非常重要的意義。發(fā)動機(jī)工作時(shí),活塞系統(tǒng)的二階運(yùn)動和缸套的變形及振動使缸套和活塞間的潤滑狀態(tài)發(fā)生變化,引起缸套一活塞間潤滑油膜壓力分布和摩擦力等摩擦學(xué)特性發(fā)生變化。所有這些現(xiàn)象都嚴(yán)重影響缸套的質(zhì)量和壽命。在設(shè)計(jì)制造過程中和生產(chǎn)實(shí)踐之前了解缸套的這些性質(zhì),對以后的工作可起到極大的積極作用。

1 發(fā)動機(jī)缸體數(shù)值分析

1.1 建立實(shí)體模型

    圖1 缸套單缸模型

在SolidWorks平臺上建立簡易單缸模型代替復(fù)雜的多缸模型,模型實(shí)體是鋁合金鑄件,內(nèi)鑲?cè)瞬馁|(zhì)為38GrMnNi的薄壁缸套,缸套內(nèi)徑d=52,壁厚h=3,長l=95,如圖1所示。

1.2 模態(tài)分析

發(fā)動機(jī)缸體為定常線性系統(tǒng),計(jì)算模型為(a[M]+α[K]){x},其中α和β是常數(shù),[M]是缸體的質(zhì)量矩陣,[K]是缸體的剛度矩陣。本次分析在ANSYS平臺下完成,由于ANSYS提供了強(qiáng)大的分析計(jì)算模塊,所以,不直接建立缸體的數(shù)學(xué)模型,而是調(diào)用ANSYS程序自身的計(jì)算模塊來進(jìn)行求解。通過ANSYS與CAD軟件的接口,把SolidWorks平臺下建立的實(shí)體模型調(diào)入ANSYS分析平臺,根據(jù)發(fā)動機(jī)缸體的工作性質(zhì)和工作位置,確定缸體底面為約束面。對缸體底面施加x,y,z3個(gè)方向上的約束來固定模型,如圖2所示。在ANSYS的前處理菜單下,選定6級精度,劃分網(wǎng)格,如圖3所示。指定分析類型和分析選項(xiàng)后進(jìn)行求解,并進(jìn)行多次求解。

    圖2 缸套的約束模型

    圖3 網(wǎng)格后的缸套視圖

記錄缸體的4階振動模態(tài)結(jié)果如表1,在多次結(jié)果中選擇2次相近解并進(jìn)行處理。

    表1 缸體振動模態(tài)結(jié)果

分析以上4階振動模態(tài),可以發(fā)現(xiàn)其頻率范圍為4.8~5.6Hz,反應(yīng)了整個(gè)機(jī)體作為一個(gè)整體在振動的模態(tài)。將缸體的變形以等值線圖顯示,結(jié)果如圖4。

    圖4 缸體變形等值線圖

從以上分析可以發(fā)現(xiàn),低頻的激勵(lì)主要激發(fā)的是缸體整體的彎曲和扭轉(zhuǎn)振動,缸套的內(nèi)壁也發(fā)生了明顯的變形。缸體受力主要在于主、副推力面即Y方向上,缸體第1階的振動模態(tài)正好是在X0Y平面內(nèi)的彎曲振動。

    圖5 缸套-活塞系統(tǒng)

1.3 動力學(xué)分析

摩擦潤滑計(jì)算的數(shù)學(xué)模型可以采用Patir和Cheng提出的平均流量模型來計(jì)算粗糙表面間的流體動壓分布,對于缸套一活塞系統(tǒng)而言,如圖5所示。

    其平均雷諾方程可以寫成:

其中和每分別為裙部頂端和底端的偏擺位移,是由燃燒室中氣體壓力所產(chǎn)生的作用在活塞系統(tǒng)上的力;是由流體動壓行為引起的作用在活塞主次推力邊上的x方向壓力,為其作用在活塞銷上的力矩;是由流體動壓行為引起的作用在活塞主次推力邊上的摩擦力,為其作用在活塞銷上的力矩;分別為活塞往復(fù)運(yùn)動引起的活塞慣性力和銷慣性力,分別為活塞二階運(yùn)動引起的活塞慣性力和銷慣性力;F為連桿作用在活塞上的力,其方向始終沿連桿長度方向。

對發(fā)動機(jī)缸體進(jìn)行動力學(xué)分析計(jì)算缸體的動力響應(yīng)時(shí),作用在缸套內(nèi)壁的摩擦力、油膜壓力大小及作用位置是隨時(shí)間變化的,而且在每個(gè)時(shí)刻的大小和缸體在該時(shí)刻的振動響應(yīng)有關(guān),因此可以將摩擦潤滑的數(shù)值計(jì)算程序編譯為ANSYS的一個(gè)用戶子程序,在ANSYS中通過命令來調(diào)用潤滑計(jì)算子程序,計(jì)算缸體和活塞間的油膜壓力及摩擦力等載荷。根據(jù)潤滑計(jì)算的數(shù)學(xué)模型,聯(lián)立求解方程(1)和方程(2)得到Fortran程序。通過此子程序我們可以計(jì)算每一時(shí)刻缸體受到的潤滑油膜壓力及摩擦力,并將其作為缸體的載荷。列舉油膜壓力及摩擦力的分析結(jié)果如圖6、圖7所示。

    圖6 主次推力面油膜壓力合力    圖7 主次推力面摩擦力合力

1.4 缸體振動響應(yīng)分析

對缸體做了四階模態(tài)分析后可知其固有頻率和振型。于是可以給定約束條件為底面固定不動,載荷為缸套內(nèi)壁受時(shí)變的燃燒氣體和潤滑油膜壓力及摩擦力的作用。由于載荷作用區(qū)域和大小在一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)是變化的,所以在每一時(shí)間步分析結(jié)束后必須重新施加載荷。通過缸體振動響應(yīng)分析,我們可以得到缸體受迫振動的情況,現(xiàn)將缸套主推力邊上、下定點(diǎn)的分析結(jié)果列舉如圖8、圖9所示。

    圖8 缸套主推力邊下頂點(diǎn)的振動情況    圖9 缸套主推力邊上頂點(diǎn)的振動情況

通過以上分析可以看出,缸體的受迫振動主要包括缸體在xoy平面內(nèi)的彎曲振動和在Y方向上的上下振動?？疾旄滋變?nèi)主推力邊從上到下各點(diǎn)在z方向的振動,可以發(fā)現(xiàn)它們在z方向上的位移振動相位基本相同,在缸套上部的位移振幅稍大,下部稍小,但差別不大。圖8、圖9分別為缸套主推力邊下邊2點(diǎn)在z方向的位移隨曲軸轉(zhuǎn)角的振動曲線圖。

    圖10 缸體主推力邊沿Y方向的振動振幅變化    圖11 缸套主推力邊上頂點(diǎn)的振動曲線

    圖12 缸套主推力邊上頂點(diǎn)Y方向的振動曲線    圖13 缸體沿z方向、在Y方向的振動振幅變化

圖10為缸體某時(shí)刻主推力邊從上到下的位移振動幅值變化?？梢钥闯?在缸體振動時(shí),缸套從上到下在z方向上做接近相同的振動,最大幅值大約為27.2μm。圖11為缸套的主推力邊的上頂點(diǎn)在z方向上的位移隨時(shí)間振動的曲線圖。圖12為缸套上頂點(diǎn)在Y方向上隨曲軸轉(zhuǎn)角的振動曲線,其振動主要是由氣缸蓋對缸體的作用力及曲軸對主軸承的作用力產(chǎn)生的,其振動幅值約為9μm。圖13為缸體在y方向上的振動振幅沿z方向的變化。

2. 結(jié)語

從模態(tài)分析的結(jié)果我們可以發(fā)現(xiàn),低頻的激勵(lì)主要激發(fā)的是缸體整體的彎曲和扭轉(zhuǎn)振動,而且缸套的內(nèi)壁也發(fā)生了明顯的變形?？梢灶A(yù)見缸體的振動將主要是X0Y平面內(nèi)的彎曲振動,這與實(shí)際情況是基本相符的,同時(shí)也說明利用計(jì)算機(jī)模擬缸體工作的正確性。

    通過振動響應(yīng)分析可以觀察在發(fā)動機(jī)4個(gè)工作沖程中,缸套主、副推力面在任意時(shí)刻的振動變形和振動的存在對摩擦力、摩擦功耗的影響。在考慮缸體的振動和忽略缸體的振動2種情況下,對主推力面最小油膜厚度變化進(jìn)行比較,觀察油膜厚度的振蕩程度,得到缸套內(nèi)壁及儲油結(jié)構(gòu)的變形和受力情況,此分析有利于缸套工作時(shí)有關(guān)磨擦損壞的有效防止和選擇相關(guān)的改進(jìn)措施。

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