搜索發(fā)動機(jī)缸體的ANSYS動力學(xué)仿真
2013-06-10 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)計研究和生產(chǎn)實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)實踐中都具有非常重要的意義。發(fā)動機(jī)工作時,活塞系統(tǒng)的二階運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)計制造過程中和生產(chǎn)實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)了整個機(jī)體作為一個整體在振動的模態(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)運動引起的活塞慣性力和銷慣性力,分別為活塞二階運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)分析計算缸體的動力響應(yīng)時,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間變化的,而且在每個時刻的大小和缸體在該時刻的振動響應(yīng)有關(guān),因此可以將摩擦潤滑的數(shù)值計算程序編譯為ANSYS的一個用戶子程序,在ANSYS中通過命令來調(diào)用潤滑計算子程序,計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算每一時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)域和大小在一個工作循環(huán)內(nèi)是變化的,所以在每一時間步分析結(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的振動情況 圖9 缸套主推力邊上頂點的振動情況
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的振動曲線
圖12 缸套主推力邊上頂點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為缸體某時刻主推力邊從上到下的位移振動幅值變化。可以看出,在缸體振動時,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在z方向上的位移隨時間振動的曲線圖。圖12為缸套上頂點在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。可以預(yù)見缸體的振動將主要是X0Y平面內(nèi)的彎曲振動,這與實際情況是基本相符的,同時也說明利用計算機(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個工作沖程中,缸套主、副推力面在任意時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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