搜索发动机缸体的ANSYS动力学仿真
2013-06-10 by:广州有限元分析、培训中心-1CAE.COM 来源:仿真在线
作者: 高艳霞 祝锡晶 陆志猛 来源: 万方数据
关键字: 缸体 模态分析 动力响应分析
在SolidWorks平台上建立缸套三维模型的基础上,以ANSYS分析软件为平台对发动机缸体进行了模态分析,建立了摩擦润滑计算子程序,最后对缸体的振动响应进行了分析。结果表明,通过上述方法能很好地模拟缸体工作冲程中的工作情况,对缸套的设计研究和生产实践起到了非常积极的作用。
几乎所有的发动机特性都与其动力学行为有着紧密的联系,所以对缸体的结构动力学特性分析无论是在学术研究还是生产实践中都具有非常重要的意义。发动机工作时,活塞系统的二阶运动和缸套的变形及振动使缸套和活塞间的润滑状态发生变化,引起缸套一活塞间润滑油膜压力分布和摩擦力等摩擦学特性发生变化。所有这些现象都严重影响缸套的质量和寿命。在设计制造过程中和生产实践之前了解缸套的这些性质,对以后的工作可起到极大的积极作用。
1 发动机缸体数值分析
1.1 建立实体模型
图1 缸套单缸模型
在SolidWorks平台上建立简易单缸模型代替复杂的多缸模型,模型实体是铝合金铸件,内镶人材质为38GrMnNi的薄壁缸套,缸套内径d=52,壁厚h=3,长l=95,如图1所示。
1.2 模态分析
发动机缸体为定常线性系统,计算模型为(a[M]+α[K]){x},其中α和β是常数,[M]是缸体的质量矩阵,[K]是缸体的刚度矩阵。本次分析在ANSYS平台下完成,由于ANSYS提供了强大的分析计算模块,所以,不直接建立缸体的数学模型,而是调用ANSYS程序自身的计算模块来进行求解。通过ANSYS与CAD软件的接口,把SolidWorks平台下建立的实体模型调入ANSYS分析平台,根据发动机缸体的工作性质和工作位置,确定缸体底面为约束面。对缸体底面施加x,y,z3个方向上的约束来固定模型,如图2所示。在ANSYS的前处理菜单下,选定6级精度,划分网格,如图3所示。指定分析类型和分析选项后进行求解,并进行多次求解。
图2 缸套的约束模型
图3 网格后的缸套视图
记录缸体的4阶振动模态结果如表1,在多次结果中选择2次相近解并进行处理。
表1 缸体振动模态结果
分析以上4阶振动模态,可以发现其频率范围为4.8~5.6Hz,反应了整个机体作为一个整体在振动的模态。将缸体的变形以等值线图显示,结果如图4。
图4 缸体变形等值线图
从以上分析可以发现,低频的激励主要激发的是缸体整体的弯曲和扭转振动,缸套的内壁也发生了明显的变形。缸体受力主要在于主、副推力面即Y方向上,缸体第1阶的振动模态正好是在X0Y平面内的弯曲振动。
图5 缸套-活塞系统
1.3 动力学分析
摩擦润滑计算的数学模型可以采用Patir和Cheng提出的平均流量模型来计算粗糙表面间的流体动压分布,对于缸套一活塞系统而言,如图5所示。
其平均雷诺方程可以写成:
其中
和每
分别为裙部顶端和底端的偏摆位移,
是由燃烧室中气体压力所产生的作用在活塞系统上的力;
是由流体动压行为引起的作用在活塞主次推力边上的x方向压力,
为其作用在活塞销上的力矩;
是由流体动压行为引起的作用在活塞主次推力边上的摩擦力,
为其作用在活塞销上的力矩;
分别为活塞往复运动引起的活塞惯性力和销惯性力,分别为活塞二阶运动引起的活塞惯性力和销惯性力;F为连杆作用在活塞上的力,其方向始终沿连杆长度方向。
对发动机缸体进行动力学分析计算缸体的动力响应时,作用在缸套内壁的摩擦力、油膜压力大小及作用位置是随时间变化的,而且在每个时刻的大小和缸体在该时刻的振动响应有关,因此可以将摩擦润滑的数值计算程序编译为ANSYS的一个用户子程序,在ANSYS中通过命令来调用润滑计算子程序,计算缸体和活塞间的油膜压力及摩擦力等载荷。根据润滑计算的数学模型,联立求解方程(1)和方程(2)得到Fortran程序。通过此子程序我们可以计算每一时刻缸体受到的润滑油膜压力及摩擦力,并将其作为缸体的载荷。列举油膜压力及摩擦力的分析结果如图6、图7所示。
图6 主次推力面油膜压力合力 图7 主次推力面摩擦力合力
1.4 缸体振动响应分析
对缸体做了四阶模态分析后可知其固有频率和振型。于是可以给定约束条件为底面固定不动,载荷为缸套内壁受时变的燃烧气体和润滑油膜压力及摩擦力的作用。由于载荷作用区域和大小在一个工作循环内是变化的,所以在每一时间步分析结束后必须重新施加载荷。通过缸体振动响应分析,我们可以得到缸体受迫振动的情况,现将缸套主推力边上、下定点的分析结果列举如图8、图9所示。
图8 缸套主推力边下顶点的振动情况 图9 缸套主推力边上顶点的振动情况
通过以上分析可以看出,缸体的受迫振动主要包括缸体在xoy平面内的弯曲振动和在Y方向上的上下振动。考察缸套内主推力边从上到下各点在z方向的振动,可以发现它们在z方向上的位移振动相位基本相同,在缸套上部的位移振幅稍大,下部稍小,但差别不大。图8、图9分别为缸套主推力边下边2点在z方向的位移随曲轴转角的振动曲线图。
图10 缸体主推力边沿Y方向的振动振幅变化 图11 缸套主推力边上顶点的振动曲线
图12 缸套主推力边上顶点Y方向的振动曲线 图13 缸体沿z方向、在Y方向的振动振幅变化
图10为缸体某时刻主推力边从上到下的位移振动幅值变化。可以看出,在缸体振动时,缸套从上到下在z方向上做接近相同的振动,最大幅值大约为27.2μm。图11为缸套的主推力边的上顶点在z方向上的位移随时间振动的曲线图。图12为缸套上顶点在Y方向上随曲轴转角的振动曲线,其振动主要是由气缸盖对缸体的作用力及曲轴对主轴承的作用力产生的,其振动幅值约为9μm。图13为缸体在y方向上的振动振幅沿z方向的变化。
2 结语
从模态分析的结果我们可以发现,低频的激励主要激发的是缸体整体的弯曲和扭转振动,而且缸套的内壁也发生了明显的变形。可以预见缸体的振动将主要是X0Y平面内的弯曲振动,这与实际情况是基本相符的,同时也说明利用计算机模拟缸体工作的正确性。
通过振动响应分析可以观察在发动机4个工作冲程中,缸套主、副推力面在任意时刻的振动变形和振动的存在对摩擦力、摩擦功耗的影响。在考虑缸体的振动和忽略缸体的振动2种情况下,对主推力面最小油膜厚度变化进行比较,观察油膜厚度的振荡程度,得到缸套内壁及储油结构的变形和受力情况,此分析有利于缸套工作时有关磨擦损坏的有效防止和选择相关的改进措施。
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