连杆部件CAE仿真分析

连杆部件CAE仿真分析是本人学习cae之后独立完成的一篇论文

连杆部件CAE仿真分析

摘要：连杆是内燃机的重要构件和主要运动件,其结构形状和受载状况都很复杂。连杆的强度在很大程度上影响着内燃机的寿命。而随着内燃机向高速、大功率和高负荷的方向发展,连杆的工作环境变得愈加恶劣。因此,分析连杆的运动和受力情况、计算连杆的结构强度和研究连杆的动态特性对连杆的设计和优化具有重要的意义。本文以某型号的柴油机连杆为研究对象,主要完成了以下工作内容：1.分析了连杆的运动和受力情况。首先计算了连杆的角位移、角速度和角加速度等运动参数,然后在连杆的受力分析中详细分析计算了连杆所受的四种主要载荷,并计算了最大拉压工况下连杆所受的载荷,为后续计算提供必要的边界条件。2.基于有限元方法,建立了连杆的有限元模型,主要进行以下方面研究：在预紧工况中,研究了单元类型对应力分布的影响；在最大拉伸和最大压缩工况中,研究了载荷加载方式的不同以及约束边界的不同对连杆应力分布的影响。3.利用模态分析技术研究了该连杆的动态特性。分别采用有限元和试验的方法研究了连杆的模态特性,获得连杆的模态频率及模态振型,为后续的连杆多体动力学分析提供依据,最后对模态结果进行了对比验证。4.利用多体动力学软件建立了连杆的多体动力学仿真模型,通过数值模拟计算,得到连杆在工作循环中的运动参数和准确的载荷边界条件,并分析了连杆轴承的润滑性能。5.利用有限元软件对连杆进行了三维瞬态应力场的计算,得到了连杆在一个工作循环中的动应力分布。并对比了忽略装配载荷和考虑装配载荷的计算结果。同时选取部分曲轴转角下的应力分布云图与静力学计算结果进行对比。分析表明,连杆的动应力仿真计算结果更为合理,更接近于实际情况。

前言

柴油机曲柄连杆机构包括曲轴、连杆、活塞等主要运动部件，其作用是将活塞的往复运动转化为曲轴卜的旋转运动，将活塞所受的燃气压力转化为曲轴卜的输出扭矩，从而实现热能一机械能的转化过程。曲柄连杆机构运动和受力情况复杂，以往只依赖经典动力学理论的计算方法已远远满足不了工程技术的需要。随着虚拟样机技术的发展，以经典动力学理论和现代计算机技术相结合的多体系统动力学得到了广泛的运用。

美国MSC公司的ADAMS软件是集成建模、求解、可视化技术于一体的运动仿真软件，在柴油机的曲柄连杆机构的动力学仿真中得到了广泛运用。然而，由于模型的复杂性，如何添加合理的边

界条件，尤其是曲轴转速边界条件成为了问题的难点。在以往的研究中，经常采用恒定转速驱动的动力学建模方法，改变了模型的自由度，忽略了曲轴转速波动的影响，使计算结果产生一定的误差。我们探讨了转速边界条件的添加方法，

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并详述了考虑转速波动的柴油机曲柄连杆机构动力学建模过程，提出了计算机械效率和往复惯性力的简便方法，为运动和受力分析提供了有力保证。 [1]

1 连杆大头轴承CAE 分析

连杆大头轴承是发动机能否长期运转的关键部件之一。发动机运行时润滑油

在高温下工作，其粘度随温度增高而降低，影响油膜承载能力。通过CAE 计算，可以判断轴瓦和轴颈可能的润滑状态：液动润滑/临界润滑/干摩擦，避免因干摩擦导致的磨损和异常的油膜压力分布的出现。

当对轴承进行详细校核时，可以采用EHD 类型的轴承模型。该模型可以充

分考虑轴瓦与轴颈的弹性变形，并考虑了机油填充状态，同时计算轴承间隙等非线性因素对轴承载荷的影响，计算干摩擦。从计算结果中，可详细了解油膜状态、弹性边界与油膜间的耦合作用、机油流入和流出状态等。以及轴承间隙等非线性因素对轴承载荷的影响。

1.1 模型建立

曲轴模态分析的意义:曲轴是发动机最重要的部件之一，而且它承受复杂的

载荷。由于发动机内高温、高速并存，对发动机的零部件提出了很高的要求，因此曲轴的固有特性对环境的适应尤为重要。要解决这些问题，首先要了解曲轴的固有特性。模态分析用于确定设计机构或机器部件的振动特性，即结构的固有频率和振型，它们是承受动态载荷结构设计中的重要参数，同时也是其他动力学分析问题的起点。

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图1 连杆有限元模型[2] 图2 CONC类型的连杆模型 [2]

1.2 结果评价

一、连杆大头轴承的受力分析

在ADAMS工具栏中点击Simulation Control选项，对建立好的曲柄连杆机

构的动力学模型进行仿真分析，仿真时间设置为5s，步数设置为5000曲轴从起动到额定工况的转速波动曲线见图3。图4为1号缸活塞额定工况下沿气缸中心线方向的位移、速度、加速度随曲轴转角的变化曲线。

由图4可以看出，该柴油机在0一1s、时间达到额定转速稳定运转。由图5看

出，曲轴转连杆大头在不同工况下的随曲柄转角变化的受力如图3 所示。从图中可以明确的看到不同转速下，燃气压力与惯性力在不同的曲柄转角下的影响各不相同，其中惯性力随转速增加而增加。

[3]

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图3连杆大头轴承受力

[3]

二、连杆大头轴承的EHD 液体动力润滑分析

通过轴承的EHD 计算,可以得到轴承的润滑性能更为全面、更为精确的评估

图4—图6则反映了不同转速下的最小油膜厚度、最大液动油膜压力、最大粗暴接触压力等。

图4最小油膜厚度[4,5]

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图5 最大液动油膜压力[4,5]

图6 最大粗暴接触压力

3600rpm 时的连杆大头轴瓦油膜压力分布为例。 [4,5] 以及这些油膜压力在轴瓦表面的三维分布，如图7、图8 所示。以标定工况

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图7 液动油膜压力分布 [6]

图8 粗暴接触压力分布 [6]

2 连杆装配应力CAE分析

在连杆装配完成之后，轴瓦以很大的过盈安装在座孔当中，同时螺栓预紧力

的存在，也使得连杆大头孔发生变形，这将影响到大头孔的圆柱副要求。

2.1 模型建立

虽然考虑到内燃机曲柄连杆机构的实际结构和工作环境，但是有限元冲击动

力学特性分析必须要在相对理想的情况下进行，所以我们在建模的过程中进行了以下基本假设:(1)除了机构的受力点和冲击点以外，我们假设其他部位的变形都为弹性变形。(2)假设结构满足连续性假设、各向同性假设、均匀性假设和微小

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形变假设。

利用有限元软件进行结构分析所用的有限元模型的精确度在很大程度上决

定了分析结果的准确性，因此，有限元分析最重要的步骤之一就是建立有效的有限元模型。胜柄连杆机构的实物图如图9所示，由图可以看出实物模型上分布了很多小的倒角、倒圆和一些不规则的小孔、小面，如果直接利用实物模型来分析，这些不规则的部分肯走会对结果产生或多或少的影响，可能会出现的问题有（:1）必须要使用很小的单元尺寸来满足这些不规则的部分，也就是说要增加很多单元数，这样势必会加大计算量，费日又费力。（2）这些不规则的单元可能会成为划分网格的精度不够或者是直接失败的原因，就算划分网格成功，也可能会导致有限元分析结果的错误或者仿真的不成功。

因此，我们有必要对模型进行适当的简化，本文利用PRONE软件所建立了

曲柄连杆机构并对其作了如下的简化:(1)突出机构的重要组成部分，忽略次要的对分析结果无太大影响的一些小的倒角、倒圆以及不规则的小面小孔。(2)将那些比较大的可能会影响分析结果的不光滑不规则曲面加以简化，利于模型的划分网格，加大有限元分析的成功率。(3)将那些尺寸小于1}3mm的线、面、体等几何元素进行处理，以适应网格划分的需求来降低单元数量，从而避免不必要的计算。(4)对于那些用来固定附属零件的螺孔、油孔和凸台等小单位不会对要分析的部分产生影响，可以忽略不计。简化后的实体模型如图9所示，活塞销与活塞采用刚性约束约束，活塞销与连杆小端采用转动约束关系，连杆、连杆轴瓦和连杆大头藕合为一个整体，连杆大端和曲柄销之间采用转动约束关系，主轴颈和主轴瓦采用转动约束关系。

连杆是由各个分离的部件组装而成的，各部分之间存在许多配合面，其接触

状态极其复杂，所以只有对连杆的计算模型采用三维接触模型，才更接近真实状态。参与有限元分析的零部件有杆身、杆盖、轴瓦、螺栓和螺母等，需分别按照实际情况来定义各种非线性接触。主要的接触对如图9 所示。 [7]

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图9 在ABAQUS 中各种接触对定义 [7]

2.2 结果评价

具有自由弹势的薄壁轴瓦完全依靠过盈量紧贴于大头孔表面，形成刚性的轴

瓦孔。过盈量须合理选择，严格控制。同时，连杆大头轴承刚度要足够，在螺栓预紧力作用下变形不能太大，要能够满足连杆大头运动副的圆柱度要求。

图10连杆大头分析 [8]

3 连杆超速下接触分析

在最大超速4000rpm 情况下，校核了连杆杆身与杆盖之间的接触情况。在

最大拉力的情况下，连杆大头孔发生变形，沿拉伸方向伸长，并且在靠近轴瓦的内侧出现缝隙，最大值为0.025mm 左右，而在外侧由于刚度较大，仍紧密的贴

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合在一起，从接触压强上可以明显的反映出这一点，如图11、1 2所示。

图11 连杆大头孔的变形 图12 分型面处的接触压强 [8][8]

4 连杆疲劳强度分析

发动机曲轴系统的主要组成部件包括曲轴、连杆、活塞等，曲轴作为发动机的中枢，其柔性作用对整个发动机的动力学特性有非常重要的影响，本课题主要分析曲轴在工作时的动力学响应，并建立曲轴柔性体模型，其它零件在系统中的作用只是传递气体爆发压力和由于运动产生的惯性力，因此建为刚体即可。由于在实际工况中曲轴承受活塞、连杆传递的爆发压力的交变载荷作用，受力情况极其复杂，采用传统的单纯有限元分析方法，很难完成对曲轴运行过程中动态变化的边界条件描述。本文采用多体动力学软件ADAMS和有限元分析软件ANSYS，将有限元方法和多体系统仿真分析软件结合在一起建立曲轴轴系柔性多体动力学模型，全面、准确地获得曲轴工作时的动态载荷，继而利用有限元法对曲轴进行动态应力、变形分析。

图13连杆强度校核分析流程[9] 4.1 连杆最大拉压应力

连杆工作时承受复杂的周期性变化外力，最危险的工况是受最大拉力和最大

压力工况。根据连杆的受力分析结果可知，最大压力时刻对应于最大爆压时刻，

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也就是在作功行程上止点附近；最大拉力时刻对应于最大惯性力时刻，也主是排气行程上止点附近。经过计算可知，在标定工况3600rpm 时，连杆大小头的最大拉力分别为18943和8900N，最大压力分别为56398N 和64448N。

图14 连杆最大拉压应力

120-210MPa<连杆材料最小屈服强度440Mpa. [10] 连杆在压工况下所受的力较大，杆身及其与大小头的过渡处的应力达到了

4.2 连杆疲劳强度校核

针对某型实训设备的开发工作应用MATLAB软件对该实训设备的非共点六

连杆传动机构进行了受力分析，并根据分析结果对该非共点六连杆传动机构进行了强度校核，给出了该机构几何尺寸的下限，为下一步的零件设计工作提供了依据。将MATLAB与受力计算、强度校核相结合，参数修改方便，大大缩短了设备受力分析和强度校核工作的时间。

将拉压两种工况下的应力进行叠加，考虑材料性质与表面处理方式，对标定

工况下的连杆进行疲劳强度计算，计算结果如图15 所示。

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图15 疲劳强度计算[10]

5 结论

本文在曲柄连杆机构的运动学和动力学分析的基本理论的基础上，应用三维建模软件PRONE、多体动力学仿真软件MATLAB以及有限元分析软件ANSYS对机构进行了力学行为分析。(1)运用MATLAB图形用户界面建立机构的仿真模型，实现了曲柄连杆机构的运动仿真和动态模拟，对曲柄连杆机构的设计研究具有一定的重要意义，为减少磨损和降低噪声等方面的曲柄连杆机构优化设计奠定了基础。该方法也可用于其它四杆机构、多杆机构的运动学分析、动力学分析，其优越性在于把用户从复杂繁琐的数学计算中解放出来，提高了求解速度，保证了求解精度。(2)利用MATLAB-Simulink对曲柄连杆机构进行了动力学仿真分析，得到转动副A上的作用力、曲柄上的作用的力矩及其所作的功和滑块上作用的约束反力的曲线图，并找出它们变化的规律，能为机构的选型和优化设计提供参考依据。(3)采用ANSYS有限元分析软件对考虑轴承间隙的机构进行冲击动力学分析，找到轴承间隙对机构性能影响的规律，可以给内燃机甚至是汽车、航天、船舶等领域提供丰富的理论依据。(4)通过运用有限元分析软件ANSYS对内燃机曲轴进行模态分析，系统研究了曲轴的振动规律，为内燃机结构的振动、噪声问题提供了一定的帮助。这表明用有限元方法对结构比较复杂的曲轴的动力学分析是一种有效方法，为进一步研究曲轴的结构优化和动态响应奠定了基础。对连杆大头轴瓦进行了有限元弹性体与液体动力学的综合计算，得到了连杆大小头的受力与油膜润滑状况。对连杆进行了装配应力计算，结果表明，轴瓦过盈引起的背压正常，最大螺栓预紧力下大头孔变形没有超过轴瓦的削薄量，能够满足连杆大头孔的刚度要求。对最大超速时引起的最大惯性力时刻进行了拉工况的计算，计算结果表明杆身与杆盖在发动机运转过程当中能够较好的贴合在一起。

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