发动机曲轴系动态特性仿真分析_东安动力等

1、发曲轴系动态特性仿真分析张影 1， 张传海 2， 王德春 3， 孙大恒 4（东安动力研发中心，黑龙江省哈尔滨市）摘要 本文将有限元分析法和多体动力学法结合，采用 AVL-EXCITE、ABAQUS 软件进行某发曲轴系统的动态特性仿真，对曲轴的固有频率和振型、轴承受力、扭振和强度进行分析和评价，为同类发曲轴的设计和优化提供参考。：曲轴；多体动力学；扭振主要软件：AVL EXCITEResearch on strength of engine block using FE methodZhang Ying1， Zhang Chuanhai2， Wang Dec(Research and desig

2、n department of DAAE,Heilongjiang Harbin )3，Sun Daheng4Abstract The engine crshaft system wasyzed by AVL-EXCITE and ABQUShispr, using the methods of finite element method and multi-body system. Based on the resultsabove, the natural frequency, forced of bearing, toral vibration and strength of chara

3、cteristic issummarized, this method can provide useful information for design and optimization of the sametype crshaft .Key words: crshaft; multi-body system simulation; toral vibration1 前言曲轴系统振动是内燃机振动的重要，运动过程中曲轴上作用有大小、方向都周期性变化的切向和法向作用力，使曲轴同时发生弯曲振动和扭转振动，造成配套轴系和机体其它部件的振动和磨损，也是内燃机的主要噪声来源，直接影响内燃机的可靠性和，

4、是内燃机设计过程中必须考虑的。本文采用多体动力学法和有限单元法对曲轴系进行动态特性仿真，应用 AVL-EXCITE、ABAQUS 软件对某发曲轴系进行模态分析，了解曲轴的振动特性，在此基础上进行多体动力学分析，求得各零部件的动力学响应，再使用瞬态法恢复出曲轴的动态应力并进行强度评价。2 曲轴系振动特性分析2.1 有限元模型有限元建模是有限元分析的重要环节，模型正确与否以及质量如何对有限元分析结果有很大影响。曲轴系统包括曲轴、皮带轮和飞轮，为了为保证计算精度和网格规模，进行六面体网格划分，为后续曲轴的动力学分析作准备，保留曲轴轴颈的圆角特征，在连杆轴颈和主轴颈圆角处进行细化处理，保证足够的单元数

5、量和质量。有限元模型如图 1 所示。图 1 曲轴系有限元模型2.2 模态分析结果模态考虑的是结构本身的一些特性，确定结构自振频率和模态。前六阶的模态都为零，表现为刚体的平动和转动，主要是看后面非零的模态。由于高频振动模态对结构运动的贡献很小而被忽略，因此，实际应用中只考虑若干低阶模态。曲轴系统前十阶模态值及振型见表 1 和图 2。表 1 曲轴系统前十阶固有频率及振型（a）第一阶（b）第二阶（c）第三阶（d）第四阶（e）第五阶（f）第六阶图 2 曲轴系统前六阶振型模态阶数固有频率（Hz)振型描述1152.80一阶弯曲（XZ 平面）振动2197.42一阶弯曲（XY 平面）振动3319一阶扭转振动4

6、335.88二阶弯曲（XZ 平面）振动5399.65二阶弯曲（XY 平面）振动6420.46三阶弯曲（XZ 平面）振动7555 98三阶弯曲（XY 平面）振动8581 5阶弯曲（XZ 平面）振动9747.48二阶扭转振动10895.86五阶弯曲（XZ 平面）振动四缸发点火激励频率在 25Hz-200Hz 之间，为使曲轴不与发激振频率发生，曲轴第一阶扭转频率应该超过 200Hz。由计算结果可知，曲轴系阶扭转频率为 319Hz。因此，曲轴系统与发不会发生。3 曲轴系统多体动力学分析3.1 有限元模型预处理（1）曲轴应用图 2 的曲轴模型，设定曲轴系主度节点（如图 3），为了避免动力学计算时单点加载

7、造成应力集中，因此在主轴颈中心定义 5 个主度节点，连杆轴颈中心设定 1 个主度节点，其他节点与主度节点利用 rbe2 单元建立相应的耦合关系。图 3 曲轴系主度节点设定（2）主轴承壁主轴承壁简化有限元模型如图 6，主轴承座孔的单元层数与曲轴主轴颈相同，将孔内表面结点设定未主度节点，在外侧三个方向上进行约束处理。图 4 主轴承壁主度及边界条件（3）有限元模型缩减为减少计算量和计算机的要求，采用有限元子结构分析法，缩减后的子结构表征原有结构质量和刚度、固有频率和模态。将建立的曲轴系统、轴承壁实体单元有限元模型在有限元前处理软件 HyperMesh 中定义材料和特性参数，应用 AVL EXCITE

8、 将模型压缩至定义的主度节点上，获得子结构模型，同时得到模型的刚度质量矩阵(.OUT4)、几何特征（.GOEM）和以供 AVL EXCITE 计算使用。3.2AVL-EXCITE 仿真模型度特征(.DOFT)，曲轴系的 AVL EXCITE 模型如图 5 所示，其中连杆和活塞采用梁-质量模型，零部件间的耦合示意图见图 6。发模型中旋转轴向为X 轴，气缸方向为 Z 轴。图 5 曲轴系的 EXCITE 仿真模型图 6 曲轴系零部件间的耦合关系各转速全负荷气缸压力数据通过 AVL-Boost 计算获得，曲线见图 7。图 7 各转速全负荷气缸压力曲线3.3 结果分析利用 EXCITE 可以获得时域内每

9、的各个压缩度在相对坐标系和绝对坐标系下的位移、速度、3.3.1 主轴承分析度、力及力矩。本文针对发10 个工作转速进行动态计算和分析。发主轴承的受力情况，不仅对轴承的结构设计非常重要，而且，在发结构振动及声学分析中，曲轴系施加在主轴承上的载荷与燃烧压力、活塞拍击力、凸轮机构作用力等一起，为发结构声最重要的激励源。因此，主轴承的受力状况在发及汽车 NVH 分析中占有重要的地位。图 8 为曲轴系第 2#、4#主轴承各转速受力情况。图 8(a) 2#主轴承水平方向(Y)受力图 8(b) 2#主轴承垂直方向(Z)受力图 8(c) 4#主轴承水平方向(Y)受力图 8(d) 4#主轴承垂直(Z)方向受力结

10、合各转速下主轴承的水平方向及垂直方向受力，得到有限元模型对应的轴承载荷最大值，列于表 2。从图中可以看出，第 2#、4#主轴承受力相对较高，最大轴承载荷点出现在5500rpm 时第 4#主轴承位置。表 2 轴承载荷最大值.5.2 转速不均匀性分析在发扭矩对发工作过程中，由于各缸燃气压力随曲轴转角变化关系的差异使得各缸气体压力净扭矩的贡献不均匀，这势必使曲轴转速呈现不均匀的波动。一个工作循环内曲轴瞬时角速度的不均匀性定义为：d = w100%wm式中：wmax 为个工作循环内瞬时角速度最大值；wmin 为个工作循环内瞬时角速度最小值； wm 为个工作循环内瞬时角速度平均值。图 13 为 5500

11、rpm、6000rpm 工况下曲轴角速度随时间的变化曲线。(a) 5500rpm图 9 曲轴角速度随时间的变化曲线表 3 为各工况曲轴转速不均匀度。表 3 各工况曲轴转速不均匀度(b) 6000rpm由计算结果可知，曲轴角速度极值随时间发生周期性的变化， 1500rpm 转速不均匀度转速（rpm）最小转速（rpm）最大转速（rpm）平均转速（rpm）转速不均匀度（%）15001395.631596 321504.5413.3420001896.652066 542003.838.4825002421.972523 392500.914.0630002946.403015.403003.862.

12、3035003457.933522 953508.941.8540003977.154032.764014.611.3945004498.734534 564517.900.8050005005.175040.665019.140.7155005508.535545.825518.180.6860006004.636036.726013.670.53转速（rpm）最大爆压（MPa）1#主轴承（N）2#主轴承（N）3#主轴承（N）4#主轴承（N）5#主轴承（N）15004.948399140931189213317913220005.349018151331256714244979125006.

13、54112091838115391171291214930006.14107121679913471150941258735006.91126041841015062179941378540007.40124031980614093180771676945007.69132501971813028186091792450008.01141272052913624198001905855008.06161312121411694222141765560007.0610685178491169013.34%至 6000rpm 转速不均匀度 0.53%，随着转速的增大，曲轴转速不均匀度逐渐减小。3.

14、5.3 扭振分析由于轴系并非绝对的刚体，而存在弹性，因而在以平均速度进行的旋转过程中，各弹性部件间会因各种原因而产生不同大小、不同相位的瞬时速度起伏，形成沿旋转方向的扭转振动。取皮带轮中心点角位移进行扭转振动分析。图 10图 11 为曲轴各转速下水平方向和垂直方向的扭转振动曲线。对于一般用途的四冲程四缸发，端（皮带轮端）扭振振幅应小于 0.07rad，由图可知，各转速下扭振振幅均不高于 0.002rad，在值内。图 10图 11端水平方向扭转振动端垂直方向扭转振动3.5.4 曲轴系动应力分析有限元模型的动应力分析应该包括一个完整发循环的应力计算，取 144 个时间步，每一步长为 5 度，计算各

15、工况下每一循环的曲轴瞬态应力。图 12(a)(j)为曲轴各转速在一个循环中瞬态最大等效应力云图。各转速下应力极值出现的位置依次为 1342 连杆轴颈圆角，与发火顺序相符，其中第一、四连杆应力相对较大。(a) 1500rpm(b) 2000rpm(c) 2500rpm(d) 3000rpm(e) 3500rpm(f) 4000rpm(g) 4500rpm(h) 5000rpm(i) 5500rpm图 12 曲轴最大等效应力云图(j) 6000rpm各转速下连杆轴颈圆角最大等效应力值见表 5。各转速下曲轴最大等效应力值相差不大，均小于材料屈服极限，结构安全。5500rpm 时等效应力最大，出现在第四拐的曲柄销轴颈圆角处。表 5 各转速连杆轴颈圆角最大等效应力值4 结论（1） 通过模态分析可以确定曲轴系统的固有频率和振型，了解曲轴的振动特性；（2） 对各转速下的轴承、扭振情况进行计算，分析轴承受力和扭转振动是否合理，若不合理可对轴承尺寸、减震器等展开优化；（3） 应力恢复法以弹性体模态响应的线性叠加原理为基础，在多体动力学环境内包含部件连接间的非线性特征，从而在模态域内解决弹性体的结构问题，此方法可处理发类结构部件的强度问题。各（4）对识别出的工