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CAE/模拟仿真 |
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连杆部件CAE仿真分析 |
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作者：曾小春 李一民 |
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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
1.2 结果评价
A）连杆大头轴承的受力分析
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。
图3 连杆大头轴承受力
B）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
图5 最大液动油膜压力
图6 最大粗暴接触压力
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3600rpm 时的连杆大头轴瓦油膜压力分布为例。
图7 液动油膜压力分布
图8 粗暴接触压力分布
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
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。 
图9 在ABAQUS 中各种接触对定义
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。
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，仍紧密的贴合在一起，从接触压强上可以明显的反映出这一点，如图10、11 所示。
4 连杆疲劳强度分析
图12 连杆强度校核分析流程
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，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13 连杆最大拉压应力
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120-210MPa<连杆材料最小屈服强度440Mpa.
4.2 连杆疲劳强度校核
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14 所示。
图14 疲劳强度计算
5 结论
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。(end)
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(11/1/2011) |
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