基于Workbench仿真的内燃机曲柄连杆机构动力学分析

基于Workbench 的仿真内燃机曲柄连

杆机构动力学分析

（机械与动力工程学院 南京 211816）

摘要：本文以S195 内燃机为例，对单缸内燃机的曲柄连杆机构简化模型进行了有限元分析。根据力学分析结果和强度要求设计内燃机曲柄连杆机构结构，并应用UG 软件建立该机构三维数字化虚拟装配模型，结合有限元理论及其分析软件ANSYS Workbench，模拟分析了曲柄连杆机构装配体动力学分析，结果表明，数字化模型结合装配体有限元分析，可解决曲柄连杆机构结构强度评价问题，有助于缩短汽油机开发周期和减少成本。

关键词：曲柄连杆，有限元分析，Workbench ，动力学仿真。

Dynamic analysis of the crank connecting rod mechanism

based on Workbench simulation

(Nanjing Technology of University, mechanical and power engineering,

Yin Zhenhua, Nanjing, 211816)

Abstract

Based on the S195 diesel engine as an example, the crank connecting rod mechanism of single cylinder diesel engine was analyzed in finite element analysis. According to the mechanical analysis results and strength requirements, the structure of the engine crank connecting rod mechanism is designed, and the 3D digital virtual assembly model of the mechanism is established. Combined with the finite element theory and the analysis software ANSYS Workbench. The results show that the numerical model combined with the finite element analysis can solve the problem of structural strength evaluation of the crank link mechanism, which helps to shorten the development cycle and reduce the cost.

Key words: crank connecting rod, finite element analysis, Workbench, dynamic simulation.

0．引言

随着发动机强化指标的不断提高，曲柄连杆机构的工作条件更加复杂[1-2]。在多种周期性变化载荷的作用下，如何在设计过程中保证曲柄连杆机构中的主要部件曲轴具有足够的疲劳强度和刚度及良好的动静态力学特性成为机构设计中的关键性问题[3]。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边界条件的描述[4-5]。为了真实全面地了解曲轴在实际运行工况下的力学特性，本课题通过运用UG 软件建立曲柄连杆机构各组成零件的几何模型，确定机构的质量特性参数，通过有限元分析软件Workbench 仿真，分析曲轴和连杆在爆发压力和惯性力作用下的疲劳应力，由此可以清楚地了解曲轴和连杆在工作过程中各部分的应力，应变，迅速找到危险部位，为机构的优化设计奠定基础。

ANSYS Workbench 作为一款大型有限元分析软件不仅可以实现产品性能的快速优化, 并且可以得到输入变量和输出变量之间的关系曲线以及图像, 同时也为结构的进一步优化提供了有价值的参考。

1. 曲柄连杆机构的运动与受力

1.1曲柄连杆机构的运动

将曲柄连杆机构的曲轴中心设为原点，曲柄半径设为R ，连杆长度设为L ，α为曲轴转角，ω为曲轴转速。根据力学推导，活塞的位移x ，速度v ，加速度a 的推导公式[6-7]如下：

其中λ为连杆比， λ=R/L

因此，根据活塞位移，速度，加速度的变化曲线可以得出曲柄连杆机构的运动特点如下：

（1）即使曲轴做匀速运动，而活塞的速度却是不均匀的，在上、下止点处的速度为0，在α=90°稍前和270°稍后的位置达到速度最大值。

（2）由于活塞速度的变化，导致加速度的变化，在速度为零处的加速度最大，而速度最大处的加速度为0。

2 曲柄连杆机构装配体的受力

曲柄连杆机构载荷主要是气缸内燃烧过程中产生的气体作用在活塞上表面的高温和高压，燃烧过程中活塞上表面的平均温度Tm 和平均放热系数a m 分别为:

T m=∫0720

其中： ga 为瞬时放热系数，可由 Eichelberg 经验公式[8]：a g=1.1663�g(1+瞬时压强(MPa)；V 为气体容积(m3) ；R 为常数；m 为气体质量(kg)；Cm 为活塞平均速度(m/s). 燃烧过程中作用在活塞上表面的压力为：

F n=πD 2P/4 0.85Cm) 计算得到；Tg 为燃烧的瞬时温度(℃) ，且有g T = PV (mR)；P 为燃烧的a m=720−1�Tgagda/∫00720720agda agda 其中Fn 为活塞顶的气体作用力，D 为活塞直径。

2. 建立曲柄连杆机构的三维实体模型

研究选用应用比较广泛、功能强大的三维CAD 软件建立曲柄连杆机构的几何模型。S195 内燃机曲柄连杆机构由活塞组、连杆组和曲轴组等三大部件组成。内燃机曲柄连杆机构包括活塞组，连杆组和曲轴飞轮组三大部分[9]。

进行内燃机曲柄连杆机构多体系统仿真分析，首先需要利用UG 工具软件建立各构件的三维实体模型，然后根据各构件之间的相互关系进行装配，从而得到整个机构的实体模型。然后另存存为ANSYS 通用的.IGS格式，导入到ANSYS Workbench中，进行有限元模型的建立。

此时所建立的各构件均为刚体模型，利用这些模型可计算得到建立曲柄连杆机构运动学所需要的零件质量，质心位置及转动惯量等参数。

图1 曲柄连杆机构三维实体模型

3. 多体系统动力学模型的建立

将上述所建立多体系统模型导入机械系统仿真软件Workbench 中，得到曲柄连杆机构动力学仿真分析模型。此时的多体系统动力学分析模型中的全部构件均为刚体，所以，得到的是一个多刚体系统模型。

3.1 关键零部件柔性化处理

由于实际的金属结构件都是弹性体，为了计算关键零部件的弹性特性对内燃机内部的激励载荷的影响，需要对曲轴，飞轮等主要零件进行柔性化处理。

经柔性化处理后，构件各部分之间用相对描述法来表示的，其变形运动可近似的通过离散的有限个自由度位移来表示，并且在弹性变形小的范围内，该位移可用模态向量及模态坐标的线性组合来描述[10]，因此可以采用有限元法对零件进行离散化并进行模态综合分析，将其结果用于柔性体建模。

在有限元软件中，对所建立的柔性体模型进行模态综合分析，得到一个包含零件材料，节点，单元和模态信息的文件。将通过有限元软件柔性化处理并替代原刚体模型中的对应刚体模型，则得到包含柔体的多体系统动力学仿真分析模型。

3.2 边界条件处理

曲柄连杆机构多体系统仿真模型中，包含两类边界条件：一类是限制构件间相对运动关系的运动约束边界条件，另一类是内燃机工况边界条件。

3.2.1 运动约束边界条件

运动约束边界条件是指对各构件的运动自由度进行限制，使之实现与真实机构完全相同的运动规律而施加的一类约束。主要包括限制活塞只可以沿着缸筒直线运动的圆柱副，限制曲轴只可以发生绕其轴线转动的转动副，连杆大头只可以发生绕曲轴销转动的转动副等。其中需要注意的是，事先要按照图纸的装配要求和制动器工作时各部件之间的接触情况定义接触关系。

定义的接触关系包括：1) 曲柄和连杆、连杆和活塞的连接约束；2）各部件之间的运动约束，其中曲柄转速设置为2.09 rad/s（如图2），活塞沿着轴向做直线往复运动。

图2 运动约束示意图

3.2.2 网格划分

将简化后的曲柄连杆CAD 三维模型导入Workbench 平台建立Static

Structural 静力学分析模的前处理模块中进行网格化，采用自动划分自由网格，单位选择为（mm,t,N,s,mv,mA），共划分了21953个节点，10856个单元。如图3。

图3 网格划分情况示意图

3.2.3工况载荷边界条件

工程数据Engineering Date里材料属性设置为结构钢，弹性模量为2. 1E11，泊松比为0．3，密度为7850kg ／m3。

根据曲柄连杆工作情况，综合第一类自由约束和第三类表面载荷对有限元模型进行载荷定义。载荷施加具体如图4，大小为0.3MPa。

图4 载荷示意图

3.2.4 内燃机工况边界条件

内燃机工况边界条件是指模拟内燃机实际工作状况的气体压力载荷和曲轴运动转速两种边界条件。在具体施加缸内气体压力边界条件时，应根据多缸内燃机的发火顺序调整各活塞表面的气体压力相位。惯性力载荷（包括往复运动惯性力和旋转运动惯性力两类) 边界条件无需专门施加，它们将由所施加的曲轴转动角速度，以及ANSYS 软件计算得到的各构件质量分布情况，以体积力的形式自动施加给相应构件。

4. 仿真分析结果

在机械系统仿真软件Workbench 中，通过运动和气体压力驱动，完成曲柄连杆机构动力学仿真分析

4.1 运动学仿真结果

前述柴油机在标定工况下，内燃机的主轴承，承受来自曲柄连杆机构传递来的气压力和往复运动惯性力载荷，以及曲柄不平衡运转惯性力载荷，并传递给相应轴承座，沿此路线所传递的载荷是激发内燃机结构振动的最主要激励力之一，但是传统的轴承载荷分析方法无法计算曲轴等零部件弹性特性的影响，其分析结果误差较大。对一台内燃机而言，在所有主轴承中，前后端头的两个轴承由于主要承受一个气缸的冲击激励，载荷幅值相对较小。

在本次分析中共分析了四个模：1）总变形；2）等效应力；3）总速度；4）总加速度。根据分析报告，如表1所示，总变形的最大值为1.9232mm，如图

5

（a ）在整个运动过程中其分布呈抛物线状，根据总变形云图，图6（a ）知，变形最大且对结构有危险的是曲柄与连杆、连杆与活塞杆连接处。这也是需要校核和加强的地方。

表1 分析结果 Definition

Type

By

Display Time

Minimum 2.7666e-003 mm

Maximum

Time

Load Step

Substep

Iteration

Number 30 190

1.9232 mm 3. s 1 21 136 30 190 Last Results 4.4541e-003 MPa 65.418 MPa Information 2.1 s 3. s 0.43155 mm/s 297.75 mm/s 0.91681 mm/s² 632.27 mm/s² Total Deformation Equivalent (von-Mises) Stress Time 2.1 s Last Total Velocity Total

Acceleration

根据分析报告，等效应力最大值为65.418MPa，且等效应力在整个运动行程中呈周期性变化，如图5（b ）。在等效应力云图中，等效应力主要分布在活塞杆上。如图6（b ）。因此，克制曲柄连杆在工作是，其主要承受的应力在与活塞直接相连的杆上。

（a ） 总变形 （b ）等效应力

（c ） 总速度 （d） 总加速度

图5 分析结果变化图

由分析报告可知，曲柄连杆在仿真中运动总速度和总加速度分别为298.99mm/s、632.27mm/s2。其随时间变化过程如图5（c ）、（d）。

（a ） 总变形 （b ）等效应力

（c ） 总速度 （d） 总加速度

图6 分析结果云图

4.2分析总结

根据以上仿真分析结果，S195 内燃机在工作过程中，其曲柄连杆组的关节处是受力变形比较大，速度加速度最大的地方。在改进是要重点加强连接处的轻度。可以采取强化处理或者优化连接处的结构。

5. 结论

通过有限元分析软件workbench 仿真，对S195 内燃机的曲轴进行了有限元分析，得到了理想的仿真结果，对于发动机曲轴的改进设计，提高发动机设计水平及提高发动机整机性能有着重要意义，是既经济又有效的科学化方法。

参考文献

[1] 覃文洁.内燃机曲轴系振动响应的多体系统动力学分析方法[J].安全与环境学报，2012

（2）

[2] 张继春，李兴虎，马凡华.CA488 活塞的强度分析及结构改进[J].机械强度，2007，29(3)：501-506.

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[5] 高耀东.Ansys机械工程应用精华50例.电子工业出版社，20110101

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