《汽車動力裝置仿真與設計》 課件全套 第1-7章 緒論、內(nèi)燃機受力和平衡分析-新能源汽車燃料電池系統(tǒng)仿真與設計

汽車動力裝置仿真與設計第1章緒論

1.1汽車動力裝置開發(fā)流程與仿真應用1.2仿真概述一直以來內(nèi)燃機是汽車的主要動力裝置，近年來新能源汽車蓬勃發(fā)展，汽車動力裝置更迭對汽車行業(yè)帶來巨大變局。習近平總書記指出，“當前中國處于近代以來最好的發(fā)展時期，世界處于百年未有之大變局，兩者同步交織、相互激蕩”，對于汽車能源動力領域，汽車產(chǎn)生的石油資源消耗和生態(tài)環(huán)保問題凸顯，汽車能源動力的綠色發(fā)展勢在必行?！秶夜?jié)能與新能源汽車技術路線圖2.0》提出到2035年新能源汽車銷量占50%，氫燃料電池汽車保有量達到100萬輛左右?？梢姡斍凹拔磥砥囆袠I(yè)的動力裝置呈現(xiàn)出內(nèi)燃機、動力電池和氫燃料電池共存的狀態(tài)。本章將主要講解汽車動力裝置的開發(fā)流程、仿真在其中的應用以及仿真基礎。汽車動力裝置開發(fā)流程與用途、設計目的等相關，常劃分為以下幾個階段：產(chǎn)品開發(fā)計劃階段、產(chǎn)品設計和開發(fā)階段、樣機試制和試驗驗證階段、設計定型和生產(chǎn)階段等。1.產(chǎn)品開發(fā)計劃階段調(diào)研市場需求、國家政策法規(guī)、現(xiàn)有研發(fā)技術水平、現(xiàn)有零部件制造企業(yè)的工藝和加工供給能力，組織產(chǎn)品研發(fā)團隊，調(diào)研國內(nèi)外相似產(chǎn)品的性能和結構方案、產(chǎn)品開發(fā)和使用數(shù)據(jù)，確定參考樣機。通過與樣機對比、經(jīng)驗公式計算和簡單的熱力學、動力學和整機一維仿真來確定待開發(fā)產(chǎn)品的基本性能和結構參數(shù)。編制設計任務書，主要包括：1）開發(fā)該產(chǎn)品的目的、用途和適用范圍；2）引用文件；3）主要設計參數(shù)和技術指標要求；4）系統(tǒng)組成和總體布置、子系統(tǒng)研發(fā)要求；5）檢驗要求；6）試驗要求；7）標識編號要求，包括產(chǎn)品和技術文件等的標識編號；8）工作分工和研究進度要求；9）其他，如包裝運輸儲存、經(jīng)濟效益分析、質(zhì)保能力和顧客滿意度等要求。2.產(chǎn)品設計和開發(fā)階段開展總體布置設計和零部件設計。確定零部件結構和尺寸，按照企業(yè)標準編制零部件CAD目錄，進行詳細三維CAD設計，繪制整機布置圖和零部件圖紙。常用的三維CAD軟件包括CreoPTC

、CATIA、UG(UnigraphicsNX)和SOLIDWORKS等。仿真計算根據(jù)項目任務書要求，可不同程度地加入到產(chǎn)品研發(fā)設計中。開展汽車動力裝置的流體力學計算、熱管理計算和零部件結構強度計算等，內(nèi)燃機還需要動力學仿真、潤滑仿真和燃燒仿真等。3.樣機試制和試驗驗證階段繪制加工毛坯圖，明確零部件加工精度和工藝方法。根據(jù)不同加工方式、公差等研發(fā)要求，決定零部件加工數(shù)量和裝配方式。對加工產(chǎn)品開展檢驗，包括目視檢驗，幾何檢驗，根據(jù)設計任務書開展各個零部件詳細檢驗如金相組織、表面粗糙度和清潔度等，并進行裝配檢驗。開展性能試驗、可靠性試驗、耐久試驗、電磁兼容性試驗以及配套試驗等，考核評價產(chǎn)品各項指標參數(shù)是否達到設計任務書要求。通過將仿真與試驗結合，可以減少試驗次數(shù)，補充試驗無法獲得的數(shù)據(jù)。同時，試驗數(shù)據(jù)可用于標定仿真模型，使仿真更加準確。4.設計定型和生產(chǎn)階段在綜合樣機試驗、配套試驗和仿真模擬計算結果基礎上，常會進一步改進和優(yōu)化布置方案、性能和結構設計細節(jié)。又一次完成設計優(yōu)化后，繼續(xù)開展試制和試驗驗證工作，直到達到任務書要求。整理設計任務書、產(chǎn)品圖紙、檢驗和試驗報告、仿真計算報告等技術文件，經(jīng)相關部門鑒定批準后，開展小批量生產(chǎn)，進一步解決設計開發(fā)階段未發(fā)現(xiàn)的問題，經(jīng)過嚴格的設計和工藝調(diào)整后，才最終進行正式商業(yè)化生產(chǎn)。產(chǎn)品開發(fā)流程與仿真圖1-1產(chǎn)品開發(fā)流程與仿真與傳統(tǒng)的產(chǎn)品開發(fā)過程相比，由仿真驅(qū)動的產(chǎn)品開發(fā)過程在開發(fā)前期投入的工作量和成本較高，但整個產(chǎn)品開發(fā)積累的產(chǎn)品開發(fā)時間、成本、工作量和成熟度方面均有顯著的優(yōu)勢。當前在汽車動力裝置的研發(fā)過程中仿真模擬計算已經(jīng)成為重要的技術手段之一，其幾乎在整個開發(fā)流程中都有應用，常用于評估產(chǎn)品技術方案可行性、完成關鍵參數(shù)的優(yōu)化與確定、減少試驗次數(shù)、補充試驗無法獲得的數(shù)據(jù)和獲得更深入的產(chǎn)品性能、理論和技術理解。而仿真的輸入數(shù)據(jù)和結果驗證常來源于試驗測試，仿真使用的數(shù)學模型常通過試驗數(shù)據(jù)和理論推導獲得。專業(yè)的車輛動力總成仿真計算軟件包含了對內(nèi)燃機、動力電池、燃料電池和混合動力系統(tǒng)的仿真計算，如AVLSimulationSuite系列軟件、GT-Suite系列軟件和RicardoSuite系列軟件等。對內(nèi)燃機、動力電池和燃料電池中的具體某個方向的仿真研究而言：1）燃燒和流動計算軟件，如StarCCM+、Fluent、AVLFIRE、CONVERGE、KIVA和OpenFoam等。2）結構溫度和應力計算軟件，如ABAQUS、ANSYS等。3）疲勞強度計算軟件，如FEMFAT、ANSYSnCodeDesignLife和FE-Safe等。4）內(nèi)燃機工作過程計算軟件，如GT-POWER、AVLBOOST和RicardoWAVE等。5）動力學計算軟件，如AVLEXCITE、ADAMS等。6）聲學計算軟件，如LMSVirtualLab等?，F(xiàn)有的流體和結構仿真技術常基于網(wǎng)格進行計算，常見的通用網(wǎng)格前處理軟件，如HyperMesh；仿真計算結果后處理軟件，如Tecplot、ANSYSEnsight等；作圖軟件，如Origin、Grapher等。此外，格子玻爾茲曼法、分子動力學、量子力學和量子化學也逐漸應用于汽車動力裝置的仿真中。為更高效的開展仿真研發(fā)工作，大型企業(yè)常開發(fā)專用的仿真管理平臺或仿真自動化平臺，通過將不同功能的軟件集成到平臺中方便研發(fā)人員開展工作，這對Linux系統(tǒng)的Shell命令、Windows系統(tǒng)的cmd命令、Web網(wǎng)頁界面編程和軟件開發(fā)接口編程（如Python語言）等提出了學習要求。當前數(shù)字化和智能化趨勢對汽車動力裝置的開發(fā)影響顯著，與人工智能、大數(shù)據(jù)、云計算、5G通信和數(shù)字孿生的深度融合推動汽車動力裝置仿真和設計更加高質(zhì)量的發(fā)展。第1章緒論

1.1汽車動力裝置開發(fā)流程與仿真應用1.2仿真概述為什么要畫網(wǎng)格？內(nèi)燃機、燃料電池和動力電池的零部件或者流場在實際物理上一般是連續(xù)的，具有無窮多個自由度。為能夠開展數(shù)學仿真計算，需要把無窮多個自由度等效減少到有限個自由度，才能實現(xiàn)求解。因此，對零部件或者流場幾何區(qū)域通過劃分網(wǎng)格進行離散化，實現(xiàn)有限個自由度來表達某零部件或者流場區(qū)域。1.2.1網(wǎng)格離散化a)圓形和正方形的二維網(wǎng)格模型b)球形和正方體的三維的網(wǎng)格模型圖1-2網(wǎng)格實例網(wǎng)格數(shù)目越多，網(wǎng)格越密集，劃分出來的網(wǎng)格更加接近真實的幾何形狀。但計算所需要的時間越長，內(nèi)存要求越高。通常對計算區(qū)域中精度要求高的區(qū)域劃分網(wǎng)格比較密集，其他位置相對稀疏；對形狀簡單的區(qū)域網(wǎng)格較為稀疏，對需要表達細節(jié)形狀的區(qū)域加密網(wǎng)格。比如曲軸應力計算時，過渡圓角位置網(wǎng)格需要加密，因為該位置容易產(chǎn)生疲勞破壞。這意味著高質(zhì)量網(wǎng)格的劃分，需要研究人員針對具體工程問題中哪些位置是關注位置、哪些現(xiàn)象可能在哪些位置發(fā)生和以什么樣的尺度發(fā)生等具有一定深度的理論和工程經(jīng)驗。1.2.2計算流體力學計算流體力學仿真計算通常的步驟為：（1）前處理：1）確定流體計算區(qū)域，通常將包圍流體的幾何表面抽取出來，該操作常使用CAD軟件和網(wǎng)格前處理軟件的幾何處理模塊實現(xiàn)。2)對流體區(qū)域劃分網(wǎng)格，建立網(wǎng)格模型。使用網(wǎng)格前處理軟件實現(xiàn)。（2）求解器：1）確定流體的流動/傳熱特性參數(shù)，同時根據(jù)所要解決的問題，選擇流體計算模型。2）定義進、出口和壁面邊界條等。3）定義求解方法，流場初始化，定義收斂條件和迭代次數(shù)，提交計算。（3）后處理：結果分析，常分析流速、壓降、流動均勻性和流體傳熱等。1.2.3計算結構力學對于結構的溫度、應力計算，常使用有限元法，使用有限元法進行仿真計算通常的步驟為：（1）前處理：1）零部件結構CAD模型。2)對零部件結構劃分網(wǎng)格，建立離散網(wǎng)格模型，建立接觸關系，建立裝配關系等。3）定義位移約束條件等。約束自由度，避免產(chǎn)生整體約束不足而引起計算不收斂；位移約束等對位移、應力和振動等結果等影響顯著。（2）求解器：1）定義結構材料參數(shù)。2）選擇計算模型。3）定義初始條件和載荷等。4）定義迭代參數(shù)和收斂條件，提交計算。（3）后處理：結果分析，常分析應力和變形等。1.2.4多體動力學（1）前處理：1）組成系統(tǒng)的零部件結構CAD建模。2)對零部件結構劃分網(wǎng)格，建立離散網(wǎng)格模型，建立接觸關系，建立裝配關系等；根據(jù)計算需要定義模態(tài)縮減所需的主節(jié)點。后續(xù)動力學計算中保留的主節(jié)點要傳遞載荷等數(shù)據(jù)。3）定義位移約束條件等。定義結構材料參數(shù)。4）對各個零部件網(wǎng)格進行模態(tài)縮減。（2）求解器：1）構建多體動力學模型，各零部件通過模態(tài)縮減模型導入，零部件之間的連接通過線性或者非線性模型構建，如摩擦副的潤滑油膜可以耦合潤滑方程聯(lián)合求解。2）定義初始條件和載荷等。3）定義迭代參數(shù)和收斂條件，提交計算。（3）后處理：結果分析，常分析運動、振動和受力結果?！纠?-1】管道流動仿真計算。一根圓管的內(nèi)徑為0.04m，長度為2m，水從一端流入的速度為0.1m/s，流出出口的壓力為0Pa，求要通過CFD仿真分析管內(nèi)流速情況?！窘狻浚?）前處理：1）確定流體區(qū)域幾何，建立流體求解區(qū)域的幾何CAD模型。圖1-3管道內(nèi)流體區(qū)域的幾何1.2.5實例應用2)對流體區(qū)域劃分網(wǎng)格，建立網(wǎng)格模型。圖1-4管道流動網(wǎng)格模型（2）求解器：1）水的密度998.2kg/m3，粘度0.001003Pa·s，入口速度0.1m/s，圓管的內(nèi)徑為0.04m,則Re=3980，可見Re>2300需使用湍流計算方程，這里使用標準k-ε雙方程模型計算湍流，近壁面使用增強壁面函數(shù)。2）邊界條件：速度入口0.1m/s，湍流強度I=0.16Re-0.125，I=5.677%，水力直徑0.04m；壓力出口為0Pa；管道壁面為固定壁面。3）使用Simple方法和二階迎風求解，定義壓力、密度、體積力、動量、湍動能、湍流耗散率和湍流粘度的亞松弛因子分別為0.3、1、1、0.7、0.8、0.8、1。流場初始化，從入口初始化：速度0.1m/s，壓力為0Pa，湍動能k為4.834249e-05m2/s2，湍流耗散率ε為1.972502e-05m2/s3。定義各參數(shù)的收斂殘差為1e-6，最大迭代次數(shù)1000步，提交計算。（3）后處理：出口速度分布云圖見圖1-5。管內(nèi)速度分布云圖見圖1-6?？梢?，速度在壁面處為0，中心位置速度最大。在該工作條件下的直管內(nèi)速度幾乎沒有損失。圖1-5出口速度分布云圖圖1-6管道內(nèi)流速云圖15:2920Python3.8.10下載地址：/downloads/release/python-3810/Python科學計算1.2.6Python數(shù)值計算編程基礎也可選擇最新的Python版本進行安裝Python官方網(wǎng)站/編程語言排名2024年2月(Tiobe)圖1-7Python安裝/tiobe-index/15:2921Numpy、Scipy和Matplotlib：分別從/pypi/numpy，/pypi/scipy，/pypi/matplotlib/下載64位的Numpy、Scipy和Matplotlib，文件名分別為：numpy-1.21.1-cp38-cp38-win_amd64.whl；scipy-1.7.1-cp38-cp38-win_amd64.whl；matplotlib-3.4.2-cp38-cp38-win_amd64.whl。Python科學計算///15:2922在cmd命令提示符中依次輸入：pipinstallnumpy-1.21.1-cp38-cp38-win_amd64.whlpipinstallscipy-1.7.1-cp38-cp38-win_amd64.whlpipinstallmatplotlib-3.4.2-cp38-cp38-win_amd64.whl安裝完成提示

SuccessfullyinstalledNumpy，Scipy或Matplotlib。Windows系統(tǒng)下打開cmd命令提示符，使用cd進入安裝包的下載文件夾Python科學計算15:2923Python科學計算【例1-2】使用NumPy、SciPy和Matplotlib庫的插值應用實例：使用y=sin(x)檢驗插值方式的區(qū)別，x從0到2π范圍等間距取9個值，帶入y=sin(x)得到9個離散點，這9個點均位于y=sin(x)這條正弦線上。對這9個點分別使用最近鄰插值（nearest）、分段線性插值(linear)和三次樣條插值(cubic)，檢驗三種插值方法的區(qū)別。圖1-9y=sin(x)的插值圖1-10三次樣條插值與y=sin(x)的比較習題一1-1汽車動力裝置開發(fā)流程包括哪些內(nèi)容？1-2流體流動仿真的一般流程是什么？結構仿真的一般流程是什么？多體動力學仿真的一般流程是什么？1-3劃分網(wǎng)格模型是越密越好么，為什么？1-4一根90°彎管的內(nèi)徑為10mm，兩端直管段的長度各為100mm，彎管段的半徑為50mm。水從一端流入的速度為0.1m/s，流出出口的壓力為0Pa，要求通過CFD仿真獲得管內(nèi)流場和壓降。1-5在流體流動傳熱仿真計算時，殘差達到設置要求，是不是就不需要繼續(xù)計算了？1-6對表1-1中缸內(nèi)壓力數(shù)據(jù)使用NumPy建立數(shù)組，使用SciPy進行樣條插值，插值間隔曲軸轉角1°CA，使用Matplotlib繪制插值后的曲線。汽車動力裝置仿真與設計第2章內(nèi)燃機受力和平衡分析

2.1內(nèi)燃機受力計算和分析2.2內(nèi)燃機平衡計算和分析往復式內(nèi)燃機燃燒產(chǎn)生的缸內(nèi)壓力通過活塞、連桿和曲軸將活塞往復運動轉換成曲軸旋轉運動，曲柄連桿機構的結構型式多為中心曲柄連桿機構、偏心曲柄連桿機構或關節(jié)曲柄連桿機構，其中最簡單的型式是中心曲柄連桿機構，見圖2-1。中心曲柄連桿機構的特點是氣缸軸線通過曲軸旋轉中心。AB代表連桿，OB代表曲柄，B點代表曲柄銷中心，以角速度ω做旋轉運動，曲柄轉角為；A代表活塞銷中心，A做往復運動，活塞位移記為x；AB做平面擺動，連桿擺角為β。2.1.1曲柄連桿機構運動規(guī)律a)實物簡圖b)幾何分析圖圖2-1中心曲柄連桿機構A-活塞銷中心

B-曲柄銷中心

O-曲軸旋轉中心l-連桿長度

r-曲柄半徑A’-上止點活塞銷中心

B’-上止點曲柄銷中心

對于中心曲柄連桿機構活塞運動規(guī)律計算時，應注意：1）假設曲軸勻速轉動，實際曲軸轉速存在波動，這里假定是勻速的；2）坐標系：原點位于A’，x軸正向與上止點向下止點運動方向相同。曲柄轉角=0°CA時，

活塞位于上止點位置；曲柄轉角=180°CA時，活塞位于下止點位置。由于活塞運動規(guī)律用于氣門和活塞干涉校驗、活塞組-缸套潤滑和傳熱計算時涉及不同坐標系的轉換，需格外注意這里計算使用的坐標系。根據(jù)△AOB正弦定理和廣義二項式定理可以推導得活塞的位移x，對位移x求導數(shù)得到速度v，對速度v求導數(shù)得加速度a。

（2-1）（2-2）（2-3）活塞位移活塞速度活塞加速度

實際內(nèi)燃機中活塞銷常為偏心布置，當氣缸中心與曲軸中心重合時，其活塞運動位移、速度和加速度見下式，其中偏心率=偏心量/曲柄半徑，由于偏心量小，和小，使用中心曲柄連桿機構的活塞運動規(guī)律仍可以表示偏心曲柄連桿機構的活塞運動規(guī)律，其差距不大

活塞平均速度的提高有利于提升功率，使單位功率的發(fā)動機體積和重量減小，在結構確定情況下，活塞平均速度的提高實際上就是轉速提高。活塞平均速度會帶來一些不良作用：1）摩擦損失增加，機械效率下降；2）慣性力增加，導致機械振動和機械疲勞加劇；3）發(fā)動機工作頻率增加，導致燃燒室周邊活塞組、缸套和缸蓋等零部件熱負荷增加，機油溫度增加，機油承載能力下降，磨損增加，造成壽命變短；4）進排氣流速增加，阻力增加，充氣效率降低?！纠?-1】Python編程實例：某四沖程四缸機，已知連桿長度為0.15m，活塞行程為0.0928m，氣缸直徑為0.08m，轉速為3000r/min，求活塞的位移、速度、加速度和平均速度?！窘狻扛鶕?jù)(2-1)計算活塞位移，根據(jù)(2-2)計算活塞速度，根據(jù)(2-3)計算活塞加速度，根據(jù)(2-4)計算活塞平均速度，使用Python編寫Piston_motion.py計算活塞的位移、速度、加速度和平均速度。Piston_motion.py#-*-coding:utf-8-*-

importnumpyasnpimportmatplotlib.pyplotaspltfrommathimportpiS=0.0928#活塞行程L=0.15#連桿長度n=3000#發(fā)動機轉速r/minomega=2.0*pi*n/60.0#發(fā)動機轉速rad/sr=S/2.0#曲柄半徑lambda1=r/L#曲柄連桿比phi=np.linspace(0,4.0*pi,721)#0到4pi等分，721個點，第一個為0，最后一個為4pix=r*((1-np.cos(phi))+0.25*lambda1*(1-np.cos(2*phi)))#活塞位移xv=r*omega*(np.sin(phi)+0.5*lambda1*np.sin(2*phi))#活塞速度va=r*omega**2.0*(np.cos(phi)+lambda1*np.cos(2*phi))#活塞加速度av_m=S*n/30.0#活塞平均速度v_mstring='v_mis%f'%(v_m)print(string)plt.rcParams['font.sans-serif']=['SimHei']#用來正常顯示中文標簽plt.rcParams['axes.unicode_minus']=False#用來正常顯示負號plt.figure(1)plt.plot(phi,x,color='black',linestyle='solid',label='位移')#繪制位移曲線plt.legend(loc='upperright',fontsize=12)plt.figure(2)plt.plot(phi,v,color='black',linestyle='solid',label='速度')#繪制速度曲線plt.legend(loc='upperright',fontsize=12)plt.figure(3)plt.plot(phi,a,color='black',linestyle='solid',label='加速度')#繪制加速度曲線plt.legend(loc='upperright',fontsize=12)plt.show()活塞位移、速度和加速度都是隨曲軸轉角變化的瞬時值，計算結果見圖2-2?；钊骄俣葹?.28m/s。圖2-2活塞運動規(guī)律2.1.2氣缸瞬時容積計算圖2-3示功圖轉換

(2-5)2.1.3氣體壓力和缸內(nèi)工作過程計算

圖2-5缸內(nèi)工作過程計算示意圖

2.1.4慣性力

2.1.5曲柄連桿機構受力a）實物簡圖b)幾何分析圖圖2-6中心曲柄連桿機構受力簡圖

2.1.6多缸機轉矩計算

a)

曲柄側視圖b)軸測圖圖2-7四沖程四缸機（1-3-4-2）的曲柄側視圖和軸測圖

【例2-3】Python編程實例：已知發(fā)火順序1-3-4-2的四沖程四缸機，轉速為3000r/min，活塞行程為0.0928m，氣缸直徑為0.08m；缸內(nèi)壓力曲線如圖2-8，以1°曲軸轉角為間隔，給出了0°~720°的缸內(nèi)壓力；連桿質(zhì)量為0.66kg，連桿長度為0.15m，連桿質(zhì)心距離連桿大頭為0.044m；活塞組質(zhì)量為0.6kg，求單缸轉矩、各主軸頸所受轉矩和輸出轉矩。圖2-8某四沖程四缸機缸內(nèi)壓力曲線

圖2-9氣體力、往復慣性力和合成力圖2-10各缸單缸轉矩圖2-11各主軸頸所受轉矩和輸出轉矩2.2內(nèi)燃機平衡計算和分析曲柄連桿機構產(chǎn)生旋轉慣性力和往復慣性力，如果不專門設計平衡機構，則這些力在內(nèi)燃機內(nèi)不能實現(xiàn)內(nèi)部抵消，引起內(nèi)燃機不平衡的力和力矩，從而導致車輛產(chǎn)生較大的振動噪聲，影響內(nèi)燃機可靠性和壽命。2.2.1

旋轉慣性力和力矩的平衡

對于旋轉慣性力平衡使用圖解法的分析基本流程為：1）根據(jù)內(nèi)燃機的沖程數(shù)和氣缸數(shù)計算發(fā)火間隔角；2）繪制曲柄側視圖和軸測圖；3）計算各曲拐旋轉慣性力的合力；4）以最后一拐中心點為取矩點，計算合力矩；5）對不平衡的旋轉慣性力或者力矩進行平衡，常采用完全平衡法和整體平衡法等。

a)曲柄側視圖b)軸測圖圖2-12四沖程直列三缸機(發(fā)火順序1-3-2)的曲柄側視圖和軸測圖3）計算各曲拐旋轉慣性力的合力，由圖2-13可見，合力圖2-13四沖程直列三缸機(發(fā)火順序1-3-2)旋轉慣性力合力4）以最后一拐中心點為取矩點，計算合力矩。由于力矩方向為力的方向逆時針旋轉90°，通常先用力的方向代替力矩方向，在力的方向上按力矩的幅值大小獲得合成矢量，之后再按照右手定則向逆時針轉過90°即真實合力矩。圖2-14四沖程直列三缸機(發(fā)火順序1-3-2)旋轉慣性力的合力矩

圖2-15三缸機旋轉慣性力平衡重布置b)整體平衡法

2.2.2往復慣性力平衡

1.單缸機往復慣性力平衡

單缸機往復慣性力的平衡方法包括雙軸平衡法、過量平衡法和單軸平衡法等。雙軸平衡法、過量平衡法和單軸平衡法的結構布置型式見圖2-16。a）雙軸平衡法b)過量平衡法c）單軸平衡法圖2-16單缸機往復慣性力平衡簡圖雙軸平衡法：

a）雙軸平衡法

過量平衡法

單軸平衡法b)過量平衡法c）單軸平衡法2.直列多缸機往復慣性力和力矩的平衡對于直列多缸機既要平衡往復慣性力，也要平衡往復慣性力矩。直列多缸機往復慣性力和力矩的平衡分析基本流程為：1）根據(jù)內(nèi)燃機的沖程數(shù)和氣缸數(shù)計算發(fā)火間隔角；2）繪制一階曲柄圖、二階曲柄圖和軸測圖；3）計算各曲拐一階、二階往復慣性力的合力；4）計算各曲拐一階、二階往復慣性力的合力矩；5）對不平衡的往復慣性力或者力矩進行平衡。

a)一階曲柄圖b)二階曲柄圖c)軸測圖圖2-17四沖程直列三缸機(發(fā)火順序1-3-2)的一階、二階曲柄圖和軸測圖3）計算各曲拐一階、二階往復慣性力的合力，一階往復慣性力

，二階往復慣性力a)一階往復慣性力b)二階往復慣性力

圖2-18四沖程直列三缸機(發(fā)火順序1-3-2)的往復慣性力矢量圖4）計算各曲拐一階、二階往復慣性力的合力矩；圖2-19四沖程直列三缸機(發(fā)火順序1-3-2)的一階往復慣性力矩

圖2-20三缸機往復慣性力平衡重布置習題二2-1活塞的位移、速度和加速度在內(nèi)燃機設計中有哪些用途？2-2活塞運動規(guī)律中的一階和二階諧量有哪些區(qū)別？2-3曲軸主軸頸和連桿軸頸的積累扭矩如何計算？2-4四沖程四缸機發(fā)火順序1-3-4-2，計算旋轉慣性力及力矩；計算往復慣性力及力矩；判斷是否平衡，如果不平衡，請?zhí)岢銎胶夥桨浮?-5四沖程六缸機發(fā)火順序1-5-3-6-2-4，計算旋轉慣性力及力矩；計算往復慣性力及力矩；判斷是否平衡，如果不平衡，請?zhí)岢銎胶夥桨?。汽車動力裝置仿真與設計第3章內(nèi)燃機主要零部件仿真和與設計

3.1曲軸組仿真與設計3.2連桿組仿真與設計3.3活塞組仿真與設計3.4機體組仿真與設計本章將主要講解內(nèi)燃機主要零部件仿真與設計，包括曲軸組、連桿組、活塞組和機體組的仿真方法、結果評價和優(yōu)化設計措施等。其中，曲軸組仿真與設計的講解內(nèi)容為曲軸軸系扭轉振動和疲勞強度，連桿組講解內(nèi)容為連桿應力和疲勞強度，活塞組講解內(nèi)容為活塞溫度場、應力和疲勞強度，機體組講解內(nèi)容為缸蓋、缸套和機體的溫度場、應力和疲勞強度。

3.1.1引言基本結構和功用曲軸組配合活塞和連桿，將往復運動轉換為旋轉運動，把缸內(nèi)氣體作用力轉換為輸出轉矩，并為配氣機構、發(fā)電機和冷卻風扇等附件提供動力。曲軸材料常為中碳鋼、合金鋼和球墨鑄鐵等。曲軸前端常驅(qū)動配氣機構等，后端安裝飛輪對外輸出轉矩，中間由多個曲拐組成，一個曲拐包括主軸頸、曲柄臂和連桿軸頸。圖3-1為直列兩缸機曲軸結構圖。圖3-1某直列兩缸機曲軸CAD圖2工作條件隨著發(fā)動機的周期性工作狀態(tài)，曲軸受周期變化的氣體力、慣性力和力矩作用。曲軸切向載荷的諧波引起扭轉振動、曲軸橫向載荷的諧波引起彎曲振動、曲軸縱向載荷的諧波引起縱向振動，其中主要關注曲軸軸系扭轉振動。由于周期性的高工作載荷以及曲拐形狀不均勻，在連桿軸頸過渡圓角、主軸頸過渡圓角和潤滑油油孔等位置應力集中明顯，容易產(chǎn)生破壞。主軸頸和連桿軸頸在較高的比壓下高速旋轉，潤滑油供給到主軸承和連桿軸承，形成潤滑油膜，保證曲軸正常工作。3.設計要求1）曲軸應具有合理的共振特性，尤其是扭轉振動特性；2）應滿足有足夠的彎曲和扭轉疲勞強度；3）應具有足夠的承壓面積和良好的軸承潤滑。3.1.2曲軸軸系扭轉振動內(nèi)燃機工作時曲軸軸系振動形式主要包括扭振、彎振、縱振及其耦合振動。扭振是使曲軸各軸段間發(fā)生周期性相對扭轉的振動。對于扭轉振動，由于曲軸較長、扭轉剛度較小、轉動慣量又較大，導致曲軸軸系扭振頻率偏低，容易出現(xiàn)在內(nèi)燃機工作轉速范圍內(nèi)，從而產(chǎn)生共振，因此曲軸扭振是內(nèi)燃機設計過程中需要考慮的重要因素。在概念設計階段需要確定曲軸主要尺寸和平衡方案，需要進行一維扭振計算、確定飛輪和扭轉減振器。如果出現(xiàn)下面的現(xiàn)象，發(fā)動機很可能是出現(xiàn)了扭轉振動[1]：1）發(fā)動機在某一轉速下發(fā)生劇烈抖動，噪音增加，磨損增加，油耗增加，功率下降，嚴重時發(fā)生曲軸扭斷。2）發(fā)動機偏離該轉速時，上述現(xiàn)象消失。曲軸扭振計算分析的流程為：1）簡化當量扭振系統(tǒng)：將復雜的曲軸軸系根據(jù)動力學等效原則轉換為扭振特性相同的簡化當量系統(tǒng)。2）自由振動計算：獲得曲軸扭振系統(tǒng)的固有頻率和對應的振型。3）強迫振動計算：對曲軸扭振系統(tǒng)施加外載力矩，分析其頻率階次特性，并考慮系統(tǒng)阻尼力矩，獲得扭振幅值和應力，進行分析和評價。4）減振：通過不同的方案進行減振，并獲得減振后的扭振特性。1.曲軸軸系扭振當量系統(tǒng)規(guī)則結構的轉動慣量可通過公式，計算，通過相關手冊查對應的公式獲得，如，對于質(zhì)量為m，旋轉半徑為R的質(zhì)點，其轉動慣量為

；對于實心圓柱體的轉動慣量為

，其中m為圓柱體質(zhì)量，R為圓柱體半徑。復雜形狀的轉動慣量（如曲柄臂）常使用三維CAD軟件獲得，給零件三維CAD模型賦予密度數(shù)值后可分別獲得對全局坐標系和對質(zhì)心坐標系的轉動慣量；或者使用網(wǎng)格前處理軟件獲得，給零件三維網(wǎng)格模型賦予密度數(shù)值后也可分別獲得對全局坐標系和對質(zhì)心坐標系的轉動慣量。由于活塞和連桿在平面內(nèi)做往復和旋轉運動，在曲軸軸系扭振計算中需換算活塞連桿的當量轉動慣量，換算原則是當量轉動慣量的動能與曲軸旋轉一周活塞組和連桿組的平均動能相等。

一周內(nèi)的平均動能為：

（2）扭轉剛度和柔度扭轉剛度K(N·

m/rad)表示使軸產(chǎn)生單位扭轉角所需轉矩，

中點·

（3）扭振計算簡化當量系統(tǒng)根據(jù)動力學等效原則，將曲軸扭振系統(tǒng)簡化為“集中質(zhì)量（只有慣量而無彈性）+彈簧（只有剛度而無慣量）”的當量系統(tǒng)。分析有阻尼強迫振動時，整個系統(tǒng)簡化為“集中質(zhì)量+彈簧+阻尼力矩+激振力矩”的當量系統(tǒng)。當量原則：1）硅油減振器應當量為兩個轉動慣量：減振器殼體和慣量環(huán)；2）單個曲拐當量成主軸頸中心位置和曲柄銷中心位置兩個轉動慣量，曲柄銷中心位置慣量需計入活塞和連桿的當量轉動慣量，需注意V型發(fā)動機包括兩套活塞連桿；3）將具有較大轉動慣量的部件當量為一個轉動慣量，將轉動慣量布置在其中心線上，例如飛輪當量為一個轉動慣量；4）各部分之間的連接軸段在對應位置當量成轉動慣量；5）對于齒輪傳動部分，將從動齒輪的轉動慣量通過傳動比換算合并成一個轉動慣量；6）聯(lián)軸器的主動法蘭盤與從動法蘭盤之間如果有柔度很大的橡膠、彈簧等彈性元件，應把主動、從動法蘭盤分別當作兩個集中質(zhì)量。a）結構簡圖b）扭振當量系統(tǒng)1-硅油減振器慣量環(huán)，2-硅油減振器殼體，3-前端連接軸段，4-主軸頸1，5-曲柄銷1，6-主軸頸2，7-曲柄銷2，8-主軸頸3，9-曲柄銷3，10-主軸頸4，11-曲柄銷4，12-主軸頸5，13-后端連接軸段，14-飛輪圖3-2某直列四缸機的曲軸軸系扭振當量系統(tǒng)以某直列四缸機的曲軸軸系扭振當量系統(tǒng)為例說明曲軸軸系進行當量的方式（見圖3-2）。該曲軸結構從自由端到飛輪端的結構分別有硅油減振器、4個曲拐和飛輪。硅油減振器與第1曲拐通過前端軸段連接，飛輪與第4曲拐通過后端軸段連接。轉動慣量1為硅油減振器的慣量環(huán)，轉動慣量2為減振器殼體，轉動慣量1和2之間的扭轉剛度取決于減振器扭轉剛度參數(shù)；轉動慣量3為連接軸段，2與3、3與4間的扭轉剛度來源于軸結構的扭轉剛度；轉動慣量4至12代表四個曲拐，主軸頸慣量和曲柄銷慣量之間的扭轉剛度是曲拐的半拐剛度；轉動慣量13為后端連接軸段，12與13、13與14間的扭轉剛度來源于軸結構的扭轉剛度；轉動慣量14為飛輪。2.曲軸軸系自由振動

2）慣性力矩，根據(jù)達朗貝爾原理

曲軸扭振微分方程矩陣形式：

主振形振形固有頻率/Hz單結點主振形191.0雙結點主振形521.0三結點主振形857.8四結點主振形1183.0五結點主振形1477.6六結點主振形1711.1七結點主振形1848.8八結點主振形2511.3九結點主振形2795.5十結點主振形2945.6十一結點主振形3093.6十二結點主振形3211.3

3.曲軸軸系強迫振動（1）曲軸軸系的激振力矩內(nèi)燃機曲軸的外部激勵主要來源于各缸轉矩，包括缸內(nèi)氣體力作用產(chǎn)生的力矩和往復慣性力產(chǎn)生的力矩，圖3-3為某發(fā)動機的單缸轉矩曲線，單缸轉矩M是隨時間變化的瞬時力矩。通過傅里葉變換，可以將其從時域轉化成頻域。圖3-3某單缸轉矩曲線其中：對于二沖程發(fā)動機曲軸旋轉一轉對應一個周期為2π，與傅里葉級數(shù)的周期2π相同，因此，二沖程發(fā)動機激振力矩可以用式（3-6）表示。而對于四沖程發(fā)動機曲軸兩轉一個周期為4π，是傅里葉級數(shù)的周期2π的2倍，所以，曲軸一轉內(nèi)四沖程發(fā)動機第k階力矩k=0.5、1、1.5、2、2.5、。因此，四沖程發(fā)動機激振力矩的簡諧分析式為

分析扭振時，階次k最大一般取到12~18階，因為通常階次超過12~18階后振幅很小，可以忽略。例如圖3-4為某直列四沖程六缸機曲軸自由端角位移，可以看到在10階以內(nèi)不同發(fā)動機轉速下還有相對明顯的振幅，超過10階在整個發(fā)動機工作轉速范圍內(nèi)的振幅均很小。圖3-4某直列四沖程六缸機曲軸自由端角位移多拐曲軸各拐上的力矩諧量與第一拐的幅值相同，只是相位根據(jù)氣缸發(fā)火順序有所不同。設作用在第一拐的第k階力矩為則作用在第i拐上的第k階力矩為第i拐與第一拐上k階力矩（幅值）間的相位差為（3-8）【例3-1】繪制直列六缸四沖程發(fā)動機(發(fā)火順序1-5-3-6-2-4)的各階簡諧力矩的相位圖。圖3-5直列六缸四沖程發(fā)動機(發(fā)火順序1-5-3-6-2-4)的各階簡諧力矩的相位圖

（3-9）

圖3-6無減振器時臨界轉速圖扭振計算的缸內(nèi)壓力曲線需要覆蓋發(fā)動機轉速范圍的外特性，轉速范圍內(nèi)應準確提供額定工況和最大扭矩工況等工況的轉速和缸壓曲線。飛輪端需提供發(fā)動機負載力矩。共振時

共振附加應力：

可見，第1個集中質(zhì)量振幅與各個質(zhì)量的振幅、共振附加應力相關，第1個集中質(zhì)量振幅為扭振中的一個關鍵參數(shù)。（3-10）（3-11）【例3-2】圖3-7為某直列六缸柴油機無減振器時曲軸自由端扭振振幅，試結合數(shù)學諧量階次和臨界轉速對扭振振幅進行分析。圖3-7無減振器時曲軸自由端扭振振幅【解】振幅較大諧量常對應主諧量或次主諧量，如3.0、6.0、9.0階為主諧量；1.5、4.5、7.5階為次主諧量。同時，不是主諧量和次主諧量的階數(shù)，也有可能合成較大的幅值，如5.5階。根據(jù)公式（3-9）和臨界轉速圖可知，幅值較高的5.5階、6.0階、7.5階和9.0階扭振振幅峰值均出現(xiàn)在對應臨界轉速位置。在未安裝減振器的情況下，扭振振幅峰值與臨界轉速相對應。此外，3.0諧次為直列六缸機最低主諧次，并且低速區(qū)振幅隨轉速增大而減小，是剛體轉動，又稱為滾振。（1）減振減輕扭振可通過以下方法：1）使發(fā)動機轉速遠離臨界轉速；2）通過提高曲軸剛度、減小轉動慣量來改變曲軸固有頻率；3）提高曲軸阻尼；4）采用減振裝置，等。當發(fā)動機結構和工作形式基本確定后，最有效的方法是使用扭振減振器，常用的減振器之一是硅油減振器。安裝硅油減振器后，扭振較為嚴重的諧量的振幅峰值會有較為顯著的降低。（2）扭振評價扭轉評價主要關注的參數(shù)為1）扭振應力；2）自由端角位移。根據(jù)《GB/T15371曲軸軸系扭轉振動的測量與評定方法》[4]，對于不同燃料和不同使用場合的內(nèi)燃機，扭振許用應力要求有所不同，對自由端角位移許用要求也有所不同。對汽油機常要求自由端扭轉角度＜0.2°，柴油機要求＜0.4°。2021年版《鋼質(zhì)海船入級規(guī)范》中要求主推進柴油機曲軸的扭振許用應力應不超過下式計算所得之值[5]：4．減振和評價持續(xù)運轉(0<r≤1.0)瞬時運轉(0<r≤0.8)

()：曲軸是內(nèi)燃機中最重要的零部件之一，必須滿足長時間可靠工作。在連桿軸頸過渡圓角、主軸頸過渡圓角和潤滑油油孔等位置應力集中明顯，容易產(chǎn)生破壞。當不包括扭振引起的扭轉疲勞破壞情況下，曲軸破壞80%是彎曲疲勞引起的，彎曲疲勞載荷具有決定性作用，彎曲疲勞破壞的特征是裂紋從過渡圓角位置產(chǎn)生向曲柄臂發(fā)展造成曲柄臂斷裂。扭轉疲勞破壞主要型式包括①從油孔處產(chǎn)生的扭轉疲勞破壞：裂紋從油孔處產(chǎn)生，沿與軸線成45°~55°角度方向發(fā)展，造成主軸頸或曲柄銷斷裂；②從過渡圓角處產(chǎn)生的扭轉疲勞破壞：裂紋從過渡圓角產(chǎn)生，沿與軸線成45°角度方向發(fā)展，造成主軸頸或曲柄銷斷裂；③從曲柄銷減重孔處產(chǎn)生的扭轉疲勞破壞。此外，由于材料缺陷或者工藝不當可能會引起曲軸表面的油孔或圓角產(chǎn)生裂紋造成破壞。目前進行曲軸疲勞計算的方法主要基于經(jīng)驗公式計算、單拐模型或基于多體動力學模型。單拐模型常用于初步設計階段，由于其約束條件很難還原潤滑油膜的支撐作用等原因?qū)е陆Y果不夠準確。基于多體動力學進行曲軸疲勞計算時，將詳細的潤滑計算耦合考慮更為準確；簡化計算時可使用多組特定的彈簧單元代替潤滑油膜的非線性傳遞效果。3.1.3曲軸疲勞計算基于多體動力學的曲軸疲勞常用的計算分析的流程為：1）曲軸多體動力學計算，包括建立有限元網(wǎng)格模型、選定主節(jié)點進行模態(tài)縮減、建立多體動力學模型、載荷施加、迭代收斂參數(shù)設置，最終獲得曲軸主節(jié)點振動位移結果。2）曲軸動應力計算，以曲軸有限元網(wǎng)格模型和曲軸主節(jié)點振動結果作為動力應力計算的輸入數(shù)據(jù)，獲得隨時間變化的曲軸動應力空間結果。3）曲軸疲勞計算，以曲軸動應力結果作為疲勞計算輸入進行疲勞計算，獲得曲軸疲勞安全系數(shù)和壽命等結果。如果對所有網(wǎng)格節(jié)點進行計算，需要求解龐大的方程組，從而導致計算量過大。為了降低方程組計算的自由度數(shù)，一般采用模態(tài)減縮方式，如采用子結構模態(tài)綜合法（ComponentModeSynthesis，CMS）：

1.曲軸系統(tǒng)多體動力學計算

運動方程的縮減形式：簡化為：

（3-12）圖3-8曲軸軸系有限元模型多體動力學計算之前需要先劃分曲軸網(wǎng)格模型、選定主節(jié)點進行模態(tài)縮減。曲軸網(wǎng)格類型以六面體單元為主見圖3-8，建立網(wǎng)格模型時，關鍵技術是控制過渡圓角的網(wǎng)格離散：主軸頸過渡圓角及連桿軸頸過渡圓角劃分多層網(wǎng)格，建議使用6層網(wǎng)格。在曲軸主軸頸、連桿軸頸、飛輪、減振器和止推軸承對應位置分別建立動力學耦合單元，約束耦合節(jié)點六個方向的自由度。X軸為曲軸旋轉軸，自由端指向飛輪方向設為正向；Z軸與氣缸中心線平行。對于機體組模型，機體軸瓦內(nèi)表面約束Y、Z方向平移自由度，缸套主次推力面約束Y、Z方向平移自由度，止推軸承約束X方向平移自由度。連桿在大頭、小頭和質(zhì)心位置約束六個方向自由度。建立基于CMS的多體動力學計算模型?；钊M質(zhì)量與連桿小頭質(zhì)量集中到連桿小頭位置，在連桿小頭加載作用在活塞上的氣體力，飛輪端加載負載力矩。進行動力學計算最終獲得曲軸主節(jié)點振動結果。清楚知道在曲軸上作用的力和力矩，才能為曲軸應力計算提供準確的載荷邊界和分析曲軸應力狀態(tài)。對于圖3-9中的曲軸動力學計算的系統(tǒng)模型而言，系統(tǒng)的外部載荷為作用于活塞上的氣體壓力和作用于飛輪端的負載力矩。將各缸的活塞載荷分別作用于各缸的連桿小頭主自由度節(jié)點上，將發(fā)動機負載力矩作用在飛輪端主自由度節(jié)點上，而連桿軸頸載荷作為連桿和曲軸之間的內(nèi)部載荷由動力學計算獲得。圖3-9動力學計算模型曲軸疲勞計算需以曲軸動應力作為疲勞計算輸入，曲軸疲勞計算的動應力應覆蓋一個完整周期，常用方法是將整個周期分解成不同曲軸轉角下的靜態(tài)應力計算，從而組成一個周期的曲軸動應力歷程。此外，也可開展瞬態(tài)振動計算，但計算量和對計算機的硬件要求都很高。曲軸多體動力學計算可獲得隨曲軸轉角變化的曲軸主節(jié)點位移結果，以不同曲軸轉角時刻下的曲軸各主節(jié)點6個自由度的位移數(shù)據(jù)作為曲軸動應力計算的邊界條件，常將四沖程發(fā)動機每5°CA作為一個分析步，一個循環(huán)720°CA共計算144個分析步，通過有限元計算獲得曲軸動應力歷程。并進一步以曲軸有限元結果為輸入開展疲勞計算。疲勞計算使用通用疲勞軟件計算，調(diào)用材料數(shù)據(jù)庫或者用戶自行指定材料屬性，例如某曲軸材料屬性見表3-2。2.曲軸動應力和疲勞仿真載荷形式極限強度/MPa屈服強度/MPa脈動疲勞強度/MPa交變疲勞強度/MPa拉850441.6638.9382.5壓850441.60382.5彎1017558.6780.7412.8剪490.8255.0408.8220.8曲軸疲勞計算常基于S-N曲線和疲勞極限線圖（如Haigh圖、Goodman圖或Smith圖等），計算時需要考慮應力梯度、平均應力、平均應力修正、疲勞極限線圖修正、表面粗糙度、加工工藝和存活率等因素；疲勞載荷計算常使用臨界平面法。圖3-10為試驗試棒S-N曲線，以及某位置在各種因素影響下的計算疲勞時修正后的S-N曲線。N0為疲勞循環(huán)基數(shù)，對于硬度小于350HBW的鋼材N0=107。圖3-11為零部件Haigh圖和某位置在各種因素影響下的計算時使用的修正Haigh圖。圖3-10試棒和計算用S-N曲線

圖3-11零部件Haigh圖和修正Haigh圖疲勞安全系數(shù)定義如下式（3-13），曲軸疲勞計算最小安全系數(shù)建議大于1.2。圖3-12疲勞安全系數(shù)計算

（3-13）圖3-13是某曲軸的疲勞安全系數(shù)計算結果，安全系數(shù)小的區(qū)域更容易發(fā)生疲勞破壞，由圖可見，連桿軸頸過渡圓角和主軸頸過渡圓角位置是容易產(chǎn)生疲勞破壞的位置。圖3-13曲軸疲勞安全系數(shù)當曲軸破壞形式是裂紋從過渡圓角位置產(chǎn)生向曲柄臂發(fā)展造成曲柄臂斷裂，則考慮是彎曲疲勞破壞引起的，其具體原因有：1）圓角半徑過?。?）圓角加工不良；3）曲柄臂太??；4)主軸承不均勻磨損產(chǎn)生過大的附加彎曲應力；5）曲軸箱及支撐剛度太差。相應的改進措施：1）加大圓角半徑，采用沉割圓角或卸載槽；2）改善圓角加工質(zhì)量；3)選擇適當?shù)那诤瘢?）防止軸承過度磨損；5）提高曲軸箱及支撐剛度。當裂紋從油孔或者圓角處產(chǎn)生沿軸線方向約45°造成曲柄銷或主軸頸剪切斷裂，則考慮是扭轉疲勞破壞。其具體原因有：1）扭振嚴重；2）油孔邊緣過尖或表面加工粗糙；3）圓角半徑過小或加工不良。相應的改進措施：1）通過匹配減振器等減扭振技術降低扭振；2）油孔邊緣修圓并拋光，改善油孔加工質(zhì)量；3）選擇適當?shù)膱A角，改善圓角加工質(zhì)量。此外，現(xiàn)在生產(chǎn)曲軸在工藝上普遍采用圓角滾壓強化、圓角淬火強化、噴丸強化和氮化處理等措施，使曲軸表面產(chǎn)生壓應力，很大程度上提高了曲軸疲勞強度。3．提高曲軸疲勞強度的措施第3章緒論

3.1曲軸組仿真與設計3.2連桿組仿真與設計3.3活塞組仿真與設計3.4機體組仿真與設計連桿組包括連桿體、連桿大頭蓋、連桿螺栓、連桿襯套和連桿軸瓦等組成。圖3-14為連桿結構圖。鍛造連桿材料常為中碳鋼或中碳合金鋼。連桿將活塞往復運動轉換為曲軸旋轉運動，連桿桿身作平面擺動。3.2.1引言1.基本結構和工作條件圖3-14連桿結構圖2.設計要求1）連桿應具有足夠的強度和剛度；2）較小的質(zhì)量；3）應具有足夠的承壓面積和良好的軸承潤滑。連桿出現(xiàn)疲勞破壞的位置有連桿小頭油孔、連桿桿身與連桿小頭和大頭的過渡位置、連桿大頭蓋以及連桿螺栓等位置。這里不介紹連桿螺栓疲勞仿真，而目前進行連桿疲勞計算的方法分別有：1）基于簡化理論公式分別計算連桿小頭、桿身和連桿大頭的應力和疲勞強度，與真實狀態(tài)差距大；2）靜態(tài)有限元方法，?；谘b配工況、最大受拉工況和最大受壓工況進行疲勞計算，也有計算單一的額定工況疲勞情況，是目前最為常用的方法；3）基于瞬態(tài)最危險工況點的有限元法：采用多體動力學軟件對縮減自由度的連桿子結構模型進行分析并計入潤滑的影響，然后使用有限元軟件進行動應力恢復，將得到全周期連桿動應力分布結果作為連桿疲勞分析的輸入，計算得到連桿疲勞結果，從中找到最危險工況點的最大等效應力和最小等效應力對應的兩個時刻，將該兩個時刻的靜力學分析結果與連桿裝配工況組合進行疲勞強度計算，該方法更符合連桿實際工作狀態(tài)，不足在于計算量較大且一定程度受危險工況點位置和應力歷程是否準確影響。3.2.2連桿疲勞計算這里以基于裝配工況、最大受拉工況和最大受壓工況的靜態(tài)有限元方法進行闡述。常用的計算分析的流程為：1）建立有限元網(wǎng)格模型；2）進行裝配工況、最大受拉工況和最大受壓工況的靜態(tài)有限元計算，獲得“裝配工況+最大受拉工況”和“裝配工況+最大受壓工況”兩個靜態(tài)應力結果；3）連桿疲勞計算，以上述兩個靜應力結果作為疲勞計算輸入進行疲勞計算，獲得連桿疲勞安全系數(shù)等結果。

網(wǎng)格模型包括連桿桿身、大頭蓋、小頭襯套、大頭軸瓦和連桿螺栓。對于對稱結構的連桿可使用對稱位移邊界條件，使用對稱面分開的半個模型作為計算對象。結構不對稱的連桿使用完整模型計算。在兩兩接觸的接觸零件上需建立接觸面，接觸對包括：小頭與襯套、桿身與大頭蓋、桿身與軸瓦、大頭蓋與軸瓦、桿身與螺栓、大頭蓋與螺栓、兩片軸瓦之間。網(wǎng)格模型見圖3-15。有限元計算時常會在連桿小頭增加活塞銷模型，連桿大頭增加曲柄銷模型，并建立襯套與活塞銷接觸以及軸瓦與曲柄銷的接觸。1.網(wǎng)格劃分圖3-15連桿網(wǎng)格模型連桿有限元計算常考慮三種載荷，即裝配載荷（包括小頭襯套過盈、大頭軸瓦過盈和連桿螺栓預緊力）、氣體力引起的壓載荷和慣性力。連桿計算的約束邊界條件可采用如：1）連桿模型靜態(tài)定位，固定曲柄銷中心一組節(jié)點，通過曲柄銷與連桿大端的接觸模擬彈性支撐。2）對稱約束，若連桿形狀和載荷對稱則通過約束對稱面上所有節(jié)點法向自由度位移實現(xiàn)對稱邊界。連桿計算的工況選擇“裝配工況+最大受拉工況”和“裝配工況+最大受壓工況”兩個靜態(tài)應力工況，其中：1）裝配工況：施加連桿小頭襯套過盈量和連桿大頭軸瓦過盈量，施加螺栓預緊力。2）最大受拉工況：由連桿慣性力引起，選取發(fā)動機最大轉速工況活塞處于排氣上止點時刻，慣性力通過對有限元網(wǎng)格單元施加慣性力的加速度實現(xiàn)。3）最大受壓工況：由缸內(nèi)爆發(fā)壓力引起，選取最大扭矩工況的最大爆發(fā)壓力進行加載，完整連桿模型將氣體力的一半分別施加于活塞銷的兩個端面，半連桿模型將氣體力的一半施加于活塞銷的一個端面。2．計算載荷和約束的處理a)螺栓預緊力b)慣性力c)缸內(nèi)氣體壓力圖3-16連桿的受力工況此外，如果當連桿組網(wǎng)格模型里沒有活塞銷和曲柄銷網(wǎng)格時，最大受拉工況時將活塞組和連桿小頭的往復慣性力以余弦載荷的方式分別施加在襯套上圓周120°和軸瓦下圓周120°范圍內(nèi)。最大受壓工況將最大爆發(fā)壓力以余弦載荷的方式分別施加在襯套下圓周120°和軸瓦上圓周120°范圍內(nèi)。需注意可通過潤滑計算獲得連桿軸瓦和襯套內(nèi)瞬態(tài)的具有空間分布的接觸壓力（包括油膜壓力和粗糙接觸壓力）作為載荷邊界更符合實際工作狀態(tài)。將“裝配工況+最大受拉工況”和“裝配工況+最大受壓工況”兩個靜態(tài)應力結果作為連桿疲勞計算的輸入。連桿疲勞計算常基于S-N曲線和疲勞極限線圖（如Haigh圖等），計算時需要考慮的因素如：應力梯度、平均應力、平均應力修正、疲勞極限線圖修正、表面粗糙度、加工工藝和存活率等因素。連桿疲勞計算最小安全系數(shù)建議大于1.2。3．應力和疲勞計算a)VonMises應力分布圖3-17連桿應力和安全系數(shù)1)保證連桿桿身有足夠的斷面積；2）優(yōu)化連桿小頭、連桿大頭與桿身過渡處結構；3）優(yōu)化連桿小頭襯套油孔結構，選擇合適的油孔位置；4）四沖程發(fā)動機連桿大頭蓋增加加強肋；5)選用合適的連桿材料，保證連桿材料指標符合使用要求；6）改善連桿鑄造、鍛造和裂解等加工工藝；7)保證連桿螺栓的強度。4.提高連桿疲勞強度的措施第3章內(nèi)燃機主要零部件仿真和與設計

3.1曲軸組仿真與設計3.2連桿組仿真與設計3.3活塞組仿真與設計3.4機體組仿真與設計活塞組由活塞、活塞環(huán)和活塞銷等零件組成。圖3-18為活塞結構圖。活塞材料常為鋁基合金和灰鑄鐵等。其主要功用為：1）與缸蓋和氣缸一起構成燃燒室；2）傳遞燃氣作用力給連桿；3）密封氣缸，防止燃氣泄漏到曲軸箱，同時防止?jié)櫥透Z入燃燒室；4）將活塞頂部受的燃燒熱量向氣缸和活塞底部散熱，對于高負荷內(nèi)燃機常還有活塞內(nèi)冷油道散熱。3.3.1引言1.基本結構和功用圖3-18活塞結構圖活塞工作時受很高的機械負荷和熱負荷，機械負荷由燃氣力、慣性力和側壓力等形成；缸內(nèi)高溫燃氣導致活塞溫度很高，活塞頂部溫度高、底部溫度低且缸內(nèi)傳熱不均勻引起明顯的溫度梯度，導致活塞熱負荷高。活塞組高速滑動且承受較大側向力，摩擦和磨損較嚴重，活塞組的摩擦損失可達內(nèi)燃機機械損失的50%以上。2.工作條件3.設計要求1）足夠的強度和剛度；2）良好的散熱，工作溫度合適；3）密封良好，耐磨性好，摩擦損失小，潤滑油耗??；4）質(zhì)量小；5）低振動和噪聲。發(fā)動機在穩(wěn)定工況運行時，雖然每個循環(huán)缸內(nèi)溫度的變化很大，但固體的溫度只在表面很薄的厚度范圍內(nèi)波動，結構內(nèi)部溫度基本穩(wěn)定，故可視為穩(wěn)態(tài)溫度場計算，傳熱方程可簡化為無內(nèi)熱源的穩(wěn)態(tài)導熱方程：3.3.2活塞溫度場

目前進行活塞溫度場仿真常使用有限元法進行穩(wěn)態(tài)溫度場計算，不同計算方法之間的差別主要在于傳熱邊界的處理方式。計算步驟為：1）建立有限元網(wǎng)格模型；2）施加傳熱邊界；3）計算溫度場和結果評價。（3-14）網(wǎng)格模型包括活塞和活塞鑲圈等。多使用完整活塞模型計算，也可根據(jù)實際情況簡化1/2或1/4活塞模型作為計算對象?；钊突钊側佑|位置建立接觸面。根據(jù)有限元軟件對傳熱邊界施加方式的網(wǎng)格要求，會增加用于施加傳熱邊界的殼單元或面網(wǎng)格?；钊麥囟葓鲇嬎憔W(wǎng)格模型見圖3-19。1.網(wǎng)格劃分圖3-19活塞溫度場計算網(wǎng)格模型（1）活塞頂部傳熱邊界活塞頂部受到瞬態(tài)燃氣加熱，需要施加高溫燃氣對活塞頂?shù)膫鳠徇吔?。該傳熱邊界常通過發(fā)動機一維工作過程計算或者缸內(nèi)三維CFD計算獲得。工作過程計算中常使用的缸內(nèi)傳熱模型有Eichelberg公式、Woschni公式、Hohenberg公式和Bargende公式等。例如，Woschni關系式描述缸內(nèi)的瞬時傳熱特性具體形式為：2.傳熱邊界條件式中：hWos為零維缸內(nèi)傳熱系數(shù)；d為缸套直徑；cm為活塞的平均運動速度；pmotered為倒拖工況的缸內(nèi)壓力；p1、V1、T1為進氣門關閉時刻缸內(nèi)氣體的壓力、體積和溫度；Vs為氣缸工作容積。C1和C2的取值為：在換氣過程，C1=6.18，C2=0；在壓縮過程,C1=2.28，C2=0；在燃燒和膨脹過程，C1=2.28，C2=3.24×10-3。更為準確的方法為完成整個工作循環(huán)720?CA內(nèi)的缸內(nèi)三維CFD計算，包括進排氣、噴霧和燃燒計算等；計算得到基于發(fā)動機工作循環(huán)周期的平均對流傳熱系數(shù)和有效平均氣體溫度，作為結構溫度場計算的燃氣側邊界條件。為保證瞬態(tài)邊界等效成穩(wěn)態(tài)邊界時，傳遞給固體結構的總傳熱量一致，第三類邊界條件應該是燃氣側和活塞潤滑油側的平均換熱系數(shù)和有效平均溫度。平均傳熱系數(shù)為：有效平均溫度為：

四沖程二沖程（3-16）

四沖程二沖程（3-17）對于傳熱空間不均勻性的考慮，缸內(nèi)三維CFD計算已然考慮了空間局部傳熱情況，經(jīng)過公式（3-16）和（3-17）計算后得到的第三類傳熱邊界例如圖3-20。a)平均傳熱系數(shù)

b)有效平均溫度圖3-20活塞頂部第三類傳熱邊界使用Eichelberg公式、Woschni公式、Hohenberg公式和Bargende公式等計算時通?？紤]傳熱系數(shù)空間分布而不考慮燃氣溫度的空間分布，傳熱系數(shù)hr可按Seal-Taylor公式計算：式中，r為距活塞中心線的徑向距離；N為從活塞中心線到活塞頂面最大放熱系數(shù)處的距離，不同的機型位置不同，一般在凹坑的邊緣，具體位置可以參考相似機型。（3-18）如果活塞底部內(nèi)腔沒有噴油冷卻，活塞底部與油霧的傳熱系數(shù)自下而上可取為50～200W/(m2·K），若活塞底部由連桿小頭進行噴油冷卻，傳熱系數(shù)可取為200~800W/(m2·K）；流體溫度取為曲軸箱內(nèi)潤滑油的溫度。振蕩內(nèi)冷油腔的傳熱系數(shù)可使用Bush管道流動經(jīng)驗公式：（2）活塞內(nèi)冷油腔和底部內(nèi)腔的傳熱邊界

（3-19）對于進行活塞噴油冷卻計算的活塞，進行三維瞬態(tài)噴油冷卻的CFD計算后，將瞬態(tài)傳熱邊界按公式（3-16）和（3-17）處理為穩(wěn)態(tài)傳熱邊界后提供給活塞內(nèi)冷油腔和活塞底部更符合實際情況，見圖3-21。

a)平均傳熱系數(shù)

b)有效平均溫度

圖3-21活塞內(nèi)冷油腔和底部傳熱邊界（3）活塞環(huán)岸、活塞環(huán)槽和活塞裙部熱量從活塞開始，通過活塞環(huán)、潤滑油、混合氣傳遞至缸套由冷卻水帶走。在傳熱理論中可以將潤滑油、混合氣、活塞環(huán)和缸套視為傳熱熱阻，串聯(lián)熱阻模型如圖3-22所示。圖3-22熱阻模型示意圖針對多層平板熱阻模型，傳熱系數(shù)可通過熱阻計算獲得，傳熱系數(shù)與熱阻值呈現(xiàn)倒數(shù)關系，多層平板傳熱的熱阻類似串聯(lián)電阻值之間的關系，多層平板傳熱熱阻值由下面公式進行計算：

上式從冷卻水腔為起點計算活塞側面?zhèn)鳠徇吔纭?/p>

活塞最高溫度超過370~400℃時，材料強度急劇下降，產(chǎn)生疲勞破壞。活塞環(huán)和缸套之間需通過潤滑油避免磨損和降低摩擦，第一道活塞環(huán)環(huán)槽溫度過高時易引起潤滑油變質(zhì)結焦甚至碳化，引起破壞。鑄造鋁合金活塞關鍵部位溫度極限參考值如下：活塞頂部表面≤370℃，燃燒室≤360℃，第一環(huán)槽≤260℃，冷卻油腔≤220℃，活塞內(nèi)腔頂部≤250℃、活塞銷座≤180℃；鍛鋼活塞關鍵部位溫度極限參考值如下：燃燒室喉口≤500℃，冷卻油腔頂部≤300℃，第一環(huán)槽≤220℃。3.活塞溫度場分析和評價圖3-23活塞溫度場減輕活塞熱負荷的設計措施包括：盡量減小頂部受熱面積；強化頂面，采用不同的材料或?qū)⒈砻孢M行處理；保證熱流暢通；采用適當?shù)幕鹆Π陡叨?；對于熱負荷較高的活塞，可在活塞頭部內(nèi)側噴油冷卻或者活塞頭部設內(nèi)部油腔進行振蕩冷卻。對于重型車用柴油機活塞噴油冷卻選擇可以依據(jù)：（1）按照活塞頂面投影面積選型當活塞頂面單位面積功率：1）≤2.4W/mm2活塞不采用強制冷卻；2）2.4~3.2W/mm2活塞采用內(nèi)腔強制噴油冷卻；3）≥3.2W/mm2活塞采用冷卻油腔振蕩冷卻。（2）按照升功率選型1）26~35kW/L鑄造鋁活塞采用冷卻油腔；2）≥35kW/L采用整體鍛鋼活塞，活塞頭部帶有冷卻油腔；3）但是當4.活塞溫度優(yōu)化設計具體到為使第一環(huán)槽溫度不致于過高而造成破壞，可采取以下措施降低該位置溫度：1）適當選擇頂岸高度；2）活塞在上止點時第一環(huán)的位置處于冷卻水套范圍內(nèi)；3）將第一道環(huán)安排在活塞頂厚度以下；4）在第一環(huán)槽之上開一個隔熱槽；5）減小頂岸和缸套之間的間隙；6）在鋁活塞環(huán)槽處加鑲塊；7）活塞頂部采用等離子噴鍍陶瓷；8）活塞頂部進行硬膜陽極氧化處理?；钊诠ぷ鬟^程中同時受到較高的熱負荷和機械負荷?；钊麥囟雀咔覝囟确植疾痪鶆颍瑹嶝摵傻挠绊懘蟛荒芎雎?，尤其是活塞頭部的疲勞破壞與熱負荷的關系密不可分。活塞承受氣體壓力、往復慣性力、側向力和摩擦力等機械載荷，活塞會產(chǎn)生很大的機械應力。目前活塞應力計算通常是基于有限元的靜應力計算，計算時考慮熱-機耦合作用?；钊^部產(chǎn)生的疲勞裂紋多數(shù)發(fā)生在氣門凹坑、燃燒室喉口邊緣、活塞頂內(nèi)壁與銷座根部聯(lián)接處。銷座內(nèi)孔上側邊緣易產(chǎn)生嚴重的應力集中，致使銷座開裂。做功沖程缸內(nèi)氣體壓力大，活塞頂面受缸內(nèi)氣體壓力，而活塞銷座則承受活塞銷的反作用力，導致活塞產(chǎn)生變形如圖3-24a)所示；同時，活塞銷兩側與銷座接觸位置受到由活塞傳遞下來的氣體力，中間與連桿小頭接觸位置受到連桿小頭的支撐作用，導致活塞銷產(chǎn)生變形如圖3-24b)所示。由于活塞銷和銷座之間的這兩種變形不協(xié)調(diào)，導致在銷孔內(nèi)側產(chǎn)生很大的棱緣負荷，容易造成活塞銷座開裂。1.活塞危險位置3.3.3活塞應力和疲勞計算a)活塞變形

b)活塞銷變形c)棱緣負荷圖3-24活塞銷座棱緣負荷的形成活塞應力網(wǎng)格模型包括活塞和活塞鑲圈等，多使用完整活塞模型計算，也可根據(jù)實際情況簡化1/2或1/4活塞模型作為計算對象。在進行活塞應力計算時，可以單獨使用活塞作為網(wǎng)格模型，這時應力計算網(wǎng)格常和溫度場計算使用相同網(wǎng)格，需要注意將網(wǎng)格單元類型從溫度場計算類型轉換為應力計算類型；此外，活塞應力計算網(wǎng)格模型中也常增加活塞銷和連桿小頭，通過建立銷座和活塞銷接觸、活塞銷和連桿小頭接觸以接近實際情況，更準確反映棱緣負荷的情況，見圖3-25。后文中邊界條件以考慮活塞銷和連桿小頭模型的計算方案進行說明。2.網(wǎng)格模型圖3-25活塞應力計算網(wǎng)格模型（1）研究工況3.研究工況和邊界條件圖3-26柴油機考核工況

圖3-27活塞載荷邊界活塞高周疲勞計算常在某特定工況下計算如額定工況、最大扭矩工況和超負荷工況等；或者基于特定的工況組合進行，例如GJB5464.1中附錄E1（柴油機臺架試驗：可靠性、耐久性試驗）進行臺架耐久性考核規(guī)定的柴油機考核工況。用活塞溫度場作為邊界條件來計算活塞在熱負荷下的熱應力和熱變形情況?；钊斆媸艿礁變?nèi)燃氣壓力作用，將最大爆發(fā)壓力施加在活塞頂面。活塞頭部側面與缸套間隙中存在燃氣泄漏，活塞頂岸和第一環(huán)槽處氣體壓力可認為等于最大爆發(fā)壓力，下方的漏氣通道里壓力可設為活塞側面漏氣過程的氣體實測壓力，常用方法是按照如圖3-27的經(jīng)驗值進行設置，由于不同機型不同工況漏氣情況各不相同，更合理的方案是通過活塞環(huán)組動力學計算漏氣壓力獲得（見本書第五章）。由于最大燃氣壓力時刻活塞往復慣性力和燃氣作用力方向相反，常忽略活塞組往復慣性力。（2）載荷邊界（3）位移約束邊界在對活塞溫度場進行分析時，可以不用施加位移約束；但在進行熱機耦合應力計算時，要給活塞足夠的自由度約束，消除剛體位移，必須提供位移約束邊界。采用1/4有限元模型進行分析時在所有零件的對稱剖面上施加對稱邊界，并在連桿小頭橫斷面施加固定位移約束。對于某特定發(fā)動機工況如額定工況、最大扭矩工況和超負荷工況等單一發(fā)動機工況的活塞高周疲勞計算，常選定熱應力工況作為低載荷，爆發(fā)壓力和熱應力共同作用工況作為高載荷，通過高低工況對活塞進行熱-機械耦合疲勞安全系數(shù)計算。活塞疲勞計算?；赟-N曲線和疲勞極限線圖（如Haigh圖等），計算時需要考慮的因素如：應力梯度、平均應力、平均應力修正、疲勞極限線圖修正、表面粗糙度、加工工藝和存活率等因素。圖3-28中活塞最小安全系數(shù)位置出現(xiàn)在活塞銷座與活塞內(nèi)腔的交界處，該位置熱應力與熱機耦合應力的應力大小相差較大。4.活塞應力和疲勞強度a)熱應力b)熱機耦合應力c)疲勞安全系數(shù)

圖3-28活塞應力和疲勞安全系數(shù)由于發(fā)動機在起動-停車工況帶來的活塞負荷大范圍變化稱為低周工況，在此工況下雖然活塞負荷變化頻率低，但活塞溫度變化范圍大，在活塞升溫及降溫過程中，由于溫度梯度的變化會引起的活塞一些部位存在較大的應力變化，從而引起活塞關鍵部位失效。低周熱疲勞壽命預測理論可基于Sehitoglu理論，認為熱機載荷作用下構件的總損傷等于疲勞損傷、氧化損傷及蠕變損傷之和[18]。這里不展開講述，作為課后思考題進行文獻綜述研究。（1）提高活塞頭部強度的措施活塞頭部產(chǎn)生的疲勞裂紋多數(shù)發(fā)生在氣門凹坑、燃燒室喉口邊緣、活塞頂內(nèi)壁與銷座根部聯(lián)接處。從結構上解決頭部裂紋的措施如下：1）合理設計活塞頭部形狀，降低活塞頂面的機械應力，使頂面應力狀態(tài)在疲勞極限的范圍以內(nèi)。2）避免加工尖角，采用較大的過渡圓角，以消除應力集中。3）降低活塞熱負荷，提高鋁合金的疲勞極限，使頂面的應力狀態(tài)處在安全范圍之內(nèi)。4）在燃燒室喉口鑄入耐熱護圈，如鎳合金護圈等，這種結構使活塞重量和成本增加，冷卻腔很難布置，長期運行后護圈與活塞頂之間會產(chǎn)生縫隙。5.提高活塞強度的措施（2）提高活塞銷座強度的措施銷座內(nèi)孔上側邊緣易產(chǎn)生嚴重的應力集中，活塞銷座和活塞銷變形不協(xié)調(diào)引起的棱緣負荷易致使銷座開裂。為了減輕銷孔內(nèi)側的壓力集中（見圖3-29a））．在設計時應使活塞銷有較大的剛度，由此減小它的彎曲變形。對于活塞銷座，應從總體上增加其剛度，減小其變形。但從局部來說，應使它有一定的彈性以適應局部變形。具體可采取以下措施；a)銷孔內(nèi)側的壓力集中b)倒角和彈性凹槽圖3-29活塞銷座降低棱緣負荷的措施1）在活塞銷座與頂部連接處設置加強肋，可增加活塞銷座的剛度。采用單肋時，由于加強肋在中央，使活塞銷座彈性較差，因此易在銷孔內(nèi)側上部產(chǎn)生較高的局部應力；采用雙肋時，由于兩個肋條斜置，其中間有一凹穴，這使活塞銷座有一定的彈性，能較好地適應活塞銷的彈性變形。2）將銷孔內(nèi)緣加工成圓角或倒棱，或在活塞銷座內(nèi)孔上部加工出一個彈性凹槽（見圖3-27b））。3）將銷孔中心相對活塞銷座外圓向下偏心3~4mm，使活塞銷座上面的厚度比下面大些，以加強活塞銷座承壓強度。為了達到同樣的目的，有時將活塞銷座設計成上長下短的形式，相應地將連桿小頭做成上窄下寬的形式，或?qū)N座做成階梯形。這樣對于氣體壓力很大的柴油機，可使其活塞銷座及連桿小頭的單位壓力在上、下兩面趨于接近。4）將活塞銷座間距縮小，以減小活塞銷的彎曲。5）試驗證明，在鑄鋁活塞的銷孔中壓入鍛鋁合金的襯套可提高抗裂紋能力50％~60％。【例3-3】試思考圖3-21三維瞬態(tài)噴油冷卻的CFD計算后活塞內(nèi)冷油腔和活塞底部的傳熱邊界與公式（3-19）或經(jīng)驗值的差別?！窘狻抗剑?-19）或經(jīng)驗值在整個活塞內(nèi)冷油腔壁面的傳熱邊界是