内燃机系统动力学与油膜动力润滑的耦合分析

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1、2003 年 MSC.Software 中国用户论文集 内燃机系统动力学与油膜动力润滑的耦合分析 内燃机系统动力学与油膜动力润滑的耦合分析 戴旭东 袁小阳 谢友柏 戴旭东 袁小阳 谢友柏 西安交通大学润滑理论及轴承研究所 - 1 - 2003 年 MSC.Software 中国用户论文集 内燃机系统动力学与油膜动力润滑的耦合分析内燃机系统动力学与油膜动力润滑的耦合分析 Study on Coupling Hydrodynamic Lubrication to System Dynamical Behavior in Internal-Combustion Engine 戴旭东 袁小阳 谢友柏

2、(西安交通大学润滑理论及轴承研究所) 摘 要:摘 要: 本文使用 MSC.ADAMS 建立了内燃机缸体-活塞-连杆-曲轴系统的系统动力学分析模型。在忽略油膜润滑情况下进行了内燃机缸体-活塞-连杆-曲轴系统的动力学分析，得到了内燃机在转速稳定和启动过程中各构件的运动及受力情况。 在系统动力学分析中考虑了曲轴主轴承的流体动力润滑作用， 建立了内燃机系统动力学与流体动力润滑耦合作用下的动力学分析模型。 通过在 MSC.ADAMS 中调用自己编写的计算流体动力润滑程序进行了系统动力学与流体动力润滑耦合作用下的动力学分析。 分析结果表明： 零部件在动态加速过程中要承受比稳态时更大的载荷。在内燃机缸体-活

3、塞-连杆-曲轴系统动力学分析中考虑油膜动力润滑作用后缸体的动态受力峰值降低， 润滑油膜的动力耦合具有使缸体各部位受力趋于均匀化的作用。 以不考虑油膜动力耦合作用的动力学分析作为设计依据的零部件设计具有过大的安全裕度,在内燃机零部件设计时考虑摩擦学与系统动力学的耦合是必要的。 关键词:关键词: MSC.ADAMS 内燃机 系统动力学 润滑 动力耦合 Abstract:Abstract: A multi-body dynamics model of Cylinder-Piston-Rod-Crank System (CPRCS) in Internal-Combustion (IC) engine

4、 was built with MSC.ADAMS. The numerical simulations of the model were processed in two conditions of stable rotation and startup. The result shows that the maximal forces acting on parts under startup is more than that of stable rotation. An analysis model of coupling bearing hydrodynamic lubricati

5、on to system dynamic behavior in CPRCS was established, and the numerical simulation of the model was presented through linking FORTRAN program to MSC.ADAMS. In the simulation, the oil film forces in bearings were computed by solving Reynolds differential equations. After a simulation of five circle

6、s, the dynamic forces acting on engine block were received. By contrasting with the results of a model - 2 - 2003 年 MSC.Software 中国用户论文集 neglecting bearing lubrication, it is evident that the coupling between system dynamic behavior and lubrication can change the forces acting on engine block. Espec

7、ially, the coupling effect can decrease the maximal values of the forces. Part designs based on no forces due to oil film lubrication acting on parts possess too large safety factors. It is very necessary to study the coupling between dynamic behavior and tribology behavior in design of internal-com

8、bustion engine. Key words:Key words: MSC.ADAMS，internal-combustion engine，system dynamics，lubrication， dynamic coupling analysis 1 概述 1 概述 内燃机的缸体、活塞组件、连杆组件、曲轴、曲轴主轴承及在它们间起动力润滑作用的润滑油膜共同构成了一台内燃机的核心传动机构。内燃机工作时，活塞裙部和缸套间、活塞与活塞销间、 连杆两端轴承中及曲轴主轴承中的润滑油形成流体润滑油膜。 在整个动力传递过程中，润滑油膜起着不同零件间的动力耦合作用。毫无疑问，系统中各组成件的运动状态及

9、动力学特性不仅与该系统的系统动力学行为有关，而且与系统中摩擦副的摩擦学特性有关。以往的研究中，人们通常把摩擦学行为与系统动力学行为孤立起来研究，在进行曲轴主轴承油膜动力润滑分析时往往把轴承 （或曲轴） 的动态外载荷作为与系统状态无关的输入1，而在进行系统动力学分析中则往往忽略油膜润滑的影响或以线性模型代替2-4。 本文首先利用 MSC.ADAMS 建立内燃机缸体-活塞-连杆-曲轴系统的系统动力学分析模型， 进行忽略摩擦学行为影响下的多体系统动力学分析， 得到并比较内燃机在转速稳定和启动过程中缸体-活塞-连杆-曲轴系统各构件的运动及受力情况。在此基础上，结合使用MSC.ADAMS 和 FORTR

10、AN 语言编写的曲轴主轴承油膜动力润滑程序，进行缸体-活塞-连杆-曲轴系统中系统动力学行为与曲轴主轴承流体动力润滑的耦合分析， 比较分析忽略与考虑曲轴主轴承非线性油膜力作用的缸体-活塞-连杆-曲轴系统动力学特性。该分析计算在 HP VISUALIZE P-Class(A6034)工作站上进行。 2 系统动力学建模 2 系统动力学建模 为了建立系统的动力学模型，首先使用 I-DEAS 建立四冲程活塞式发动机缸体-活塞-连杆-曲轴系统的实体模型。各零部件的实体模型如图 1 所示。 零部件的主要结构参数如下： 连杆长度： 210 mm 曲柄半径： 60 mm 活塞半径： 2.475 mm 缸套内径：

11、 105 mm - 3 - 2003 年 MSC.Software 中国用户论文集 活塞裙部长度： 99.5 mm 活塞销质量： 1.03 kg 活塞质量： 3.745 kg 活塞转动惯量： 9.257E-003 N.m2 曲轴转动角速度： 1500 rpm 四冲程内燃机的各个冲程与曲柄转角的对应关系如下： oo1800吸气冲程 180 压缩冲程 oo360oo540360做功冲程 排气冲程 oo720540图 1 缸体-活塞-连杆-曲轴系统各零件部件的实体模型 - 4 - 图 2 装配后的系统模型 xzy将实体模型在 MSC.ADAMS 平台上装配，建立缸体-活塞-连杆-曲轴系统的系统动力学

12、模型。装配后的系统模型如图 2 所示。 系统所受外力为作用在活塞上的燃气压力。燃气压力根据所测示功图可得。在一个工作循环内，作用在各个活塞上的气体压力如图 3 所示。 不考虑油膜动力润滑作用的情况下, 2003年 MSC.Software 中国用户论文集 四冲程活塞式发动机缸体-活塞-连杆-曲轴系统各构件通过理想铰连接， 其拓扑结构如图4所示。当考虑系统中轴承的油膜动力润滑时，相邻构件间的相应约束则由相应的润滑油膜力取代。流体动力轴承连接的相邻构件所受的油膜力通过动态地求解油膜动力润滑方程来提供。 进行缸体-活塞-连杆-曲轴系统的系统动力学行为与曲轴主轴承油膜动力润滑的耦合分析时，首先调用曲轴

13、主轴承润滑计算子程序求得非线性油膜力，此油膜力直接作为系统动力学分析的外力输入。使用MSC.ADAMS对系统进行系统动力学的一个很小的时间步（2E-5 秒）求解后，可以得到轴颈中心的位移及速度，此位移和速度作为润滑计算子程序的输入又可求得曲轴主轴承的油膜力，再将新得到的油膜力输入系统动力学方程，如此反复，直到收敛。这样求得的解便是考虑油膜动力润滑（考虑非线性油膜力）和系统动力学行为耦合作用的结果。 由于这样组成的动力系统是一个非线性动力系统， 因此在求解过程中经常出现在某一迭代步由于矩阵奇异而无法解算的问题。 在本问题的求解过程中主要通过调整计算初值及时间步长来解决。整个建模及数值仿真过程可以

14、概述如下： 1：活塞 1 2：活塞 2 3：活塞 3 4：活塞 4 图 3 活塞受燃气作用力随曲轴转角 A 的变化 09018027036045054063072001020304050 4321Force / kNA / ( O )缸体曲轴 活塞组 销组 1连杆组销组 2 H2H3,H4,H5,H6H7,H8,H9,H10H11,H12,H13,H14 H15,H16,H17,H1H19,H20,H21,H22 H1大地 (B0) 图 4 忽略油膜润滑时系统的拓扑结构图 H1固定铰 H2H18转动铰 H19H22平移铰1）使用 IDEAS 对某四冲程活塞式发动机缸体-活塞-连杆-曲轴系统进行

15、实体建模； 2）使用 FORTRAN 语言编写轴承流体动力润滑的计算子程序； 3） 将缸体-活塞-连杆-曲轴系统实体模型导入MSC.ADAMS中， 建立多体系统动力学分析模型； 4）联合使用MSC.ADAMS和自已编写的计算流体动力润滑子程序，进行系统动力学行为和流体动力润滑耦合的数值仿真分析。该分析计算在 HP VI-SUALIZE P-Class(A6034)工作站上进行。 5）数据处理，分析结果。 - 5 - 2003 年 MSC.Software 中国用户论文集 3 数值仿真结果 3 数值仿真结果 3.1 忽略摩擦学行为影响时的仿真结果3.1 忽略摩擦学行为影响时的仿真结果 在内燃机固

16、定转速和启动两种情况下， 对活塞-连杆-曲轴系统进行多刚体系统动力学数值仿真分析。 固定曲柄转速（1500 rpm）求系统在外力（燃烧气体压力）作用下各构件的运动及受力是系统动力学分析中的混合问题。 本文进行了 2 个工作循环， 共 1440 个时间步的仿真计算。图 5 是连杆质心的运动轨迹， 图 6、 图 7 分别是连杆质心在 Y， Z 方向的速度和加速度。 图 8、图 9 分别是曲轴主轴承中心在 Z 方向、Y 方向的受力随时间变化的情况。 10 是缸套 3 受活塞 3 在 Y 方向的侧推力随时间的变化。图 11、图 12 分别是连杆 3大端和小端 Y 方向的受力及 Z 方向的受力。 图 5 连杆质心的运动轨迹 -0.15-0.10-0.050.000.050.100.150.000.020.040.060.080.