（光学工程专业论文）基于三缸hcpe虚拟样机的动力学仿真分析及连杆优化设计.pdf

摘要 液压约束活塞发动机( h c p e ) 把柱塞泵与活塞式内燃机的技术特点和结构原理 融汇在一起，形成一种新型的将燃料在发动机缸内燃烧产生的热能直接转化成流体 压力能的动力装置。对其主运动系统进行动力学仿真分析与零部件连杆的优化设计， 具有重要意义。 本文分析了液压约束活塞发动机的结构原理，通过仿真液压约束活塞发动机的 热力学模型，得到三缸h c p e 的缸内燃气压力。在标定工况下：转速为1 6 0 0 r m i n 、 油门开度为1 0 0 ，基于c a d c a e 软件建立了三缸轴向h c p e 的仿真模型，假定瞬 时角速度可变进行了仿真研究。提出了不动点迭代的转速调控方法，可使曲轴很快 收敛到某一工作转速。通过仿真，三缸轴向h c p e 的运转不均匀度为4 7 5 ，工作 较平稳。进而，基于三缸h c p e 主运动系统的运转稳定性分析，对其进行动力学仿 真与分析。经分析，得到连杆大头与小头的受力曲线，从而得到了连杆的载荷的最 大压力与最大拉力，为后续连杆的优化设计分析提供了载荷边界条件。然后，借助 a n s y s 有限元优化分析与响应面近似技术，对液压约束活塞发动机的主运动系统的 重要组成件连杆，进行优化设计，并对结果进行了比较分析。 a n s y s 有限元分析经过1 5 次迭代得到最终优化方案，结果表明，连杆大头过 渡圆半径对应力影响较大，与初始值相比增大2 0 2 。优化后连杆与原始体积相 比减轻了2 5 8 ，体积相对更小，结果更加紧凑。而借助响应面近似技术对三缸 h c p e 连杆进行优化，优化后体积变为为4 0 3 1 x 1 0 5 m 3 与原始体积相比，体积减小 了2 0 0 3 。其计算时间只有几分钟，与一般的有限元方法优化相比，时间缩短了十 几倍甚至几十倍。最后，简单介绍了流行软件i s i g h t ，并基于三缸h c p e 连杆，对 其进行a n s y s 与i s i g h t 的联合仿真优化，结果表明，连杆体积最后减少3 4 2 ，优 化后尺寸为3 3 3 0 8 x 1 0 巧m 3 ，大大降低了仿真程序的执行时间。通过对连杆优化体积、 应力应变等的分析比较，在i s i g h t 中集成a n s y s 进行优化结果更加合理。 关键词：发动机；连杆；动力学仿真；联合仿真；优化设计 a b s t r a c t h y d r a u l i cc o n f i n e dp i s t o ne n g i n e ( h c p e ) i san e wt y p eo fp o w e rs y s t e mt o t r a n s f o r r nt h et h e r m a le n e r g yf r o mf u e lc o m b u s t i o ni nc y l i n d e ri n t oh y d r a u l i ce n e r g y d i r e c t l y t h e r ei si m p o r t a n tm e a n i n gt od y m a m i c ss i m u l a t i o na n a l y s i st h ee n g i n em a i n m o t i o ns y s t e ma n do p t i m i z a t i o nd e s i g na n a l y s i so n eo ft h em o s ti m p o r t a n tp a r t - _ l 的d t h ep a p e ra n a l y z e dt h es t r u c t u r a lt h e o r ya n dt h em e c h a n i c a lm o d e lo fh y d r a u l i cp i s t o n e n g i n e w eg e tt h e f u e l g a sp r e s s u r e i nt h ec y l i n d e rb ys i m u l a t i o n a n l y s i st h e t h e r m o d y n a m i cm o d e lo ft h e h c p e a tt h ed e c l a r e dw o r k i n gc o n d i t i o nt h a ts p e e d 1 6 0 0 r m i n ，r o t t l ea g l e1 0 0 ，i nt h i sp a p e r ，t h es i m u l a t i o nm o d e lo f h c p ei sb u i l ti n s o f t w a r ec a d c a e ， a n ds u p p o s e st h ei n s t a n t a n e o u sa n g l e v e l o c i t yi sv a r i a b l e t h e a n g l e - v e l o c i t yo ft h ec r a n k s h a f tc a r lb ec o n v e r g e dt oaw o r k i n gs p e e db yan e ww a y ， c o n t r o l l i n gt h er o t a t e ds p e e db yf i x e dp o i n ti t e r a t i o nm e t h o d t h er u n n i n gs t a b i l i t yc a l l r e a c h e s4 7 5 b yt h i sw a y ，a n ds a t i s f i e dt h eu s i n gr e q u i r e m e n t s t h e n ，w ec a l lg e tt h e c o n n e c t i n gr o ds t r e s sc u r v eb yd y r n a m i c ss i m u l a t i o na n a l y s i s a n df o tt h ef o l l o w - u po f c o n n e c t i n gr o do p t i m i z a t i o nd e s i g na n a l y s i sp r o v i d e sl o a db o u n d a r yc o n d i t i o n s t h i r d l y ， t h er o di so p t i m i z a t i o nd e s i g n e db yd i f f e r e n tm e t h o r d ，b a s e do nt h er e s p o n s es u r f a c e m e t h o d ( r s m ) a n dt h eo p t i m i z a t i o nd e s i g ns o f t w a r e 锄s y s a n dc o m p a r e dt h et w o r u s u l t s w eg e tt h ef i n a ls c h e m eb y15i t e r a t i v eo p t i m i z a t i o ni nt h ef i n i t ee l e m e n tm o d e l a f t e rt h eo p t i m i z a t i o np r o c e s s ，w e g e tt h ef i n a lr o do p t i m i z a t i o nm a s sa n dd e c r e s s e db y 2 5 8 a n dt h es t r u c t u r ew a sm o r er a t i o n a la n dc o m p a c t b u t , b a s e do nt h er s mf o r t h eh c p ec o n n e c t i n gr o do p t i m i z e dd e s i g n ，t h ev o l u m eo fc r a n k s h a f tr e d u c e da b o u t 2 0 0 3 ， a n dc a ng r e a t l ys h o r t e nt h ec a l c u l a t i o nt i m e s t a r tb e n e f i c i a le x p l o r a t i o no ft h e e n g i n eo p t i m i z a t i o nd e s i g na p p l i c a t i o nw i t hr s m l a s t b u tn o tt h el e a s t ，w ei n t r o d u c e d t h ep o p u l a rs o f t w a r ei s i g h t a n dt h ec os i m u l a t i o no ft h ea n s y s i s i g h ts y s t e mb a s e do nt h e h y d r a u l i cc o n f i n e dp i s t o ne n g i n es h o wt h a t ，t h ev o l u m eo fc r a n k s h a f tr e d u c e dt o 3 3 3 0 8 x1 0 。5 m 3 ，a b o u t3 4 2 w a sr e d u c e d ，a n dt h es i m u l a t i o nt i m ei ss h o r t k e yw o r d s ：e n g i n e ；r o d ；d y n a m i cs i m u l a t i o n ；e o s i m u l a t i o n ；o p t i m i z a t i o nd e s i g n 第一章绪论 1 1 背景及意义 第一章绪论 目前，随着资源的短缺且严重浪费以及能源供应的日益紧张，节能需求越来 越强烈，青岛大学创新提出并研制了液压约束活塞发动机( h y d r a u l i cc o n f i n e d p i s t o ne n g i n e ，简称h c p e ) 。 活塞式内燃机柱塞泵组合系统( e n g i n ep u m ps y s t e m ，简称e p s ) 是与h c p e 功能相似的传统装置，由活塞式内燃机驱动柱塞泵，形成能量转换组合系统，这 种系统存在许多自身难以克服的弊端，虽然有时将柱塞泵和内燃机设计为一个整 体，由一个底盘来支撑，但仍然改变不了两套曲柄连杆机构传递动力的本质 1 - 3 。 该系统存在能量转换效率低、传递路线长、资源浪费严重、匹配不合理、工作不 协调等一系列问题【4 “6 】。 h c p e 可以直接将指示功转化为流体压力能，装车后不仅可以可大大简化后续 动力传动系统，并合理地调节动力系统负荷、回收再利用惯性能源，这对节约原材 料和能源、缩小设备体积、减少污染环节等具有重要意义【7 】。h c p e 可取代活塞式内 燃机柱塞泵系统在农业灌溉、工程机械、高扬程供水等场合应用【8 】。但样机具有振 动较剧烈、高度较大、关键零部件寿命较低等问题，实用性受到严重危害【9 1 。因此， 进行针对性的优化设计研究已是当务之急。为此，本文以轴向型液压约束活塞发动 机为例，通过c a d c a e 软件建立三缸轴向h c p e 的仿真模型并对其进行动力学方 针分析，进而对其组成件进行优化设计分析，为后续的液压约束活塞发动机h c p e 主运动系统协同优化设计提供理论与技术支持【1o l 。 所以基于三缸h c p e 虚拟样机的动力学仿真分析及连杆优化设计研究具有明显 的实际意义和科研价值。 1 2 国内外研究现状 1 2 1 国内多体系统动力学分析研究现状 ( 1 ) 多体系统动力学建模 随着国民经济和国防技术的发展，对很多工程问题，多刚体系统模型与实际相 差甚远，已满足不了工程精度要求，必须同时考虑构件本身变形和部件大范围运动 的耦合作用，对多刚柔体系统动力学和柔性多体系统动力学的研究已越发突出其重 青岛大学硕士学位论文 要意义。目前柔性多体系统动力学描述柔体变形常采用的方法有：有限元法、 r e y l e i g h r i t z 法、模态分析法等。然后，基于绝对节点坐标法、旋转坐标法、浮动标 架法等方法建立柔性多体系统动力学和动力学方程。当今计算多体系统动力学的主 要研究方向，并在一系列重大工程问题中得以应用的是柔性多体系统动力学【1 2 】。 ( 2 ) 多体系统动力学数值求解技术 基于不同建模方法得到的多体系统动力学方程形式不尽相同，大部分可以表示 为代数微分方程组、非线性微分方程组或关于系统边界状态矢量的总传递方程，其 理论上尽管具有等价性，但其数值性态的优劣大不相同。国内外针对多体系统不同 的建模方法，产生了各种不同的数值求解手段。目前，在柔性多体系统动力学计算 中，增广法和缩并法都有应用，但哪种方法更好还没有一致认识。在求解策略中， 为提高建模、计算速度以及数值计算的精度和稳定性，当今出现了很多计算策略， 如：显式一递归求解、隐式混合求解、多时间步长方法、并行计算策略、面向对象 策略、计算机化符号推导、自适应近似策略、辛算法等。 ( 3 ) 多体系统动力学仿真软件开发 多体系统动力学是一门研究复杂机械系统动态特性的应用基础学科，其目的是 通用仿真软件为工程技术领域提供计算机辅助分析工具。目前国内通用的仿真软件 主要有a d a m s 和s i m p a c k 等。本文将主要借助a d a m s 进行动力学仿真。 1 2 2 国内外内燃机曲轴、连杆设计分析研究现状 曲柄连杆机构是发动机中最重要的运动部件之一，它将燃油的化学能转化为活 塞往复运动的及机械能，进而转变为曲轴的旋转运动以输出发动机功率。它的设计 是否合理将直接接决定着发动机可靠性、功率、排放、使用寿命等重要性能【1 1 】。 ( 1 ) 连杆 连杆部件主要包括连杆大小头、连杆杆身、连杆衬套、轴瓦、连杆盖及连杆螺 栓等。连杆作为发动机主运动系统主要运动部件之一，其载荷主要有活塞组往复运 动时的惯性力和活塞销传来的气体作用力【1 2 1 。在工作过程中，工作条件恶劣，外载 荷相对复杂，所以连杆的优化设计是发动机改良的热点之一【1 3 】。连杆的设计分析在 早期多采用经验公式。但随着有限元理论方法以及分析软件的不断发展和成熟，有 限元分析已成为连杆优化设计分析的主要方、法【1 4 1 。 在对连杆进行有限元分析时，影响结果的最主要因素是连杆载荷的处理。连杆 大小头的载荷没有精确的载荷分布规律。因此，在对连杆进行有限元计算时，可以 根据连杆的受力状况将其载荷简化为两部分：沿圆周方向按余弦分布作用于连杆内 孔表面，根据孔径和间隙大小，接触角范围可取1 2 0 0 一1 8 0 0 ；沿轴线方向按二次抛 物线规律分布【1 5 】。近年来，连杆惯性力边界条件通常以节点力的形式模拟施加。目 2 第一章绪论 前常将螺栓作为连杆的一部分进行统一建模，忽略螺栓的装配力或将其以静态力的 方式处理，但这并不能描述连杆真实的受力边界条件，目前常采用的方法是利用均 布温升产生的初应变来模拟过盈配合，计算精度较以前有较大的提高。 连杆有限元静态应力分析已成为连杆设计的重要参考依据，国内从七十年代开 始，对连杆的刚度和强度等问题进行了广泛的有限元计算研究和理论分析【1 6 】。根据 连杆的工作形式，静力学分析可针对两种工况：一是连杆最大压缩工况，此时在发 动机压缩冲程结束的上止点位置附近，产生最大燃气压力的时刻；二是连杆最大拉 伸工况，此时在发动机排气冲程结束的上止点位置。然后，通过对关键部位的应力 分析，计算疲劳安全系数，验证安全系数是否在设计允许范围之内。在对连杆进行 有限元强度分析时，其尺寸结构、材料属性和边界条件都是变化的离散量，用传统 的安全系数法并不能充分说明连杆的失效与故障所在。早期，将其离散化，将它们 看成是概率分布的量，以可靠度为判断依据，来计算连杆发生断裂的百分率，使连 杆强度校核上升到定量及概率设计阶段。近期，王明武等采用摄动随机有限元法通 过考虑连杆物性参量、外载荷、形状参数的不确定性，计算分析连杆的应力方差、 均值和应力对各基本随机变量的响应灵敏度。并与蒙特卡罗直接模拟方法相比较， 取得了较高的计算效率和令人满意的精度。 近年来随着计算机软硬件的发展以及有限元法理论的成熟，为了更好的处理连 杆大头与曲柄销，连杆小头与活塞销之间的实际接触关系，相应研究也大幅度增加。 通过设置摩擦系数、刚度因子、以及接触算法来模拟实际接触边界，进而通过计算 得到接触摩擦应力和接触应力，但与实际相比还是有一定差距。 随着有限元技术的发展与成熟，有限元法已成为连杆设计的主要方法。为了实 现连杆设计合理，工作工程中不会出现刚度或者刚度不够以及出现应力集中现象， 进而导致连杆的断裂。因此，必须对连杆就行优化设计。对连杆进行优化设计时， 其目标函数一般是连杆的质量、体积以及可靠性等；设计变量一般是其结构尺寸； 约束条件一般是其刚度、强度以及稳定性。而合理的优化方法及优化算法也将影响 连杆的优化结果及其计算时间。目前较流行的优化算法有遗传算法、p o w e l l 法、模 糊算法等。 ( 2 ) 曲轴 曲轴作为发动机主运动系统主运动系统的另一主要部件，主要有三部分组成： 曲轴前段、曲拐和曲轴后端。其受力主要有：连杆部件传来的力以及曲轴的旋转力 矩。为了更合理的设计曲轴，国内外学者作了大量的研究工作，但曲轴的几何形状、 载荷以及边界条件都很复杂。因此，对曲轴的优化设计具有重要意义【t 7 l 。 曲轴受到连杆传来的燃气压力，可以根据发动机工作过程的示功图获得，其轴 颈的载荷可以通过动力学计算得到，然后按照发动机的发火顺序以及曲轴转角施加 青岛大学硕士学位论文 在各个去轴颈上。忽略油孔处的应力突变，其分布规律与连杆的施加相似：沿轴颈 圆周某一角度范围内按余弦规律分布，沿轴颈轴线方向按二次抛物线规律分布。 边界条件在曲轴有限元计算中是非常重要的，只有施加合理的约束和载荷，才 能真实的模拟曲轴工作状况。近年来，有人将主轴承对曲轴的支撑设成弹性支撑， 同时弹簧刚度均布在曲轴纵向对称面主轴颈上，通过弹簧来模拟曲轴的边界条件。 也有人将曲轴主轴颈所受的轴承弹性支撑作用离散为作用在支撑接触面上每个单元 的弹性边界元，通过弹性边界元使主轴颈在接触部位传递相互作用力。随着计算机 技术与有限元理论的不断发展与成熟，对接触问题的处理越来越成熟。因此，对曲 轴接触和接触摩擦边界条件的研究已成为曲轴优化设计及计算的热点之一。 早期的曲轴有限元静态分析，主要有两种简化计算模型，一是利用二维或三维 单拐模型进行分析；二是把曲轴当成简支梁、连续梁进行研究分析。前者不能反映 支座刚度，曲轴刚度，主轴承等因素对曲轴应力的影响。后者不能实际的模拟轴承 的支撑条件因此不能区分多拐曲轴中各过渡圆角处的不同弯曲应力。二十世纪九十 年代至今采用梁单元和三维整体曲轴等更符合实际曲轴受力、约束条件的模型对曲 轴进行应力应变分析。有人采用多级子结构方法对柴油机曲轴整体结构进行三维有 限元分析，利用子结构方法将复杂的工程问题简化，同样的子结构可以用一个子结 构模式来代替，从而降低了方程组的阶数，大大节省计算量。也有人针对曲轴的结 构形式和受力状况，提出了三维随机边界元法，在考虑了载荷的随机性和材料物理 特性，对曲轴应力进行了统计分析，为进一步的曲轴结构强度研究提供了简便、快 捷方法。 曲轴的优化设计已由最初的单拐模型优化设计向整体模型的优化设计转变，由 早期的二维优化设计向三维结构优化设计转变。曲轴优化设计是否精确与连杆以及 其他部件的优化设计一样，主要决定于设计变量是否恰当，目标函数是否针对优化 的主要关键指标，约束方程是否包括了全部主要要求和条件，优化模型是否与实际 相符等。而优化方法与优化算法的选取也将决定优化结果的合理以及计算时间。在 曲轴的优化设计中，有人借助三维造型软件、i s i g h t 软件、有限元软件等构建了一 个曲轴结构尺寸优化软件集成系统，实现了对曲轴应力集中过渡圆角处的优化。 1 2 3i - i c p e 研究现状 h c p e 根据柱塞与活塞轴线的相互关系分为轴向型和径向型两种，青岛大学已研 制了轴向型单缸和三缸试验样机( 如附件图1 1 示) ，其动力性、经济性和工作平稳性 比活塞式内燃机柱塞泵系统都有明显改善；但高度过大，受到车辆安装空间限制。 目前青岛大学正在进行6 缸h c p e 试验样机的制作，参考原型为上海柴油机股份有 限公司生产的d 6 1 1 4 z g 4 b 发动机，将在山推工程机械股份有限公司生产的s d l 3 推 4 第一章绪论 土机上装车试验。本论文的研究主要针对己研制的三缸样机【瞎冽。 a ) 单缸b ) 三缸 图1 1 轴向型h c p e 试验样机 目前，课题组已对液压约束活塞发动机配流阀系统进行了比较全面的动态特性 仿真及分析，并针对其系统结构进了多目标结构优化设计。以边界条件、系统尺寸、 泵阀无冲击等为约束条件，以提高h c p e 延长配流阀使用寿命和整机容积效率为目 标函数，延长了配流阀系统的寿命，提高了h c p e 整机的容积效率，优化了整机性 能。约束活塞式内燃式水泵作为液压约束活塞发动机的应用产品，课题组也已从动 力学角度对约束活塞式内燃式水泵进行了分析，以结构尺寸为设计变量，以机械损 失功率和曲柄连杆机构的质量为目标函数，以强度为约束条件，对曲柄连杆结构整 体结构进行多目标优化。 总之，随着计算机水平以及有限元理论的不断成熟和发展，进行机械零部件的 有限元分析，已经成为研究其可靠性、寻求最佳结构设计方案的重要手段【3 6 l 。但对 优化后的设计结果还应进行检测试验与校核。并针对如何将优化设计与实体设计相 结合用于生产制造展开研究，涉及多学科多目标的优化设计以及协同优化尚处于研 究发展阶段，还有很多问题有待进一步探讨。 1 3 研究内容 本文将针对课题组研制的h c p e 的主运动系统曲柄连杆机构，进行动力 学仿真分析并对主要部件进行优化设计。具体内容如下： ( 1 ) 基于c a d 软件s o l i dw o r k s 对三缸h c p e 进行虚拟样机建模，然后导入虚 拟样机仿真软件a d a m s ，构建h c p e 的多体系统动力学模型，进行动力学仿真与 青岛大学硕士学位论文 分析。 ( 2 ) 针对液压约束活塞发动机的主运动系统的重要组成件连杆，基于 a n s y s 进行优化设计。 ( 3 ) 建立连杆相应面近似优化模型并进行优化设计研究。 ( 4 ) 基于i s i g h t 和a n s y s 对连杆进行集成优化设计研究。 ( 5 ) 基于a n s y s 对优化设计结果校验分析。 ( 6 ) 对今后的工作展望。 6 第二章基于虚拟样机的三缸h c p e 动力学仿真分析 第二章基于虚拟样机的三缸h c p e 动力学仿真分析 2 1 液压约束活塞发动机结构原理 三缸式轴向h c p e 的结构原理图如图2 1 所示，有三个工作室及其一些辅助系 统。其中，第一工作室( 燃烧室) ，与传统的活塞式内燃机燃烧室类似；第二工作室 ( 液压工作室) ，与传统柱塞泵系统类似；第三工作室( 辅助工作室) ，通过发动机 的曲柄连杆机构约束活塞运动，将限定活塞的行程和上下止点的位置，保证发动机 运动的连续性，实现整个系统工作能定时、协调及驱动辅助系统；辅助系统包括启 动( 点火) 、燃料供给、配气、润滑、冷却、稳压及控制等系统 2 7 - 3 1 1 。 卜第一工作室；2 - 第- - x 作室；3 一第三工作室；4 一导向滑块；5 一联接杆；6 一工作柱塞；7 一连接板；8 一动力活塞 图2 1 三缸轴向型h o p e 结构原理图 主运动系统是h c p e 的重要组成部分，作为中间环节承担着将旋转机械能的转 换及其传递工作，其工作的好坏将直接影响整个发动机的性能。而能量转换工作在 其动力活塞、连接板、液压柱塞、连接杆、导向滑块、连杆、曲轴等直线型装置中 完成。液压柱塞与动力活塞运动方向一致，通过连接板，动力活塞直接与液压柱塞 相连接，通过连接杆、导向滑块和连杆与曲轴相连接。连接板与连接杆的连接中心 处是机械能的分流点，在该处系统将直线机械能分流为两路，其中，一路通过连接 杆、导向滑块和连杆实现该路分流能量的相互转换( 即往复的直线机械能量与曲轴 旋转的机械能量) ，并通过曲轴对外输出旋转机械能量来驱动辅助系统；另一路将通 过带动液压柱塞运动，将该路分流能量转换为液压能量。h c p e 核心机构( 动力活 塞、连接板、液压柱塞、连接杆、导向滑块、连杆、曲轴) 承担着将燃料燃烧生成 7 青岛大学硕士学位论文 的热能_ 机械能液压能转换的工作。 2 2 液压约束活塞发动机系统动力学分析 根据液压约束活塞发动机的进排气系和燃烧室的结构尺寸，及一个工作循环内 的配气相位、喷油时刻与喷油量等参数，借助a v lb o o s t 软件，建立液压约束活塞 发动机标定工况下的热力学模型，基于液压约束活塞发动机的标定工况：转速为 1 6 0 0 r m i n 、油门开度为1 0 0 ，仿真得到发动机缸内燃气压力p 。如图2 2 所示。 图2 2 液压约束活塞发动机燃气压力图 通过下式可以得到燃气压力对活塞的作用力： 名= z r ( p 一岛) d 2 4 2 一( 1 ) 式中，凤为曲轴箱内的空气压力( m p a ) ，通常取0 9 个标准大气压；d 为活塞直径( m ) 。 系统动力分析示于图2 3 ，图中：阳为工质压力，由燃烧过程热力学模拟得到， 随燃烧、发动机边界条件变化；a 为活塞加速度；v 为活塞速度；凡为液压作用力， 计算要考虑吸程、扬程及配流阀的力学特性；e ，为活塞环与缸套之间的摩擦力；f ： 为活塞柱塞组件与导套之间的摩擦力；r 为活塞一柱塞组件对导套的侧向力；为 机械损失扭矩，包括曲轴与轴瓦摩擦损失扭矩与附件驱动扭矩；，为曲柄半径；z 为 连杆长度；t 为连杆作用力对曲轴的扭矩；国为曲轴角速度；西为曲轴转动角加速 度；妒为曲轴转角，起始位置作功冲程的上止点；卢为连杆摆角；，1 为入1 2 1 半径；r 2 为入口阀盘半径；，3 为出口半径；r 4 为出口阀盘半径；聊。为入口阀盘质量；m 。为出 口阀盘质量；为入口阀弹簧刚度；为出e l 阀弹簧刚度；西为进流质管内流质压 8 第二章基于虚拟样机的三缸h c p e 动力学仿真分析 力；肚为出流质管内流质压力；p l 为柱塞腔内的压力【3 9 】。 o p 。 j 工 00 ， 口l1 ， +i十 f 。 d l ( a ) 液压约束活塞发动机主体 ( b ) 入口单向阀( c ) 出口单向阀 图z 3 液压约束活塞发动机动力分析简图 取系统状态变量x l ，x 2 ，x 3 ，取，泓，粕，x 7 ，溉，x 9 进行研究，其中，x i 为活塞 位移，零点为上止点，向下为正，x j = r + l - r c o s ( x 3 ) - 比o s p ，f l = a r c s i n a s i n ( x 3 ) ，五为连杆 比，a = r l ；x 2 为活塞速度；x 3 为曲轴转角，勋= 9 ；鞠为飞轮角速度；x 5 为柱塞缸内液 压；粕为入口阀阀片位移；x 7 为入口阀阀片速度；黝为出口阀阀片位移；勋为出口 阀阀片速度阳】。 系统工作的动力微分方程如下： 9 青岛大学硕士学位论文 - i ：1 2 x 2 岛：互 7 乃 x 32x 4 二 丁一乙 _ 2 彳 2 一( 2 ) 2 一( 3 ) 2 - ( 4 ) 2 - ( 5 ) 吣“罔川脯伽：1 蕊1 舢啪2 邯， 吣以黾目”砒刚蕊i 惭时) 初值条件为： i 7 ；l 【( p 。一x 5 ) 正+ 朋。g 一“7 一( 足瞻十i | 。x 6 ) 】 m 5 j ，：l 【( x ，一p 。) 丘一a r 9 一( r 。+ t x 。) 】 m 。 工。i ，卸= 0 ，x ：l ，神= o ，x ，l ，：。= o ，_ l ，神= ，m 3 0 屯i 。= 几，l = o ，南i ，= o x 5 1 ，= 几，x s ，吒= o ，而i 。= o 2 - ( 7 ) 2 - ( 8 ) 2 - ( 9 ) 2 - ( 1 0 ) 2 - ( 1 1 ) 2 - ( 1 2 ) 2 - ( 1 3 ) 其中，聊j 为液压约束活塞发动机往复移动质量；局为活塞柱塞组件往复运动惯 性力；而为曲轴飞轮组的转动惯量；丁为连杆对曲轴的作用力矩，t = - f t r ，r 为连杆 对曲柄销产生的切向力；c 为流质的粘性系数；。为入1 ：3 阀流量系数；x 0 s 为柱塞在 下止点时，入1 ：3 阀盘与柱塞下端面之间容积折合的余隙长度；岛为进口阀流向系数， 流质从缸内外出为负，进入缸内为正。岛= - a ：l ，当p 。咄之0 ：；s = l ，p x s - - - - - p 。( 流质在胁 下的密度) ；当p 。- p l o ) ，s g n ( c o ( 1 ) - d o ) ) = 1 ， 当c o ( 1 k “o ) ，s g n ( c o ( 1 ) 一“o ) ) = 0 ，当c o ( 1 ) ( o ) ，s g n ( c o ( 1 ) - c o ( o ) = - l 。 上式的作用是如果转速增大，则增大阻力矩a t ( 1 ) ，该阻力矩增量在一个工作循 环内作功为曲轴飞轮系统在上一个工作循环中转动动能增加量的2 倍。 则第斛1 个工作循环和第k 个工作循环阻力矩的关系为 r 似1 k r ( 七) + 丁( 的 2 - ( 2 0 ) a t ( k ) - - - - j ( c o ( k ) c o ( k 以) 2 ( 4 兀) s g n ( c o ( k ) - c o ( k 。) )2 - ( 2 1 ) 收敛准则是 l d “1 ) - c o ( k ) 7 8 5 m p a 弹性模量e = 2 0 0 g p a 冲击韧性o x 5 8 8j c m 2 泊松比旷0 3 0 密) 曳o = 7 8 0 0 k g m 3 切变模量为g = 7 9 4 g p a 同时，为了较少计算时间，利用连杆对称性特点，可采用1 2 连杆模型进行分 析。本文将采用四面体1 0 节点单元s o l i d l 8 7 对连杆进行进行网格划分，网格划分 后模型共有11 8 4 3 个节点和5 4 2 1 9 个单元，其网格划分模型如图3 1 所示。 1 6 第三章h c p e 连杆优化技术 图3 1 连杆在a n s y s 下的网格划分模型 3 1 2 连杆边界条件的确定 ( 1 ) 连杆载荷边界条件 连杆作为发动机主运动系统主要运动部件之一，其载荷主要有活塞组往复运动 时的惯性力和活塞销传来的气体作用力。连杆的损坏的失效形式主要是拉压疲劳断 裂，因此，在对连杆进行优化设计或者应力应变分析时，可就两种工况进行计算： 一是连杆最大压缩工况，此时在发动机压缩冲程结束的上止点位置附近，产生最大 燃气压力的时刻；二是连杆最大拉伸工况，此时在发动机排气冲程结束的上止点位 置。 在对连杆进行有限元计算时，可以根据连杆的受力状况将其载荷简化为两部分： 沿圆周方向按余弦分布作用于连杆内孔表面，根据孔径和间隙大小，接触角范围可 取1 2 0 0 1 8 0 0 ，本文取1 2 0 0 ；沿轴线方向按二次抛物线规律分布。连杆载荷以节点 力的形式施加到相应的节点上。其内孔载荷分布如图3 2 所示。 甄 9 箧 孤丌队 激 _ 广 ( - ) 的毒0 ) 的年 图3 2 连杆大小头内孔蓑荷分布 其中，工为连杆内孔1 2 长度；尺为连杆内孔半径；a 为连杆接触角。 连杆沿连杆内孔圆周方向受力 1 7 青岛大学硕士学位论文 lq p = q c o s 邸 卜4 r | f g 雌( 1 一争c 。s 邸丞出 式中，郇为连杆内孔表面压力；f 为连杆总载荷。 将数据k - - - 9 0 0 a ：萨r a f t , a = 6 0 0 代入3 - ( 1 ) 得： 9 f 口一2 面西 从而可以得到连杆内孔表面的力密度函数为： 水，1 3 ) = 面9 f ”吾灿警 连杆沿内孔轴线方向受力 因连杆沿内孔轴线方向受力按二次抛物线规律分布， 函数方程为： 3 一( 1 ) 3 - ( 2 ) 3 - ( 3 ) 可设连杆所受压力的分布 q = a z , 2 + b z + c 3 ( 4 ) 由图3 2 可知，当式中z - - - - - 士l 时，9 ：0 ；当z = 0 时，q = q m 默。由此3 - ( 4 ) 可化简为 9 = g 一( 1 一可z 2 ) 3 ( 5 ) ( 2 ) 连杆位移边界条件 因本文利用连杆对称性特点，采用1 2 连杆模型对连杆进行分析，所以要在连 杆的对称平面上施加对称位移约束，同时为了约束连杆的刚性位移，还需在连杆中 间位置选择四个节点施加全约束。 3 1 3 连杆有限元结果分析 连杆有限元分析计算后，可在后处理中得到连杆在拉伸工况和压缩工况的应力 与应变云图，如图3 3 3 6 所示，以及连杆最大应力应变分析如表3 2 所示。 1 8 第三章h c p e 连杆优化技术 圈3 3 连杆最大压缩工况下变形云图图3 4 连杆最大压缩工况下应力云图 图3 5 连杆最大拉伸工况下变形云图 圈3 6 连杆最大拉伸工况下应力云图 表3 2 连杆有限元结果分析 最大位移变形量( r a m )最大等效应力极限( m p a ) 拉伸工况压缩工况拉伸工况压缩工况 a n s y s 建模 o 0 5 0 20 0 5 2 52 0 i2 1 8 ( 1 ) 连杆优化模型 目标函数 在连杆的优化设计中，目标函数一般是连杆的质量、体积以及稳定性等，本文 将选取连杆质量作为优化的目标函数。即， m i n f ( x ) = 3 - ( 6 ) e n l = i 其中，m r 为连杆体第i 个单元质量；n e 为连杆体划分单元的总数 设计变量 在对连杆优化设计选取设计变量时，应选择能反映连杆结构的尺寸，以及对连 杆应力应变具有较大影响的尺寸。同时还应考虑部分拓扑关系。由于条件有限，设 计变量的选取如图3 7 所示。其初始值如表3 3 所示。 1 9 青岛大学硕士学位论文 图3 7 设计变量选取图 表3 3 设计变量及初始值 设计变量设计尺寸位置 初始值m m设计变量设计尺寸位置 初始值m m r i小头外圆半径 1 9 5 r 4大头过渡圆半径 5 0 恐大头外圆半径 3 4 1 4 杆身1 2 宽度 1 1 5 飓小头过渡圆半径 5 0 杆身厚度 1 6 约束条件 连杆作为发动机主运动系统的主要部件之一，拉压交变载荷是其发生疲劳断裂 是其失效的主要形式。因此在连杆的优化设计中，连杆应具备一定的疲劳强度。同 时，由于连杆的工作环境决定着连杆还应具有一定的刚度以满足连杆大小头的剧烈 磨损。为了保证连杆工作时能够保持平衡状态，还应具有一定的稳定性要求。另外， 设计变量的取值应具有一定的范围。 1 ) 疲劳应力约束 仃一仃一l n 】 3 一( 7 ) 其中，( y - 1 为疲劳应力极限( 拉压状态) ，为4 1 7 m p a ；【刀】为疲劳安全系数，取 1 5 。 将连杆在拉伸工况下的等效应力视为单向拉伸应力，而将连杆最大压缩工况下 的等效应力视为单向压缩状态应力】。 其中， 2 台w o c r m 3 ( 8 ) 其中恐为圆角处应力集中系数，因结构应力计算时已考虑了圆角因素，所以取 值为1 ；岛为结构尺寸影响系数，取值为1 ；为强化系数，取l ；如为应力幅，单位 m p a ，为( 珏) 2 ，拉应力为正，压应力为负；o m 为平均应力，单位m p a ，为( 盯 拉+ ) 2 的绝对值。蜘为材料对应力循环不对称的敏感系数【4 5 1 。 2 0 第三章h c p e 连杆优化技术 = ( 2 0 r l - - o r o ) a o 3 - ( 9 ) 其中：a 0 为脉动循环时材料的弯曲疲劳极限，对铸铁a o = 1 4 2 a 1 ，所以：o 4 1 。 2 ) 稳定性约束 邸o e r m = 品伽 3 - ( 1 0 ) 其中：仃；连杆沿连杆传力方向的压应力：【”】稳定安全因数，取1 0 ；仃。临界压 应力，与连杆长度、截面尺寸和形状有关；e 弹性模量，取值为2 x 1 0 1 1 ；i 横截面的 惯性矩；长度因数，取2 ；z 连杆长度，为0 1 4 5 m m ；a 横截面面积 4 6 1 。 3 ) 刚度变形约束 怨 d 3 一( 1 3 ) 其中：d ，d 分别为连杆小头、大头内孔半径；尺l ，r 2 为连杆小头、大头外圆半径。 设计变量在一定范围内变动 k x x 。 连杆设计变量变化取值范围为如表3 4 所示。 表3 4 连杆设计变量变化取值范围 连杆设计变量最小值m m最大值m m 连杆小头外圆半径髓1 7 5 2 2 5 连杆大头外圆半径飓2 93 8 5 连杆小头过渡圆半径岛3 56 5 2 1 3 - ( 1 4 ) 青岛大学硕士学位论文 连杆大头过渡圆半径冗 3 5 6 5 连杆杆身1 2 宽度8 5 1 4 5 连杆杆身厚度日 1 1 3 0 ( 2 ) 连杆优化结果分析 发动机连杆的优化设计经过1 5 次迭代，收敛并得到优化结果。其中连杆优化后 形状如图3 8 所示；设计变量优化结果如表3 5 所示；连杆质量优化结果如表3 6 所 示。 图3 8 连杆优化后形状 衰3 5 连杆设计变量优化结果分析 设计变量初始值r a m优化值r a m优化减小百分比 连杆小头外圆半径角1 9 51 8 5 7 4 7 7 连杆大头外圆半径m 3 4 2 91 4 7 0 连杆小头过渡圆半径硒 5 0 5 2 0 9- 4 1 8 连杆大头过渡圃半径融5 05 1 0 12 0 2 连杆杆身i 2 宽度 1 1 51 1 9 53 9 i 连杆杆身厚度 1 61 5 81 2 5 表3 6 连杆质量优化结果分析 目标函数 初始值瓜g优化值k g 优化减小百分比 连杆质量 7 9 1 4 0 l 仃5 8 7 1 2 1 0 , 12 5 8 i ( 3 ) 连杆优化结果校验 连杆优化设计完成后，为验证优化结果是否合理，需对优化结果进行校验分析。 其校验标准主要是对优化设计过程中的约束条件进行校验。主要有连杆大头与小头 2 2 第三章h c p e 连杆优化技术 内孔半径的变形、疲劳应力以及最大应力校验，其校验结果如表3 7 所示。 表3 7 连杆优化结果校验 校验对象初始值优化结果值校验标准是否合格 连杆小头内孔半5 4 5 5 1 1 0 4 m 5 7 0 4 7 x 1 0 - 5 m 小于6 0 0 0 0 x1 0 5 m合格 径最大变形量 连杆大头内孔半 3 7 1 8 0 x1 0 - 5 m4 3 9 7 6 l 驴5 m小于6 0 0 0 0 1 0 5 m合格 径最大变形量 连杆疲劳应力 2 2 1 m 呼a2 4 3 胁小于4 1 7 m p a合格 连杆最大应力 2 2 2 m 衅a2 1 5 m p a小于2 8 0 m p a合格 3 2 连杆优化的相应面近似模型 h c p e 作为一种将燃料燃烧热能转化为流体压力能的新型动力装置，其曲柄连 杆机构优化过程中，利用有限元技术对连杆结构优化，计算费用巨大，此时可以考 虑牺牲部分精度，而利用响应面近似技术进行分析，这也是内燃机领域需要解决的 一个新问题。 3 2 1 响应面法的基本思想 随着计算机软硬件的成熟与发展，机械产品的设计越来越依靠c a d c a e 软件进 行设计计算分析。但，机械产品也越来越复杂，相应的计算时间也越来越长。同时， 在机械产品的设计研发中，目标函数与约束条件对相应的设计变量在非线性为题。 为了解决此问题，寻找一种高效可靠的数学规划方法已是科学家们的迫切需求。在 此条件下，响应面法( r e s p o m es u r f a c em e t h o d o l o g y ，简称：r s m ) 应运而生。 r s m 将统计方法与数学方法结合在一起，用来对目标函数所受设计变量的影响 问题进行数学建模和分析，从而优化设计变量与目标函数。由于此方法快捷方便， 因此成为解决实际问题的一种流行方法。 r s m 的基本思想是，通过数学近似方法，把想要表达的内容，以一个具有明确 表达式的多项式来表示。其实质，是一种系统的统计方法的应用。 3 2 2 连杆子优化模型 机械产品零件的有限元计算的可靠性很大程度上取决于几何模型的准确性。因 此，在进行有限元分析时，有必要按照实物结构对连杆进行三维整体建模。连杆结 青岛大学硕士学位论文 构如图3 9 所示。 w ，2杉 杉阮杉 伽1 l i , ，l 。， ，i r 2 l 7 r 1 图3 9 连杆结构 其中：厂r 1 为连杆小头孔半径( 活塞销轴瓦直径) ，为1 5 5 m m ；r r 2 为连杆小头外 圆半径，对质量影响较大；r r 3 为连杆小头与杆身过渡圆角半径，对应力集中影响较 大；g r 4 为连杆大头孔半径( 曲柄销轴瓦直径) ，为2 7 r a m