CAE技术在发动机开发中的应用

CAE技术在发动机开发中的应用,奇瑞汽车有限公司汽车工程研究院杨万里,目录,1发动机性能仿真（概念设计）1.1发动机热力学仿真1.2发动机配气体机构分析,2发动机结构及CFD分析（详细设计）2.1发动机曲轴动力学分析2.2发动机主轴承座分析2.3连杆强度分析2.4流固耦合分析2.5进气歧管CFD分析2.6冷却水套CFD分析2.7NVH分析2.8发动机附件支架结构强度分析2.9发动机悬置支架结构强度分析,3发动机机械开发3.1发动机悬置支架分析3.2连接螺栓断裂分析3.3附件安装凸台断裂分析3.4缸体开裂失效分析3.5共振噪声分析,1.1发动机热力学仿真,分析软件AVLBoost、RicardoWave、GT-Power等专业热力学分析软件；也可自己开发软件；分析目的根据设定的设计指标，如:低端扭矩，最大扭矩，额定功率，WOT最低油耗，部分负荷燃油耗等参数确定设计方案和重要参数。设计方案中新技术的采用:CBR,VVT,DGI,TC,TCI,NA,LowCost,DOD发动机参数确定:气门正时(IVC,EVO,DURATION)、Valvelift、气道特性、进气歧管、排气歧管、进气稳压腔、进气系统压损、排气系统背压。分析时进行参数调整,使性能计算指标达到设计目标，另外，还可以进行性能优化分析。,热力学仿真模型,难点,燃烧参数、摩擦功的确定。,例:1.6LNACBREnginewithVVT(BS=81.0mm77.5mm)SetupofsimulationmodelInvestigationsonthevalvetimingandtheliftprofilesforintakeandexhaustInvestigationsonthedimensionsoftheintakesystemInvestigationsonthedimensionoftheexhaustsystemEvaluationoftheinfluenceoftheport-flowcharacteristicsEvaluationoftheinfluenceofthepressurelossesintheintakeandexhaustsystemsPredictionoffull-loadperformanceThefollowingengineeringtargets(RON95)hadtobeconsideredfortheperformancecalculations:Ratedpower:87kW(+0/-3%)6200rpmMax.torque:147Nm(+0/-3%)4300rpmTorqueatlowspeed:121Nm(+0/-3%)1500rpmMin.BSFCatFullLoad:275g/kWh,主要分析过程及内容,2.1发动机曲轴系动力学计算,计算目的：了解曲轴系的刚度特性，主要是求解曲轴的一阶扭转刚度（模态分析，模型包括曲轴、飞轮、扭转减振器，如果为ISG混合动力曲轴，则还需要加上电动机转子）；了解曲轴的扭振特性；了解曲轴的强度特性、评价其疲劳寿命；了解曲轴轴瓦的受力情况；了解曲轴的润滑情况；为发动机振动声学分析提供载荷；计算方法：采用有限元子结构法进行曲轴瞬态动力学分析；如需要计算最小油膜厚度及最大油膜压力，则需要采用流体动力润滑模型，否则，采用非线弹性弹簧模拟曲轴与轴瓦之间的连接特性；结构被假设成线弹性柔体；,有限元模型及子结构模型,采用一阶六面体单元建立简单的简易主轴承座模型,拐处圆角单元需要细分,模态分析（ABAQUS）:一阶扭曲391.93Hz,建立子结构分析模型（ABAQUS）,定义主自由度,分析模型搭建,子结构分析结果,利用每个工况下各个主轴承座在水平和垂直方向的受力图，可以列出每个工况下的轴承负荷情况表格，从而确定最大载荷点出现的工况及出现的位置。,水平方向的轴承载荷,垂直方向的轴承载荷,曲轴系在某一工况下的最大油膜压力,曲轴系在某工况下的最小油膜厚度,最大油膜压力小于轴瓦材料表面承受压力，从绝对值来看应小于50MPa，瞬间可接近100Mpa。,最小油膜厚度为1.0。由图可知，最小油膜厚度接近1.0，似乎这种最小油膜厚度偏小。据资料统计，有一些发动机轴承，即使在小的最小油膜厚度下，仍然有较好的工作可靠性。这可能与薄壁轴瓦结构柔软的合金层产生了良好的顺应性有关。此外，发动机经磨合后，轴承摩擦副将获得更好的配合，也是原因之一。,轴心轨迹,主轴颈圆角危险点应力,曲柄销圆角危险点应力,疲劳分析,左图为危险点应力时间历程，横坐标为曲轴转角deg，纵坐标为stressN/mm2。在指定工况下找到对应曲柄销圆角上的危险点的位置。,Smith图,2.4发动机主轴承座结构强度分析,建立了包括缸体、框架、轴瓦、曲轴以及连接螺栓的发动机主轴承座网格模型，通过指定不同的接触区域、接触条件、载荷、约束边界条件及多点约束，分别建立了螺栓预紧、轴瓦过盈、曲轴动压力以及热负荷四种工况主轴承座强度分析有限元模型。采用2阶修正单元并通过接触主从面上单元的对应性来保证计算精度和收敛性。根据工况和材料决定参与计算的零件数目、零件之间的接触关系及工况数目。采用ABAQUS软件完成分析过程。,（1）搭建FE模型（mainbearingwall,bedplate,inlay,bolts,bearingshellsandcrankshaftjournal）；（2）对四种工况进行分析（boltpre-load,bearingshellsinterferencefit,thermalloadanddynamicbearingload）；（3）对整体变形和轴孔变形进行评价；（4）对应力进行评价；（5）疲劳评价(fatigue)；（6）滑移和滑移表面压力评价（slip）；,螺栓预紧工况,轴瓦过盈工况,热负荷工况,轴承动压工况,有限元模型,有限元模型,边界条件施加,螺栓预载荷施加的接触面,螺栓装配载荷工况边界条件,轴瓦装配载荷工况边界条件,热载荷工况边界条件,动轴瓦载荷工况边界条件,变形结果,轴瓦孔的变形会影响到最小油膜厚度，因此变形估算很重要。对螺栓预紧力载荷工况引起的变形可以不予考虑(在装配螺栓后对轴瓦孔要机加工，变形被排除)。对轴瓦过盈装配及热载荷引起的变形在各方向基本均匀，因此变形不予重点考虑。需要特别注意动轴瓦载荷工况引起的变形，如图,，在Y向的变形是31.3m，X向是-13.9m，而轴承间隙是40m，变形小于间隙，这样就可以保证最小油膜厚度。,动轴瓦载荷引起的变形（Fdyn32kN）,应力结果,应力允许的临界值通过有限寿命的安全因子来评估，左图为当量应力分布图，最大当量应力与所用材料的屈服极限值比较。按照弹性处理时，除螺纹以及螺栓头部（螺母）下的区域外，最大当量应力都应该小于屈服极限。按照塑性进行处理时，所有区域（包括螺纹以及螺栓头部即螺母）的最大当量应力都应该小于屈服极限，才能使强度满足要求。,螺栓装配载荷工况应力分布,动轴瓦载荷工况（Fdyn32kN）应力分布,接触压力分析,缸体和框架之间分界面的压力分布应该估算以发现在两零件之间是否有相对滑动，从而调整螺栓预紧力。下图为分界面上的压力、应力分布图。在计算中可以用以下公式来评估滑动特性，FN-|Q|0。其中FN是最大理论摩擦力，是摩擦系数，一般取为0.15；Q是剪切力。,缸体和框架之间分界面压力、应力分布,主轴瓦背压,高周疲劳分析,前三种工况视为静载处理，仅仅考虑动载荷工况,组合所有的载荷工况以查找最不利的载荷组合。对于冷态发动机，安全因子都大于1.1，对于热态发动机，有两个区域的安全因子小于1.1。搭建有限元模型时，在两区域太过苛刻的边界条件（在bedplate和inlay之间，真实情况存在滑动），如果考虑实际的滑动情况，该区域的安全因子应该满足要求。,内部区域亦出现低安全因子区域，原因同样为过强的约束。如果考虑局部的塑性变形等，该区域的安全因子也满足要求。工艺上，采取滚压以避免裂纹产生源。,2.4流固耦合分析,2.4.1发动机缸盖热负荷分析采用流固耦合分析方法，分析SSI和DSI发动机的温度场和热应力。首先，建立发动机水套的CFD计算模型，计算发动机冷却水与缸盖壁面的对流换热系数和环境温度：图1为有限元模型，包括1/4缸盖、进排气阀、座圈、气门导管，图2和图3为CFD计算出的边界条件。,模型处理（1）水套壁面的边界条件采用CFD软件计算得到；（2）燃烧室壁面的边界条件采用发动机热力学软件计算得到；（3）气道边界条件通过实验数据或根据经验确定；（4）建立三维模型后，抽取三维模型的壳网格，将CFD边界条件映射至水套壁面，得到水套壁面的边界条件，边界条件的建立过程如图4：图4水套壁面边界条件建立过程,（5）导套与缸盖、火花塞与缸盖、气门座圈与缸盖之间采用TIE连接；（6）气门与导套、气门与气门座圈间建立接触模型，接触面取传热系数；温度场计算结果图5和图6为SSI和DSI发动机缸盖温度场计算结果，图7和图8为SSI和DSI发动机缸盖热应力计算结果，图9和图10为燃烧室壁面温度测量值与计算值的对比情况：,2.4.2排气歧管热负荷分析,模型处理由于高热负荷的作用，发动机排气歧管出现裂纹失效，通过流固耦合方法，计算发动机排气歧管的热负荷，然后，根据计算结果提出改进方案。对5个机型进行了耦合计算，解决了各机型排气歧管的裂纹失效问题，图1为某发动机排气歧管的裂纹失效。,随后，模拟发动机台架实验外流场，计算排气歧管外壁面的传热边界条件，边界条件的建立和映射过程同2.6.1。图2为外表面传热边界条件计算的整体和局部CFD网格，图3为歧管的网格模型。,排气歧管内表面边界条件采用一维热力学和三维CFD向结合，通过热力学分析得到inlet和outlet的边界条件，然后，计算内表面720CRA的瞬态对流边界条件，最后，等效成内表面的一个循环的稳态传热边界条件，并将该边界条件映射至歧管内壁面的表面网格。,图4和图5为计算得到的歧管外壁面的边界条件；图6和图7为计算得到的歧管内壁面的边界条件。,计算结果图8和图9为原方案排气歧管热应力计算结果；图10和图11为改进方案1热应力分析结果，图12和图13为改进方案2热应力分析结果：,2.4.3发动机整机温度场分析,进行内燃机整机传热模拟的研究，识别结构热负荷薄弱环节，进行产品的完全数字化设计，从而降低开发周期和成本。建立基于“系统”、“三维”、“耦合”概念的内燃机整机传热模拟模型，分析模型和分析过程可指导内燃机设计过程。模型建立内燃机的结构模型，包括缸盖、火花塞、气阀、缸体、框架、气缸垫和连接螺栓等，见图1；同时建立发动机的水套CFD分析模型，见图2；详细的传热模型还应包括润滑油道的CFD传热模型：,通过水套的CFD分析得到水套壁面的对流边界条件，对流边界条件向壁面的映射方法同前节。缸套壁面燃气侧的边界条件最难确定，在内燃机的一个循环内，壁面分别与燃气、活塞环、润滑油以及曲轴箱流体接触，准确模拟时，可以考虑润滑过程和活塞结构，采用热阻模型，将缸套壁面分段处理后得到壁面边界条件。工程计算时，为了保证模拟的精度和效率，采用将内燃机热力学计算结果和试验经验相结合的方法来确定燃烧室壁面的边界条件。见图3。,部件接触表面之间的传热关系采用与距离相关的热阻模型。通过分析，可以了解:a缸盖的温度和应力是否满足设计要求；b缸套中是否需要搭桥；c缸套热变形与机械变形叠加后，能否满足设计要求。图4图示了某发动机的温度场计算结果。,3.1发动机悬置支架分析动力总成悬置支架是发动机的振动传递的关键部位，对汽车NVH性能有重大影响。首先进行动力总成悬置支架的模态分析（计算固有频率及振型），结果用于评价悬置支架的NVH性能，并对不合理的支架提出修改意见。动力总成悬置支架的模态分析，需要将动力总成的刚体模型与悬置支架组合起来，分析其自由模态。在质心处施加质量和惯量，刚体与柔体模型相结合。,一阶固有频率应大于一定量值；若小于该值，就需要进行重点关注，提出改进建议；一阶固有频率绝对不可低于200Hz。对于在NVH测试中发现的单个支架发生共振，需要改进的，可单独计算该支架的约束模态，不需进行整个模型分析。模态分析任务完成后，应进行动力总成悬置支架的强度分析。,网格划分的主要建议：模型简化：模态分析的网格要求比较均匀，较小圆角、倒角画一层网格，较大倒角画两层以上网格；单元类型：对于冲压结构，采用二阶四边形壳单元；对于铸造结构，采用二阶四面体单元；单元尺寸：取2-5mm；有限元模型中，动力总成近似为刚体，用集中质量来描述；悬置支架的强度计算在fatigue工况下采用线性静态分析，在overload工况下须采用材料非线性静态分析。Overload工况下，材料允许塑性变形，此时最高应力小于强度极限便可接受。当支架材料是延展性较好的材料并且分析采用非线性静态计算时，可采用应变值来衡量。最大应变值不应超过强度极限所对应的应变值。,3.4缸体开裂失效分析某发动机开发试验阶段出现电机支架安装凸台及连接螺栓断裂失效，分析发现，振动是导致失效的重要原因之一。因此，建立了包括发电机和空压机简易模型的支架有限元模型，并进行了约束模态分析。此外，发动机运行期间，连接区域松脱可能是造成失效的另一重要原因，因此，针对缸体局部、电机支架进行了螺栓预紧应力分析。最后，对发电机和空压机进行了动平衡测试。结合数值分析结果及测试结果，对支架及安装凸台的结构、发电机的平衡性能进行改进。改进后，电机安装凸台及连接螺栓断裂的故障得以排除。,产生发电机支架安装凸台断裂及其附近缸体开裂故障的原因可能有三种：(1)支架总成（包括支架、发电机、空压机等）的共振带宽在发动机转速范围内，由于共振造成失效；(2)激励过大，激励有三个来源，即：发动机、发电机和空压机，过大的激励将在支架及其连接区域产生过大的应力应变；(3)支架发生塑性变形或者蠕变导致螺栓松脱，从而加剧振动。图2为有限元模型，包括缸体、支架、连接螺栓以及简化的发电机和空压机模型。支架与缸体凸台之间采用三维小滑移弹性接触模型。,支架总成的振动特性,图3为支架模态分析有限元模型，包括支架、发电机、空压机和皮带轮：,对发电机支架总成进行约束模态分析，由于发动机的二阶激励最大，因此，如果支架的共振频率低于200Hz，在发动机运行期间将产生共振。计算得到支架总成的一阶共振频率为130.5Hz，图4图示了一阶振型。,从图中可以看出，一阶共振为支架总成在XY平面内的摆动，该摆动将在螺栓内产生反复作用的剪切应力和变形，同时，将在缸体安装凸台中产生反复的拉伸和压缩作用（凸台可简化成简支梁）。另外，在振动作用下，螺旋副间的摩擦力可能减小或瞬时消失，多次重复会造成联接松脱。图5图示了支架振动测试结果，从图中看出，3820rpm对应的二阶次频率为127.3Hz,计算值结果与测试值的误差为2.5%。,计算结果在较大的应力作用下，相互连接的部件将发生塑性变形，同时，发动机运行期间承受着变化着的高温热负荷，这样，螺纹联接件和被联接件的材料可能发生蠕变和应力松弛，会使联接中的预紧力和摩擦力逐渐减小，最终将导致联接的松脱，并导致振动加剧，图6和图7图示了计算得到的安装凸台及支架的预紧应力分布及局部放大效果图：,从分析可以看出，需采用如下措施解决发动机支架安装凸台及连接螺栓断裂问题：(1)增加安装凸台直径，从而增加结合面面积，降低预紧应力值，同时，提高了安装凸台的刚度；(2)改进支架左下联接区域的结构，降低预紧应力；(3)改进支架结构或者安装形式，提高支架总成的一阶振动频率，使其高于200Hz；(4)对发电机和空压机进行动平衡测试，改进其动平衡特性，以降低振动激励；通过上述4个措施的综合实施，排除了该型全铝发动机发电机安装凸台及连接螺栓断裂、安装凸台附近区域缸体开裂的故障。,4.2连接螺栓断裂分析,从图3可以看出，共振频率为发动机2阶次频率。4141.48rpm和4737.74rpm对应的2阶次频率分别为138Hz和157.9Hz。图3、图4还显示：滤清器支座在三个方向都有共振产生（即X、Y、Z向），其中，共振最明显的方向是Z向。根据试验结果可以初步判断为：共振是造成螺栓断裂的最主要原因。因此，避开200Hz内的机油滤清器总成中低频共振现象是解决螺栓断裂的主要手段。为了更加详细的了解2.0NA发动机机油滤清器总成的振动特性，需对其进行模态分析。,2.0NA发动机在进行性能试验时，机油滤清器支座螺栓发生断裂。为了分析螺栓断裂原因，为设计部门和试验部门提供改进依据，对该机油滤清器总成进行了模态分析。图1为机油滤清器总成，图2为断裂螺栓，图3为支架振动测试结果：,2.7发动机NVH分析,分析目的：评价当前结构的刚度特性；评价当前结构的声学特性；提出结构修改方案；分析步骤：部件结构网格划分及整体模型装配；发动机激励计算：（1）曲轴系激励计算：计算曲轴系对主轴承垂直和侧向瞬态载荷；（2）配气机构激励计算：计算气阀落座力、弹簧作用力、凸轮轴对轴承的作用力；（3）缸内燃气激励计算：计算气缸内的气体压力；（4）活塞敲击激励计算：计算活塞对缸套的作用力；分析方法：采用子结构法计算曲轴系统的作用力；采用集中质量模型计算配气结构的作用力；采用热力学分析软件计算燃烧压力；采用专业软件计算活塞对缸套的作用力；建立发动机缸盖、缸体、框架、油底壳子结构模型；,多体动力学有限元模型：cylinderblock,bedplate,cylinderhead.连接螺栓通过RBE单元连接；接触面通过MPC单元（仅仅限制垂直方向）。模型中需要考虑的附件有：oilpan,exhaustandintakemanifolds.有限元的爆炸模型和装配模型如图1：,图1有限元模型,曲轴系模型考虑：曲轴、扭转减振器、飞轮、正时齿轮；连杆和活塞可用集中质量代替；建模时，实体单元通过MERGE完成，施加不同的材料属性即可。首先，进行整机的自由模态分析（不包括曲轴系），采用ABAQUS软件计算。通过模态分析可以初步了解结构的动态特性：如结构刚度、共振点、结构薄弱区域等，通过BENCHMAR