491發動機曲軸動力學仿真分析

摘 要:運用ADAMS軟件中的ADAMS/engine模塊對491型發動機進行建模以及動力學仿真，得出曲軸的扭振特性，為491型發動機曲軸優化設計提供理論依據。

關鍵詞:491發動機曲軸動力學仿真

中圖分類號:U461文獻標識碼:A文章編號:1674-098X(2011)08(a)-0101-02

曲軸是發動機的主要零件，在工作中承受著沖擊、扭轉以及彎曲應力和扭轉應力[1]，隨著發動機的不斷強化，曲軸的工作條件愈加苛刻，保證曲軸工作的可靠行至關重要。傳統的曲軸分析方法[2]是在對各構件進行運動分析的基礎上，計算各自產生的旋轉慣性力和往復慣性力，與氣體爆發壓力合成后進行求解，該過程十分的繁瑣。隨著計算機與信息技術的發展，虛擬樣機技術被廣泛的應用。運用機械仿真軟件ADAMS對曲柄連桿機構進行動力學分析時，可以將所有的力簡化為缸內氣體的壓力、機構的往復慣性力和旋轉慣性力，而這些力都將對曲軸的連桿軸頸處產生力的作用[3]。

491型發動機被廣泛應用在我國的多種車型，該發動機轉速及扭矩均偏低，該發動機強化后，若達到6000rpm，可使該發動機性能提升，但是轉速提高會對原機型帶來一系列的問題，其中首要問題便是其振動特性是否與原機型匹配。本文通過運用Adams軟件的專業模塊Adams/engine對491型發動機曲軸進行扭轉振動分析，得出曲軸工作時的扭振特性，為曲軸的優化設計提供理論依據，對491型發動機整機性能的提高也具有一定意義。

1 曲軸扭轉振動的基本理論

在內燃機的使用實踐中，人們發現當內燃機達到某一轉速時變得運轉很不均勻，伴隨著機械敲擊和抖動，機械性能會變差，長期運轉下去，曲軸就會有斷裂的危險。當轉速提高或者降低，均會使得敲擊和抖動減輕，甚至消失。由此可見，這不是由于發動機的不平衡性引起的，否則抖動應隨轉度的提高而劇增，因為不平衡慣性力是與轉速平方成正比的。大量理論和實驗研究證明[4]，這種現象的主要原因是由于曲軸發生了大幅度扭轉振動所引起的:由于軸系扭轉剛度不足，在隨時間周期變化的單拐扭矩作用下，各曲拐間會產生相當大的周期性相對扭轉，汽缸數越多，曲軸越長，這種現象越嚴重，這就是曲軸的扭轉振動。

2 曲柄連桿機構模型建模

曲軸系動力學分析模型包括曲軸、扭轉減振器、飛輪、離合器、連桿組、主軸承座和活塞組件，各個零件通過實際的裝配關系連接起來，以便真實地傳遞彎矩和扭矩。本論文以491型發動機為模型，在Adams/engine中對cranktrain_i4_ass模型的全局變量進行定義，主要包括氣缸，活塞，曲軸以及連桿的結構尺寸，模型中自動定義曲柄連桿機構的運動學及相互運動的關系。

2.1 491型發動機相關參數

首先通過491型發動動機使用說明書查閱與計算相關參數，具體如下:四沖程、水冷、直列;氣缸直徑*活塞行程91×86(mm);總排量2.237(L);壓縮比8.8;額定功率/額定轉速76/4300(km/r/min);最大扭矩/轉速193/2000～2600(N×m/r/min);怠速轉速750～850(r/min);曲軸主軸頸58(mm);主軸頸長度33.8(mm);活塞銷直徑23(mm);活塞銷長度71.4(mm)。

2.2 曲柄連桿機構模型的導入與建模

建模過程是對模型進行適當抽象和簡化的過程，為保證仿真質量，提高仿真精度，使仿真結果更真實的反映實車模型的動態特性，需要充分研究各部件之間約束和運動關系。打開Adams/engine，進入標準界面(Standard Interface)，導入模型cranktrain_i4_ass.cranktrain_i4，根據491型發動機主要尺寸、結構對其參數與屬性進行修改，得到491型發動機模型如圖1。

3 491型發動機曲軸扭轉振動仿真與分析

將491型發動機曲柄連桿機構模型導入Admas/engine界面后，對其進行扭振分析(CRANK_CONCEPT-analysis)，得到發動機在轉速1000～6000rpm(高于491發動機額定轉速4300rpm)之間曲軸工作的扭振特性。

3.1 491型發動機曲軸扭振分析仿真

導入491型發動機后，進行如下操作:

首先，根據491發動機參數對導入的曲軸進行修改，其中注意將曲軸類型修改為可扭轉的，阻尼系數設為0.05，并且對其慣量、剛度與阻尼系數進行設定，均使用默認值;施加氣體壓力，選擇ues_gas_force_1文件;設定減震器阻尼振動屬性，注意選擇“For CRANK CONCEPT only”，并且確認;連桿和活塞使用默認屬性與參數值，接著選擇Simulate-> Crank Train Analysis >CRANK_CONCEPT_Analysis，將轉速設為1000～6000rmp，間隔轉速設為50rpm，進行分析。

3.2 491型發動機曲軸扭振結果分析

通過仿真分析，可得曲軸工作時的扭振特性，如圖2—圖4:圖2為曲軸在轉速1000～6000rpm之間自由端相對于飛輪端的偏移角度;圖3為曲軸在轉速1000～6000rpm之間其所受到的最大剪切應力值，圖4為曲軸在轉速1000～6000rpm之間其所受到的最大動力扭矩值。

根據現有經驗，對小功率內燃機曲軸自由端最大扭轉角一般不超過3°。由圖2得出，隨著曲軸轉速的提高，曲軸自由端相對于飛輪端的偏移角度相應提高，在曲軸轉速為1000～4450rpm之間，自由端的最大扭轉角度為0.3°，在合理范圍之內;在曲軸轉速為4900rpm時，自由端最大扭轉角度為0.39°;在曲軸轉速6000rpm時，自由端最大扭轉角度為0.43°，達到最大值;均高于0.3°，不符合小功率內燃機工作合理范圍，超過491型發動機曲軸所能承受的最大扭轉角度。

對于強度極限為100000～120000N/cm2的合金鋼曲軸，其最大扭振許用應力牛頓/厘米2，換算為壓強則為55MPa。由圖3得出，隨著轉速的提高，曲軸最大剪切應力增加，在轉速為4750rpm時，其最大剪切壓強值為54.03MPa，在許用壓強值之內，符合491型發動機曲軸的工作強度;但是當曲軸轉速高于4750rpm時，在6000rpm時達到最大壓強值為76.09MPa，高于許用壓強值，超過491型發動機曲軸所能承受的最大許用應力。

由圖4可以得出，在曲軸轉速高于4500rpm時，其動力扭矩值明顯增大，會加快曲軸磨損，增大回轉不均勻度，引起噪音，曲軸斷軸的危險增加。

4 結語

通過對Adams/engine模版模型cranktrain_i4_ass的參數修改獲得491型發動機模型，進行曲軸扭振動力學分析，獲得曲軸在轉速1000～6000rpm之間的扭振特性圖。由圖中可知，當曲軸轉速在高于4200～4500rpm時，明顯超過原機型曲軸所能承受強度，為了使得該型號發動機性能提升，應該考慮通過改進曲軸材質或改進曲軸結構設置進而增強曲軸強度，從而使得491型發動機在提速至6000rpm時，其曲軸仍能正常工作。

參考文獻

[1]陳建偉.基于ADAMS/View建模的曲柄連桿機構動力學分析[J].拖拉機與農用運輸車，2009.

[2]陳立輝.基于ADAMS的曲軸連桿活塞建模與仿真[J].機械傳動，2010.

[3]陳立平.機械系統動力學分析及ADAMS應用教程[M].2005.

[4]楊連生.內燃機設計[M].北京:中國農業機械出版社，1981.