简介:本文是关于活塞销和轴承类论文怎么撰写和载荷方面论文写作资料范文.
摘 要：基于有限元分析方法,开展含间隙、考虑润滑油特性和结构变形的连杆-轴承-活塞销多体机构动力学研究,分析动力学和润滑力学耦合作用下连杆小头轴承-活塞销的载荷特性,探讨单元缩减方法,获得连杆小头轴承-活塞销的动力学特性参数,为连杆小头轴承-活塞销的研究提供一定的理论依据.结果表明,峰值压力时,活塞销轴承会发生轴向弯曲变形和周向椭圆变形形成凹陷空间,进而可能导致产生油膜空穴,适当地增加轴承刚度有利于润滑.
关键词：连杆小头轴承;载荷特性;单元缩减;轴承刚度
中图分类号：TH117.2 文献标识码：A 文章编号：1673-260X（2020）03-0057-04
柴油机的工作过程中,发动机连杆小头轴承-活塞销将活塞顶部的燃烧压力和活塞运动传递给连杆,进而驱动曲轴旋转输出扭矩对外做功.同时连杆小头采用铜衬套与活塞销形成滑动轴承,受力复杂,润滑条件较差,是受载环境最恶劣的运动副之一[1].当前在发动机的轴承润滑性能的研究中,研究方向多集中于活塞销孔座和活塞的裙部[2-5],而针对于活塞销轴承的承载特性的研究相对较少.
在高功率密度柴油机研制过程中,为了提高连杆的刚强度和承载能力,对连杆小头轴承摩擦副的润滑方案采取的是飞溅供油.结果多台样机均在台架试验过程中发生连杆小头轴承烧蚀、粘结及活塞销磨损故障,造成发动机功率下降、噪声增大和活塞敲缸振动,甚至出现活塞环卡滞、烧活塞等现象.
针对连杆小头出现的一系列问题,本研究从连杆小头轴承-活塞销作用载荷的研究出发,分析动力学和润滑力学耦合作用下连杆小头轴承-活塞销的载荷特性,通过单元缩减方法,获得连杆小头-活塞销轴承的动力学特性参数,提高连杆小头设计的可靠性.
1 柔性多体机构动力学模型
1.1 摆转运动副的间隙描述
本研究拟通过弹簧阻尼模型（图1）表述连杆小头轴承-活塞销转动副间隙,这样既可以表现碰撞时接触面的弹性形变,同时也可以计入撞击时的能量的损失,可以相对逼真地模拟实际运动情况.
1.2 含间隙多体机构运动学模型研究
在一个广义坐标系X-Y中,引入间隙矢量,将间隙运动副等效成约束力副,将连杆小头轴承和活塞销分别看作两个部件,且用i和j表示,两部件构成间隙转动副,Xi-Yi与Xj-Yj是两部件各自坐标系,Pi、Pj分别是两者的轴心,如图2所示.则连杆小头轴承和活塞销的位置可用矢量方法描述.则两者的中心距矢量e可以表示为：
上式中：Ai——连杆小头轴承坐标系Xi-Yi对广义坐标系X-Y的变化矩阵;Aj——活塞销坐标系Xj-Yj对广义坐标系X-Y的变化矩阵;Upi——连杆小头轴承中心点在坐标系Xi-Yi下的位置坐标;Upj——活塞销中心点在坐标系Xj-Yj下的位置坐标.
连杆小头-活塞销轴承的绝对中心距：
当转动副发生相对时,连杆小头衬套与活塞销轴承接触并进行碰撞,如图3所示.两者发生碰撞时的接触并发生的形变量δ表达式为：
δ等于e-c;c等于Ri-Rj
式中：C——间隙半径;Ri、Rj分别为连杆小头和活塞销半径.
1.3 间隙运动副的力学模型
连杆小头轴承i与活塞销j在接触碰撞过程中在接触点Ci和Cj产生法向和切向接触力,如图4所示.法向接触力和切向接触力分别可用接触碰撞力学和摩擦定律进行求解.
则连杆小头轴承i在接触点的接触力为Fi等于FNi+FTi;活塞销j在接触点的接触反力Fj等于-Fi.接触力相对于两部件中心的力矩为：
Mi等于（xci-xi）FiY-（yiY-yi）Fix
Mj等于（xcj-xj）Fjx-（yiY-yi）Fjx
1.4 含间隙机构动力学分析
为了模拟实际情况,更加真实的对该机构进行弹性动力学分析,首先建立符合实际的运动副间隙数学模型,运用数学和物理规律得出出含间隙机构的弹性动力学方程,以便于分析连杆小头轴承与活塞销在碰撞过程的不同接触状态.根据运动副接触前的中心距、轴承间隙、运动状态等参数得出的运动状态转变方程,由此建立含间隙机构接触碰撞判定条件：
s（?啄）等于1, ?啄≥00, ?啄<0?啄等于e-c
式中e为半径方向偏心;c为运动副半径方向装配间隙;δ为运动副碰撞接触压入深度.当δ≥0时,运动副已经发生接触,当δ<0时,表示无接触.
根据各运动副之间相互作用力对连杆小头活塞销轴承物理模型进行动力学分析.假定各运动构件均有相互作用力,曲轴的旋转角速度不变,当连杆小头衬套和轴承碰撞的瞬间,相互作用产生碰撞力,如图5所示,碰撞力的方向指向碰撞平面的法向方向.
用弹簧阻尼模型假设衬套与轴承碰撞时的运动状态,用状态方程倍乘动力学方程中的接触碰撞力可准确表达运动副间的作用力,即：
Fi（i+1）x等于s（?啄）（FnModsin?兹ic）Fi（i+1）y等于s（?啄）（FnModcos?兹ic）
2 系统多体动力学模型
2.1 运动机构有限元及多体动力学模型
在连杆小头轴承润滑状态分析中,首先需要建立各个零件的有限元模型并划分相应网格,分析結果如图6所示.由于零件的刚度对活塞运动状态产生较大的影响,在建立多体动力学模型时,需要对各个零件进行相应的柔化处理,得出的运动机构柔性多体动力学模型如图7所示.
2.2 自由度缩减方案
在建立柔性多体动力学模型时,为了便于计算,自由度缩减方法采用圭亚那/克雷格-邦普顿法[6],对活塞、连杆和活塞销进行自由度缩减.得到对应的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵分别为：
上式中,x表示节点内部自由度;y为保留自由度,自由度数由nx+ny缩减为ny.
在进行动力学计算时用相应阶数的模态和自由度代替内部自由度,其表达方程为：
3 连杆小头-活塞销轴承变形分析
连杆小头-活塞销轴承在实际工况中的作用载荷及主要运动状态有：轴承绕活塞销的左右摆动、活塞销绕轴线的转动、活塞销被活塞带动上下往复运动,因此活塞销的运动轨迹形状十分不规则.与此同时,连杆小头与活塞销还受到摩擦力、燃烧产生的冲击压力、惯性力等作用力.润滑油膜在如此复杂的运动和载荷作用下,其响应特性和分布规律即润滑油的流动和油膜压力的分布也将变得十分复杂.
在计算压力分布时,总是把温度场视为已知和不变的,这样可以减少压力分析的复杂程度.采用Newton-Raphson迭代算法,通过迭代使非线性方程组未知数的初值很快逼近精确值.在每次迭始时,首先使用节点温度值和压力初值,经无量纲粘度
算出节点粘度和密度,再通过节点压力初值得出各节点的膜厚值,最后进行迭代,迭代方法如图8所示,最终可得出各节点压力值.
经迭代分析可得出轴承一个工况内的压力变化,如图9所示.发动机点火后,曲轴转角为81°附近时,活塞接近下止点,油膜压力显著提高,油膜压力约为262Mpa.油膜承受载荷压力最大时曲轴转角约为371°附近,此时油膜厚度应为最小时刻.
图10为载荷最大时所对应的活塞销轴承各个接触位置承受的载荷压力云图,观察该图可知,活塞销轴承的承受压力最大约为260Mpa,与计算结果吻合,载荷最大处于衬套周向角度约为120°和195°.
图11为发动机工作时一个周期内,轴承的平均载荷压力云图,观察可知,越靠近活塞销中部平均载荷压力越大,越靠近衬套中部平均载荷也越大,这主要与轴承的工作状况和连杆小头衬套与轴承的接触位置相关.平均载荷压力最大位于轴承周向180°、轴向0mm时,与实际工况相符合.
在实际工况时,载荷压力最大时刻,活塞销会发生轴向弯曲变形和周向椭圆变形并产生凹陷,图11、12为载荷放大100倍后的活塞销载荷压力最大时刻的轴向变形图,此时由于泵吸作用会充满润滑油.此时接触压力集中在轴承两端,原因在于活塞销弯曲变形而在该处产生棱缘效应.此后轴承中部载荷减小,由于金属的记忆性,润滑油被从小头轴承孔间隙泵出,油膜厚度继续减小.在此过程中,如果轴承形变过大,由于飞溅润滑本身限制可能造成供油不足,无法形成有效厚度的油膜,形成油膜空穴[7],继而造成润滑失效.
4 结束语
（1）油膜正常形成的情况下,油膜的厚度与其所承受载荷成反比.
（2）由于连杆小头与活塞销安装方式为“全浮式”,将产生“泵吸效应”.轴承的合理微小变形有利于润滑油膜的形成,但是活塞承受压力过大导致变形过大时,极易产生油膜空穴,所以高功率发动机,适当地提高活塞销的刚度可以改善润滑效果.
参考文献：
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〔7〕巴林,刘月辉,何振鹏,等.车用汽油机活塞销座轴承润滑特性[J].内燃机学报,2015,33（1）：89-95.
总结：小结：本文论述了关于载荷方面的相关大学硕士和活塞销和轴承本科毕业论文以及相关活塞销和轴承论文开题报告范文和职称论文写作参考文献资料.
载荷引用文献:
[1] 活塞销和轴承论文范文文献 活塞销和轴承类有关专科开题报告范文3000字
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