发动机曲柄连杆机构活塞销卡滞现象机理分析.pdf

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设计·计算·研究
发动机曲柄连杆机构活塞销卡滞现象机理分析
司庆九詹樟松闵龙徐勇
(长安汽车工程研究院)
摘要}通过仿真计算分析了某发动机在开发过程中出现的曲柄连杆机构活塞销卡滞现象的机理和本质,并提
出了“残余间隙”概念。在刚度一定条件下采用接触摩擦副变形图表明了装配间隙及其接触摩擦副的变形与“残余间
隙”的关系,找到了曲柄连杆机构活塞销卡滞原因。在此基础上并结合工程实际提出了优化设计方案和摩擦副间隙
的工程判据,通过试验验证了优化方案的可行性。
主题词:发动机活塞销卡滞残余间隙
中图分类号:1U464.133.1文献标识码:A文章编号:10003703(2010)05-0030-04
Analysis on the Piston Pin Seizing Mechanism of Engine Crank-
connecting Rod
Si Qingjiu, Zhan Zhangsong, Min Long, Xu Yong
(Automotive Engineering Institute of Changan Automobile Co, Ltd)
[Abstract ] The mechanism and nature of piston pin seizure occurring in the develop
In engine 1s compute
and analyzed by simulation in the paper, and the"residual clearance"concept is presented. The deformation diagram of
the contact friction pair under a certain stiffness indicates the correlation between the deformation of assembling clearance
and its contact fro a w eual laa the ause of piston pin size s thus identified Based on this and
combine with engineering practice, the engineering basis of optimization design and friction pair clearance is presente
test verifies feasibility of the optimized design
Key words: Engine, Piston pin, Seizure, Residual clearance
1问题的提出
杆的摩搽接触副部位出现发蓝(见图1)现象,增加
强制润滑后仍存在上述现象。在开发前期对相关零
某发动机在试验开发过程中,当磨合10h后出部件进行的疲劳分析表明其疲劳强度是可靠的,即
现了活塞销卡滞现象,在活塞销与活塞、活塞销与连排除了因疲劳而导致的活塞销卡滞。通过分析发生
摸块
4结束语
排气歧管
发动机舱布置是总布置工作较难的部分,在具
体的项目中需要进行大量的交流和协调工作,以保
动机
保險丝
证发动机、底盘、空调、电器等各个部门的零件在有
限的空间内找到合适的位置。文中6个布置原则来
自于设计经验,需要在今后的工作中不断的验证、调
图3典型轿车发动机舱的布置示意
整和优化。同时,还需要在大原则指导下,不断地总
布置好了这些关键零部件,余下的工作就是各结经验,从大处着手,细化其他小零件的布置。
种管路的布置了,包括进气系统的谐振腔、进气管
参考文献
路、ABS管路、转向管路、冷却管路、整车线束、洗涤
贾粮棉,任杰,王瑞玲.轿车发効机舱内各部件主要间隙
液管路等的布置,这些也只需要遵循动、静态间隙的
确定.现代机被,2003(04)
原则进行布置就可以了。在乐风车的发动机舱内,2尹鹏利,胡宁,等,基于 CATIA/CAA I的发动机动态包简
不难发现某些管路包覆了EPDM做成的防擦层,或
化方法研究.汽车工程,2009(6)
者为某些管路单独设置了固定点或使用扎带,使运
(责任编辑学林)
修改稿收到日期为2010年4月17日。
动件变成了固定件,限制了这些管路的运动。
汽车技术
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设计·计算·研究
故障的零部件发现,活塞销卡滞是由于活塞与活塞
为气缸横截面积;F为质量惯性力;m为活塞组件
销、连杆与活塞销摩擦副之间出现干摩擦引起摩
擦副局部高温所致。本文应用数值计算分析方法确放量;0为发动机转速;れ为连杆比;F为连杆轴
定了合理的摩擦副间隙,避免了干摩擦的发生。
向力;Fa为活塞侧推力。
图1活塞销卡滯失效照片
2分析与计算
若活塞与活塞销、连杆与活塞销摩擦副之间的
任何一个零部件的变形量超过其摩擦副的配合间
图3连杆受力示意
隙,将导致发生干摩擦,所以必须控制摩捩副的变形
通过以上计算可得到最大爆发压力和最大惯性
量。为此,建立了计算摩擦副变形量的有限元模型,力工况下对应的曲轴转角为15°和360°,如图4所
如图2所示,模型节点单元数据见表1,并利用示,对应的6角(见图3)为4.245°和0。同时,在最大
ABAQUS软件进行求解。
爆发压力时刻,活塞组件的往复加速度为1467.3
缸套
m2/s;在最大惯性力时,活塞组件的往复加速度
活塞
为1992.4m7/s。
活塞销
-合成力(惯性力+
气体爆发压力
24一气体爆发压力1
连杆
13
?
e卡出鞭址旷
图2有限元模型
表1有限元模型节点、单元分布
90090180270360450540630
零件
节点数
单元数
单元类型
曲轴转角(°)
活塞
17683
C3D8
图4连杆小头所受载荷与曲轴转角关系曲线
14830
活塞销
2.2有限元模型
10040
8600
C3D8
图5为最大爆发压力和最大惯性力2种工况下
连杆
5505
4294
C3D8
摩擦副变形量的有限元计算模型。
缸体
0
0
Rigid bod
2.1负荷确定
根据总体设计参数及CT- POWER计算得到的
气体爆发压强曲线,由图3所示的连杆受力图计算
活塞在承受最大爆发压力和最大惯性力时曲轴转
角,以确定连杆的装配位置,计算式如下:
1.连杆2.缸套3.活塞4.活塞销
(a)最大爆发压力工况
(b)最大惯性力工况
Fr,=-mr. atcos0+]cos20
图5不同工况下摩擦副变形量有限元计算模型
2.3边界条件
如图5所示,约束平面xo内所有节点的自由
m,)xtan日
4)度、缸套参考点所有自由度及连杆下端平面内节
式中,F。为气体爆发压力;Pa为气体爆发压强;Asm。点的z向自由度。由于最大爆发压力工况下的连杆
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