船舶柴油机曲轴系的动力学仿真

为分析船舶柴油机轴系振动及对船体结构的影响,运用SolidWorks和ADAMS软件构造了4160型船用柴油机轴系的刚体动力学模型,利用虚拟样机技术对曲轴系进行了运动学和动力学仿真,研究了活塞的运动学、连杆和曲柄销载荷的仿真曲线。仿真结果表明,建立的仿真模型与实际相符,为进一步研究船舶柴油机整机振动提供了一种新的设计方法。     

柴油机供油提前角对曲轴主轴承动载荷的影响

针对柴油机曲柄连杆机构整体模型,采用多体动力学方法建立柴油机曲轴动力学模型,分析了不同供油提前角下曲轴主轴承动载荷的变化,仿真过程中对曲轴进行柔性处理,同时计入油膜的动力润滑作用,将不同提前角下曲轴主轴承载荷进行比较,得出供油提前角对柴油机的影响规律。     

基于虚拟样机的发动机曲轴系动力学仿真分析

基于多刚体和柔性多体系统动力学理论,在虚拟样机软件平台下,针对分析问题不同的侧重点,建立了某型号发动机曲轴系多刚体和柔性多体动力学模型.仿真计算得到曲柄销载荷、活塞缸侧推力以及曲轴的扭转振动谱线等动力学参数.从一个角度证实了基于虚拟样机技术的发动机曲轴系动力学仿真分析的方便性与可靠性,并为发动机曲轴系的设计提供了依据.     

基于EQ4H型内燃机含裂纹曲轴的应力强度因子计算

内燃机曲轴上裂纹尖端的应力强度因子是计算裂纹扩展和疲劳剩余寿命的基础。首先利用Adams软件对曲轴—连杆系统进行刚柔耦合的动力学分析,得出第4曲柄销上承受的载荷最大,因此在其他边界条件相同时,第4曲柄销与轴肩的过渡圆角处最容易出现与轴肩呈45°夹角的椭圆形裂纹。然后将动力学分析得出的载荷作为曲柄销上的主要载荷进行裂纹尖端强度因子的计算,得到在不同长短轴比例(a/c)下强度因子随裂纹深度的变化趋势。在考虑到裂纹深度和裂纹长短轴比共同影响下,拟合得到EQ4H型内燃机曲轴几何形状因子的表达式,为此型号内燃机进行断裂力学的后续工作奠定了基础。     

惯性力静力等效法计算误差的模拟研究

在计算柴油机曲柄连杆机构运动过程中的惯性力时,由于理论计算公式过于复杂,通常将曲柄连杆机构中的连杆和曲柄按静力等效的原则进行简化。这里用多体系统MBS（Muhi—Bodv System）动力学模拟方法,以S195柴油机为例研究了静力等效法计算曲柄连杆机构惯性力的误差。以期为单缸柴油机曲轴平衡块和辅助动平衡机构的设计提供依据。     

柴油机曲轴的多轴高周疲劳寿命估算

针对某V型八缸柴油机曲轴,首先对曲柄连杆机构进行多体系统动力学仿真,得到曲轴连杆颈载荷随时间的变化关系;然后建立曲轴有限元模型,施加随时间变化的载荷边界条件进行瞬态动力学分析,得到危险点的应力时间历程;分别采用适用于多轴高周疲劳的基于等效应力的Basquin公式和基于临界面法的McDiarmid模型对该曲轴进行多轴疲劳寿命估算。结果表明基于临界面法McDiarmid模型的计算更合理。     

曲柄连杆机构多刚体动力学仿真方法研究

以ADAMS/Engine为仿真平台,对柴油机不平衡的惯性载荷进行分析,建立其曲柄连杆机构的多刚体系统模型。通过多刚体系统动力学仿真,获取仿真模型的动力学特性数据,实现对柴油机曲柄连杆机构的动力学仿真。本方法为柴油机曲柄连杆机构对机体的激励力的优化设计和有限元分析提供了参考依据,运用多刚体动力学仿真成为对柴油机进行平衡分析和优化设计缩短柴油机研制周期行之有效的方法。     

基于多体动力学的曲轴疲劳强度分析

发动机曲轴上疲劳强度最薄弱处为曲拐圆角处。基于动力学软件,建立某单缸发动机曲轴系多体动力学分析模型,计算曲轴在发动机一个工作循环内的动态载荷谱;然后利用圆角子模型完成曲轴疲劳强度分析。分析结果显示:该曲轴圆角疲劳安全系数均大于评价限值,曲轴疲劳强度满足要求;曲柄销圆角的疲劳强度弱于主轴颈圆角。     

280柴油机曲轴-连杆-活塞机构的运动学动力学仿真

基于Solidworks和VisualNastran软件平台，对PA6—280型柴油机的曲轴一连杆一活塞机构进行了运动学、动力学模拟仿真。仿真得到的机构运动学和动力学特性，与理论计算结果吻合较好，可为该型柴油机的曲柄连杆机构的优化和改进设计提供依据。     

内燃机曲轴系动力学及强度分析

以N485柴油机为例,利用动力学仿真软件ADAMS和有限元分析软件ANSYS,辅以手工编程相结合的方法,研究了复杂变载荷作用下内燃机曲轴系刚体动力学和曲轴强度分析.结果表明,曲轴颈表面的动应力沿轴颈轴向和周向分布与动态油膜压力沿轴向和周向分布规律密切相关;曲轴颈表面的动应力随时间的变化与曲轴系的动力学响应密切相关.     

车用发动机连杆载荷谱编制技术研究

应用有限元分析和动力学仿真相结合的方法,以发动机曲柄连杆机构为研究对象,基于柔性多体动力学理论,建立了活塞、连杆、曲轴和飞轮的刚柔耦合动力学模型,得到了连杆应力云图与载荷时间历程。分别计算了车用发动机在典型任务剖面下的连杆应力,对连杆危险节点的应力时间历程进行了雨流计数,通过对载荷谱外推和叠加,得到了发动机连杆目标载荷谱,并根据载荷分级的方法编制了连杆疲劳试验谱,为制定连杆疲劳寿命试验规范提供了参考依据。     

柴油发动机曲轴轴系的性能分析

采用结合有限元法以及多体动力学系统仿真的分析方法,对某柴油发动机曲轴系的可靠性能、液力润滑轴承性能进行分析。建立了包括曲轴、活塞连杆机构和飞轮等刚性体曲轴系统的三维多体动力学模型。动力学仿真计算获取了曲轴的安全系数、液力轴承的最小油膜厚度和机油速率。分析结果表明,曲轴(42CrMo)在爆压为157bar和190bar工况下,最小安全系数分别为1.56和1.3,工作可靠;最小油膜厚度与机油速率在常用转速范围内,随着转速变大而呈现变大趋势;主轴颈和曲柄销的最小油膜厚度都大于FEV极限值,主轴承机油速率大于同类型柴油机主轴承的最小机油速率,润滑性能良好。     

曲轴疲劳寿命的有限元和多体动力学联合仿真研究

对于某型号的柴油机曲轴轴系,以有限元方法、动力学仿真分析以及疲劳分析为基础,采用有限元和多体动力学联合仿真对曲轴疲劳寿命进行预测。在MSC.Nastran中对曲轴进行模态分析,得到模态中性文件(*.mnf),用柔性曲轴替换刚性曲轴,得到刚柔耦合的多体动力学模型,在Adams中对曲轴进行载荷历程计算,把得到的.dac文件导入MSC.Fatigue,完成了曲轴的疲劳寿命分析,为曲轴的优化设计提供参考。     

基于多体动力学的曲轴疲劳强度分析

以某六缸柴油机曲轴为研究对象,运用多体动力学和有限元相结合的方法对其进行疲劳强度计算。首先建立曲柄连杆机构多刚体动力学模型,进行动态仿真分析,获得曲轴有限元分析的载荷边界条件,然后建立能模拟曲轴与轴承间接触状态的有限元模型,对曲轴危险工况进行接触有限元分析,最后校核了曲轴的疲劳强度。计算结果表明,分析方法合理,所研究曲轴的疲劳强度满足设计和运行工况要求,同时,该计算方法能够较真实地模拟曲轴的实际工作状况,可为曲轴的强度计算提供一定的参考依据。     

大型船用曲轴的锻造

一、概述 曲轴类锻件是最复杂的锻件之一。这不仅因为曲轴形状复杂,结构形式繁多,其曲柄销数,以及各曲柄销的位置、形状、尺寸不一,而且对其产品质量的要求也比较严格。船用曲轴是船用柴油机的关键零部件之一,工作中承受周期性变化的弯曲和扭转力矩,同时承受惯性力、振动附加应力,     

基于MATLAB/SIMULINK的单缸柴油机活塞曲轴系统动力学仿真

精确推导了单缸柴油机曲柄滑块机构的动力学方程,以MATLAB/SIMULINK为平台建立了机构的动力学仿真的框图模型,得出了曲柄连杆机构各运动部件的运动规律及受力,为单缸柴油机的活塞曲轴系统的优化设计提供了参考。     

基于虚拟方法的发动机曲柄连杆机构优化设计

为降低多缸发动机曲柄连杆机构的振动,根据多刚体动力学理论,建立了参数化的曲柄连杆机构动态仿真模型,克服了传统的双质量模型中采用惯性力静力等效法的误差,快速获取其动力学特性数据;并结合对机构内主要件强度的有限元分析,改进了主要运动件的原始结构。通过以上工作,改善了曲柄连杆机构的动态特性,降低了发动机的振动,为曲柄连杆机构的优化设计提供了一种可借鉴的方法。     

CW61200车床刀架结构的改进

我公司是生产各种商品锻件以及各种型号成品锻钢柴油机曲轴的专业厂,近几年,逐步将生产领域拓展到生产船机曲轴,先后投巨资组建了4000t和6000t两条压力机生产线。在粗车船机曲轴的曲柄销轴颈时,如图1所示,我们采用CW61200卧式车床来车削船机曲轴的曲柄销轴颈,并设计出偏心式通用可调夹具,完成了车削船机曲轴的各曲柄销轴颈。     

某柴油机曲轴系统动力学仿真分析

以某发动机曲轴为例,采用ADAMS建立起活塞-连杆-曲轴机构多刚体动力学仿真模型;并结合有限元软件ANSYS将曲轴柔性化,建立起柔性体的多体动力学模型;通过仿真计算出柴油机的运行情况,获取了仿真模型的动力学特性数据,并对比了此类型发动机两种系统的相关特性,为该类型的柴油机曲柄连杆机构的优化设计提供了依据。     

多缸柴油机缸套-活塞环磨损不均匀性计算分析

为研究多缸柴油机实车使用中各缸磨损分布状况,建立某12150型多缸柴油机缸套-活塞环磨损仿真计算模型,并进行验证。通过联合仿真计算得出:多缸柴油机各缸的缸套-活塞环磨损热力学参数(燃烧温度、燃烧压力、缸套壁温和冷却水温)和动力学参数(油膜厚度、微凸体载荷)差异显著,造成各缸套表面磨损不均匀,其中1缸磨损最为剧烈,最大磨损深度位于曲轴转角9°所对应位置,额定工况点工作400 h后磨损深度为51.22μm,其次为第5、4、3、2缸,6缸磨损最轻,其轴向最大磨损深度为39.37μm,相比1缸下降了23.14%。主要是由于1缸进气最晚且存在冷却死区,使得缸内燃烧状况最差,缸套壁面温度高、硬度低,润滑油膜薄,导致摩擦副微凸体载荷大,磨损深度最大;而6缸进气最早且冷却状况最好,综合作用使得该缸套磨损深度相对最小。因此,可确定1缸缸套上止点9°主、侧推力面磨损深度作为12150型柴油机缸内技术状况检测及磨损量计算的依据。