【正文】 在確定裙部長度時，首先根據(jù)裙部比 壓最大的允許值，決定需要的最小長度，然后按照結(jié)構(gòu)上的要求加以適當(dāng)修改。 本文采用 式裙部，這樣不僅可以減小活塞質(zhì)量，而且裙部具有較大的彈性，可使裙部與氣缸套裝配間隙減小很多，也不會卡死。首先，活塞受到 側(cè)向力的作用。由于節(jié)流作用，第一環(huán)岸上面的壓力 1p 比下面壓力 2p 大得多，不平衡力會在岸根產(chǎn)生很大的彎曲和剪切應(yīng)力，當(dāng)應(yīng)力值超過鋁合金在其工作溫度下的強度極限或疲勞極限時，岸根有可能斷裂，專門的試驗表明，當(dāng)活塞頂上作用著最高爆發(fā)壓力 maxp 時 ，max1 pp ? ， max2 pp ? ， 如圖 32 所示。 正確設(shè)計環(huán)槽斷面和選擇環(huán)與環(huán)槽的配合間隙，對于環(huán)和環(huán)槽工作的可靠性與耐久性十分 重要。專門的實驗表明，對無強制冷卻的活塞來說，經(jīng)活塞環(huán)傳到氣缸壁的熱量占 70～ 80%， 經(jīng)活塞本身傳到氣缸壁的占 10～ 20%， 而傳給曲軸箱空氣和機油的僅占10%左右。 綜上所述，可以決定活塞的壓縮高度 1H 。當(dāng)然，第二環(huán)岸負荷要比第一環(huán)岸小得多，溫度也低，只有在第一環(huán)岸已破壞的情況下，它才可能被破壞。 為縮小 1H ， 當(dāng)然希望 1h 盡可能小，但 1h 過小會使第一環(huán)溫度過高，導(dǎo)致活塞環(huán)彈性松弛、粘結(jié)等故障。含硅9%左右的亞共晶鋁硅合金，熱膨脹系數(shù)稍大一些，但由于鑄造性能好，適應(yīng)大量生產(chǎn)工藝的要 求，應(yīng)用也很廣。以降低活塞組的往復(fù)慣性力，從而降低了曲軸連桿組的機械負荷和平衡配重； （ 5） 有良好的減磨性能（即與缸套材料間的摩擦系數(shù)較?。湍?、耐蝕； （ 6） 工藝性好，低廉?；钊粌H溫度高，而且溫度分布不均勻，各點間有很大的溫度梯度， 這 就成為熱應(yīng)力的根源，正是這些熱應(yīng)力對活塞頂部表面發(fā)生的開裂起了重要作用 [9]。 3 活塞 組的設(shè)計 活塞的設(shè)計 活塞組包括活塞、活塞銷和活塞環(huán)等在氣缸里作往復(fù)運動的零件，它們是發(fā)動機中工作條件最嚴酷的組件。 曲柄連桿機構(gòu)的慣性力 把曲柄連桿機構(gòu)運動件的質(zhì)量簡化為 二質(zhì)量 jm 和 rm 后 ， 這些質(zhì)量的慣性力可以從運動條件求出，歸結(jié)為兩個力。 其中 ， l 連桿長度， 1l 為連桿重心 G 至小頭中心的距離。質(zhì)量換算的目的是計算零件的運動質(zhì)量，以便進一步計算它們在運動中所產(chǎn)生的慣性力 [9]。 氣缸內(nèi)工質(zhì)的作用力 作用在活塞上的氣體作用力 gP 等于活塞上、下兩面的空間內(nèi)氣體壓力差與活塞頂面積的乘積，即 )(4 39。只保留前兩項，則 ???? 2222 s i n211s i n1 ??? （ 公式 4） 將 公式 4 帶入 公式 3 得 )s in2c os1( 2 ??? ??? rx （ 公式 5） 活塞的速度 將活塞位移公式 1 對時間 t 進行微分，即可求得活塞速度 v 的精確值為 ?v )c o s2s i n2( s i n ????? ???? rdtdadadxdtdx (公式 6) 將 式 公 5 對時間 t 微分，便可求得活塞速度得近似公式為 ： 212s in2s in)2s in2( s in vvrrrv ?????? ????????? （ 公式 7） 從式 7 可以看出 ， 活塞速度可視為由 ??sin1 rv ? 與 ??? 2sin)2(2 rv ? 兩部分簡諧運動所組成。在實際分析中，為使問題簡單化，一般將連桿簡化為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個集中質(zhì)量，認為它們分別做旋轉(zhuǎn)和往復(fù)運動，這樣就不需要對連桿 的運動規(guī)律進行單獨研究 [9]。一般的單列式內(nèi)燃機，采用并列連桿與叉形連桿的 V形內(nèi)燃機，以及對置式活塞內(nèi)燃機的曲柄連桿機構(gòu)都屬于這一類。 因而在其仿真分析過程中對于結(jié)構(gòu)復(fù)雜的模型就要借助 CAD 軟件來完成 ， 如 Pro/E、 UG、 Solidworks 等 [4]。 復(fù)數(shù)向量法 復(fù)數(shù)向量法是以各個桿件作為向量，把在復(fù)平面上的連接過程用復(fù)數(shù)形式加以表達，對于包括結(jié)構(gòu)參數(shù)和時間參數(shù)的解析式就時間求導(dǎo)后，可以得到機構(gòu)的運動性能。 2 目前國內(nèi)外對 發(fā)動 機 曲柄連桿機構(gòu) 的動力學(xué)分析的方法很多，而且已經(jīng)完善和成熟。 在傳統(tǒng)的設(shè)計模式中，為了滿足設(shè)計的需要須進行大量的數(shù)值計算，同時為了滿足產(chǎn)品的使用性能，須進行強度、剛度、穩(wěn)定性及可靠性等方面的設(shè)計和校核計算，同時 要滿足校核計算， 還 需 要對曲柄連桿機構(gòu)進行 動力學(xué)分析。 52 組件裝配的分析與思路 51 7 曲柄連桿機構(gòu)運動分析 51 連桿螺栓的創(chuàng)建 51 連桿小頭襯套的創(chuàng)建 50 活塞銷卡環(huán)的創(chuàng)建 43 對 Pro/E 軟件基本功能的介紹 34 主軸頸的直徑和長度 33 曲軸的結(jié)構(gòu)型式 33 曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇 5 活塞的速度 再次，應(yīng)用三維 CAD 軟件 ： Pro/Engineer 建立了曲柄連桿機構(gòu) 各零部件 的幾何模型，在此工作的基礎(chǔ)上，利用 Pro/E 軟件的裝配功能，將曲柄連桿機構(gòu)的各組成零件裝配成活塞組件、連桿組件和曲軸組件，然后利用 Pro/E 軟件的機構(gòu)分析模塊 (Pro/Mechanism)， 建立曲柄連桿機構(gòu)的多剛體動力學(xué)模型，進行運動學(xué)分析和動力學(xué)分析模擬，研究了在不考慮外力作用并使曲軸保持勻 速轉(zhuǎn)動的情況下，活塞和連桿的運動 規(guī)律以及曲柄連桿機構(gòu)的運動包絡(luò)。 仿真結(jié)果的分析表明 ， 仿真結(jié)果與發(fā)動機的實際工作狀況基本一致，文章介紹的仿真方法為曲柄連桿機構(gòu)的選型、優(yōu)化設(shè)計提供了一種新思路。 6 曲柄連桿機構(gòu)中的作用力 14 活塞的設(shè)計 22 活塞銷座結(jié)構(gòu)設(shè)計 22 驗算比壓力 23 活塞環(huán)設(shè)計及計算 25 連桿的設(shè)計 25 連桿長度的確定 28 連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度、剛度計算 43 活塞的建模思路 45 連桿的特點分析 48 曲軸的建模思路 59 結(jié)論 59 參考文獻 為了真實全面地了解機構(gòu)在實際運行工況下的力學(xué)特性，本文采用了多體動力學(xué)仿真技術(shù)，針對機構(gòu)進行了實時的，高精度的動力學(xué)響應(yīng)分析與計算，因此本研究所采 用的高效、實時分析技術(shù)對提高分析精度，提高設(shè)計水平具有重要意義，而且 可以更直觀清晰地了解曲柄連桿機構(gòu)在運行過程中的受力狀態(tài)，便于進行精確計 算， 對進一步研究 發(fā)動 機的平衡與振動、 發(fā)動 機增壓的改造等均有較為實用的應(yīng)用價值。其中機構(gòu)運動學(xué)分析是研究兩個或兩個以上物體間的相對運動，即位移、速度和加速度的變化關(guān)系 ： 動力學(xué)則是研究產(chǎn)生運動 的力。該方法是機構(gòu)運動分析的較好方法。 當(dāng)考慮到對多柔體系統(tǒng)進行動力學(xué)分析時 ，有時還需要結(jié)合 Ansys 等專業(yè)的有限元分析軟件來進行 [7]。 偏心曲柄連桿機構(gòu) 其 特點是氣缸中心線垂直于曲軸的回轉(zhuǎn)中心線，但不通過曲軸的回轉(zhuǎn)中心，氣缸中心線距離曲軸的回轉(zhuǎn)軸線具有一偏移量 e。 5 圖 21 曲柄連桿機構(gòu)運動簡圖 Figure21 Crank movement diagram 活塞做往復(fù)運動時，其速度和加速度是變化的。 當(dāng) ??0? 或 ?180 時， 活塞速度為零，活塞在這兩點改變運動方向。2 ppDPg ??? （ 公式 10） 式中 ： gP —活塞上的氣體作用力 ， N ； p —缸內(nèi)絕對壓力 ， MPa ； p? —大氣壓力 ， MPa ； D —活塞直徑 ， mm。 表 21 缸內(nèi)絕對壓力 p 計算結(jié)果 Table21 Absolute pressure cylinder results 四個沖程終點壓力 計算公式 計算結(jié)果 /MPa 進氣終點壓力 dep 39。由條件可得下列換算公式： lllmm L 11 ??? llmm L 12 ?? 用平衡力系求合力的索多邊形法求出重心位置 G 。往復(fù)質(zhì)量 jm 的往復(fù)慣性力 jP 和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量 rm 的旋轉(zhuǎn)慣性力 rP 。發(fā)動機的工作可靠性與使用耐久性，在很大程度上與活塞組的工作情況有關(guān)。 磨損強烈 發(fā)動機在工作中所產(chǎn)生的側(cè) 向 作用力是較大的，同時，活塞在氣缸中的高速往復(fù)運動， 活塞組與氣缸表面之間 會 產(chǎn)生強烈磨損 ， 由于此處潤滑條件較差，磨損情況比較嚴重。 在發(fā)動機中，灰鑄鐵由于耐磨性、耐蝕性好、膨脹系數(shù)小、熱強度高、成本低、工藝性好等原因，曾廣泛地被作為活塞材料。 綜合分析， 該發(fā)動機活塞采用鋁硅合金材料鑄造而成 。因此火力岸高度的選取原則是：在滿足第一環(huán)槽熱載荷要求的前提下，盡量取得小些。因此，環(huán)岸高度一般第一環(huán)最大，其它較小。 對于汽油機 DH )~(1 ? ， 所以mmDH ????? 。所以活塞頂厚度 ? 應(yīng)從中央到四周逐漸加大，而且過渡圓角 r 應(yīng)足夠大，使活塞頂吸收的熱量能順利地被導(dǎo)至第二、三環(huán)，以減輕第一環(huán)的熱負荷，并降低了最高溫度 [9]。槽底圓角一般為 ~。 已知 maxp = ， 則 M P ap ??? ， M P ap ??? ， 圖 31 環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及環(huán)槽結(jié)構(gòu) 圖 32第一環(huán)岸的受力情況 [ 10] Figure31 The ring and the ring groove and ring groove clearance Figure32 First Force of the Central Coast 環(huán)岸是一個厚 1c 、 內(nèi)外圓直徑為 39。承受側(cè)向力作用的裙部表面，一般只是在兩個銷孔之間的弧形表面。 把活塞裙部的橫斷面設(shè)計成與裙部變形相適應(yīng)的形 狀。 裙部單位面積壓