【正文】 件裝配進行動力學仿真，可校核機構受力情況；根據(jù)機構運動約束及保證性能最優(yōu)的目標進行機構設計優(yōu)化，可最大限度地滿足性能要求，對設計提供指導和修正 [2]。 目前國內外對 發(fā)動 機 曲柄連桿機構 的動力學分析的方法很多，而且已經(jīng)完善和成熟。 發(fā)動 機曲柄連桿機構的動力學分析主要包括氣體力、慣性力、軸承力和曲軸轉矩等的分析，傳統(tǒng)的內燃機工作機構動力學、運動學分析方法主要有圖解法和解析法 [5]。 圖解法 圖解法形象比較直觀，機構 各 組成部分的位移、速度、加速度以及所受力的大小及改變趨勢均能通過圖解一目了然。解析法取點數(shù)值較少，繪制曲線精度不高。 復數(shù)向量法 復數(shù)向量法是以各個桿件作為向量，把在復平面上的連接過程用復數(shù)形式加以表達，對于包括結構參數(shù)和時間參數(shù)的解析式就時間求導后，可以得到機構的運動性能。 通過對機構運動學、動力學的分析，我們可以清楚了解內燃機工作機構的運動性能、運動規(guī)律等，從而可以更好地對機構進行性能分析和產(chǎn)品設計。近年來隨著計算機的發(fā)展，可以利用復雜的計算表達式來精確求解各種運動過程和動態(tài)過程，從而形成了機械性能分析和產(chǎn)品設計的現(xiàn)代理論和方法。但是過去由于手段的原因，大部分復雜的機構運動盡管能夠給出解析式，卻難以計算出供工程使用的計算結果，不得不用粗糙的圖解法求得數(shù)據(jù)。 本科生畢業(yè)設計 3 機械系統(tǒng)動態(tài)仿真技術的核心是利用計算機輔助技術進行機械系統(tǒng)的運動學和動力學分析，以確定系統(tǒng)各構件在任意時刻的位置、速度和加速度，進而確定系統(tǒng)及其及其各構件運動所需的作用力 [5]。這些軟件的功能重點是在力學分析上，在建模方面還是有很多不足，尤其是對這些復雜的曲柄連桿機構零部件的三維建模很難實現(xiàn)。當考慮到對多柔體系統(tǒng)進行動力學分析時，有時還需要結合 Ansys 等專業(yè)的有限元分析軟件來進行 [7]。 設計 研究的 主要 內 容 對內燃機運行過程中曲柄連桿機構受力分析 進行 深入研究，其主要的研究內容有 ： （ 1） 對曲柄連桿機構進行運動學和動力學分析， 分析曲柄連桿機構中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機構的主要零 部 件進行強度、剛度等方面的計算和校核 ，以便 達到設計要求； （ 2） 分析曲柄連桿機構中主要零部件如活塞，曲軸，連桿等的工作條件和設計要求，進行合理選材，確定出主要的結構尺寸，并進行相應的尺寸檢驗校核，以符合零件實際加工的要求 ； （ 3） 應用 Pro/E 軟件對曲柄連桿機構的零件分別建立實體模型，并將其分別組裝成活塞組件，連桿組件 ，然后定義相應的連接關系，最后裝配成完整的機構，并進行運動仿真分析，檢測其運動干涉，獲取分析結果 ； （ 4） 應用 Pro/E 軟件將零件模型圖轉化為相應的工程圖，并結合使用 AutoCAD軟件，系統(tǒng)地反應工程圖上的各類信息，以便實現(xiàn)對機構的進一步精確設計和檢驗。 曲柄連桿機構的類型 及方 案選擇 內燃機中采用曲柄連桿機構的型式很多，按運動學觀點可分為三類，即 :中心曲柄連桿機構、偏心曲柄連桿機構和主副連桿式曲柄連桿機構。這種型式的曲柄連桿機構在內燃機中應用最為廣泛。 偏心曲 最大側壓力，使活塞在膨脹行程與壓縮行程時作用在氣缸壁兩側的側壓力大小比較均勻。在關節(jié)曲柄連桿機構中，一個曲柄可以同時 帶動 幾 套 副連桿和活塞，這種結構可使內燃機長度縮短，結構緊湊，廣泛的應用于大功率的坦克和機車用 V 曲柄連連桿機構簡圖如圖 所示，圖 中氣缸中心線通過曲軸中心 O，OB 為曲柄， AB 為連桿， B 為曲柄銷中心， A 為連桿小頭孔中心或活塞銷中心。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量，認為它們分別做旋轉和往復運動，這樣就不需要對連桿的運動規(guī)律進行單獨研究 [9]。它的速度和加速度的數(shù)值以及變化規(guī)律對曲柄連桿機構以及發(fā)動機整體 工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機構運本科生畢業(yè)設計 5 動規(guī)律的主要任務就是研究活塞的運動規(guī)律。 當 ? = ?0 時，活塞銷中心 A 在最上面的位置 A1，此位置稱為上止點。 此時活塞的位移 x 為 : x= AA1 ==(r+l ) )co sco s( ?? lr ?? = )]c os1(1)c os1[( ??? ???r （ ） 式中 ： ? — 連桿比。只保留前兩項，則 ???? 2222 s i n211s i n1 ??? （ ） 將式（ ）帶入式（ ）得 （ ） 活塞的速度 將活塞位移公式（ ）對時間 t 進行微分，即可求得活塞速度 v 的精確值為 ?v )c os2s i n2(s i n ????? ???? rdtdadadxdtdx () 將式（ ）對時間 t 微分，便可求得活塞速度得近似公式為 ： 本科生畢業(yè)設計 6 （ ） 從式（ ）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。 活塞的加速度 將式（ ）對時間 t 微分，加速度的精確值為 ： ]c os 2s i n4c os 2c os[c os 3232 ???????? ?????? rdtdadadvdtdva （ ） 將式（ ）對時間 t 為微分，可求得活塞加速度的近似值為 ： 21222 2c o sc o s)2c o s( c o s aarrra ?????? ????????? （ ） 因此，活塞加速度也可以視為兩個簡 諧運動加速度之和，即由 ?? cos21 ra ? 與??? 2cos22 ra ? 兩部分組成。由于摩擦力的數(shù)值較小且變化規(guī)律很難掌握，受力分析時把摩擦阻力忽略不計。 計算過程中所需的相關數(shù)據(jù)參照 EA1113 汽油機，如附表 1 所示。2 ppDPg ??? （ ） 式中 ： gP — 活塞上的 ， MPa ； p? — 大氣壓力 ， MPa ； D— 活塞直徑 ， mm 。加速度從運動學中已經(jīng)知道，現(xiàn)在需要知道質量分布。為此進行質量換算。質量換算的目的是計算零件的運動質量，以便進一步計算它們 進氣終點壓力dep 39。 ppr ? 注： 1n — 平均壓縮指數(shù)， 1n = ~ ； ? — 壓縮比， ? =； 2n — 平均膨脹指數(shù)，2n =~ ； ???? ； maxp — 最大爆發(fā)壓力， maxp =3~ 5MPa ，取 maxp = ； 此時壓力角 ? = ?? 15~10 ，取 ? = ?13 。為了方便計算，將整個連桿（包括有關附屬零件）本科生畢業(yè)設計 8 的質量 Lm 用兩個換算質量 1m 和 2m 來代換，并假設是 1m 集中作用在連桿小頭中心處，并只做往復運動的質量； 2m 是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓 周做旋轉運動的質量 ， 如圖 所示 ： 圖 連桿質量的換算簡圖 為了保證代換后的質量系統(tǒng)與原來的質量系統(tǒng)在力學上等效，必須滿足下列三個條件： ① 連桿總質量不變，即 21 mmmL ?? 。 ③ 連桿相對重心 G 的轉動慣量 GI 不變 ，即 GIllmlm ??? 222211 )( 。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 。它們的質量可以看作是集中在活塞銷中心上，并以 hm 表示。 （ 3）不平衡回轉質量 rm 曲拐的不平衡質量及其代換質量如圖 所示 ： 圖 曲拐的不平衡質量及其代換質量 曲拐在繞軸線旋轉時，曲柄銷和一部分曲柄臂的質量將產(chǎn)生不平衡離心慣性力，稱為曲拐的不平衡質量。 質量 km 與換算到大頭中心的連桿質量 2m 之和稱為不平衡回轉質量 rm ，即 2mmm kr ?? 由上述換算 方法 計 算 得 ： 往復直線運動部分的質量 jm = ，不平衡回轉質量 rm = 。往復質量 jm 的往復慣性力 jP 和旋轉質量 rm 的旋轉慣性力 rP 。 jP 是沿氣缸中心線方向作用的，公式（ ）前的負號表示 jP 方向與活塞加速度 a 的方向相反。 活塞上的總作用力 ?P 分解與傳遞 如圖 所示， 首先，將 ?P 分解成兩個分力：沿連桿軸線作用的力 K ，和把活塞壓向氣缸壁的側向力 N ， 其中沿連桿的作用力 K 為： ?cos1??PK （ ） 而側向力 N 為： ?tan??PN （ ） 表 作用在活塞上的總作用力 ?P 四個沖程 氣壓力 gP /N 往復慣性力 jP /N 總作用力 ?P /N 本科生畢業(yè)設計 12 進氣終點 ? ? 壓縮終點 膨脹終點 ? ? 排氣終點 圖 作用在機構上的力和力矩 連桿作用力 K 的方向規(guī)定如下：使連桿受壓時為正號，使連桿受拉時為負號，缸 壁的側向力 N 的符號規(guī)定為：當側向力所形成的反扭矩與曲軸旋轉方向相反時，側向力為正值，反之為負值。 求得 切向力 T 、徑向力 Z 見 如 表 所示 : 表 切向力 T 、徑向力 Z 的計算結果 四個沖程 切向力 T /N 徑向力 Z /N 進氣終點 ? ? 壓縮終點 膨脹終點 ? ? 排氣終點 本章小結 本章首先分析了曲柄連桿機構的運動情況，重點分析了活塞的運動，在此基礎上分析了每個工作過程的氣體壓力變化情況，進一步推導出各過程氣體力的理論計算公式，進行了機構中運動質量的換算，并根據(jù) EA113 型汽油機的具體結構參數(shù)計算出了各過 程的氣體力，為后面章節(jié)的動力仿真提供了理論數(shù)據(jù)的依據(jù)。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。在機械載荷的作用下，活塞各部位了各種不同的應力：活塞頂部動態(tài)彎曲應力；活塞銷座承受拉壓及彎 曲 應力 ；環(huán)岸承受彎曲及剪應力。 為適應機械負荷，設計活塞時要求各處有合