汽車曲柄連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與運(yùn)動(dòng)仿真分析,汽車,曲柄,連桿機(jī)構(gòu),設(shè)計(jì),運(yùn)動(dòng),仿真,分析 目錄 目 錄 摘 要 III Abstract IV 1 緒 論 1 1.1 內(nèi)燃機(jī)發(fā)展簡(jiǎn)史 1 1.2 發(fā)動(dòng)機(jī)的性能指標(biāo) 1 1.3 發(fā)動(dòng)機(jī)的工作循環(huán) 2 1.4 曲柄連桿機(jī)構(gòu)綜述 3 1.5 曲柄連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的相關(guān)軟件以及部分軟件運(yùn)用的原理 6 1.6 主要的研究?jī)?nèi)容及方法 7 2 發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 7 2.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要零部件 7 2.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 8 3 發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)及動(dòng)力學(xué)分析 11 3.1 中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析 11 3.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的動(dòng)力分析 13 4 三維軟件建模 16 4.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的建模與裝配 16 5 曲柄連桿機(jī)構(gòu)主要零件有限元分析 20 5.1 活塞設(shè)計(jì)條件設(shè)置 20 5.2 活塞的有限元分析 22 5.3 曲軸設(shè)計(jì)條件設(shè)置 25 5.4 曲軸的有限元分析 26 6 基于ADAMS軟件的仿真分析 29 6.1 軟件介紹 29 6.2 運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)的基本概念 29 6.3 ADAMS中多剛體動(dòng)力學(xué)方程的建立 30 7 結(jié)論與展望 43 7.1 結(jié)論 43 7.2 展望 43 參考文獻(xiàn) 45 致 謝 46 II 摘要 汽車曲柄連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與運(yùn)動(dòng)仿真分析 摘 要 汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的功用是將混合氣體的化學(xué)能轉(zhuǎn)變?yōu)闄C(jī)械能，驅(qū)動(dòng)汽車行駛。曲柄連桿機(jī)構(gòu)是發(fā)動(dòng)機(jī)的重要組成部分，它能夠?qū)崿F(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)換能量的功效。 隨著時(shí)代的不斷發(fā)展，汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的構(gòu)造與性能已經(jīng)相當(dāng)成熟。本文通過(guò)對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算以及運(yùn)動(dòng)仿真分析，為今后發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)的進(jìn)一步創(chuàng)新提供理論依據(jù)。 文章首先通過(guò)計(jì)算，合理設(shè)計(jì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)各個(gè)部件的尺寸；接著利用PRO/E軟件對(duì)組成部件進(jìn)行建模，完成三維圖的裝配，保證各個(gè)部件的運(yùn)動(dòng)不會(huì)相互干涉；設(shè)計(jì)完成后，文章將使用ANSYS軟件以及ADAMS軟件對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行應(yīng)力分析和運(yùn)動(dòng)仿真分析，以確保機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)選取的尺寸的合理性，完成對(duì)設(shè)計(jì)的校核。 關(guān)鍵詞：曲柄連桿機(jī)構(gòu)；運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真分析；應(yīng)力分析;多體運(yùn)動(dòng)學(xué) IV Abstract Design and motion simulation analysis of crank-link mechanism of automobile Abstract The function of a car engine is to convert the chemical energy of a mixture of gases into mechanical energy to drive a car. The crank connecting rod mechanism is an important part of the engine, which can realize the power conversion energy of the engine. With the development of The Times, the structure and performance of automobile engine have been quite mature. The purpose of this article is not innovation, but through the design and calculation of crank connecting rod mechanism and the movement simulation analysis, for the future research work, and provide theoretical basis for the further innovation engine. This paper through calculation, the reasonable design of crank connecting rod mechanism the size of the parts, and components to make use of PRO/E software modeling, three dimensional figure assembly, ensure that the movement of the parts will not interfere with each other. In addition, the article also will use the ANSYS software, and stress analysis was carried out on the crank connecting rod mechanism of ADAMS software and the motion simulation analysis, in order to ensure the rationality of the mechanism design to select the size of the completion of the size of the check. Key words: crank link mechanism; Kinematics simulation analysis; Stress analysis; Multibody kinematics 第1章 緒論 1 緒 論 1.1 內(nèi)燃機(jī)發(fā)展簡(jiǎn)史 汽車發(fā)動(dòng)機(jī)有往復(fù)活塞式內(nèi)燃機(jī)、燃?xì)廨啓C(jī)、渦輪復(fù)合絕熱發(fā)動(dòng)機(jī)、轉(zhuǎn)子發(fā)動(dòng)機(jī)、電動(dòng)機(jī)、混合式發(fā)動(dòng)機(jī)等多種類型，其中運(yùn)用的最為廣泛的類型為往復(fù)活塞式內(nèi)燃機(jī)。隨著時(shí)間的推移，往復(fù)活塞式內(nèi)燃機(jī)的結(jié)構(gòu)和系統(tǒng)在不斷地完善，但無(wú)論怎樣發(fā)展，其基本的機(jī)構(gòu)-往復(fù)活塞和曲柄連桿機(jī)構(gòu)始終未變。 我們了解汽車內(nèi)燃機(jī)的發(fā)展歷程，可以從前人的經(jīng)驗(yàn)以及教訓(xùn)中把握住技術(shù)發(fā)展的主流方向。 17世紀(jì)中葉，前人就曾設(shè)想將某種工質(zhì)放在氣缸內(nèi)燃燒以獲得機(jī)械能。經(jīng)過(guò)多年的理論發(fā)展與實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，于1876年德國(guó)人奧托制造出了第一臺(tái)四沖程煤氣機(jī)，功率為2.9KW，效率可達(dá)10％-12％,但由于煤氣機(jī)需要使用氣體燃料，而當(dāng)時(shí)的氣體燃料來(lái)源困難,這阻礙了煤氣機(jī)的進(jìn)一步發(fā)展[1]。 在前人的研究基礎(chǔ)上之上，1883年，德國(guó)人戴姆勒和邁巴赫研制出了4沖程往復(fù)式汽油發(fā)動(dòng)機(jī)。隨后活塞式內(nèi)燃機(jī)不斷發(fā)展，到19世紀(jì)末，活塞式內(nèi)燃機(jī)大體上進(jìn)入了實(shí)用階段。 如今，在汽車和飛機(jī)工業(yè)的推動(dòng)下，內(nèi)燃機(jī)技術(shù)迅速發(fā)展。盡管汽油發(fā)動(dòng)機(jī)的應(yīng)用還存在少許的漏洞，世界各國(guó)都在努力研制新技術(shù)以補(bǔ)齊短板，但其機(jī)構(gòu)與功能已大體上趨近成熟。 1.2 發(fā)動(dòng)機(jī)的性能指標(biāo) 1.2.1動(dòng)力性指標(biāo) 發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力性指主要包括以下幾個(gè)參考量：有效轉(zhuǎn)矩、有效功率、轉(zhuǎn)速和平均有效壓力等。常以這些主要參考量來(lái)衡量發(fā)動(dòng)機(jī)的作功能力。 A.有效轉(zhuǎn)矩Te 發(fā)動(dòng)機(jī)的有效轉(zhuǎn)矩即指曲柄連桿機(jī)構(gòu)的曲軸端所傳遞出的轉(zhuǎn)矩，單位為N.m。一般情況下，內(nèi)燃機(jī)工作時(shí)，作用在活塞頂上的氣體壓力不斷變化，因此曲軸上形成的力矩值也在不斷變化，所測(cè)得的轉(zhuǎn)矩是它的平均值。 B.有效功率Pe 發(fā)動(dòng)機(jī)在單位時(shí)間內(nèi)對(duì)外輸出的有效功稱為有效功率，單位為KW[2]。內(nèi)燃機(jī)的有效功率可以利用測(cè)功機(jī)在發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)驗(yàn)臺(tái)架上測(cè)出，其數(shù)值等于有效轉(zhuǎn)矩與曲軸角速度的乘積。 C.平均有效壓力 平均有效壓力是衡量發(fā)動(dòng)機(jī)做功能力的一個(gè)重要指標(biāo)。所謂平均有效壓力，即指活塞頂面受到一個(gè)等效壓力作用，該壓力對(duì)活塞所作的功與發(fā)動(dòng)機(jī)每循環(huán)實(shí)際發(fā)出的的有效功相等。 1.2.2 發(fā)動(dòng)機(jī)的可靠性與耐久性指標(biāo) 可靠性即指發(fā)動(dòng)機(jī)在設(shè)定的運(yùn)行條件下能夠正常工作，并抵抗一定的故障影響的能力。故障次數(shù)[3]。 耐久性指發(fā)動(dòng)機(jī)能維持正常工作狀態(tài)的的極限時(shí)間，受到發(fā)動(dòng)機(jī)主要零件 磨損程度的影響，一般用內(nèi)燃機(jī)的大修里程來(lái)衡量發(fā)動(dòng)機(jī)的耐久性。 1.2.3 緊湊性指標(biāo) 發(fā)動(dòng)機(jī)的緊湊性指標(biāo)一般用比容積和單位體積功率衡量，它具體指發(fā)動(dòng)機(jī)總體結(jié)構(gòu)的緊湊性。 A.比質(zhì)量 發(fā)動(dòng)機(jī)的總質(zhì)量G與標(biāo)定功率Pe的比值稱為比質(zhì)量。它是表征內(nèi)燃機(jī)總體布置的緊湊性、制造技術(shù)和材料利用程度等綜合參數(shù)指標(biāo)。比質(zhì)量越小，發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)越緊湊。 B.比容積 發(fā)動(dòng)機(jī)的輪廓體積與標(biāo)定功率Pe的比值稱為比容積。比容積越小，發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)越緊湊。 1.2.4 經(jīng)濟(jì)性指標(biāo) A.有效效率 實(shí)際循環(huán)有效功We與所消耗的燃料熱量之比值稱為有效熱效率[5]，記作Ne，即 （1.1） B.有效燃油消耗率 有效燃油消耗率是指單位有效功的耗油量，通常用單位千瓦小時(shí)有效功所消耗的燃料克數(shù)表示【6】。降低燃油消耗率可以提高發(fā)動(dòng)機(jī)的燃油經(jīng)濟(jì)性能，即 （1.2）式中，，。 1.3 發(fā)動(dòng)機(jī)的工作循環(huán) 發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行工作循環(huán)是發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)熱能轉(zhuǎn)化為機(jī)械能的必要過(guò)程，它是發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)作的原因。工作循環(huán)包括有進(jìn)氣行程、壓縮行程、作功行程以及排氣行程四個(gè)部分。 1.3.1 進(jìn)氣行程 進(jìn)氣行程開始時(shí)，排氣門關(guān)閉而進(jìn)氣門開啟，此時(shí)活塞從上止點(diǎn)往下止點(diǎn)移動(dòng)。由于活塞下行過(guò)程中在氣缸內(nèi)產(chǎn)生很大的真空度，在氣缸內(nèi)外的壓力差作用下，可燃混合氣體從氣缸外部被逐漸吸入氣缸內(nèi)部。 1.3.2 壓縮行程 發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)入壓縮行程，活塞由下止點(diǎn)往上止點(diǎn)移動(dòng)，可燃?xì)怏w被逐漸壓縮。在剛進(jìn)入壓縮行程時(shí)，由于有一個(gè)進(jìn)氣遲閉角的設(shè)定，進(jìn)氣門不會(huì)立刻關(guān)閉，而是在活塞向上移動(dòng)的初始階段逐漸關(guān)閉。當(dāng)活塞移動(dòng)到上止點(diǎn)時(shí)，氣缸內(nèi)的溫度以及氣體密度都有所升高，為接下來(lái)的作功行程做好準(zhǔn)備。 1.3.3 作功行程 作功行程也稱作燃燒膨脹行程。當(dāng)活塞接近上止點(diǎn)時(shí)，火花塞點(diǎn)火，缸內(nèi)混合氣體劇烈燃燒，較高的氣壓會(huì)推動(dòng)活塞由上止點(diǎn)向下止點(diǎn)移動(dòng)，并將動(dòng)力由連桿、曲軸傳輸?shù)津?qū)動(dòng)輪。這里實(shí)現(xiàn)現(xiàn)了將氣體化學(xué)能轉(zhuǎn)化為驅(qū)動(dòng)汽車行駛的機(jī)械能的過(guò)程。 1.3.4 排氣行程 當(dāng)作功行程終了時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)入排氣行程。由于要將燃燒后的廢氣排出氣缸，活塞在接近下止點(diǎn)時(shí)排氣門打開，隨后活塞由下止點(diǎn)上行，廢氣被逐漸排出氣缸。整個(gè)過(guò)程分為兩個(gè)階段——自由排氣階段和強(qiáng)制排氣階段。 在發(fā)動(dòng)機(jī)的整個(gè)工作循環(huán)過(guò)程中，我們應(yīng)注意到幾個(gè)概念：工作容積：活塞從上止點(diǎn)運(yùn)動(dòng)到下一個(gè)點(diǎn)，稱為氣缸容積（活塞排量移）；燃燒室容積：活塞處于上止點(diǎn)位置，其頂部與氣缸蓋以及氣缸壁所圍成的容積稱為燃燒室容積；活塞行程：活塞從氣缸上止點(diǎn)運(yùn)動(dòng)到氣缸的下止點(diǎn)過(guò)程所掃過(guò)的距離成為活塞行程，一般用S表示；壓縮比：氣缸總?cè)莘e與氣缸燃燒室容積之比稱為壓縮比，它表示氣體的壓縮程度。 1.4 曲柄連桿機(jī)構(gòu)綜述 曲柄連桿機(jī)構(gòu)用來(lái)傳遞力、力矩，通過(guò)轉(zhuǎn)變自身機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)方式來(lái)達(dá)到將動(dòng)力輸出的作用。目前汽車發(fā)動(dòng)機(jī)主要采用往復(fù)活塞式連桿機(jī)構(gòu)。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)處于作功行程時(shí)，其燃燒室內(nèi)燃燒的氣體會(huì)產(chǎn)生高壓，作用于活塞上部，除此之外，曲柄連桿機(jī)構(gòu)還受到自身慣性力的作用。但是這些力是變化的，受到發(fā)動(dòng)機(jī)的工作狀況的影響。研究發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)形式以及動(dòng)力組成是對(duì)其進(jìn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的重要過(guò)程。 1.4.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的分類 內(nèi)燃機(jī)中采用曲柄連桿機(jī)構(gòu)的型式很多,按運(yùn)動(dòng)學(xué)觀點(diǎn)可分為三類,即中心、偏和[7]。 A.中心曲柄連桿機(jī)構(gòu) 該機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)在于它的氣缸中心線通過(guò)并垂直曲軸的回轉(zhuǎn)中心線。此外，中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)在發(fā)動(dòng)機(jī)中的應(yīng)用是最普遍的。中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)應(yīng)用于單列式、對(duì)置式等形式的內(nèi)燃機(jī)當(dāng)中。結(jié)構(gòu)布置簡(jiǎn)圖，如圖1.1所示： 圖1.1 中心式曲柄連桿機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖 B.偏心式曲柄連桿機(jī)構(gòu) 這種類型的機(jī)構(gòu)的區(qū)別是它的氣缸中心線垂直但不通過(guò)曲軸的回轉(zhuǎn)中心線。此外，偏心曲柄連桿機(jī)構(gòu)的氣缸中心線偏移曲軸回轉(zhuǎn)中心線一定的距離。該機(jī)構(gòu)可以減小曲柄連桿機(jī)構(gòu)處于作工狀態(tài)時(shí)的活塞所受到氣缸壁施加的最大側(cè)壓力。一般情況下，我們用偏心量e與曲柄半徑R的比值K=e/R即相對(duì)偏心量來(lái)控制偏心曲軸連桿的結(jié)構(gòu)布置，以確保連桿機(jī)構(gòu)能夠正常工作，并且保證所受側(cè)壓力的合理性。結(jié)構(gòu)布置簡(jiǎn)圖，如圖1.2所示： 圖1.2 偏心式曲柄連桿機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖 C.主副連桿式曲柄連桿機(jī)構(gòu) 主副連桿式機(jī)構(gòu)擁有主連桿和副連桿，一般情況下，采用這種機(jī)構(gòu)的發(fā)動(dòng)機(jī)有一列氣缸使用主連桿，而其他的氣缸會(huì)使用副連桿，這樣可以起到減小發(fā)動(dòng)機(jī)尺寸的作用，讓發(fā)動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)更緊湊。這種類型的連桿機(jī)構(gòu)廣泛的應(yīng)用于大功率的坦克和機(jī)車用V形內(nèi)燃機(jī)中。 1.4.2 連桿 連桿是曲柄連桿機(jī)構(gòu)的重要組成部件，它的工作可靠性直接影響著發(fā)動(dòng)機(jī)的工作可靠性。由于連桿連接著活塞以及曲軸組，所以連桿的運(yùn)動(dòng)屬于復(fù)合式運(yùn)動(dòng)，因此連桿運(yùn)動(dòng)過(guò)程中會(huì)同時(shí)受到來(lái)自活塞組的作用力（包括活塞組往復(fù)慣性力和氣體作用力）以及曲軸組轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)的反作用力。除此之外，連桿受到活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)的速度變化的影響，其桿身的擺速也處于變化的狀態(tài)，這就會(huì)使連桿產(chǎn)生一定的慣性力矩，從而產(chǎn)生彎矩，影響連桿自身的使用壽命。 連桿很可能會(huì)使曲柄連桿機(jī)構(gòu)出現(xiàn)以下問(wèn)題：連桿大頭變形使連桿螺栓承受附加彎矩；大頭孔失圓使軸瓦的工作條件和潤(rùn)滑惡化；桿身在曲軸平面內(nèi)的彎曲使活塞在氣缸內(nèi)歪斜,造成活塞與氣缸、瓦與曲柄銷的偏磨、活塞組與氣缸間漏氣、竄油等問(wèn)題。 為了確保工作可靠性,連桿需要滿足以下要求：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,尺寸緊湊,可靠耐用；在保證足夠的剛度和強(qiáng)度的前提下,盡可能減輕質(zhì)量,以降低慣性力；盡量縮短長(zhǎng)度,以降低內(nèi)燃機(jī)的總體尺寸和總重量；大小頭軸承工作可靠,耐磨性好；連桿螺栓疲勞強(qiáng)度高,連接可靠； 由于連桿起到傳遞動(dòng)力的作用，僅僅加大自身的尺寸還無(wú)法真正提高其承載性能。因此，我們要從曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)以及動(dòng)力學(xué)角度進(jìn)行分析，從連桿的構(gòu)型設(shè)計(jì)、材料選取以及熱工藝處理等多方面采取措施,來(lái)解決連桿尺寸與材料特性如強(qiáng)度、硬度之間的矛盾。 1.5 曲柄連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的相關(guān)軟件以及部分軟件運(yùn)用的原理 1.5.1 三維建模設(shè)計(jì)（PRO/E） PRO/E軟件是美國(guó)參數(shù)技術(shù)公司出產(chǎn)的一款三維軟件。它采用了模塊方式，可以用來(lái)進(jìn)行草圖繪制、零件制作、裝配設(shè)計(jì)等多種工作方式，在計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)中，它是使用較為廣泛的一種軟件。Pro/E采用了模塊方式，目前該軟件已經(jīng)出產(chǎn)多個(gè)版本，有proe2001、proe2.0、proe3.0、proe4.0、proe5.0、creo1.0、creo2.0、creo3.0等等。本文將采用creo3.0來(lái)對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行建模與裝配。 1.5.2 ADAMS仿真分析中的多體動(dòng)力學(xué) 多體運(yùn)動(dòng)學(xué)是研究多體系統(tǒng)的一門學(xué)科。多體系統(tǒng)即指由若干個(gè)剛性體以及柔性體所組成的系統(tǒng)。隨著近些年的發(fā)展，多體運(yùn)動(dòng)學(xué)的應(yīng)用越來(lái)越廣泛，為工程設(shè)計(jì)提供了有效的研究手段，幫助解決了設(shè)計(jì)過(guò)程中遇到的關(guān)于復(fù)雜系統(tǒng)的研究與仿真問(wèn)題。多體動(dòng)力學(xué)包括多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)和多柔體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)兩個(gè)部分[8],其中，多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)指若干個(gè)相互約束，相互連接的剛性體組成；多柔體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)指有若干個(gè)剛體和柔體混合組成的系統(tǒng)，它可以用于檢驗(yàn)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)是否存在運(yùn)動(dòng)干涉，對(duì)機(jī)械機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真，并相繼提出機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的優(yōu)化方案。目前針對(duì)多體運(yùn)動(dòng)學(xué)，多個(gè)國(guó)家都在致力于研發(fā)與之相關(guān)的運(yùn)動(dòng)仿真軟件，即利用多體運(yùn)動(dòng)學(xué)原理，對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行系統(tǒng)仿真研究。 1.5.3 有限元分析 有限元分析的內(nèi)在本質(zhì)即指對(duì)現(xiàn)實(shí)物理現(xiàn)象的模擬分析，它能夠解決現(xiàn)實(shí)中由于條件限制而無(wú)法直接對(duì)物理模型進(jìn)行操作檢驗(yàn)的問(wèn)題，通過(guò)對(duì)研究模型進(jìn)行實(shí)虛擬分析，從而達(dá)到檢驗(yàn)物理現(xiàn)象的目的（幾何以及施加載荷）。一般有限元分析主要包括3個(gè)部分，即創(chuàng)建有限模型，施加載荷并求解，結(jié)果分析。其中有限元模型的創(chuàng)建包括模型導(dǎo)入、材料定義以及網(wǎng)格劃分等，是進(jìn)行有限元處理的前期工作，而施加載荷并求解屬于求解模塊，結(jié)果分析則屬于后處理模塊。本文會(huì)在曲柄連桿機(jī)構(gòu)建模完成后利用有限元軟件對(duì)三維模型進(jìn)行應(yīng)力分析以確保 51 第2章 發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 模型設(shè)計(jì)的合理性。 1.6 主要的研究?jī)?nèi)容及方法 主要研究?jī)?nèi)容其實(shí)可以分為四大部分：首先，利用理論計(jì)算公式對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)模型尺寸進(jìn)行計(jì)算，取合理的尺寸值；其次，利用PRO/E軟件對(duì)零件模型進(jìn)行建模、裝配，此外還需檢驗(yàn)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中各個(gè)部分是否存在運(yùn)動(dòng)干涉；然后利用有限元軟件對(duì)模型施加載荷，分析其應(yīng)力狀況；最后，利用ADAMS軟件對(duì)連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真分析。 2 發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)要滿足機(jī)構(gòu)的運(yùn)行工況以及設(shè)計(jì)要求。普通的曲柄連桿機(jī)構(gòu)有以下三個(gè)部分組成：活塞連桿組、曲軸飛輪組以及機(jī)體組。一般具體設(shè)計(jì)機(jī)構(gòu)的零部件時(shí)，要充分考慮各個(gè)零部件的工作特性，使零部件在機(jī)構(gòu)運(yùn)轉(zhuǎn)工作時(shí)能滿足壽命要求與設(shè)計(jì)要求；我們還應(yīng)當(dāng)注重選取零部件的相應(yīng)材料以滿足零部件的工作環(huán)境要求。 2.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要零部件 2.1.1 活塞結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 活塞組由活塞、活塞銷和活塞環(huán)三個(gè)部分組成?；钊L(zhǎng)期處在高溫高壓的環(huán)境下工作。由于活塞承擔(dān)著傳遞動(dòng)力、維持曲柄連桿機(jī)構(gòu)正常運(yùn)作的作用，活塞的運(yùn)行狀況會(huì)對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的工況產(chǎn)生較大的影響?；钊哂型鶑?fù)運(yùn)動(dòng)的工作特性，保證活塞運(yùn)行順暢至關(guān)重要，必須防止活塞與氣缸壁之間產(chǎn)生強(qiáng)烈的磨損，一般對(duì)活塞采取飛濺潤(rùn)滑的方式。由此可知，為了是發(fā)動(dòng)機(jī)能維持良好的工況，保證輸出功率的穩(wěn)定與高效，我們需要提高活塞組的工作可靠性以及耐久性。 設(shè)計(jì)的活塞組的要滿足以下幾點(diǎn)： A.保證活塞傳遞動(dòng)力力、維持導(dǎo)向的功用，是活塞能夠暢通運(yùn)行； B.保證活塞與氣缸壁密封性，氣缸內(nèi)氣體不泄露； C.選擇合適的材料，保證活塞具有良好的傳熱特性。 D.配氣功能。 2.1.2 活塞設(shè)計(jì)要求 根據(jù)活塞的工作環(huán)境，進(jìn)行活塞結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)： A.選取散熱性能良好的材料，并保證活塞具有高強(qiáng)度，高耐磨的特性。 B.結(jié)構(gòu)布置合理，保證活塞與氣缸壁之間的良好配合，活塞能正常運(yùn)行。 C.活塞組與氣缸壁之間應(yīng)有良好的氣密性。 2.1.3 曲軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 曲軸屬于曲柄連桿機(jī)構(gòu)的一部分，主要作用在于傳遞動(dòng)力，維持發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)。它能夠?qū)飧字械臍怏w壓力轉(zhuǎn)變?yōu)轵?qū)動(dòng)曲軸旋轉(zhuǎn)的圓周力，并能將這種動(dòng)力對(duì)外輸出為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩，驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)。因此，設(shè)計(jì)好曲軸的結(jié)構(gòu)尺寸至關(guān)重要。質(zhì)量好的曲軸能夠延長(zhǎng)發(fā)動(dòng)機(jī)的使用壽命，提高發(fā)動(dòng)機(jī)的工作效率，設(shè)計(jì)曲軸具有以下特點(diǎn)： A.曲軸的機(jī)構(gòu)較為復(fù)雜，一般曲軸上設(shè)置有維持曲軸平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)的平衡重； B.曲軸上的連桿軸頸偏置于曲軸的中心線； C.曲軸上設(shè)置有油孔。保證潤(rùn)滑油能夠通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)上的油道流經(jīng)曲軸油孔，使曲軸能夠正常運(yùn)轉(zhuǎn)，不至于產(chǎn)生言重磨損以及劇烈抖動(dòng)現(xiàn)象的發(fā)生。 2.1.4 曲軸設(shè)計(jì)要求 由于曲軸處于發(fā)動(dòng)機(jī)4沖程循環(huán)不斷交替的狀態(tài)下工作，曲軸一般會(huì)承受由連桿傳遞來(lái)的氣動(dòng)力以及自身旋轉(zhuǎn)而產(chǎn)生的慣性力作用，因此曲軸的工作環(huán)境較為復(fù)雜。曲軸既承受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力又承受彎曲應(yīng)力，長(zhǎng)期以往，曲軸會(huì)產(chǎn)生疲勞應(yīng)力狀態(tài)。 因?yàn)榍S機(jī)構(gòu)的復(fù)雜，往往因?yàn)榍S自身變形而導(dǎo)致的附加應(yīng)力，會(huì)使曲軸特別是曲軸軸頸與曲柄的圓角過(guò)渡區(qū)出現(xiàn)應(yīng)力集中的情況，并且尤為突出。設(shè)計(jì)曲軸機(jī)構(gòu)時(shí)，要從致力于消除應(yīng)力分布，緩和應(yīng)力集中的角度出發(fā)，提高曲軸的疲勞強(qiáng)度。這樣可以才保證曲軸的工作可靠性。 通常曲軸在處于運(yùn)動(dòng)狀態(tài)時(shí)，曲軸的主軸頸會(huì)與曲柄銷之間產(chǎn)生一定的磨損。為了保證曲軸的工作質(zhì)量，設(shè)計(jì)曲軸時(shí)，應(yīng)該是使曲軸的摩擦表面具有一定耐磨性。除此之外，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)還應(yīng)該使曲軸具有較高的彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度。 2.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 本課題以EA113汽油發(fā)動(dòng)機(jī)為參考對(duì)象，設(shè)計(jì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要零件尺寸。EA113發(fā)動(dòng)機(jī)的有效功率是85KW，排量為2.0L，轉(zhuǎn)速6000。曲柄連桿機(jī)構(gòu)各主要尺寸參數(shù)的選定如下： 2.2.1 氣缸直徑的計(jì)算 （2.1） （2.2） （2.3） ； ； ，本文選取0.5L為參考量； ，由于課題研究的氣缸為4缸發(fā)動(dòng)機(jī)，從而選??； ； ，本文選?。? ； ； ，一般選取。 將上述數(shù)據(jù)代入公式（2.1），（2.2），（2.3）得：。 2.2.2 缸徑行程比 由于的取值范圍一般處于之間，本文取。 2.2.3 缸心距的確定 一般缸心矩選取范圍在之間，本文選取1.22，根據(jù)計(jì)算得到。 表2.1 活塞主要尺寸比例 尺寸比例 汽油機(jī) 0.60 ~ 1.00 0.35 ~ 0.60 0.40 ~ 0.80 0.04 ~ 0.10 0.25 ~ 0.30 根據(jù)上述表格1我們可以計(jì)算出活塞主要部件的尺寸，活塞高度取，壓縮高度取，頂部高度取，環(huán)帶高度取15mm。 ； ，，，一般??； 活塞頂與側(cè)壁之間采用了較大的過(guò)度圓角，為改善散熱狀況，一般取，本課題??； ； ； ； ； 連桿主要尺寸確定 因?yàn)檫B桿長(zhǎng)度L與結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)連，根據(jù)本課題內(nèi)容，選擇確定，??； 連桿小頭孔內(nèi)徑，取值為11mm； 連桿大頭孔內(nèi)徑，取值為45mm； 曲軸尺寸確定 曲軸=0.62D=51mm,長(zhǎng)度； 此外長(zhǎng) ，。 表2.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的主要尺寸 名稱 尺寸/ 活塞的高度 81 壓縮高度 49 頂部高度 5.7 環(huán)帶高度 15 活塞頂部厚度 6.5 活塞銷外徑 24.3 活塞裙部?jī)?nèi)徑 78 活塞銷座孔內(nèi)徑 12 連桿小頭孔內(nèi)徑 11 連桿大頭孔內(nèi)徑 45 連桿軸頸的外徑 48 曲軸軸頸的外徑 51 第3章 發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)及動(dòng)力學(xué)分析 3 發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)及動(dòng)力學(xué)分析 依據(jù)動(dòng)力學(xué)特性，發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的布置形式可分為三種：即中心式、中心偏移式以及主、副連桿式曲柄連桿機(jī)構(gòu)。本文中，我們選擇中心式的曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行研究，該類型機(jī)構(gòu)的機(jī)構(gòu)特征在于曲柄的旋轉(zhuǎn)中心線與氣缸中心線重合。本節(jié)是我們分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)以及動(dòng)力學(xué)特性的過(guò)程。 3.1 中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析 圖3.1 中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖 3.1.1 活塞 活塞的作用在于承受氣體壓力，并且傳遞氣體壓力，最終推動(dòng)曲軸的旋轉(zhuǎn)，從而輸出機(jī)械能。由于活塞處于高溫、高壓以及散熱條件較差的環(huán)境下工作，再加上燃?xì)獾幕瘜W(xué)腐蝕作用，要求活塞應(yīng)滿足以下幾個(gè)方面的要求： A.具有足夠的強(qiáng)度、剛度以及承受沖擊的能力; B.與氣缸壁之間的摩擦系數(shù)應(yīng)盡量小; C.具有較小的熱膨脹系數(shù)，高溫下不易變形，并且散熱能力強(qiáng); D.質(zhì)量較輕，可以降低慣性力和附加載荷。 3.1.2 活塞運(yùn)動(dòng)分析 根據(jù)上圖中曲柄連桿機(jī)構(gòu)的標(biāo)注，我們做出如下規(guī)定：點(diǎn)為氣缸上止點(diǎn)即活塞運(yùn)動(dòng)的起始位置，則相應(yīng)的點(diǎn)(圖中圓形軌跡的上頂點(diǎn)）規(guī)定為曲柄轉(zhuǎn)動(dòng)的起始點(diǎn)。因此，活塞的移動(dòng)距離表示為與之相對(duì)應(yīng)的曲軸所轉(zhuǎn)動(dòng)角度則表示為連桿的轉(zhuǎn)動(dòng)角為。在中心式曲柄連桿機(jī)構(gòu)中，當(dāng)活塞僅止于氣缸的上止點(diǎn)時(shí)，曲柄位移和連桿位移都相對(duì)應(yīng)的為零。這與某些其他類型的機(jī)構(gòu)相比，有所不同。 我們將曲柄的長(zhǎng)度用來(lái)表示，連桿。根據(jù)理論推導(dǎo)，文章直接給出活塞豎直位移公式為： （3.1） 此外，活塞的豎直速度公式為： （3.2） 活塞豎直加速度公式為： （3.3） 為了便于計(jì)算與研究，我們將活塞的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)的三個(gè)表征公式做出簡(jiǎn)化,形式如下： （3.4） （3.5） （3.6） 有上述公式，我們又可以進(jìn)一步推導(dǎo)出活塞豎直速度的最大值表達(dá)式： （3.7） 以及活塞加速度最大值的表達(dá)公式： （3.8） 3.1.3 連桿 連桿連接活塞與曲軸，能起到傳遞力的作用。它能夠?qū)⒒钊刂鴼飧字行木€的往返移動(dòng)轉(zhuǎn)化為驅(qū)動(dòng)曲軸作360度旋轉(zhuǎn)。值得一提的是，連接活塞與曲軸的連桿的運(yùn)動(dòng)往往不是單一的，而是一種平面復(fù)合運(yùn)動(dòng)。 由于連桿小頭沿著氣缸中心線做上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)，而連桿大頭則繞著曲軸中心線做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，這種平面復(fù)合運(yùn)動(dòng)使得對(duì)連桿運(yùn)動(dòng)的分析變得復(fù)雜。因此，我們一般采用等效法將連桿質(zhì)量按照比例等效分布于連桿大頭與連桿小頭部分，然后分析連桿大頭與連桿小頭的運(yùn)動(dòng)規(guī)律就可以達(dá)到簡(jiǎn)化分析過(guò)程的效果。 3.1.4 連桿運(yùn)動(dòng)分析 由前面的論述可知，連桿作復(fù)雜的平面復(fù)合式運(yùn)動(dòng)。連桿小端沿著氣缸中心線進(jìn)行移動(dòng)，而連桿桿身以則繞著連桿小端來(lái)回?cái)[動(dòng)，我們用連桿擺角 β 來(lái)描述連桿的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。根據(jù)幾何分析，我們得出了連桿的角位移、角速度等表征量的準(zhǔn)確表達(dá)式以及近似表達(dá)式。具體如表3.1： 表3.1 連桿運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 角位移 角速度 角加速度 準(zhǔn)確公式 近似公式 最大值 當(dāng)α=和α=時(shí)， 當(dāng)α=和α=時(shí)， 當(dāng)α=和α=時(shí)， 3.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的動(dòng)力分析 曲柄連桿機(jī)構(gòu)在運(yùn)作過(guò)程中，由于受到載荷作用，機(jī)構(gòu)在運(yùn)動(dòng)時(shí)自身不僅受到氣體壓力作用，還會(huì)受到慣性力以及部件之間產(chǎn)生的摩擦力等作用，受力情況較為復(fù)雜。本文在進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析時(shí)，對(duì)摩擦力等因素不予考慮，只分析機(jī)構(gòu)所受氣體壓力以及機(jī)構(gòu)各部件運(yùn)動(dòng)所產(chǎn)生的慣性力。 對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)力分析是進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)重要部分,因此我們?cè)谘芯壳B桿機(jī)構(gòu)中載荷的分布情況的過(guò)程中,需要找出是發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)作工況不穩(wěn)定的原因，分析是什么導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)、慣性力不平衡,并通過(guò)合理渠道得出解決問(wèn)題的措施。此外，動(dòng)力分析也是對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)部分零件進(jìn)行強(qiáng)度、剛度等計(jì)算的參考基礎(chǔ)。 圖3.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力簡(jiǎn)圖 3.2.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的質(zhì)量換算 A.活塞組的質(zhì)量換算 活塞組包括很多部件，但主要有活塞、活塞環(huán)、活塞銷等部件。由于活塞在受到氣壓作用時(shí)，活塞上的力都集中在活塞銷上，所以在分析活塞受力情況時(shí)，我們可假設(shè)力集中分布到了活塞銷中心點(diǎn)上。 B.曲柄組的質(zhì)量換算 曲軸受到連桿的作用，產(chǎn)生繞自身中心線旋轉(zhuǎn)的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，為了便于受力分析，我們對(duì)曲軸組各部分的質(zhì)量換算分別采取如下方法： 對(duì)于曲軸臂而言，由于它屬于曲柄組不平衡部分，所以我們采用公式將其質(zhì)量換算到曲軸的半徑R處，即有 （3.9） 其中指曲軸臂質(zhì)量，指曲軸臂質(zhì)心點(diǎn)與曲軸旋轉(zhuǎn)中心線之間的距離。除了曲軸臂，曲軸銷也屬于不平衡部分，因此將該部分質(zhì)量簡(jiǎn)化為。 由于曲柄主軸頸的質(zhì)心位于曲軸旋轉(zhuǎn)中心線上,即在曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)不會(huì)產(chǎn)生慣性力作用，所以對(duì)此忽略不計(jì)，最終我們可得公式： （3.10） C.桿組的質(zhì)量換算 連桿處于活塞與曲軸之間，起到連接并傳遞動(dòng)力的作用。連桿的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)不同于活塞與曲軸，是一種復(fù)雜的平面復(fù)合運(yùn)動(dòng)。連桿小頭沿著氣缸中心線作往復(fù)移動(dòng)，而連桿大頭則繞曲軸中心線作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，因此我們將連桿質(zhì)量按比例換算到連桿大小頭處。要想換算后的效果與原構(gòu)件相同，我們運(yùn)用如下幾個(gè)力學(xué)原理： a. 保持質(zhì)量相等，即等效換算前后，研究系統(tǒng)總質(zhì)量不變，即 或 (3.11) b. 保持質(zhì)心位置不變動(dòng)，即簡(jiǎn)化前后系統(tǒng)質(zhì)心位置重合，有如下: (3.12) 上述式子中，表示簡(jiǎn)化后質(zhì)量距離原連桿組件之間的長(zhǎng)度。 c. 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量保持不變，即指等效換算后的各部分質(zhì)量組件對(duì)其系統(tǒng)質(zhì)心的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量與原系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量是相等的，因此有公式 (3.13) 3.2.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的慣性力和慣性力矩表達(dá)式 A.氣缸氣壓表達(dá)式 活塞受到的氣壓作用使得曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)作。該氣體壓力的公式表達(dá)為： （3.14） 上述表達(dá)式中，表示隨發(fā)動(dòng)機(jī)工況的變化而變動(dòng)的氣缸壓力的表壓(Pa)，D指氣缸直徑。 B.曲柄連桿機(jī)構(gòu)慣性力表達(dá)式 作用在活塞銷的中心部位并且沿著氣缸中心線作往復(fù)直線移動(dòng)的質(zhì)量為： （3.15） （3.16） 其中，——活塞組的質(zhì)量；——質(zhì)量換算后集中于連桿小頭處的質(zhì)量；——連桿組總質(zhì)量;——連桿小頭到連桿中心位置的距離[9]。 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的往復(fù)慣性力的表達(dá)式為： （3.17） C.曲柄連桿機(jī)構(gòu)離心慣性力表達(dá)式 曲柄連桿機(jī)構(gòu)中作回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的總質(zhì)量為： （3.18） 式中，——曲柄不平衡質(zhì)量；——連桿大端換算質(zhì)量;。 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的離心慣性力為： 第4章 三維建模 （3.19） D.曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析 首先，我們明確作用在活塞上的壓力F是由活塞受到氣體壓力以及自身運(yùn)動(dòng)所產(chǎn)生的慣性力的合力；其次，由于活塞要通過(guò)連桿將動(dòng)力傳輸給曲軸，故我們要將力F分解為沿著連桿的推力以及垂直于氣缸壁的側(cè)壓力（氣缸有翻轉(zhuǎn)趨勢(shì)的原因）；然后，會(huì)最終作用到曲柄銷中心處（在圖中我們將分解為和）；最終，我們可得出曲柄銷處作用的合力。式子中,指曲柄的離心慣性力。 4 三維軟件建模 4.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的建模與裝配 4.1.1 活塞的創(chuàng)建 【新建】按鈕；【零件】，【實(shí)體】，三維PRO/E。 A.【拉伸】功能，單擊【放置】選擇，坐標(biāo)系位置； B.，； C. D.； E.; F.如圖4.1所示； G.。 圖4.1 活塞三維圖 4.1.2 連桿的創(chuàng)建 打開PRO/E軟件的圖標(biāo)，進(jìn)入PRO/E軟件界面，單擊“文件”中的【新建】 選擇【零件】類型，子類型為【實(shí)體】，名稱名為連桿，單擊確定按鈕，進(jìn)入PRO/E的零件設(shè)計(jì)工作臺(tái)。 A.運(yùn)用零件的【拉伸】功能，點(diǎn)擊【放置】選擇，完成創(chuàng)建連桿所在的坐標(biāo)系位置[10]； B.創(chuàng)建連桿模型，連桿由連桿體和連桿蓋組成，因?yàn)橛袃蓚€(gè)互相垂直的對(duì)稱面。所以先建立對(duì)稱平面連桿的1/2模型； C.鏡像完成的整個(gè)連桿模型； D.完成創(chuàng)建各部分的倒圓角； E.完成創(chuàng)建的連桿模型如圖4.2所示。 圖4.2 連桿三維圖 4.1.3 曲軸的創(chuàng)建 單擊“文件”中的【新建】；選擇【零件】類型，子類型為【實(shí)體】，，，進(jìn)入PRO/E的零件設(shè)計(jì)工作臺(tái)。 A.運(yùn)用零件的【拉伸】功能，單機(jī)【放置】選擇，坐標(biāo)系位置； B.，、、、、和曲軸前端組成。； C. D.； E.如圖4.3所示。 圖4.3 曲軸三維圖 4.1.4 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的裝配 單擊【文件】中的【新建】【類型】選擇裝配，【子類型】選擇設(shè)計(jì)。如圖4.4所示。 圖4.4 單擊【模型】中的組裝作用，子菜單選擇【組裝】。的建模圖，如圖3.5所示。 如圖4.5所示。 圖4.5 局部裝配圖 單擊【文件】中的【新建】【類型】選擇裝配。行裝配，如圖4.6所示。 圖4.6 曲柄連桿機(jī)構(gòu)裝配圖 5 曲柄連桿機(jī)構(gòu)主要零件有限元分析 5.1 活塞設(shè)計(jì)條件設(shè)置 以及活塞直徑等，；其次，選取活塞內(nèi)徑以及活塞銷孔的直徑作為參考變化量，而活塞的其他部件尺寸保持不變。 5.1.1 變量設(shè)計(jì) 第5章 曲柄連桿機(jī)構(gòu)主要零件有限元分析 我們首先假定活塞的三維模型，并將變量用矩陣形式表示為下式（5.1）: (5.1) 單位mm。 5.1.2 函數(shù)建立 計(jì)算如下（5.2）所示。 （5.2） 度,單位mm;為活塞銷座孔直徑,單位mm;；；。 5.1.3 條件約束 活塞強(qiáng)度計(jì)算 當(dāng)曲柄連桿機(jī)構(gòu)處于工作狀態(tài)時(shí)，活塞處在高溫高壓的環(huán)境下工作，并且承擔(dān)著傳遞動(dòng)力的作用，這導(dǎo)致活塞擁有較為復(fù)雜的應(yīng)力狀態(tài)。本小節(jié)計(jì)算第一環(huán)岸的強(qiáng)度、裙部和銷座的單位壓力，并以此作為主要的設(shè)計(jì)參考依據(jù)。 A.第一環(huán)岸的強(qiáng)度校核 第一環(huán)岸主要計(jì)算在最大氣體爆發(fā)壓力時(shí)的剪切應(yīng)力與彎曲強(qiáng)度。當(dāng)活塞頂部受到高溫高壓的氣體壓力為時(shí)，通常第一道環(huán)作用在第一環(huán)岸上面的氣體壓力可取為，環(huán)岸下面的氣體壓力可取為。通常情況下，取環(huán)槽的深度，則。環(huán)岸根部所受的彎矩力M為： （5.3） ： （5.4） ： （5.5） ： （5.6） 根據(jù)依據(jù)，： （5.7） 在選用活塞材料時(shí)，一般要注意到活塞的許用應(yīng)力值不能超過(guò)其合成應(yīng)力值。材料許用范圍是：鋼100 ~ 150MPa；鑄鐵60 ~ 80MPa；鋁合金30 ~ 40MPa。活塞材料選取的質(zhì)量決定了活塞材料的許用應(yīng)力值大小。 B.活塞裙部和銷座的比壓 活塞裙部和銷座的比壓，即：按下式5.8計(jì)算： （5.8） (5.8)式中，為氣體最大作用力，單位為MN；為活塞與活塞環(huán)最大往復(fù)慣性力，單位MN；為活塞銷外徑；為活塞銷座長(zhǎng)度。的許用值通常發(fā)動(dòng)機(jī)取15 ~ 35MPa； 其他約束條件 因?yàn)榧s束條件其所選的變量應(yīng)都為非負(fù)，包括活塞的外徑與內(nèi)徑參數(shù)變化范圍應(yīng)，外徑內(nèi)徑，與之對(duì)應(yīng)活塞銷座孔直徑滿足條件的參數(shù)范圍內(nèi)。 5.2 活塞的有限元分析 將PRO/E三維零件活塞圖另存為iges格式，導(dǎo)入ANSYS軟件當(dāng)中。如圖5.1所示： 圖5.1活塞模型 活塞處于高溫高壓的惡劣環(huán)境下工作，為了保證活塞具有較高的熱強(qiáng)度，良好的散熱性能，我們選取鋁合金材料作為活塞材料。此外，鋁合金的導(dǎo)熱性能差，耐磨，因此可以使活塞具有良好的使用壽命。根據(jù)其工作環(huán)境及特性，依次單擊ANSYS—workbench—Static Structural—Engineering Data，設(shè)置活塞的彈性模量、泊松比以及密度。 由本文所設(shè)計(jì)的活塞尺寸，可以確定: 活塞裙部?jī)?nèi)徑，活塞銷座孔直徑。導(dǎo)入建立的活塞有限元模型，并進(jìn)行網(wǎng)格劃分。點(diǎn)擊mesh，在sizing—Element Size一欄中輸入0.005，即單元邊長(zhǎng)為5mm。如圖5.2所示 圖5.2 劃分網(wǎng)格圖 一般情況下，活塞主要受到氣體壓力以及自身慣性力的作用，其中氣體壓力的影響最大。氣體壓力主要集中作用在活塞頂面。通過(guò)查找資料比對(duì)，得知活塞受到的壓力大約為15MPa。 選擇分析類型為靜力結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析，對(duì)活塞有限元模型進(jìn)行加載與求解[13]。在曲柄連桿機(jī)構(gòu)中，活塞的主要作用是用于傳遞動(dòng)力。由于活塞通過(guò)連桿機(jī)構(gòu)將氣體動(dòng)力傳輸?shù)角S上，所以將活塞銷的內(nèi)表面選取為受力面是較為合適的。對(duì)Z、Y方向施加約束，并對(duì)活塞頂面施加載荷壓力15MPa得出活塞約束如圖5.3所示，求解得出活塞的位移分布云圖如圖5.4所示[14]。 圖5.3 施加載荷圖 如圖5.4，可以看出圖中活塞在活塞銷孔上表面處所受到其最大應(yīng)力，活塞位移從縱向頂部向活塞裙部依次減少，但活塞銷孔以下變形位移不大，活塞側(cè)頂部出現(xiàn)最大變形位移,最大變形位移值為0.010196mm。 圖5.4 活塞應(yīng)變圖1 圖5.5 活塞應(yīng)變圖2 5.3 曲軸設(shè)計(jì)條件設(shè)置 曲軸曲拐的幾何尺寸主要包括以下幾個(gè)參數(shù)：、主軸頸的、、以及主軸頸到曲柄臂的過(guò)渡圓角。本文選取作為變量參數(shù)，對(duì)曲軸模型進(jìn)行理論分析與設(shè)計(jì)，同時(shí)保持曲軸的其他參數(shù)不變[15]。 5.3.1 變量設(shè)計(jì) （5.9） ；。 5.3.2 函數(shù)建立 根據(jù)變量選定后，設(shè)置建立對(duì)應(yīng)的曲軸結(jié)構(gòu)的模型，以目標(biāo)函數(shù)為體積，公式如下5.10所示： （5.10） ；。 5.3.3 條件約束 A.連桿軸頸的表面的壓力分布 ，，將氣體力最終傳遞到曲軸處，使活塞的帶動(dòng)給曲軸做圓周運(yùn)動(dòng)，通過(guò)設(shè)二次拋物線的規(guī)律分布為的載荷的，沿軸頸余弦規(guī)律設(shè)定圓周度進(jìn)行分布[19]。 B.相鄰曲拐相互作用的扭矩 因?yàn)榍S通過(guò)旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生扭矩，從而帶動(dòng)飛輪，從而進(jìn)一步帶動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)整體運(yùn)轉(zhuǎn)，所以在曲拐每一截面都會(huì)設(shè)置反向一扭轉(zhuǎn)力矩，由下式5.11表示： （5.11） ；；n為曲軸的額定轉(zhuǎn)速，。 C.邊界約束的處理 通常情況下內(nèi)燃機(jī)機(jī)體組上的曲軸主要靠主軸頸整體固定的，在曲軸與機(jī)體之間會(huì)設(shè)計(jì)止推軸承，其功用就是防止曲軸有軸向移動(dòng)，影響曲軸工作可靠性。為了實(shí)現(xiàn)對(duì)曲軸的實(shí)際約束，假設(shè)如下：在曲軸主軸頸設(shè)置軸向運(yùn)動(dòng)的約束，避免曲軸主軸頸的軸向位移；由曲軸主軸頸表面上設(shè)置徑向運(yùn)動(dòng)的約束，避免主軸頸的徑向位移；通過(guò)添加彈性單元模量，來(lái)進(jìn)行模擬主軸頸與機(jī)體組對(duì)止推軸承的約束。 5.4 曲軸的有限元分析 由于AVSYS應(yīng)力分析軟件能夠和PRO/E三維建模軟件實(shí)現(xiàn)無(wú)縫對(duì)接，將曲軸模型保存為STEP格式，最后導(dǎo)入到ANSYS中，其模型如圖5.6.所示： 圖5.6曲軸導(dǎo)入圖 有限元前處理模塊 A. 利用mesh自由化分網(wǎng)格功能對(duì)有限元模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。依次ANSYS—workbench—Static Structural—Engineering Data，選取曲軸的材料為45號(hào)剛，設(shè)置曲軸的彈性模量為，泊松比為0.43[11]，曲軸密度為。建立有限元模型網(wǎng)格劃分圖（單元網(wǎng)格邊長(zhǎng)為5mm），如圖5.7所示： 圖5.7 曲軸劃分網(wǎng)格圖 曲軸工作所受應(yīng)力情況比較復(fù)雜，其工作通過(guò)活塞連桿組傳導(dǎo)的氣體力，轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，曲軸連桿軸頸上表面應(yīng)力與活塞受到的氣體壓力相差不多,從資比對(duì)，得知為15MPa。 B. 加載及求解。先選擇靜力學(xué)分析類型，選擇曲軸連桿軸頸上表面，對(duì)已經(jīng)劃分網(wǎng)格的曲軸施加載荷，緊接著在主軸頸下表面X、Z方向約束。如圖5.8所示： 圖5.8 曲軸約束圖 在連桿軸頸上表面施加壓力為15MPa，如圖5.9，從圖中可以得出，受到壓力載荷下，應(yīng)力比較集中在連桿軸頸和其曲拐的過(guò)渡表面處，應(yīng)力從連桿軸頸到曲拐依次減弱，說(shuō)明連桿軸頸的受力的最大應(yīng)力在此處，得到連桿軸頸的最大應(yīng)力位移量1.1644為mm。 圖5.9 曲軸應(yīng)力圖 第6章 基于ADAMS軟件的仿真分析 6 基于ADAMS軟件的仿真分析 6.1 軟件介紹 ADAMS即機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析軟件是一款能夠?qū)C(jī)械運(yùn)行系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析的軟件。ADAMS主要具有以下一些功能： A.模擬實(shí)際系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)過(guò)程，檢查系統(tǒng)是否存在運(yùn)動(dòng)干涉； B.為汽車的研發(fā)提供多方位的仿真模塊。如汽車動(dòng)力以及運(yùn)動(dòng)分析仿真模塊，發(fā)動(dòng)機(jī)建模模塊，傳動(dòng)系統(tǒng)建模模塊，輪胎、底盤、懸架模塊等等； C.提供開放的研究環(huán)境。ADAMS軟件可以通過(guò)自身的開放接口分別與PRO/E三維軟件、ANSYS應(yīng)力分析軟件以及CAD等軟件進(jìn)行連接，方便技術(shù)人員高效研究汽車的各個(gè)模塊； D.提供系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)功能選項(xiàng)，滿足模型設(shè)計(jì)的實(shí)際需求。 ADAMS仿真分析軟件有三個(gè)基本的程序模塊：、、。 其中，屬于ADAMS分析軟件的前處理模塊。它是其它建模軟件導(dǎo)入模型的接口，并且實(shí)現(xiàn)對(duì)系統(tǒng)的建模、條件約束、參數(shù)設(shè)置等前期設(shè)定工作。能夠調(diào)用模塊，對(duì)系統(tǒng)模型進(jìn)行求解，并且在完成分析后能夠自動(dòng)返回界面。 屬于ADAMS軟件的計(jì)算模塊，用以求解研究對(duì)象的運(yùn)動(dòng)以及動(dòng)力問(wèn)題。 當(dāng)完成求解步驟之后，ADAMS可以調(diào)用模塊進(jìn)行后處理工作。它用以繪制仿真曲線，并對(duì)仿真曲線的規(guī)律進(jìn)行總結(jié)，找出系統(tǒng)需要優(yōu)化的步驟。除此之外，ADAMS系統(tǒng)還會(huì)提供一些研究其它方向的應(yīng)用模塊，有：等等。 6.2 運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)的基本概念 6.2.1 剛體的位置 程序中,剛體的質(zhì)心位置用表示,即；剛體的方位用三個(gè)歐拉角來(lái)表示,即；表示,共包含六個(gè)。 ； ：； 式子中：。 6.2.2 剛體的動(dòng)能 平動(dòng)動(dòng)能： （6.1） 式中：。 轉(zhuǎn)動(dòng)動(dòng)能： （6.2） 式中：。 6.2.3 剛體的動(dòng)量 在迪卡爾坐標(biāo)系下,剛體的動(dòng)量又可以分為和： 平動(dòng)動(dòng)量為即;;。 轉(zhuǎn)動(dòng)動(dòng)量為： ； （6.3） （6.4） ； （6.5） 6.3 ADAMS中多剛體動(dòng)力學(xué)方程的建立 6.3.1 ADAMS中多剛體系統(tǒng)自由度的定義 ADMS中自由度的計(jì)算公式為： （6.6） 式中： 6.3.2 ADAMS中多剛體動(dòng)力學(xué)方程的建立 ADAMS根據(jù)機(jī)械系統(tǒng)模型,自動(dòng)建立系統(tǒng)的拉格朗日運(yùn)動(dòng)方程,對(duì)每個(gè)剛體,列出個(gè)廣義坐標(biāo)帶乘子的拉格朗日方程及相應(yīng)的約束方程。 （6.7） 上式中： 上述兩個(gè)方程可寫成： （6.8） 式子中，；； 動(dòng)能定義為： （6.9） 將該表達(dá)式表述為矩陣： (6.10) 式中；；M,分別表示6×6廣義質(zhì)量對(duì)角矩陣和6×1廣義矩陣：；。 對(duì)于上述代數(shù)微分方程的求解方法有多種,可將二階微分方程降為一階微分方程來(lái)求解,或直接對(duì)二階微分方程進(jìn)行積分求解。ADMS采用了前一種方法,即將所有的拉格朗日方程均寫成一階微分方程形式,并引入,，得： （6.11） 式子中：。 綜上所述，對(duì)多剛體系統(tǒng)ADAMS將列出如下的剛體運(yùn)動(dòng)方程。 6個(gè)一階動(dòng)力學(xué)方程（將力與加速度相聯(lián)系）： （6.12） 式子中； 6個(gè)一階運(yùn)動(dòng)學(xué)方程（將位置與速度相聯(lián)系）： （6.13） 此外還有約束代數(shù)方程、外力定義方程和自定義的代數(shù)微分方程。 6.4 ADAMS的運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)分析 6.4.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真 前處理模式： A. 導(dǎo)入模型，進(jìn)入前處理模式，如圖6.1,圖6.2所示： 圖6.1 圖6.2 B. 然后進(jìn)行布爾組合物體，把相對(duì)不動(dòng)的組為一個(gè)物體，雙擊每個(gè)物體賦予材料steel，彈出如下圖6.3: 圖6.3 C. 右鍵選擇steel，然后點(diǎn)擊apply并確定，建立鉸鏈，得出下圖6.4: 圖6.4 求解: 右擊選擇菜單，單擊modify選項(xiàng)；接著系統(tǒng)會(huì)彈出如下表: 圖6.5 點(diǎn)擊impose motion修改速度為里面的內(nèi)容，內(nèi)容表示0-0.1s為加速達(dá)到60*60r/min的轉(zhuǎn)速。然后進(jìn)行仿真：點(diǎn)擊就進(jìn)行仿真了。 后處理： 點(diǎn)擊進(jìn)入后處理，可得出如下的曲線圖： 圖6.6 活塞速度曲線圖 圖6.7 活塞加速度曲線圖 圖6.8 連桿速度曲線圖 圖6.9 連桿加速度曲線圖 圖6.10 連桿角速度曲線圖 圖6.11 連桿角加速度曲線圖 從上述圖中可以看出連桿的加速度是非常大的。在開始運(yùn)動(dòng)仿真之前，我們采用雙質(zhì)量代換的方法使連桿的質(zhì)量集中于連桿的大、小頭部分，然后分別對(duì)連桿大小頭進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)分析。這種方法會(huì)使得仿真的結(jié)果誤差產(chǎn)生較大的誤差；從活塞的加速度圖中可以看出，活塞從上止點(diǎn)往下止點(diǎn)移動(dòng)過(guò)程中，其加速度逐漸減小，而在上止點(diǎn)附近時(shí)加速度最大。 在活塞與連桿的速度圖對(duì)比中，活塞與連桿的速度變化規(guī)律較為清晰，運(yùn)動(dòng)較為穩(wěn)定，可以確定本