汽車曲柄連桿機構的設計與運動仿真分析,汽車,曲柄,連桿機構,設計,運動,仿真,分析 目錄 目 錄 摘 要 III Abstract IV 1 緒 論 1 1.1 內燃機發(fā)展簡史 1 1.2 發(fā)動機的性能指標 1 1.3 發(fā)動機的工作循環(huán) 2 1.4 曲柄連桿機構綜述 3 1.5 曲柄連桿機構設計的相關軟件以及部分軟件運用的原理 6 1.6 主要的研究內容及方法 7 2 發(fā)動機曲柄連桿機構的設計 7 2.1 曲柄連桿機構的主要零部件 7 2.2 曲柄連桿機構尺寸設計 8 3 發(fā)動機曲柄連桿機構的運動學及動力學分析 11 3.1 中心曲柄連桿機構運動分析 11 3.2 曲柄連桿機構的動力分析 13 4 三維軟件建模 16 4.1 曲柄連桿機構的建模與裝配 16 5 曲柄連桿機構主要零件有限元分析 20 5.1 活塞設計條件設置 20 5.2 活塞的有限元分析 22 5.3 曲軸設計條件設置 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 運動學和動力學的基本概念 29 6.3 ADAMS中多剛體動力學方程的建立 30 7 結論與展望 43 7.1 結論 43 7.2 展望 43 參考文獻 45 致 謝 46 II 摘要 汽車曲柄連桿機構的設計與運動仿真分析 摘 要 汽車發(fā)動機的功用是將混合氣體的化學能轉變?yōu)闄C械能，驅動汽車行駛。曲柄連桿機構是發(fā)動機的重要組成部分，它能夠實現(xiàn)發(fā)動機轉換能量的功效。 隨著時代的不斷發(fā)展，汽車發(fā)動機的構造與性能已經相當成熟。本文通過對曲柄連桿機構進行設計計算以及運動仿真分析，為今后發(fā)動機設計的進一步創(chuàng)新提供理論依據。 文章首先通過計算，合理設計曲柄連桿機構各個部件的尺寸；接著利用PRO/E軟件對組成部件進行建模，完成三維圖的裝配，保證各個部件的運動不會相互干涉；設計完成后，文章將使用ANSYS軟件以及ADAMS軟件對曲柄連桿機構進行應力分析和運動仿真分析，以確保機構設計選取的尺寸的合理性，完成對設計的校核。 關鍵詞：曲柄連桿機構；運動學仿真分析；應力分析;多體運動學 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 內燃機發(fā)展簡史 汽車發(fā)動機有往復活塞式內燃機、燃氣輪機、渦輪復合絕熱發(fā)動機、轉子發(fā)動機、電動機、混合式發(fā)動機等多種類型，其中運用的最為廣泛的類型為往復活塞式內燃機。隨著時間的推移，往復活塞式內燃機的結構和系統(tǒng)在不斷地完善，但無論怎樣發(fā)展，其基本的機構-往復活塞和曲柄連桿機構始終未變。 我們了解汽車內燃機的發(fā)展歷程，可以從前人的經驗以及教訓中把握住技術發(fā)展的主流方向。 17世紀中葉，前人就曾設想將某種工質放在氣缸內燃燒以獲得機械能。經過多年的理論發(fā)展與實踐經驗，于1876年德國人奧托制造出了第一臺四沖程煤氣機，功率為2.9KW，效率可達10％-12％,但由于煤氣機需要使用氣體燃料，而當時的氣體燃料來源困難,這阻礙了煤氣機的進一步發(fā)展[1]。 在前人的研究基礎上之上，1883年，德國人戴姆勒和邁巴赫研制出了4沖程往復式汽油發(fā)動機。隨后活塞式內燃機不斷發(fā)展，到19世紀末，活塞式內燃機大體上進入了實用階段。 如今，在汽車和飛機工業(yè)的推動下，內燃機技術迅速發(fā)展。盡管汽油發(fā)動機的應用還存在少許的漏洞，世界各國都在努力研制新技術以補齊短板，但其機構與功能已大體上趨近成熟。 1.2 發(fā)動機的性能指標 1.2.1動力性指標 發(fā)動機動力性指主要包括以下幾個參考量：有效轉矩、有效功率、轉速和平均有效壓力等。常以這些主要參考量來衡量發(fā)動機的作功能力。 A.有效轉矩Te 發(fā)動機的有效轉矩即指曲柄連桿機構的曲軸端所傳遞出的轉矩，單位為N.m。一般情況下，內燃機工作時，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，所測得的轉矩是它的平均值。 B.有效功率Pe 發(fā)動機在單位時間內對外輸出的有效功稱為有效功率，單位為KW[2]。內燃機的有效功率可以利用測功機在發(fā)動機實驗臺架上測出，其數值等于有效轉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)動機做功能力的一個重要指標。所謂平均有效壓力，即指活塞頂面受到一個等效壓力作用，該壓力對活塞所作的功與發(fā)動機每循環(huán)實際發(fā)出的的有效功相等。 1.2.2 發(fā)動機的可靠性與耐久性指標 可靠性即指發(fā)動機在設定的運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[3]。 耐久性指發(fā)動機能維持正常工作狀態(tài)的的極限時間，受到發(fā)動機主要零件 磨損程度的影響，一般用內燃機的大修里程來衡量發(fā)動機的耐久性。 1.2.3 緊湊性指標 發(fā)動機的緊湊性指標一般用比容積和單位體積功率衡量，它具體指發(fā)動機總體結構的緊湊性。 A.比質量 發(fā)動機的總質量G與標定功率Pe的比值稱為比質量。它是表征內燃機總體布置的緊湊性、制造技術和材料利用程度等綜合參數指標。比質量越小，發(fā)動機結構越緊湊。 B.比容積 發(fā)動機的輪廓體積與標定功率Pe的比值稱為比容積。比容積越小，發(fā)動機結構越緊湊。 1.2.4 經濟性指標 A.有效效率 實際循環(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有效功所消耗的燃料克數表示【6】。降低燃油消耗率可以提高發(fā)動機的燃油經濟性能，即 （1.2）式中，，。 1.3 發(fā)動機的工作循環(huán) 發(fā)動機進行工作循環(huán)是發(fā)動機缸內熱能轉化為機械能的必要過程，它是發(fā)動機運作的原因。工作循環(huán)包括有進氣行程、壓縮行程、作功行程以及排氣行程四個部分。 1.3.1 進氣行程 進氣行程開始時，排氣門關閉而進氣門開啟，此時活塞從上止點往下止點移動。由于活塞下行過程中在氣缸內產生很大的真空度，在氣缸內外的壓力差作用下，可燃混合氣體從氣缸外部被逐漸吸入氣缸內部。 1.3.2 壓縮行程 發(fā)動機進入壓縮行程，活塞由下止點往上止點移動，可燃氣體被逐漸壓縮。在剛進入壓縮行程時，由于有一個進氣遲閉角的設定，進氣門不會立刻關閉，而是在活塞向上移動的初始階段逐漸關閉。當活塞移動到上止點時，氣缸內的溫度以及氣體密度都有所升高，為接下來的作功行程做好準備。 1.3.3 作功行程 作功行程也稱作燃燒膨脹行程。當活塞接近上止點時，火花塞點火，缸內混合氣體劇烈燃燒，較高的氣壓會推動活塞由上止點向下止點移動，并將動力由連桿、曲軸傳輸到驅動輪。這里實現(xiàn)現(xiàn)了將氣體化學能轉化為驅動汽車行駛的機械能的過程。 1.3.4 排氣行程 當作功行程終了時，發(fā)動機進入排氣行程。由于要將燃燒后的廢氣排出氣缸，活塞在接近下止點時排氣門打開，隨后活塞由下止點上行，廢氣被逐漸排出氣缸。整個過程分為兩個階段——自由排氣階段和強制排氣階段。 在發(fā)動機的整個工作循環(huán)過程中，我們應注意到幾個概念：工作容積：活塞從上止點運動到下一個點，稱為氣缸容積（活塞排量移）；燃燒室容積：活塞處于上止點位置，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：活塞從氣缸上止點運動到氣缸的下止點過程所掃過的距離成為活塞行程，一般用S表示；壓縮比：氣缸總容積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 曲柄連桿機構綜述 曲柄連桿機構用來傳遞力、力矩，通過轉變自身機構的運動方式來達到將動力輸出的作用。目前汽車發(fā)動機主要采用往復活塞式連桿機構。當發(fā)動機處于作功行程時，其燃燒室內燃燒的氣體會產生高壓，作用于活塞上部，除此之外，曲柄連桿機構還受到自身慣性力的作用。但是這些力是變化的，受到發(fā)動機的工作狀況的影響。研究發(fā)動機曲柄連桿機構的運動形式以及動力組成是對其進行機構設計的重要過程。 1.4.1 曲柄連桿機構的分類 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、偏和[7]。 A.中心曲柄連桿機構 該機構的特點在于它的氣缸中心線通過并垂直曲軸的回轉中心線。此外，中心曲柄連桿機構在發(fā)動機中的應用是最普遍的。中心曲柄連桿機構應用于單列式、對置式等形式的內燃機當中。結構布置簡圖，如圖1.1所示： 圖1.1 中心式曲柄連桿機構簡圖 B.偏心式曲柄連桿機構 這種類型的機構的區(qū)別是它的氣缸中心線垂直但不通過曲軸的回轉中心線。此外，偏心曲柄連桿機構的氣缸中心線偏移曲軸回轉中心線一定的距離。該機構可以減小曲柄連桿機構處于作工狀態(tài)時的活塞所受到氣缸壁施加的最大側壓力。一般情況下，我們用偏心量e與曲柄半徑R的比值K=e/R即相對偏心量來控制偏心曲軸連桿的結構布置，以確保連桿機構能夠正常工作，并且保證所受側壓力的合理性。結構布置簡圖，如圖1.2所示： 圖1.2 偏心式曲柄連桿機構簡圖 C.主副連桿式曲柄連桿機構 主副連桿式機構擁有主連桿和副連桿，一般情況下，采用這種機構的發(fā)動機有一列氣缸使用主連桿，而其他的氣缸會使用副連桿，這樣可以起到減小發(fā)動機尺寸的作用，讓發(fā)動機的結構更緊湊。這種類型的連桿機構廣泛的應用于大功率的坦克和機車用V形內燃機中。 1.4.2 連桿 連桿是曲柄連桿機構的重要組成部件，它的工作可靠性直接影響著發(fā)動機的工作可靠性。由于連桿連接著活塞以及曲軸組，所以連桿的運動屬于復合式運動，因此連桿運動過程中會同時受到來自活塞組的作用力（包括活塞組往復慣性力和氣體作用力）以及曲軸組轉動時的反作用力。除此之外，連桿受到活塞往復運動的速度變化的影響，其桿身的擺速也處于變化的狀態(tài)，這就會使連桿產生一定的慣性力矩，從而產生彎矩，影響連桿自身的使用壽命。 連桿很可能會使曲柄連桿機構出現(xiàn)以下問題：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滑惡化；桿身在曲軸平面內的彎曲使活塞在氣缸內歪斜,造成活塞與氣缸、瓦與曲柄銷的偏磨、活塞組與氣缸間漏氣、竄油等問題。 為了確保工作可靠性,連桿需要滿足以下要求：結構簡單,尺寸緊湊,可靠耐用；在保證足夠的剛度和強度的前提下,盡可能減輕質量,以降低慣性力；盡量縮短長度,以降低內燃機的總體尺寸和總重量；大小頭軸承工作可靠,耐磨性好；連桿螺栓疲勞強度高,連接可靠； 由于連桿起到傳遞動力的作用，僅僅加大自身的尺寸還無法真正提高其承載性能。因此，我們要從曲柄連桿機構的運動以及動力學角度進行分析，從連桿的構型設計、材料選取以及熱工藝處理等多方面采取措施,來解決連桿尺寸與材料特性如強度、硬度之間的矛盾。 1.5 曲柄連桿機構設計的相關軟件以及部分軟件運用的原理 1.5.1 三維建模設計（PRO/E） PRO/E軟件是美國參數技術公司出產的一款三維軟件。它采用了模塊方式，可以用來進行草圖繪制、零件制作、裝配設計等多種工作方式，在計算機輔助設計中，它是使用較為廣泛的一種軟件。Pro/E采用了模塊方式，目前該軟件已經出產多個版本，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來對曲柄連桿機構進行建模與裝配。 1.5.2 ADAMS仿真分析中的多體動力學 多體運動學是研究多體系統(tǒng)的一門學科。多體系統(tǒng)即指由若干個剛性體以及柔性體所組成的系統(tǒng)。隨著近些年的發(fā)展，多體運動學的應用越來越廣泛，為工程設計提供了有效的研究手段，幫助解決了設計過程中遇到的關于復雜系統(tǒng)的研究與仿真問題。多體動力學包括多剛體系統(tǒng)動力學和多柔體系統(tǒng)動力學兩個部分[8],其中，多剛體系統(tǒng)動力學指若干個相互約束，相互連接的剛性體組成；多柔體系統(tǒng)動力學指有若干個剛體和柔體混合組成的系統(tǒng)，它可以用于檢驗機構運動是否存在運動干涉，對機械機構進行運動學仿真，并相繼提出機構設計的優(yōu)化方案。目前針對多體運動學，多個國家都在致力于研發(fā)與之相關的運動仿真軟件，即利用多體運動學原理，對機構進行系統(tǒng)仿真研究。 1.5.3 有限元分析 有限元分析的內在本質即指對現(xiàn)實物理現(xiàn)象的模擬分析，它能夠解決現(xiàn)實中由于條件限制而無法直接對物理模型進行操作檢驗的問題，通過對研究模型進行實虛擬分析，從而達到檢驗物理現(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個部分，即創(chuàng)建有限模型，施加載荷并求解，結果分析。其中有限元模型的創(chuàng)建包括模型導入、材料定義以及網格劃分等，是進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，結果分析則屬于后處理模塊。本文會在曲柄連桿機構建模完成后利用有限元軟件對三維模型進行應力分析以確保 51 第2章 發(fā)動機曲柄連桿機構的設計 模型設計的合理性。 1.6 主要的研究內容及方法 主要研究內容其實可以分為四大部分：首先，利用理論計算公式對曲柄連桿機構模型尺寸進行計算，取合理的尺寸值；其次，利用PRO/E軟件對零件模型進行建模、裝配，此外還需檢驗機構運動過程中各個部分是否存在運動干涉；然后利用有限元軟件對模型施加載荷，分析其應力狀況；最后，利用ADAMS軟件對連桿機構進行運動仿真分析。 2 發(fā)動機曲柄連桿機構的設計 發(fā)動機曲柄連桿機構的設計要滿足機構的運行工況以及設計要求。普通的曲柄連桿機構有以下三個部分組成：活塞連桿組、曲軸飛輪組以及機體組。一般具體設計機構的零部件時，要充分考慮各個零部件的工作特性，使零部件在機構運轉工作時能滿足壽命要求與設計要求；我們還應當注重選取零部件的相應材料以滿足零部件的工作環(huán)境要求。 2.1 曲柄連桿機構的主要零部件 2.1.1 活塞結構設計 活塞組由活塞、活塞銷和活塞環(huán)三個部分組成?；钊L期處在高溫高壓的環(huán)境下工作。由于活塞承擔著傳遞動力、維持曲柄連桿機構正常運作的作用，活塞的運行狀況會對曲柄連桿機構的工況產生較大的影響?；钊哂型鶑瓦\動的工作特性，保證活塞運行順暢至關重要，必須防止活塞與氣缸壁之間產生強烈的磨損，一般對活塞采取飛濺潤滑的方式。由此可知，為了是發(fā)動機能維持良好的工況，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。 設計的活塞組的要滿足以下幾點： A.保證活塞傳遞動力力、維持導向的功用，是活塞能夠暢通運行； B.保證活塞與氣缸壁密封性，氣缸內氣體不泄露； 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 活塞設計要求 根據活塞的工作環(huán)境，進行活塞結構設計時： A.選取散熱性能良好的材料，并保證活塞具有高強度，高耐磨的特性。 B.結構布置合理，保證活塞與氣缸壁之間的良好配合，活塞能正常運行。 C.活塞組與氣缸壁之間應有良好的氣密性。 2.1.3 曲軸結構設計 曲軸屬于曲柄連桿機構的一部分，主要作用在于傳遞動力，維持發(fā)動機運轉。它能夠將氣缸中的氣體壓力轉變?yōu)轵寗忧S旋轉的圓周力，并能將這種動力對外輸出為發(fā)動機轉矩，驅動機構運動。因此，設計好曲軸的結構尺寸至關重要。質量好的曲軸能夠延長發(fā)動機的使用壽命，提高發(fā)動機的工作效率，設計曲軸具有以下特點： A.曲軸的機構較為復雜，一般曲軸上設置有維持曲軸平穩(wěn)運轉的平衡重； B.曲軸上的連桿軸頸偏置于曲軸的中心線； C.曲軸上設置有油孔。保證潤滑油能夠通過發(fā)動機上的油道流經曲軸油孔，使曲軸能夠正常運轉，不至于產生言重磨損以及劇烈抖動現(xiàn)象的發(fā)生。 2.1.4 曲軸設計要求 由于曲軸處于發(fā)動機4沖程循環(huán)不斷交替的狀態(tài)下工作，曲軸一般會承受由連桿傳遞來的氣動力以及自身旋轉而產生的慣性力作用，因此曲軸的工作環(huán)境較為復雜。曲軸既承受扭轉應力又承受彎曲應力，長期以往，曲軸會產生疲勞應力狀態(tài)。 因為曲軸機構的復雜，往往因為曲軸自身變形而導致的附加應力，會使曲軸特別是曲軸軸頸與曲柄的圓角過渡區(qū)出現(xiàn)應力集中的情況，并且尤為突出。設計曲軸機構時，要從致力于消除應力分布，緩和應力集中的角度出發(fā)，提高曲軸的疲勞強度。這樣可以才保證曲軸的工作可靠性。 通常曲軸在處于運動狀態(tài)時，曲軸的主軸頸會與曲柄銷之間產生一定的磨損。為了保證曲軸的工作質量，設計曲軸時，應該是使曲軸的摩擦表面具有一定耐磨性。除此之外，結構設計還應該使曲軸具有較高的彎曲剛度和扭轉剛度。 2.2 曲柄連桿機構尺寸設計 本課題以EA113汽油發(fā)動機為參考對象，設計曲柄連桿機構的主要零件尺寸。EA113發(fā)動機的有效功率是85KW，排量為2.0L，轉速6000。曲柄連桿機構各主要尺寸參數的選定如下： 2.2.1 氣缸直徑的計算 （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)動機，從而選?。? ； ，本文選??； ； ； ，一般選取。 將上述數據代入公式（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，根據計算得到。 表2.1 活塞主要尺寸比例 尺寸比例 汽油機 0.60 ~ 1.00 0.35 ~ 0.60 0.40 ~ 0.80 0.04 ~ 0.10 0.25 ~ 0.30 根據上述表格1我們可以計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??； 活塞頂與側壁之間采用了較大的過度圓角，為改善散熱狀況，一般取，本課題取； ； ； ； ； 連桿主要尺寸確定 因為連桿長度L與結構參數有關連，根據本課題內容，選擇確定，取； 連桿小頭孔內徑，取值為11mm； 連桿大頭孔內徑，取值為45mm； 曲軸尺寸確定 曲軸=0.62D=51mm,長度； 此外長 ，。 表2.2 曲柄連桿機構結構設計的主要尺寸 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 活塞裙部內徑 78 活塞銷座孔內徑 12 連桿小頭孔內徑 11 連桿大頭孔內徑 45 連桿軸頸的外徑 48 曲軸軸頸的外徑 51 第3章 發(fā)動機曲柄連桿機構的運動學及動力學分析 3 發(fā)動機曲柄連桿機構的運動學及動力學分析 依據動力學特性，發(fā)動機曲柄連桿機構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構。本文中，我們選擇中心式的曲柄連桿機構進行研究，該類型機構的機構特征在于曲柄的旋轉中心線與氣缸中心線重合。本節(jié)是我們分析曲柄連桿機構的運動以及動力學特性的過程。 3.1 中心曲柄連桿機構運動分析 圖3.1 中心曲柄連桿機構運動簡圖 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，最終推動曲軸的旋轉，從而輸出機械能。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，再加上燃氣的化學腐蝕作用，要求活塞應滿足以下幾個方面的要求： A.具有足夠的強度、剛度以及承受沖擊的能力; B.與氣缸壁之間的摩擦系數應盡量小; C.具有較小的熱膨脹系數，高溫下不易變形，并且散熱能力強; D.質量較輕，可以降低慣性力和附加載荷。 3.1.2 活塞運動分析 根據上圖中曲柄連桿機構的標注，我們做出如下規(guī)定：點為氣缸上止點即活塞運動的起始位置，則相應的點(圖中圓形軌跡的上頂點）規(guī)定為曲柄轉動的起始點。因此，活塞的移動距離表示為與之相對應的曲軸所轉動角度則表示為連桿的轉動角為。在中心式曲柄連桿機構中，當活塞僅止于氣缸的上止點時，曲柄位移和連桿位移都相對應的為零。這與某些其他類型的機構相比，有所不同。 我們將曲柄的長度用來表示，連桿。根據理論推導，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） 為了便于計算與研究，我們將活塞的運動狀態(tài)的三個表征公式做出簡化,形式如下： （3.4） （3.5） （3.6） 有上述公式，我們又可以進一步推導出活塞豎直速度的最大值表達式： （3.7） 以及活塞加速度最大值的表達公式： （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。它能夠將活塞沿著氣缸中心線的往返移動轉化為驅動曲軸作360度旋轉。值得一提的是，連接活塞與曲軸的連桿的運動往往不是單一的，而是一種平面復合運動。 由于連桿小頭沿著氣缸中心線做上下往復運動，而連桿大頭則繞著曲軸中心線做旋轉運動，這種平面復合運動使得對連桿運動的分析變得復雜。因此，我們一般采用等效法將連桿質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動規(guī)律就可以達到簡化分析過程的效果。 3.1.4 連桿運動分析 由前面的論述可知，連桿作復雜的平面復合式運動。連桿小端沿著氣缸中心線進行移動，而連桿桿身以則繞著連桿小端來回擺動，我們用連桿擺角 β 來描述連桿的運動狀態(tài)。根據幾何分析，我們得出了連桿的角位移、角速度等表征量的準確表達式以及近似表達式。具體如表3.1： 表3.1 連桿運動學分析 角位移 角速度 角加速度 準確公式 近似公式 最大值 當α=和α=時， 當α=和α=時， 當α=和α=時， 3.2 曲柄連桿機構的動力分析 曲柄連桿機構在運作過程中，由于受到載荷作用，機構在運動時自身不僅受到氣體壓力作用，還會受到慣性力以及部件之間產生的摩擦力等作用，受力情況較為復雜。本文在進行動力學分析時，對摩擦力等因素不予考慮，只分析機構所受氣體壓力以及機構各部件運動所產生的慣性力。 對曲柄連桿機構進行動力分析是進行發(fā)動機結構設計重要部分,因此我們在研究曲柄連桿機構中載荷的分布情況的過程中,需要找出是發(fā)動機運作工況不穩(wěn)定的原因，分析是什么導致發(fā)動機振動、慣性力不平衡,并通過合理渠道得出解決問題的措施。此外，動力分析也是對發(fā)動機部分零件進行強度、剛度等計算的參考基礎。 圖3.2 曲柄連桿機構受力簡圖 3.2.1 曲柄連桿機構的質量換算 A.活塞組的質量換算 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，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，我們可假設力集中分布到了活塞銷中心點上。 B.曲柄組的質量換算 曲軸受到連桿的作用，產生繞自身中心線旋轉的運動狀態(tài)，為了便于受力分析，我們對曲軸組各部分的質量換算分別采取如下方法： 對于曲軸臂而言，由于它屬于曲柄組不平衡部分，所以我們采用公式將其質量換算到曲軸的半徑R處，即有 （3.9） 其中指曲軸臂質量，指曲軸臂質心點與曲軸旋轉中心線之間的距離。除了曲軸臂，曲軸銷也屬于不平衡部分，因此將該部分質量簡化為。 由于曲柄主軸頸的質心位于曲軸旋轉中心線上,即在曲軸轉動時不會產生慣性力作用，所以對此忽略不計，最終我們可得公式： （3.10） C.桿組的質量換算 連桿處于活塞與曲軸之間，起到連接并傳遞動力的作用。連桿的運動狀態(tài)不同于活塞與曲軸，是一種復雜的平面復合運動。連桿小頭沿著氣缸中心線作往復移動，而連桿大頭則繞曲軸中心線作旋轉運動，因此我們將連桿質量按比例換算到連桿大小頭處。要想換算后的效果與原構件相同，我們運用如下幾個力學原理： a. 保持質量相等，即等效換算前后，研究系統(tǒng)總質量不變，即 或 (3.11) b. 保持質心位置不變動，即簡化前后系統(tǒng)質心位置重合，有如下: (3.12) 上述式子中，表示簡化后質量距離原連桿組件之間的長度。 c. 轉動慣量保持不變，即指等效換算后的各部分質量組件對其系統(tǒng)質心的轉動慣量與原系統(tǒng)的轉動慣量是相等的，因此有公式 (3.13) 3.2.2 曲柄連桿機構的慣性力和慣性力矩表達式 A.氣缸氣壓表達式 活塞受到的氣壓作用使得曲柄連桿機構運作。該氣體壓力的公式表達為： （3.14） 上述表達式中，表示隨發(fā)動機工況的變化而變動的氣缸壓力的表壓(Pa)，D指氣缸直徑。 B.曲柄連桿機構慣性力表達式 作用在活塞銷的中心部位并且沿著氣缸中心線作往復直線移動的質量為： （3.15） （3.16） 其中，——活塞組的質量；——質量換算后集中于連桿小頭處的質量；——連桿組總質量;——連桿小頭到連桿中心位置的距離[9]。 曲柄連桿機構的往復慣性力的表達式為： （3.17） C.曲柄連桿機構離心慣性力表達式 曲柄連桿機構中作回轉運動的總質量為： （3.18） 式中，——曲柄不平衡質量；——連桿大端換算質量;。 曲柄連桿機構的離心慣性力為： 第4章 三維建模 （3.19） D.曲柄連桿機構受力分析 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動所產生的慣性力的合力；其次，由于活塞要通過連桿將動力傳輸給曲軸，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壓力（氣缸有翻轉趨勢的原因）；然后，會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 曲柄連桿機構的建模與裝配 4.1.1 活塞的創(chuàng)建 【新建】按鈕；【零件】，【實體】，三維PRO/E。 A.【拉伸】功能，單擊【放置】選擇，坐標系位置； 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，進入PRO/E軟件界面，單擊“文件”中的【新建】 選擇【零件】類型，子類型為【實體】，名稱名為連桿，單擊確定按鈕，進入PRO/E的零件設計工作臺。 A.運用零件的【拉伸】功能，點擊【放置】選擇，完成創(chuàng)建連桿所在的坐標系位置[10]； B.創(chuàng)建連桿模型，連桿由連桿體和連桿蓋組成，因為有兩個互相垂直的對稱面。所以先建立對稱平面連桿的1/2模型； C.鏡像完成的整個連桿模型； 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【實體】，，，進入PRO/E的零件設計工作臺。 A.運用零件的【拉伸】功能，單機【放置】選擇，坐標系位置； 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 曲柄連桿機構的裝配 單擊【文件】中的【新建】【類型】選擇裝配，【子類型】選擇設計。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 曲柄連桿機構裝配圖 5 曲柄連桿機構主要零件有限元分析 5.1 活塞設計條件設置 以及活塞直徑等，；其次，選取活塞內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 變量設計 第5章 曲柄連桿機構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 函數建立 計算如下（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 活塞強度計算 當曲柄連桿機構處于工作狀態(tài)時，活塞處在高溫高壓的環(huán)境下工作，并且承擔著傳遞動力的作用，這導致活塞擁有較為復雜的應力狀態(tài)。本小節(jié)計算第一環(huán)岸的強度、裙部和銷座的單位壓力，并以此作為主要的設計參考依據。 A.第一環(huán)岸的強度校核 第一環(huán)岸主要計算在最大氣體爆發(fā)壓力時的剪切應力與彎曲強度。當活塞頂部受到高溫高壓的氣體壓力為時，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） 根據依據，： （5.7） 在選用活塞材料時，一般要注意到活塞的許用應力值不能超過其合成應力值。材料許用范圍是：鋼100 ~ 150MPa；鑄鐵60 ~ 80MPa；鋁合金30 ~ 40MPa。活塞材料選取的質量決定了活塞材料的許用應力值大小。 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)最大往復慣性力，單位MN；為活塞銷外徑；為活塞銷座長度。的許用值通常發(fā)動機取15 ~ 35MPa； 其他約束條件 因為約束條件其所選的變量應都為非負，包括活塞的外徑與內徑參數變化范圍應，外徑內徑，與之對應活塞銷座孔直徑滿足條件的參數范圍內。 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，導入ANSYS軟件當中。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，鋁合金的導熱性能差，耐磨，因此可以使活塞具有良好的使用壽命。根據其工作環(huán)境及特性，依次單擊ANSYS—workbench—Static Structural—Engineering Data，設置活塞的彈性模量、泊松比以及密度。 由本文所設計的活塞尺寸，可以確定: 活塞裙部內徑，活塞銷座孔直徑。導入建立的活塞有限元模型，并進行網格劃分。點擊mesh，在sizing—Element Size一欄中輸入0.005，即單元邊長為5mm。如圖5.2所示 圖5.2 劃分網格圖 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。通過查找資料比對，得知活塞受到的壓力大約為15MPa。 選擇分析類型為靜力結構應力分析，對活塞有限元模型進行加載與求解[13]。在曲柄連桿機構中，活塞的主要作用是用于傳遞動力。由于活塞通過連桿機構將氣體動力傳輸到曲軸上，所以將活塞銷的內表面選取為受力面是較為合適的。對Z、Y方向施加約束，并對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 活塞應變圖1 圖5.5 活塞應變圖2 5.3 曲軸設計條件設置 曲軸曲拐的幾何尺寸主要包括以下幾個參數：、主軸頸的、、以及主軸頸到曲柄臂的過渡圓角。本文選取作為變量參數，對曲軸模型進行理論分析與設計，同時保持曲軸的其他參數不變[15]。 5.3.1 變量設計 （5.9） ；。 5.3.2 函數建立 根據變量選定后，設置建立對應的曲軸結構的模型，以目標函數為體積，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，使活塞的帶動給曲軸做圓周運動，通過設二次拋物線的規(guī)律分布為的載荷的，沿軸頸余弦規(guī)律設定圓周度進行分布[19]。 B.相鄰曲拐相互作用的扭矩 因為曲軸通過旋轉產生扭矩，從而帶動飛輪，從而進一步帶動發(fā)動機整體運轉，所以在曲拐每一截面都會設置反向一扭轉力矩，由下式5.11表示： （5.11） ；；n為曲軸的額定轉速，。 C.邊界約束的處理 通常情況下內燃機機體組上的曲軸主要靠主軸頸整體固定的，在曲軸與機體之間會設計止推軸承，其功用就是防止曲軸有軸向移動，影響曲軸工作可靠性。為了實現(xiàn)對曲軸的實際約束，假設如下：在曲軸主軸頸設置軸向運動的約束，避免曲軸主軸頸的軸向位移；由曲軸主軸頸表面上設置徑向運動的約束，避免主軸頸的徑向位移；通過添加彈性單元模量，來進行模擬主軸頸與機體組對止推軸承的約束。 5.4 曲軸的有限元分析 由于AVSYS應力分析軟件能夠和PRO/E三維建模軟件實現(xiàn)無縫對接，將曲軸模型保存為STEP格式，最后導入到ANSYS中，其模型如圖5.6.所示： 圖5.6曲軸導入圖 有限元前處理模塊 A. 利用mesh自由化分網格功能對有限元模型進行網格劃分。依次ANSYS—workbench—Static Structural—Engineering Data，選取曲軸的材料為45號剛，設置曲軸的彈性模量為，泊松比為0.43[11]，曲軸密度為。建立有限元模型網格劃分圖（單元網格邊長為5mm），如圖5.7所示： 圖5.7 曲軸劃分網格圖 曲軸工作所受應力情況比較復雜，其工作通過活塞連桿組傳導的氣體力，轉變?yōu)榍S的旋轉運動，曲軸連桿軸頸上表面應力與活塞受到的氣體壓力相差不多,從資比對，得知為15MPa。 B. 加載及求解。先選擇靜力學分析類型，選擇曲軸連桿軸頸上表面，對已經劃分網格的曲軸施加載荷，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，應力比較集中在連桿軸頸和其曲拐的過渡表面處，應力從連桿軸頸到曲拐依次減弱，說明連桿軸頸的受力的最大應力在此處，得到連桿軸頸的最大應力位移量1.1644為mm。 圖5.9 曲軸應力圖 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即機械系統(tǒng)動力學分析軟件是一款能夠對機械運行系統(tǒng)進行仿真分析的軟件。ADAMS主要具有以下一些功能： A.模擬實際系統(tǒng)的運動過程，檢查系統(tǒng)是否存在運動干涉； B.為汽車的研發(fā)提供多方位的仿真模塊。如汽車動力以及運動分析仿真模塊，發(fā)動機建模模塊，傳動系統(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軟件可以通過自身的開放接口分別與PRO/E三維軟件、ANSYS應力分析軟件以及CAD等軟件進行連接，方便技術人員高效研究汽車的各個模塊； D.提供系統(tǒng)優(yōu)化設計功能選項，滿足模型設計的實際需求。 ADAMS仿真分析軟件有三個基本的程序模塊：、、。 其中，屬于ADAMS分析軟件的前處理模塊。它是其它建模軟件導入模型的接口，并且實現(xiàn)對系統(tǒng)的建模、條件約束、參數設置等前期設定工作。能夠調用模塊，對系統(tǒng)模型進行求解，并且在完成分析后能夠自動返回界面。 屬于ADAMS軟件的計算模塊，用以求解研究對象的運動以及動力問題。 當完成求解步驟之后，ADAMS可以調用模塊進行后處理工作。它用以繪制仿真曲線，并對仿真曲線的規(guī)律進行總結，找出系統(tǒng)需要優(yōu)化的步驟。除此之外，ADAMS系統(tǒng)還會提供一些研究其它方向的應用模塊，有：等等。 6.2 運動學和動力學的基本概念 6.2.1 剛體的位置 程序中,剛體的質心位置用表示,即；剛體的方位用三個歐拉角來表示,即；表示,共包含六個。 ； ：； 式子中：。 6.2.2 剛體的動能 平動動能： （6.1） 式中：。 轉動動能： （6.2） 式中：。 6.2.3 剛體的動量 在迪卡爾坐標系下,剛體的動量又可以分為和： 平動動量為即;;。 轉動動量為： ； （6.3） （6.4） ； （6.5） 6.3 ADAMS中多剛體動力學方程的建立 6.3.1 ADAMS中多剛體系統(tǒng)自由度的定義 ADMS中自由度的計算公式為： （6.6） 式中： 6.3.2 ADAMS中多剛體動力學方程的建立 ADAMS根據機械系統(tǒng)模型,自動建立系統(tǒng)的拉格朗日運動方程,對每個剛體,列出個廣義坐標帶乘子的拉格朗日方程及相應的約束方程。 （6.7） 上式中： 上述兩個方程可寫成： （6.8） 式子中，；； 動能定義為： （6.9） 將該表達式表述為矩陣： (6.10) 式中；；M,分別表示6×6廣義質量對角矩陣和6×1廣義矩陣：；。 對于上述代數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求解,或直接對二階微分方程進行積分求解。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，對多剛體系統(tǒng)ADAMS將列出如下的剛體運動方程。 6個一階動力學方程（將力與加速度相聯(lián)系）： （6.12） 式子中； 6個一階運動學方程（將位置與速度相聯(lián)系）： （6.13） 此外還有約束代數方程、外力定義方程和自定義的代數微分方程。 6.4 ADAMS的運動學與動力學分析 6.4.1 曲柄連桿機構運動學仿真 前處理模式： A. 導入模型，進入前處理模式，如圖6.1,圖6.2所示： 圖6.1 圖6.2 B. 然后進行布爾組合物體，把相對不動的組為一個物體，雙擊每個物體賦予材料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；接著系統(tǒng)會彈出如下表: 圖6.5 點擊impose motion修改速度為里面的內容，內容表示0-0.1s為加速達到60*60r/min的轉速。然后進行仿真：點擊就進行仿真了。 后處理： 點擊進入后處理，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。在開始運動仿真之前，我們采用雙質量代換的方法使連桿的質量集中于連桿的大、小頭部分，然后分別對連桿大小頭進行了運動分析。這種方法會使得仿真的結果誤差產生較大的誤差；從活塞的加速度圖中可以看出，活塞從上止點往下止點移動過程中，其加速度逐漸減小，而在上止點附近時加速度最大。 在活塞與連桿的速度圖對比中，活塞與連桿的速度變化規(guī)律較為清晰，運動較為穩(wěn)定，可以確定本