（动力机械及工程专业论文）内燃机曲轴轴系多体动力学仿真分析.pdf

图书分类号图书分类号 tk422 密级密级_非密 udcudc 注注 1 1_ _ 硕硕 士士 学学 位位 论论 文文 内燃机曲轴轴系多体动力学仿真分析内燃机曲轴轴系多体动力学仿真分析 邓晓晓邓晓晓 指导教师（姓名、职称）指导教师（姓名、职称） 张保成（教授）张保成（教授） 申请学位级别申请学位级别 工学硕士工学硕士 专业名称专业名称 动力机械及工程动力机械及工程 论文提交日期论文提交日期_年年_月月_日日 论文答辩日期论文答辩日期_年年_月月_日日 学位授予日期学位授予日期_年年_月月_日日 论文评阅人论文评阅人_ 答辩委员会主席答辩委员会主席_ 20122012 年年 6 6 月月 6 6 日日 注注 1 1：注明国际十进分类法：注明国际十进分类法 udcudc的分类的分类 原原 创创 性性 声声 明明 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在指导教师的指导下，独本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在指导教师的指导下，独 立进行研究所取得的成果。除文中已经注明引用的内容外，本论文不包含立进行研究所取得的成果。除文中已经注明引用的内容外，本论文不包含 其它个人或集体已经发表或撰写过的科研成果。对本文的研究作出重其它个人或集体已经发表或撰写过的科研成果。对本文的研究作出重要贡要贡 献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本声明的法律责任由本人献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本声明的法律责任由本人 承担。承担。 论文作者签名：论文作者签名： 日期：日期： 关于学位论文使用权的说明关于学位论文使用权的说明 本人完全了解中北大学有关保管、使用学位论文的规定，其中包括：本人完全了解中北大学有关保管、使用学位论文的规定，其中包括： 学校有权保管、并向有关部门送交学位论文的原件与复印件；学校可学校有权保管、并向有关部门送交学位论文的原件与复印件；学校可 以采用影印、缩印或其它复制手段复制并保存学位论文；学校可允许学以采用影印、缩印或其它复制手段复制并保存学位论文；学校可允许学 位论文被查阅或借阅；学校可以学术交流为目的，复制赠送和交换学位位论文被查阅或借阅；学校可以学术交流为目的，复制赠送和交换学位 论文；学校可以公布学位论文的全部或部分内容（保密学位论文；学校可以公布学位论文的全部或部分内容（保密学位论文在解密论文在解密 后遵守此规定） 。后遵守此规定） 。 签签 名：名： 日期日期： 导师签名：导师签名： 日期：日期： 中北大学学位论文 内燃机曲轴轴系多体动力学仿真分析 摘 要 随着汽车保有量的急剧攀升，承受着严酷的市场竞争压力，面对着日趋严苛的环保 法规的限制，内燃机行业对振动噪声品质的要求也日益提高。在研发阶段就能够全面 预测，并控制内燃机产品的振动量级和噪声水平，已成为内燃机行业追求的重要目标。 轴系的运转激励，是内燃机整机振动噪声的重要内部激励形式之一，开展针对轴系动 态特性的研究，是内燃机振动噪声控制的前提基础之一。 本论文针对某型 v8 柴油机，利用多体系统动力学虚拟样机仿真技术，将主轴承的 油膜动压润滑条件引入到仿真分析模型中，开展对曲轴轴系动力学特性的研究工作。具 体工作内容如下： 1）以某 90夹角 v8 柴油机为工作对象，利用三维建模软件 pro/e，建立了该机曲 柄连杆机构（曲轴、连杆组件、活塞组件、飞轮等）的参数化模型，并进行装配。 2）利用多体动力学仿真分析软件 adams/engine，进行曲柄连杆机构多刚体系统动 力学分析，得到曲柄连杆机构的有关动力学参量，包括曲轴主轴颈载荷、活塞对缸壁的 侧击力等。 3）利用三维建模软件 pro/e 和 adams/autoflex 模块，将多刚体模型中的曲轴进行 柔性化处理，建立曲柄连杆机构的柔体系统动力学仿真模型，仿真得到了有关动力学结 果，分析对比了刚、柔两种不同建模方式对曲柄连杆机构动力学仿真结果的影响。 4）在主轴承处施加油膜载荷，建立了含油膜润滑的曲柄连杆机构动力学模型。通 过动力学仿真，得到了多体系统与油膜载荷相耦合条件下的系列动力学结果，对比分析 了油膜载荷对动力学仿真结果的影响。 论文工作表明：在计及部件柔性和油膜润滑条件下，多体系统分析模型才更接近曲 柄连杆机构的真实工作状态，才可为后续的振动噪声分析提供更真实的激励载荷。 关键词：内燃机，曲柄连杆机构，多体系统动力学，油膜动力润滑 中北大学学位论文 simulation analysis of crankshaft system in internal combustion engine based on multi-body system dynamics abstract with the car quantity rising sharply, under the pressure of severe market competition and increasingly stringent environmental regulations, the requirements on the vibration and noise quality are increasing in internal combustion engine industry. the comprehensive prediction and the control of internal combustion engine vibration magnitude and noise level in the stage of research and development has become an important goal of internal combustion engine industry. running incentive of crankshaft system is an important form of internal incentive of the enginesvibration and noise. the research on the dynamic characteristics is the premise foundation of the enginesvibration and noise control. for a certain v8 diesel engine,this paper carries out dynamic characteristics researches of crankshaft system under the condition of oil film dynamic pressure lubrication of the main bearing, by using virtual prototype simulation technology of multi-body system dynamics .specific contents are as follows: 1) for a certain v8 diesel engine including angle of 90,by using 3-d modeling software pro / e, the parametric model of crank and connecting rod mechanism (crankshaft, connecting rod assembly, piston assembly, flywheel etc) is established and assemblied. 2) by using multi-body dynamics analysis software adams / engine, this paper carries out the multi rigid body system dynamics analysis researches and gets the kinetic parameters of crank and connecting rod mechanism, including the load of main bearing and the flanking force of the piston impact on the cylinder wall,ect. 3) by using the software pro / e and adams / autoflex module, the flexible-body dynamics simulation model of crank and connecting rod mechanism is established under the condition of flexible crankshaft ,thorugh the simulation, this paper gets the relevant kinetic 中北大学学位论文 results, then analies and compares of influence on dynamics simulation result of crank and connecting rod mechanism based on the rigid-flexible two different modeling methods . 4) oil film lubrication dynamics model of crank and connecting rod mechanism is established by loading the oil film on the main bearing.through the dynamics simulation,this paper gets a series of dynamic results under the conditions of the multi-body system with oil film load coupling, then compares and analies of the oil film load impact on the dynamic simulation results. this paper indicates that: multi-body system analysis model is more close to the real working condition of crank and connecting rod mechanism and provide more real excitation for the follow-up of the vibration and noise analysis by considering the flexible of body and oil film lubrication conditions. key words: internal combustion engine,crank and connecting rod mechanism, multi-body system dynamics,oil film-dynamic lubricatio 中北大学学位论文 i 目目 录录 1 1 绪绪 论论 1.11.1 论文的研究背景及意义论文的研究背景及意义 . 1 1 1.21.2 内燃机曲轴轴系多体系统动力学分析研究的概况内燃机曲轴轴系多体系统动力学分析研究的概况 . 2 2 1.2.1 1.2.1 内燃机曲轴轴系振动的各种形式内燃机曲轴轴系振动的各种形式 . . 2 2 1.2.2 1.2.2 内燃机曲轴轴系多体系统动力学的研究进展内燃机曲轴轴系多体系统动力学的研究进展 . 3 3 1.31.3 曲轴轴系动力学分析中主轴承及油膜润滑分析的研究概况曲轴轴系动力学分析中主轴承及油膜润滑分析的研究概况 . 6 6 1.3.11.3.1 曲轴轴系动力学分析中主轴承处理方法曲轴轴系动力学分析中主轴承处理方法 . 6 6 1.3.21.3.2 曲轴主轴承油膜润滑分析的研究状况曲轴主轴承油膜润滑分析的研究状况 . 7 7 1.41.4 最新研究动态最新研究动态 . 8 8 1.51.5 本论文的主要研究内容本论文的主要研究内容 . 1010 2 2 曲轴轴系动力学分析曲轴轴系动力学分析 2.12.1 曲柄连杆机构的构成及工作原理曲柄连杆机构的构成及工作原理. 1111 2.22.2 曲柄连杆机构运动学及力学分析曲柄连杆机构运动学及力学分析 . 1313 2.2.12.2.1 曲柄连杆机构运动学分析曲柄连杆机构运动学分析 . 1313 2.2.2 2.2.2 曲柄连杆机构力学分析曲柄连杆机构力学分析 . 1717 2.32.3 曲柄连杆机构多刚体系统模型建立曲柄连杆机构多刚体系统模型建立 . . 2020 2.3.1 2.3.1 多刚体系统动力学分析基础多刚体系统动力学分析基础 . 2020 2.3.2 2.3.2 多刚体系统模型的建立多刚体系统模型的建立 . 2222 2.42.4 曲柄连杆机构多刚体模型仿真结果分析曲柄连杆机构多刚体模型仿真结果分析 . 2525 2.4.1 2.4.1 标况下主轴承载荷标况下主轴承载荷 . 2525 2.4.22.4.2 标况下活塞对气缸壁的侧击力标况下活塞对气缸壁的侧击力 . 2828 2.52.5 本章小结本章小结 . 2929 3 3 曲轴柔性化的轴系动力学仿真曲轴柔性化的轴系动力学仿真 3.13.1 多柔体系统动力学分析基础多柔体系统动力学分析基础 . 3030 中北大学学位论文 ii 3.23.2 曲轴柔性体模型的建立曲轴柔性体模型的建立 . 3232 3.33.3 曲柄连杆机构柔体动力学模型及仿真结果曲柄连杆机构柔体动力学模型及仿真结果 . 3333 3.43.4 计及构件柔性动力学模型与刚体动力学模型仿真结果对比计及构件柔性动力学模型与刚体动力学模型仿真结果对比 . 3535 3.53.5 本章小结本章小结 . 3737 4 4 考虑油膜动力润滑条件的轴系动力学仿真考虑油膜动力润滑条件的轴系动力学仿真 4.14.1 轴承油膜动力润滑理论基础轴承油膜动力润滑理论基础 . 3939 4.24.2 油膜动力润滑与柔体系统动力学耦合模型油膜动力润滑与柔体系统动力学耦合模型 . 4242 4.34.3 油膜动力润滑与柔体系统动力学耦合模型的仿真结果及分析油膜动力润滑与柔体系统动力学耦合模型的仿真结果及分析 . 4444 4 4.4.4 本章小结本章小结 . 4747 5 5 全文总结与前景展望全文总结与前景展望 5.15.1 主要研究工作和成果主要研究工作和成果 . 4848 5.25.2 前景展望前景展望 . 4949 参考文献参考文献 攻读硕士学位期间发表的论文及所取得的研究成果攻读硕士学位期间发表的论文及所取得的研究成果 致谢致谢 中北大学学位论文 1 1 1 绪绪 论论 1.1 1.1 论文的研究背景及意义论文的研究背景及意义 内燃机是当前主要的动力机械之一，广泛地应用于汽车、船舶和机车中。随着人们 对环境保护的呼声越来越高， 保护生态环境法规的日益严格， 内燃机设计正朝着高性能、 轻量化、低油耗的方向不断发展，内燃机振动、噪声和可靠性方面越来越受重视。因此， 现代内燃机设计中提出了 nvh（noise，vibration 1997年kimura等, 1999年okamura等也将主轴承油 中北大学学位论文 7 膜力处理为变刚度弹簧，但所用的轴承刚度和阻尼系数是根据轴承的索氏 （sommerfeldnumber)查表得到的；2001年mourelatos提出根据滑动轴承reynolds方程 的有限元分析确定曲轴主轴承在不同工作条件下刚度的方法。变刚度弹簧模型更接近与 实际工作状态，比定刚度弹簧模型作了很大改进，但两者都是在根据reynolds方程、按 轴颈位置小位移的线性假设求得的。因此，在求解像内燃机轴承这样载荷大范围变化的 滑动轴承时，仍然有较大误差。 1.3.21.3.2 曲轴主轴承油膜润滑分析的曲轴主轴承油膜润滑分析的研究状况研究状况 1886 年雷诺根据流体力学的基本理论， 导出了流体润滑的基本方程， 为流体润滑理 论奠定了基础，雷诺方程产生以后，人们开始把它引入到轴承的计算和设计中来。上世 纪 50 年代后，随着计算方法的提高和流体润滑理论的发展，人们开始进行动载荷轴承 的油膜压力和轴心轨迹的研究，并且提出了很多方法，但是这些研究都是建立在简化假 设的基础之上，忽略了实际工况中的许多重要因素，如不考虑轴承的供油特性、把轴承 当作刚体、把润滑油看作是等粘度的液体等。显然实际上轴承的支承并不是刚性的，以 这种假设为前提的方法计算出的轴承载荷是不合理的 19。 随着对动载荷轴承工作性能要求的不断提高，我们需要将许多影响动载荷轴承润滑 性能的因素考虑到润滑分析中来，这样我们才能更加真实的模拟主轴承的工作过程。曲 柄连杆机构是靠曲轴主轴承中油膜的支撑来运动的，所以它的运动学及其动力学特性不 仅与自身的受力状态和运动行为有关，而且与机构中轴承润滑有关。 所以只有考虑油膜的动力润滑才能更加准确的模拟曲柄连杆机构的工作过程， 精确 的计算出曲柄连杆机构的运动学及动力学特性。 1992年paranjpc研究了润滑油剪切稀释效应对内燃机润滑性能的影响，研究表明： 对一个存在典型剪切稀释效应的非牛顿润滑油，采用非牛顿模型计算得到的功耗比牛顿 模型减少25%，最小油膜厚度减小30%，最大油膜压力增加15%，流量增加了2535%，而 计算时间仅增加5%。 1995年rohit首次获得内燃机曲轴轴承thd的完全数值解，分析中将轴颈视为等温 体，考虑了轴瓦温度、轴颈与润滑油膜的热效应随时间的变化关系。 2003 年 1 月， 戴旭东， 赵三星等 20通过机械系统动力学分析软件 adams 和自行编写 中北大学学位论文 8 的计算流体动力润滑程序之间的连接调用，进行了系统动力学与流体动力润滑耦合作用 下的动力学分析。 2006 年 12 月，易太连，欧阳光耀等 21将轴心轨迹和有限元法相结合，以某柴油机 为例，根据轴心轨迹计算得到的结果，对轴瓦的油膜进行了有限元计算，分析了轴瓦上 相同点处油膜压力随曲轴旋转、轴颈与连杆相对运动情况下的压力变化情况。 2007 年 2 月， 王刚志， 舒歌群等 22考虑了实际使用因素对主轴承的润滑状况产生的 不良影响。通过对主轴承轴心轨迹和最小油膜厚度的计算分析发现，内燃机超负荷运行 时，主轴颈与轴瓦间隙过大，过热及冷机加载等因素不利于主轴承流体动力润滑膜的形 成，并加速主轴承的摩擦和磨损。 2007 年 6 月，林琼，郝志勇等 23利用 adams 以及 matlab 建立了某四缸机曲轴轴系 的多体动力学与流体动力润滑耦合的模型，得到了主轴承载荷、轴心轨迹及油膜最小厚 度等数据。将考虑油膜润滑与简化的转动约束轴承及线性轴承相比，考虑流体动力润滑 耦合作用后，得到曲轴轴系的主轴承载荷及轴心轨迹的工作规律，这样的模型更接近实 际系统，该方法比较真实的反映了滑动轴承的实际工作状况。 1.41.4 最新研究动态最新研究动态 纵观国内外发动机曲轴轴系振动力学分析的发展状况，以计算机模拟仿真技术为主 要技术手段的虚拟技术得到了广泛且越来越深入的应用，建立的数字模型越来越复杂， 越来越接近实际的物理模型，产生的效果也越来越显著，影响日益深远。目前更多的是 采用多体系统动力学与有限元方法相结合的办法，研究重心也从单纯的轴系扭转振动力 学拓宽到三维耦合振动以及轴系与机体耦合作用下的振动力学分析。 2002 年， 北京理工大学栗文洁采用有限元和多体动力学综合办法， 运用有限元程序 ansys 和 adams 结合进行发动机曲轴系的动力学分析，对其平衡特性和曲轴的扭振响应 进行了分析。又如天津大学的段秀兵博士，h.y.isaac du 以及 omidreza ebrat 等人采 用有限元技术和多体动力学相结合的思想进行曲轴和机体的耦合动力学分析。 2003 年 11 月，浙江大学的郝志勇 24以曲轴有限元模型为基础, 建立了包括活塞、 连杆、曲轴、飞轮和减振器皮带轮在内的三维实体曲轴系统多体系统动力学仿真模型。 通过对参考样机设计参数的修改，进行了曲轴系统在发动机额定工作状态下的多体系统 中北大学学位论文 9 动力学仿真计算, 分析计算得到的结果表明与该柴油机在实际使用中的情况是相吻合 的, 为进一步计算机体振动噪声特性提供了可靠的边界条件。同时进行了该柴油机曲轴 的扭振特性仿真分析计算, 并与实测的该机曲轴扭振结果作了比较,证明仿真分析结果 是可靠的。由此可见, 结合有限元分析和多体系统动力学分析的曲轴系统动力学仿真计 算对于在设计阶段的内燃机结构动态特性预测和振声设计具有十分重要的意义。但在分 析中并没有考虑油膜载荷的作用，而是把曲轴和主轴承直接接触，所以其分析有一定的 局限性。 2006 年 1 月，天津大学的张俊红、郑勇 25以某六缸柴油机为研究对象,运用多体系 统动力学对内燃机振声特性进行了仿真分析。通过用非线性阻尼弹簧模拟运动件间的连 接，建立了符合实际的有限元模型和仿真模型，用 avl.excite 软件对模型进行仿真分 析，计算出各构件的运动和相互间的作用力，并以此为基础进行了振动响应分析，比较 真实的反应了曲轴轴系的振动情况。 2006年4月，天津大学的孙少军 26以某直列6缸柴油机曲轴系为研究对象,通过运用 多体系统动力学非线性分析的方法对该轴进行了振动分析研究。首先运用avl的发动机 仿真模块excite建立多体系统动力学仿真模型。 并在仿真模型中， 采用了五排弹簧支承， 将弹簧周向均布，考虑了弹簧的阻尼刚度随轴颈的偏心呈非线性变化。同时曲轴和机体 之间主轴承采用流体动力润滑方式,将计算的扭振结果与实验结果进行对比分析, 表明 轴系振动特性结果与实验结果有较好的吻合性。并进一步研究了飞轮惯量的改变对曲轴 轴系扭振的影响。 2006年4月，北京理工大学的程颖、宋潇、孙善超 27以建立内燃机曲轴系统更精确 的动力学模型为目的，利用adams 建立了曲轴系柔性多体系统动力学模型,并联合使用 adams 和ehd(弹性流体动力学) 用户定义子程序建立了油膜流体动力学模型,进行了曲 轴柔性化的多体系统动力学与油膜动力润滑的耦合仿真,将不计入油膜作用时的多体系 统动力学仿真结果与计入油膜作用时的耦合仿真结果进行比较。同时,得到了曲轴主轴 承轴心轨迹,并分析了入口压力、入口温度、发动机转速和负荷对轴心轨迹的影响。 从以上内容可以看出，经过半个多世纪曲轴轴系振动问题的分析研究，曲轴轴系振 动的计算模型和计算方法上取得了很大的进展:计算模型由集总参数模型向分布参数模 型过渡;数值求解方法也得到了不断完善;对曲轴主轴承支承系统的处理，并且把油膜载 中北大学学位论文 10 荷当作曲轴系统的组成部分，也引入到了曲轴系统振动的动力学计算中。所以，要想精 确地分析曲轴轴系的多体系统动力学特性，还必须要把曲轴系统的多体系统动力学和油 膜载荷耦合起来分析研究，才能得到科学的动力学分析结果。 1.51.5 本论文的主要研究内容本论文的主要研究内容 本论文主要是针对某型 v8 柴油机曲柄连杆机构，利用虚拟样机仿真软件，采用多 体系统动力学分析计算方法，对曲轴轴系整体模型的分析研究，总结出曲柄连杆机构多 体系统动力学建模技术和方法，并且研究曲轴轴系多体动力学模型的动态特性，同时将 主轴承的油膜动压润滑引入多体系统动力学，研究多体系统动力学和油膜载荷耦合下的 曲轴系统动态特性。具体研究内容如下： 1）利用三维建模软件 pro/e 对内燃机进行零件（曲轴、连杆组件、活塞组件、飞 轮等）的建模与装配。 2）在 adams/engine 中，通过改变相应的模型参数，建立曲柄连杆机构多刚体系统 动力学模型，得到曲柄连杆机构动力学特性，包括曲轴主轴颈载荷、活塞对气缸壁的侧 击力等。 3）利用 pro/e 和 adams/autoflex 模块，将多刚体模型中的曲轴进行柔性化，建立 曲柄连杆机构的多柔体系统动力学仿真模型， 分析引入柔性体后的仿真结果， 研究了刚、 柔两种不同建模方式对曲柄连杆机构动力学仿真结果的影响。 4）通过在主轴承施加油膜载荷，分析考虑油膜载荷和不考虑油膜载荷两种情况下 的模型动态特性，对比这两种情况下的分析结果，研究多体系统动力学与油膜载荷相耦 合的曲轴系统动态特性。 中北大学学位论文 11 2 2 曲轴轴系曲轴轴系动力学动力学分析分析 本章针对某型 v8 柴油机的曲柄连杆机构，以 adams/engine 为仿真平台，通过修 改曲柄连杆机构相应的结构参数，建立起柴油机曲柄连杆机构的多刚体系统模型，并通 过软件进行仿真获得各运动件的运动规律以及它们之间的相互作用力等。 2.1 2.1 曲柄连杆机构的构成曲柄连杆机构的构成及工作原理及工作原理 1）构成 曲柄连杆机构是内燃机的主要运动构件。其功用是将活塞的往复直线运动转变为曲 轴的旋转运动，同时将作用在活塞上的力转变为曲轴对外输出的转矩，以驱动汽车车轮 转动 28-29。曲柄连杆机构是由活塞组、连杆组和曲轴飞轮组三部分的零件组成。 活塞组包括活塞、活塞环和活塞销。活塞主要是承受燃烧气体压力，并将此力通过 活塞销传给连杆以推动曲轴旋转； 活塞环分气环和油环两种， 前者的主要是密封和传热， 后者是刮除飞溅到气缸壁上的多余的机油，并在气缸壁上涂布一层均匀的油膜；活塞销 用来连接活塞和连杆，并将活塞承受的力传给连杆或相反。 连杆组包括连杆体、连杆盖、连杆螺栓和连杆轴承等。它的功用将活塞承受的力传 给曲轴，并将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动。 曲轴组包括曲轴、平衡重、飞轮等。曲轴的功用是把活塞、连杆传来的气体力转变 为转矩，用以驱动汽车的传动系统和发动机的配气机构以及其它辅助装置；曲轴平衡重 用来平衡旋转惯性力及其力矩，为使曲轴达到内部平衡，需在曲柄上附加平衡重；飞轮 如同一个能量存储器，它吸收一部分作功行程中发动机传输给曲轴的能量，在其它三个 行程中，飞轮将储存的能量释放出来补偿这三个行程所消耗的功，从而使曲轴转速不至 于降低太甚。 活塞 活塞销 油环 气环 中北大学学位论文 12 连杆 衬套 曲轴 平衡重 飞轮 图 2.11 曲柄连杆机构零部件的三维 cad 模型 在进行内燃机曲柄连杆机构多体系统动力学仿真分析时，首先需要利用 cad 软件 pro/e 建立起各构件的三维实体模型（图 2.11） ，然后根据各构件之间的相互作用关系 进行装配，从而得到整个机构的实体模型。利用软件所具有的功能，赋予各构件密度， 可精确计算得到曲柄连杆机构运动学所需要的零件质量、质心位置及转动惯量等参数。 2）整体装配 虚拟装配是指通过计算机对产品进行整体性装配，然后评价和预测产品模型，做出 与装配相关的工程决策，而不需要实际产品作支持 30。概括来讲，虚拟装配设计有自顶 向下式（top-down）和自底向上式（bottom-up）两种装配设计形式，根据不同类型产 品的特点，可分别选用不同的虚拟装配方法。 自顶向下式适用于设计一些结构复杂、外形复杂（由自由曲面构成） 、内部零件的 尺寸和外形在很大程度上依赖于产品外形的产品。它首先需要确定产品的装配结构，对 在顶级向下产生的子装配和零件的设计中，将产品中的“控制部件”分发到各个零部件 中去，对零部件进行详细设计。在虚拟装配的环境下，首先由产品的大致形状特征对整 机外形进行设计，确定外形后，然后根据装配情况对零件进行详细的设计。这种设计方 法是一个由粗入精的过程，一个完整的从“概念设计”开始的设计过程。 自底向上式装配设计适用于一些传动机构复杂、形式变化多、结构紧凑、对动作可 靠性和准确性要求较高的产品。 它是指在设计过程中， 先从每个零部件的详细设计开始， 在此基础上对零部件进行装配生成整体的设计过程。在装配环境中，定义了许多装配的 中北大学学位论文 13 约束关系，如匹配、插入、对齐、相切等，定义完成装配约束关系后，用户就可以根据 约束关系确定装配元件的位置。 本文采用自底向上式装配方法，根据系统提供的装配方案进行装配，装配过程可以 采用对齐、坐标系、匹配、插入、相切、线上点、去面上的点等方式。在装配过程中要 保证与机体的正确配合， 需要确定装配基准， 建立相应的辅助平面和辅助线及辅助点等。 按照装配工艺规程的要求，装配过程并不复杂，装配的结果如图2.12所示。 图 2.12 曲柄连杆机构的三维模型 2.22.2 曲柄连杆机构运动曲柄连杆机构运动学学及力学分析及力学分析 3131- -3232 2.2.12.2.1 曲柄连杆机构运动学曲柄连杆机构运动学分析分析 正置式曲柄连杆机构是内燃机中最基本的运动机构， 其特点是气缸中心线通过并垂直于曲轴回转中心线（如图 2.21） 。它在运动时，活塞作往复直线运动，曲柄作旋转运 动，连杆作平面符合运动。 1）活塞运动学 活塞的位移 当曲柄自上止点转过角时，可得活塞位移x的公式为 coscosrllrx )cos1 ()cos1 (lr 其中 r 是曲柄半径，l 为连杆长度， 图 2.21 曲柄连杆机构运动示意图 为曲柄夹角，是连杆摆角。 中北大学学位论文 14 记sin/sin/lr 为曲柄半径与连杆长度比。 则)cos1 (1)cos1( rx （2.1） 故sinsin （2.2） 而 22 sin1sin1cos 6 6 4 4 2 2 sin 16 sin 8 sin 2 1以此式代入（式 2.1） ，把其中的 正弦函数化成倍角余弦函数，整理后得 )4cos2coscos( 4210 rx （2.3） 其中 3 0 64 3 4 1 1 1 1 53 2 512 15 16 1 4 1 53 4 256 3 64 1 由上式看出，活塞位移是一个很快收敛的无穷级数，因值恒小于 1， 8 以上的高次 项数值很小，可略去不计，即得计算活塞位移的近似式为 )2cos1 ( 4 )cos1( r rx （2.4） 活塞的速度 内燃机在稳定工况时，假定曲柄作等角速度 dt d ，将（式 2.1）式对时间最一 次微分，得活塞速度的准确公式 中北大学学位论文 15 cos )sin( )sin 1 (sin r dt d dt d r dt dx v （2.5） 将活塞位移的近似式（式 2.4）对时间做一次微分，可得活塞速度的近似式 2sin 2 sinrrv （2.6） 活塞的加速度 将活塞速度准确公式（式 2.5）对时间做一次微分，得活塞加速度 cos cos cos )cos( 2 2 dt d r dt dv a （2.7） 由于sinsin，将其微分得ddcoscos，或 cos cos d d （2.8） 以（式 2.8）代入，得 cos cos cos )cos( 3 2 2 ra （2.9） 这是活塞加速度的准确公式。 将（式 2.6）对时间做一次微分，则可得活塞加速度的近似式 2coscos 22 rra （2.10） 2）连杆运动学 发动机运转时，连杆小端中心与活塞一起做往复直线运动，连杆大端中心随曲轴一 起旋转做圆周运动，所以连杆是作复杂的平面运动。连杆小端中心运动形态与活塞完全 相同。除连杆小端中心外，整个连杆均绕小端中心线作摆动。 中北大学学位论文 16 连杆摆动角位移 连杆绕活塞销摆动的角位移，从连杆与气缸中心线重合时算起。在 1800 范 围内为正值， 360180 范围内是负值。 由（式 2.2） ，连杆的摆动角位移为 )sinarcsin( （2.11） 将其按反三角函数级数式展开，得 5533 sin 40 3 sin 6 1 sin 略去 5 以上各项，得连杆角位移的近似公式 ） 22sin 6 1 1 (sin （2.12） 在 90和 270时达到其极值 ）（ 2 max 6 1 1 连杆摆动角速度 将连杆摆角对时间作一次微分，得连杆角速度的准确公式 22 sin1 cos cos cos （2.13） 将（式 2.12）对时间作一次微分，得连杆角速度的近似公式 )sin 2 1 1 (cos)cossin 6 3 (cos 2222 （2.14） 在 90和 270时为零，在 0和 180时达到极值 max 连杆摆动角加速度 将连杆摆动角速度对时间作一次微分，可得连杆摆动的角加速度 中北大学学位论文 17 2 3 22 2 2 3 22 )sin1 ( sin)1 ( cos sin )1 ( （2.15） 将（式 2.14）对时间作一次微分，得连杆角加速的近似公式 )cos31 ( 2 1 1 sin 222 （2.16） 在 0和 180时为零，在 90和 270时达到极值 ) 2 1 1 ( 22 max 2.2.2 2.2.2 曲柄连杆机构曲柄连杆机构力学分析力学分析 内燃机中基本作用力源有两个方面：一是气缸内的气体压力，这是内燃机中最主要 的力源；二是由曲柄连杆机构运动时所产生的惯性力，它与各运动部件的质量成正比。 内燃机上其他作用力都是由气缸内气体压力和曲柄连杆机构惯