曲柄连杆机构连杆机构动压润滑资料

1、连杆滑块连接处有间隙的曲柄滑块机构动压润滑动态分析Gregory B. Daniel, Katia L. Cavalca摘要：传统的滑块曲柄连杆机构广泛应用于机械系统。 在机构连接处使用动压轴承特别有利 于减少摩擦， 主要在润滑特别的位置如连杆滑块连接处。 这种动压轴承把滚动和滑动归为 一类。本文针对这一特殊问题提出数学模型： 考虑为曲柄连杆机构的轴承有两种运动相互作 用的动力学的润滑现象。两种模型都曾被用来分析系统动力学，第一个是 Eksergian 模型： 连杆末端与轴承表面是接触假设，相当于轴承之间没有间隙。第二个 Lagrange 模型：轴承 外圈与内圈有间隙的液压润滑模型。 在这种情

2、况下， 他们是一种多自由度的相对运动。 流体 动力润滑数学模型可以以获得系统更真实的结果。关键词：连接间隙，动压润滑，压力分布， Eksergian 运动方程， Lagrange 运动方程。1 引言在众多观点中润滑系统是使机器的最佳性能的一个重要因素，例如，润滑和保护部件，减少摩擦，清 洗和冷却内部机件。这些系统的运转需要合适的条件因此，过多或润滑不足都会严重损害部件。许多机器 的部件包括众多的动压轴承， 而在连杆滑块处的尤为重要， 因为这是一类集两种运动于一体的动压轴承。 它不像传统的滑动轴承，这类轴承不完成一个完整的旋转。因此，最近几年越来越需要研究这一特定类型 的流体动力轴承和机器动态行

3、为的影响。到目前为止， Musashi 技术研究机构 大多数都在研究滑块 - 连杆接头处的轴承。事实上，该研究所已开 发和建造对滑动销的润滑和摩擦研究设备已有 15 年以上。例如 Takiguchi 等 1 ，研究了一种旋转浮动式 活塞销在汽油动力汽车发动机的应用。三年后， Takiguchi 等 2 提出了一种测量设备，润滑状态下测得的 流体动力轴承摩擦力。在另一项研究中， Suhara 等3 在汽油机活塞销处检测润滑条件，包括长度参数分 析，内径和活塞销的材料。最近， Zhang 等4.5 有人开发工具进行活塞销磨损调查。 2005 年， Ligier and Ragot6 分析了动压轴承

4、活塞销。一年后，他们又根据四冲程发动机运行概况，这些作者提出活塞杆接头 流体动力轴承的保护在于供油。如前面所述，曲柄连杆机构的动压轴承包含两类运动。因此，一个可靠的的机构数学模型必须考虑连 杆滑块连接处轴承的情况。由于滑块连杆机构的广泛应用，许多研究都集中在设计数学模型及分析该 机械系统的动力学。 Schwab, Meijaard and Meijers8比较曲柄 - 滑块的动态行为机制，分为赫兹接触损耗模型，碰撞模型和流体动力模型。在前面所述工作过程，作者还考虑了动态机构弹性和刚性的影响。结 果表明，假设连接杆为弹性元件，在润滑条件下，能明显降低振动机理的动态响应。 Flores 等 9 人

5、分析 了曲柄连杆机构干接触无摩擦、干接触有摩擦、考虑了小偏心率和高偏心率的摩擦接触混合模型的动压润 滑，他们的研究结果表明，干接触有摩擦更现实比干接触无摩擦更接近实际，因为动态响应下有巨大的振 荡。结果显示混合模型的动态响应振荡最小，但没有文献支持这一结果。此后不久， Flores10 等人分析 在滑块连杆处干摩擦和动压润滑的影响。得到的结果是干接触无摩擦模型呈高振荡，与干摩擦模型更远离 真是结果。动压轴承模型下，结果与理想的连接得到得到的结果很相似。 Erkaya, Su andUzmay11 分析了 曲柄连杆机构加大连杆和曲柄销的偏心后的运动学和动力学。 他们把此结果进行了评价和传统的结果

6、相比。 这种比较表明，传统和改良曲柄连杆机构在具有相同的行程和缸内气体压力下，改良的输出扭矩更大。 Khemili and Romdhane12分析了有间隙的曲柄 - 滑块机构平面弹性动力学，与用 ADAMS软件进行仿真模拟 的数值结果和实验测试的实验结果比较，他们发现，间隙的存在影响了动态系统的响应，它相当于耦合器 作用机械中的悬挂系统。 Estupi?an and Santos 13 开发一个直线往复式压缩机数学模型。他们分析了机 械系统的动力学，针对基于多体动力学的机械部件动力学（刚性部件）和有限元方法（弹性元件）。他们 还利用雷诺兹方程评估了流体动力对动压轴承的影响。他们的研究结果显示

7、最大力和最小油膜厚度是在上 止点和由于曲轴倾斜振荡使曲柄非线性增加的轨道时，倾斜振荡受曲柄销的长度的影响。这项工作涉及的滑块曲柄机构和流体动力润滑的动态特性分析。为此，分析是基于偏心值不同的润 滑条件不同的两种模式，第一个模型是连杆末端连接到轴承表面的滑块与连杆的理想连接状态；第二个模 型，连杆末端有滑块润滑孔间隙的动压润滑条件。在这种情况下，连杆与滑块之间通过润滑油产生流体力 相互作用，使滑块的运动相对于连杆是自由的多度运动。因此，结论是由一个有理想的接头模型和一个动 压轴承接头模型的混合模型得到的。因此，这种分析的重要参数是流体动力润滑的最小油膜厚度。根据 Flores 9 结论，高偏心率

8、（低最小 油膜厚度），压力使表面弹性变形，它对润滑油膜厚度的作用相同。这些情况不同流体动力润滑得到的，更 接近现实的分析要基于弹流润滑理论。因此，这项工作考虑的因最小油膜厚度超过10%径向间隙动压润滑条件，这代表 0.9 的偏心比。从混合模型得出的动态响应与从传统模式（理想的接头）动态响应进行比较。此外，在轴承的压力分 布是在润滑条件下的一段时间。重要强调的是，现阶段使用的流体力学模型是由Bannwart 15 及合作者以前开发的。2. 原理用一个平面滑块 曲柄机构模型在这项工作中做动态分析。但是，以滑动轴承在连杆 滑块接头处代替 传统的滑块 - 曲柄机构。假设认为轴承不考虑间隙时销不只有一个

9、自由度的运动。这部分描述平面滑块 -曲柄机构滑动轴承连接的混合数学模型， 这个混合数学模型用来分析有润滑的动 态行为。数学模型用于分析由 Doughty 14 提出的传统机构接触状况的动态行为。2.1 平面滑块 - 曲柄机构的运动分析平面滑块 - 曲柄机构 的运动简图如图 1。图 1a所示的是 平面滑块 -曲柄机构 和图 1b 描绘的连杆销与滑块孔分开的图。 R 是曲柄的长度， L 是连接杆的长度， q 是曲轴角位移， A 一个是连接杆角位移， XP 和 YP 是连杆销线性位移， Xpt ，Ypt 是滑 块的线性位移， Fxp 和 Fyp 分别是在 x 和 y 方向上的流体动力。 图 1c 所

10、示为连接滑动轴承的平面滑块曲 柄机构图。 OH 是轴承中心， OP 是连杆销中心， RH 是轴承的半径， RP 是连杆销半径， e 偏心距， Hmin 是最小油膜厚度， Hmax 是最大油膜厚度。此外，偏心比 在偏心率（ e）和径向间隙（ C ）之间，径向游 隙是轴承的半径和连杆销半径之差。如图所示，滑块孔销处的位移方程1 ：由方程 1 求导得速度及加速度方程：Kp 是一个滑块销的速度系数矩阵， Lqp 和 LAp 是一个速度系数的偏微分矩阵，定义为：2.2 曲柄连杆机构零件质心运动分析分析是为了确定部件质心，这将能够找到一个机构的运动方程 14.图 2a 和 b 分别展示的是曲柄连杆机构子系

11、统中曲柄和连杆的质心图， Upm 和 Vpm 是曲柄质心（ Pm ） 基于参考坐标系（ Um,Vm ）的坐标， Upb 和 Vpb 是连杆质心（ Pb ）基于参考系（ Ub ，Vb）的坐标； Xpm 和 Ypm 是曲轴的质心（ Pm）在惯性参考系的线性坐标（ X，Y），Xpb 和 Ypb 是连杆的质心（ Pb ）在惯性 参考系线性坐标（ X， Y）。由图 2A ，曲柄的质心位置可以用方程表示为：对其求导得速度方程：相似地，可以表示连杆质心位移和速度，如图 2b:为了进行曲柄 -连杆机构部件的动态分析， 零件线速度和角速度求得 14 。求速度是为了计算子系统的 动能（旋转和转移） ，因此，采用拉

12、格朗日方法得到的运动方程。因此， 基于方程 7 和方程 9，它可能是写：导出Kc代表曲柄连杆子系统的广义速度系数矩阵。KC 与独立的变量 q 和 A，有：在 Lq 和La是广义速度系数的偏导数矩阵。 最后，考虑到 Mm ，Mb ，Im, Ib 分别为曲柄质量，连杆质量，曲柄转动惯量和连杆转动惯量，质量矩阵可以得：2.3 柄连杆子系统的力在混合模型里通过虚功的概念得到的激振力， 作用于在连杆销 滑块间隙由流体动力润滑导致的耗散粘滞力。根据 Doughty 14 ，广义力在外力施加连接点可以用广义速度系数矩阵的确定。因此，广义力由公 式 14 表示：广义力由流体动力施加在滑动接头（ Fxp 和 F

13、yp ）。在做功时，水动力由 Bannwart 15 从流体动力轴 承润滑模型振荡运动提出。2.4 曲柄连杆子系统的动能和势能曲柄连杆子系统动能由质量矩阵和广义速度系数矩阵确定，得公式15：图 3a 显示由曲柄、连杆组件，质心。根据图 3a 势能可以写成：2.5. 曲柄连杆系统运动方程式用拉格朗日法 14 第二种形式分析了曲柄连杆系统运动方程，可定义为：其中 T是动能， V为势能，是个广义力的组成部分， qj是个独立坐标分量。因此，方程式 1416，对曲柄连杆系统可以计算出运动方程式18：2.6 滑块运动方程根据图 3b，运动方程：WG为施加到滑块的外力，X pt 滑块的加速度， Mpt 是滑

14、块的质量，G是重力加速度。为了能够简化分析动态行为，进行动力分析只考虑该机构的初始条件（表3）。这样，所有的滑块受的外力由数值模拟代替。2.7. 润滑模型用来实验的润滑模型为在连杆滑块联合处轴承旋转运动或固定在滑块处轴承的运动。该模型最先是Bannwart15 等人开发。基于在油隙的质量通量和动量微分方程整合而成。在这种情况下，油膜的切向和 径向速度都由于连杆的销两个方向的振荡运动有虚部 15 。该润滑模型假定在轴向坐标流体速度几乎为零。此外，忽视流体被压缩和可能的空化效应。因此，速度场由公式21：变量 UO, w, Rb, h, and 分别为轴面的线速度，轴承转速，轴承半径，速度，流体膜厚

15、度，粘度，绝对粘度。默认 P(0)= P(2 ) =Po，压力分布：Cr 为径向间隙 K1 定义为3. 结论本研究的目的是确定模型的适用性。计算机仿真做允许动压轴承的润滑状态分析。仿真进到传统模型 1DOF和混合模型（ 3DOF / 1DOF）。结果绘图在一起进行比较。此外，不同的间隙进 行模拟 1 和 2 ，以及不同的旋速在模拟 2 和 3，揭示这些参数对系统的动态响应的影响。对数值模拟的算法使用的两种数学模型：滑块销与轴承表面接触和滑块销在润滑条件下的接触。 在这项工作中，当偏心率超过 0.9 被认为是接触条件，否则考虑润滑状态。流程图（图 4）所示为动态分析求解过程。首先，轴承的流体动力

16、设为初始条件。然后再确定连杆销 和滑块加速度。因此，对初始条件求解运动方程，评估出流体动力和加速度。因此，连杆的销和滑块的位 移和速度计算到下一个时间步长（ T + T）。在确定了新的速度和位移后， 轴承的销偏心必须验证。 如果在润滑条件下偏心率小于 0.9 的种情况下， 流体动力重新评估，销和滑块的加速度重新确定，如此反复确定。流体动力润滑条件下，以 2.7 节润滑模型评估系统的动态行为。 然而，当滑块销超过阈值（偏心 = 0.9 ），它被认为是在与轴承表面接触。在这种情况下，它是假定系统 的动态行为由传统的曲柄 - 滑块机构制约，在连杆滑块连接处没有间隙。 因此，滑块反向运动前一直是传 统

17、模型。在滑块的反向运动后，滑块销脱离轴承表面改变了润滑条件。至于求解运动微分方程，传统的模型并不复杂，因此可以解决的比较快（2 GHz处理器， 3 GB RAM的计算机系统 10 分钟）。然而，对润滑条件运动方程由于高数值刚度十分复杂。因此，必须根据这些方程的 特征选择一个特定的数值积分方法。在求解工作中， 3 自由度混合模型为了整合固定的初始值问题通过使用多步法，行脉谱图方法 16 。 然而，尽管这种方法很有效，对微分方程求解也需要高配置电脑花费时间（在2 GHz处理器， 3 GB RAM的计算机系统约 48 小时）。滑块曲柄机构和轴承的几何参数分别列于表 1 和表 2 表示。从传统的内燃机

18、得到了这些参数。在初始 条件计算机模拟初始条件值表 3 与文献一致和实验值操作中的值一致。3.1. 仿真 1我们以表 1 和表 2 给出的物理参数及初始条件表 3 和径向间隙 20 m做曲柄连杆机构的动力学分析。 在计算机模拟时，考虑流体动力润滑的临界条件。因此，极低的膜的厚度润滑条件下高达 0.9 的偏心 率是一个流体动力润滑不足的状况。因此，模拟偏心率的最大值为 0.9 时表明销不在动压润滑条件下和销接触轴承表面图 5a 和 b 分别表示在第一和第二圈获得的轨道。如图 5a 表示的销初始偏心比为 0.6 。当运动开始， 销向左移动直到超过偏心限值，之后它大概保持与轴承表面接触到滑块反向运动

19、。在这种情况下，当销接 触轴承表面，动力学是基于传统的曲柄 -滑块机构的的数学模型 14 分析。当反向运动，销从轴承表面的 上部区域。图 4. 仿真算法流程图表 1 ：动压轴承参数参数（单位）符号值动压轴承半径（ m）RH0.010轴半径（连杆销） （m）RP0.00996动压轴承宽度（ m）w0.015径向间隙（ m）Cr20;40;20绝对粘度（ pa.s ）0.0117质量密度（ kg/m3 ） 表 2 ：曲柄连杆机构参数887.8参数（单位） 曲柄半径（ m） L 连杆长度（ m） 曲柄惯量（ kg.m ）符号RLIM值0.05080.20320.006连杆惯量（ kg.m ） 曲柄质

20、量（ kg ） 连杆质量（ kg ） 滑块质量（ kg ）Um 轴曲柄质心坐标（ m） Vm 轴曲柄质心坐标（ m） Ub 轴连杆质心坐标（ m） Vb 轴连杆质心坐标（ m）IbMMMbM ptUpmVpm0.0100.81.360.907000.05080表 3 ：仿真初始条件初始条件（单位） 符号 模拟 1 模拟 2 模拟 3曲柄转角（ rad ）q000曲柄角速度（ rad/s ）q2502501000连杆位移角（ rad ）A000连杆角速度（ rad/s ）A62.562.5250滑块线性位移（ m）Xpt0.2539880.2539760.253988滑块线性速度（ m/s ）X

21、 pt000然而，当销靠近轴承的表面，由于滑块和销是相对运动，流体动力使销和滑块被反向推动。这使得销 回到轴承的下部区域，再次超过偏心极限。销并保持与表面接触到这一圈完。在第二圈，活塞销的运动类 似于第一圈。图 6 所示的是曲轴运动轨迹。可以看出，滑动轴承滑块曲柄机构（ 3 自由度）和常规滑块曲柄机 构（ 1 自由度）曲柄速度和加速度是相似的。然而注意到的是，在 3 自由度模型时速度和加速度的增加由 两个应用模型之间的过渡。(a)(b)2626252424232322222121 -s/pe 二 QOOA Je36uaFig. 6. Crank analysis in Simulation 1

22、. (a) Angular Velodt. (b) Angular Acceleration.Fig. 5. Orbit of the slider joint in Simulation 1. (a) First Lap. (b) Second Lap.16103 dot 1 dof100200300400500600700Angular Position of the CranX degrees(a)Angular Position of the Crank degrees(b)Fif. 7. Connecting rod analysis in Simulation 1. (a) Ang

23、ular Displacement, (b) Angular Velocity.当销超过偏心极限，液动条件之后以 1 自由度模型初始条件分析。因此，在这一点上的运动，动态分 析以上述 3 自由度模型给定初始条件。 因此， 在混合模型与传统的过渡， 输入的速度不同于两种模型在 t = 0 给的初始条件。因此，主要作用是增加在在每个过渡模型的曲柄的角速度，这是相对于 1 自由度传统的 模型的变化。图 6b 可以看到， 曲柄的角加速度不同于传统的模型具有很小的不连续性。 虽然曲柄没有直接连接到滑 动轴承，这些不连续是销在润滑条件下动态响应引起的。这一结果由 Schwab, Meijaard and

24、Meijers 8 报道。根据 Schwab 8 ，滑块曲柄连杆机构连杆滑块轴承的动力学行为类似于传统的机构，动态响应 是由光滑的曲线表示。然而，只有当销跨越轴承时该反应略有不同。这种跨越涉及高轴心速度，因此，它 增加了力的峰值。图7 表示了连杆的位移和速度。连杆的位移和速度 3自由度模型和常规 1自由度模型是相似的。如图 8 所示，滑块的动态行为在两个系统是相似的（1DOF和 3DOF）。图 9 显示了连杆的角加速度和滑块的线性加速度。注意到获得的连杆和滑块的加速度在 3 自由度模型 与 1 自由度模型是类似的。但是，以曲柄滑块机构加速度研究表明滑动轴承振荡由于在流体动力润滑条 件下产生。如

25、图 9 所示，因为轴承使这些组件相互作用，润滑时滑块与连杆加速度的不连续性更重要。当销不在 润滑条件下， 它被认为是与轴承表面接触。 所用的数学模型传统的曲柄 - 滑块机构模型在接触条件下的动力分析。因此，机构动态分析用传统模型。图 10 所示为轴承的压力分布在曲轴从 180 到 196。当滑块的反向运动 （180），销靠近轴承表面 （下 部区域），销的高偏心导致在一个压力峰值在180（点）。之后，销移动到轴承中心，偏心率降低，从而减少压力峰值。销到上部区域偏心再次增大，致使第二个压力峰值在360（ B 点）。最后，销返回到轴承的下部区域，产生第三个压力峰值在180（ C 点）。然而，这种压力

26、峰值不足以阻止接触，销超过偏心距的限制。3.2. 仿真 2在仿真 2 中轴承径向间隙为 40m。必须要设置滑块的初始位置使初始偏心率为0.6 ，正如在仿真 1 中所做。其他的初始条件与仿真 1 相同。图 11 显示的滑块轨道。图 11a 和 b 分别表示曲轴在第一圈和第二圈的轨道。如图 11a 所示类似于仿真 1 销初始偏心率 0.6 运动开始时，销向左移动直到它超过偏心极限，之后它保持与轴承表面接触到滑块的运动反向。滑块的运 动反向后不同于仿真 1 ，销到达上游区和超过偏心极限。 这是因为轴承表面有径向间隙自动增加油膜厚度， 流体动力不足以防止销接触表面影响压力分布。最后，销保持与表面接触知

27、道这圈结束。在第二圈的滑块销的动态行为与第一圈类似。图 12 表明受轴承间隙强烈的影响，曲柄的速度和加速度的变化取决于模型（1DOF或 3DOF）。此外，因模型在这里过渡曲柄速度增加比以前更明显。正如前面提到的，不连续性在图 12b 所示与对应滑块接头的 流体动力润滑一致，由于间隙的影响其强度也比仿真 1 更强。当销的偏心率超过 0.9 ，混合模型（ 3 自由度）的模型过度完成。因此，最后仿真的初始条件由曲柄滑 块机构流体动力轴承模型获得， 是常规机构模型的初始条件（输入数据） ，常规模型是过去使用接触条件的 机构。所以，动态响应在混合模型一个连续的解，但这种响应的变化与传统模型有关。这变化是

28、因为传统 的模型（ 1 自由度）在运动开始只赋予初始条件。然而，1 自由度模型用在混合模型的过渡采用每次不同的初始条件销的偏心率超过 0.9 （接触）。图 13 和 14 所示分别为连杆和滑块的位移和速度。这些数字表明，该位移和速度的仿真结果是类似于 仿真 1。此外，结果表明滑块曲柄机构滑具有动压轴承的动态行为类似的传统机构。图 15a 和 b 分别显示连杆和滑块的加速度。 有轴承的曲柄 - 滑块机构的连杆和滑块的加速度的形状与传 统的曲柄滑块机构获得的加速度相似， 仿真 1所示。如图 15所示的振荡没有仿真 1强烈，因为该滑块的销 是在流体动力润滑条件下。最后，图 16a 表明曲轴从 180

29、 到 204的轴承压力分布。根据图 16，在模拟中只有两个压力峰值。第 一个压力峰值是在活塞的运动反向 （180） 后销离开轴承表面时。这个峰值是由于销离开轴承表面时的高 偏心率产生。之后销移动到轴承中心，减少偏心率和减少轴承表面压力峰值。销到上部区域和偏心率再次增加，致使二次峰值压力出现在 360（ B 点）。然而，第二个峰值不足以防止销和轴承表面之间的接触。 因此，润滑条件下的第二压力峰值是在销超过偏心极限之前。由于间隙的影响压力峰值明显低于仿真 13.3. 仿真 3本部分是一个有 20m的径向间隙的仿真，与仿真 1 类似， 1000 弧度/秒的初始曲柄角速度。因此，这个模拟的目的是调查的

30、曲柄的旋转速度对有滑动轴承的曲柄连杆机构的动力学影响。or the crank degreestacgrccsj(a)0300P4150210240Fig. 16. Simulation 2. (a) Pressure Distribution. (t) Orbit of the Slider Joint.(a)(b)Angular Pnsitmn nf tn Crank rdogrAAsIFig. 17. Orbit of the slider joint in Simulation 3, (a) First Lap, (b) Second Lap.(a)(b)Fig. 1& Crank a

31、nalysis in Simulation 3. (a) Angular Velocity, (b) Angular Acceleration.图 17a 和 b 分别显示在第一圈和第二圈获得的轨道。注意，在图17a 初始销的偏心率 0.6 。运动开始时，它移动到了左边直到超过偏心极限，在这之后被认为是与轴承表面接触直到滑块运动反向。在滑块运 动反向后，销离开轴承表面达到轴承上部区域。但是，当销接近轴承表面，流体动力以相反方向推销和活 塞，它们之间产生相对运动。这个使销回到轴承的下部区域，再次超过偏心极限。然后销保持与轴承表面 接触到这圈完。第二圈动态行为与第一圈是相似的。图 17 中可以看到

32、， 在动压轴承销的动态行为与仿真 1 是相似的。 但是，不像在仿真 1 的是在本仿真中 销不接近轴承的上表面，因为在初始条件的转速的增加。初始速度的增加导致的流体动力增加，阻止销接 触轴承表面（接触） 。在图 18 中，曲柄的速度和加速度的形状相同于仿真 1 得到的。 但是，速度增加和加速度的不连续性增 加，在这种情况下，因为曲柄的初始速度的增加。在轴承表面的压力峰值也增加。这种情况往往有利于润 滑条件和阻止销和轴承表面之间的接触。因此，该销在润滑条件寿命更长，导致更强的不连续动态响应。 如前面提到的，速度和加速度的不连续性是由于数学模型之间的过渡（ 1 自由度3 自由度）引起。图 19 和

33、20 分别表示的连杆和滑块的位移和速度。 根据结果， 具有滑动轴承曲柄 - 连杆机构的动态行为 是类似于传统的曲柄滑块机构。与之前的仿真比较，这模型得到的速度高于仿真 1 和仿真 2。曲柄的高 转速影响连杆的角速度和滑块的线速度，使得两个模型（ 1 个自由度和 3 个自由度）略有不同。 图 21a、b 分别表示连杆和滑块的加速度。 此模型连杆和滑块加速度与之前仿真的传统模型获得的加速度具 有相同形状。然而，加速度幅值和振荡更高是因为在曲柄更高的速度的初始条件。正如前面提到的，这些 振荡是通过流体动力润滑条件的滑块造成的。图 22 给出了曲柄从 180 到 210变化轴承的压力分布。 当活塞反向

34、运动 （ 180） 销接近轴承表面 （下 区），因销高偏心导致在一个压力峰值在180（点）出现。然后销移动到轴承中心，减少偏心，从而降低了在轴承面的压力峰值。之后销到上部区域和偏心距再次增大，造成二次压力峰值在360（ B点）。最后，销返回到轴承的下部区域，生产第三次压力峰值180（ C点）。然而， C点的压力峰值不足以阻止销与轴承表面接触，销超过偏心极限。与以前的仿真结果相比，由于初始曲柄的速度更高的影响在仿真 3 的压力峰值高得多，有利于动压润 滑。4. 结论这项工作分析曲柄 - 滑块机构和曲柄 -滑块机构润滑条件下的动态行为分析。为了这目的，开发一个曲 柄连杆机构润滑条件下的数学模型。在

35、这项工作中，数学模型用计算机仿真杆滑块连接销的动态行为。结果表明，在运转过程中销主要 有两种条件。有时销在流体动力润滑条件和其他时间与轴承的表面接触。数值结果表明，销破坏油膜，从 而与轴承的表面接触，可忽视初始条件或轴承的参数。如前所述的规定，销的高偏心，使油膜压缩甚至分裂。这表明，混合模型(3 DOF)的接触条件使用弹流润滑模型可能更适合分析， 在这种情况下，销即使不在流体动力润滑条件下也可以防止直接接触。 然而， 评估的动态响应和压力分布混合模型更适用。弹流模型的实现需要进一步从流体力学的混合模型到弹流状 态的过渡研究。对于轴承的径向间隙，可以得出结论，径向间隙的增加会使油膜厚度的增加，降

36、低流体动力和促进轴 承表面与销的接触 . 相反，初始角速度的增加导致作用于销的流体力增加， 因为这些力与初始角速度成正比。 这些较强的流体动力增加销与轴承的表面的距离，防止它们接触。对曲柄连杆机构连杆滑块联合轴承的解决方案，由于两模型用非线性方程组的求解相对复杂。这对 方程提出高的数值刚度，在成功求解微分方程时选择数值积分方法是一个重要因素。鸣谢作者感谢 FAPESP, CAPES和 CNPQ对这项工作的资金支持。参考文献1 M. Takiguchi, M. Oguri, T. Someya, A study of rotating motion of piston pin in gasoli

37、ne engine, SAE Paper 938142, Detroit, USA, 1993.2 M. Takiguchi, K. Nagasawa, T. Suhara, M. Hiruma, Friction and lubrication characteristics of small end connecting rod bearing of an automotive engine, FallTechnical Conference ASME Vol. 2 (1996) 1 6.3 T. Suhara, S. Ato, M. Takiguchi, S. Furuhama, Fri

38、ction and lubrication characteristics of piston pin boss bearings of an automotive engine, SAE Paper 970840,Detroit, USA, 1997.4 C. Zhang, H.S. Cehng, L. Qiu, K.W. Knipstein, J. Bolyard, Scuffing behavior of piston pin/bore bearing in mixed lubrication, Part. 1, experimental studies, Tribol.Trans. V

39、ol. 46 (2004) 193 199.5 C. Zhang, H.S. Cehng, J.O. Wang, Scuffing behavior of piston pin/bore bearing in mixed lubrication, Part.2, experimental studies, Tribol. Trans. Vol. 47 (2004)149 156.G.B. Daniel, K.L. Cavalca / Mechanism and Machine Theory 46 (2011) 1434 1452 14516 J.L. Ligier, P. Ragot, Pis

40、ton pin: wear and rotating motion, SAE Paper 2005-01-1651, Detroit, USA, 2005.7 J.L. Ligier, P. Ragot, Small end conrod lubrication, SAE Paper 2006-01-1101, Detroit, USA, 2006.8 A.L. Schwab, J.P. Meijaard, P. Meijers, A comparison of revolute joint clearance model in the dynamic analysis of rigid and elastic mechanical systems,Mechanism and Machine Theory 37 (9) (2002) 895 913.9 P. Fl