内燃机曲柄连杆机构冲击动力学分析

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曲柄连杆机构运动及动力特性分析

通过对活塞的计算和活塞和连杆之间的运动关系分析，可得连杆的角位移、角速度和角加速如表 1 所示。
角位移β
角速度 β&
角加速度
β&&
表 1 连杆运动规律
精确公式
计算公式 β = arcsin(λ sin α )
近似公式最大值精确公式
β = λ sin α (1 + 1 λ 2 sin 2 α ) 6
机械 2006 年第1 期总第33 卷
设计与研究
·11·
把式（2）代入式（1），并利用三角函数的倍角
活塞速度个出现一个极值 v 。 e
公式予以化简，最后可得
记活塞速度达到极值时曲轴转角为 α ，则有 ve
x = r(a + a cosα + a cos 2α
0
1
2
+a 4
cos
4α
+
a 6
cos
6α
+
LL
a 0
=1+
1 4
λ
+
3 64
λ3
+ LL
a 1
=
−1
（3）
dv dα
α =αve
= cosαve
+ λ(2 cos2 αve
−1) = 0
由此式可得
α ve
=
ar cos[ 1 4λ
(
1+ 8λ 2 −1)]
（8）（9）
其中： a 2
=
−
1λ 4
− 1 λ3 16
−
15 λ 5 512
1 运动及动力特性分析
1.1 活塞的运动分析

基于MATLAB的单缸内燃机曲柄连杆机构动力分析

1.1 机构的运动简图图 1 所示为 S195 柴油机的机构运动简图，曲柄连杆机构由活塞组、连杆组和曲轴组等三大部件组成。其中活塞组包括活塞、活塞销、活塞环、挡圈等零件，沿气缸做往复直线运动；连杆组由连杆及附件组成，做平面运动；曲轴组包括曲轴、曲柄臂、主轴颈等，绕曲轴轴线做旋转运动。
B
Body Sensor
Scope1
Scope2 Joint Sensor1
C4 F F
B
CS2
A
4
Joint Initial Condition Ground
图2
曲柄连杆机构的仿真模型
1.3 模块参数设置仿真模型建立完成后，要对每个模块进行参数设置，以连杆为例，双击模块 2 可以得出如图 3 所示的对话框，从该对话框可以看出，需要输入的刚体参数有：连杆的质量、惯量矩阵、刚体坐标和质心位置。
仿真问题可以比较容易解决。参考文献：
[1] 薛定宇 , 陈阳泉 .基于 MATLAB/Simulink 的系统仿真技术与应用 [M].北京,清华大学出版社,2002,392-401. [2] 王云霞.单缸内燃机曲柄连杆机械动力学的计算机模拟研究 [D].南京,南京农业大学,2001. [3] 李秀红 , 吴凤林 , 任家骏 . 曲柄滑块机构的运动仿真系统 [J]. 太原理工大学学报,2002,第 33 卷,第 1 期:71-73. [4] 高晓红,褚金奎,郭晓宁.齿轮连杆机构力分析与运动分析[J].西安理工大学学报, 2002, 第 18 卷,第 3 期:289-2.
对于s195柴油机曲柄连杆机构活塞组连杆组和曲柄组的质量特性参数如表连杆长度为210mm曲轴半径为575mm曲轴转速2000rmin经过仿真活塞的速度和加速度曲线如图所示机构仿真的动画显示如图结论通过仿真能方便快捷准确的得到机构的运动动力数据改变曲轴的质量特性参数如质心的位置质量的大小等可以观察对机构运动受力的不同影响能为机构的选型优化设计提供参考依据

09第九章内燃机曲柄连杆机构受力分析文字PPT课件

在活塞销中心处，同时作用着气体作用力 Pg和往复惯性力Pj，即 PΣ =Pg + Pj。
第六节中心曲柄连杆机构中的作用力和力矩
第六节中心曲柄连杆机构中的作用力和力矩
五活塞上总作用力PΣ的分解与传递
PΣ
沿连杆K方＝向P上Σ的/c连os杆β作用力
ZKc 沿曲o 柄半s 径的()径向P 力cc oo s (s)
m1Lamc，m2 Lbmc。
第五节曲柄连杆机构运动零件的质量换算
二主副连杆式曲柄连杆机构的质量换算
主副连杆式曲柄连杆机构的质量换算基本上与中心曲柄连杆机构的方法相同。
首先用两个质量me1 、 me2代替原副连杆的质量me，me1集中于副缸活塞销中心，me2集中于主连杆上的副连杆销中心。
相应的加速度为： a=-Rω 2(λ+1/(8λ) ) 如图（b）所示。
第三节偏心曲柄连杆机构运动学
相对偏心量k为偏心量e与曲柄半径R的比值，即k＝e/R, k值一般取为0.05～0.15。
一连杆的角位移、角速度与角加速度
arcsin([sink)]
. d
cos
dt 12sin22k(2sink)
活塞的位移可按下式计算：
xA1AA1OAOA1O(COAC)
(RL)(RcosLcos)
【精确解】
第二节中心曲柄连杆机构运动学
co s12si2 n112si2 n
则：x
R(1
cos
sin2
2 )
2
【近似解】
位移x随和的变化关系如图所示
从上式可以看出：
当 00时，x 0;
当 900时，x R(1 / 2)；
由于me2集中于主连杆上的副连杆销中心，因此在换算主连杆质量时，必须考虑到的存在，这时主连杆换算到集中于主缸活塞销中心的质量mL1和集中于曲柄销中心的质量mL2分别为：

第九章-曲柄连杆机构动力学分析

max
Pj m j a m j R 2 cos m j R 2 cos2 PjI PjII
（2）、旋转惯性力Fr=mrRω2 2、沿气缸中心线的总作用力F 总作用力F是缸内气体作用力Fg与往复惯性力的代数和 F=Fg+Fj 气体作用力 D 2 Fg p g - p? g 4
1、活塞位移x：
x ( L R) ( L cos R cos )
2 2
R(1 cos ) L(1 1 sin )
（精确式）
R x R(1 cos ) (1 cos 2 ) x I x II （近似式） 4
近似式与精确式相比误差很小，如当λ =1/3.5时，曲柄转角为 90度时误差为最大，在0.003R左右，此精度在工程上已足够。

பைடு நூலகம்

（精确式）
1 2 L sin 1 1 3 cos2 （近似式） 2
2

在α =90º 或270º 时达到极值：
Le
2 (1 2 )1 / 2
（精确式）
1 （近似式） 2 摆动角速度和角加速度精确式中分母均近似等于 1 ，因此两者均随α 近似按简谐规律变化。
L L 1 m j m p m 1 m p m l L 作旋转运动的不平衡质量mr，包括曲柄换算质量mk和连杆换算
L1 mr mk m 2 mk1 2mk 2 mL R L
到大头中心的质量m2，集中作用于曲柄销中心，即

三、曲柄连杆机构作用力和力矩 1、惯性力、（1）旋转惯性力（1）、往复惯性力
2、活塞速度：
sin( ) v R cos

基于Workbench仿真的内燃机曲柄连杆机构动力学分析

基于Workbench的仿真内燃机曲柄连杆机构动力学分析（机械与动力工程学院南京 211816）摘要：本文以S195 内燃机为例，对单缸内燃机的曲柄连杆机构简化模型进行了有限元分析。

根据力学分析结果和强度要求设计内燃机曲柄连杆机构结构，并应用UG软件建立该机构三维数字化虚拟装配模型，结合有限元理论及其分析软件ANSYS Workbench，模拟分析了曲柄连杆机构装配体动力学分析，结果表明，数字化模型结合装配体有限元分析，可解决曲柄连杆机构结构强度评价问题，有助于缩短汽油机开发周期和减少成本。

关键词：曲柄连杆，有限元分析，Workbench，动力学仿真。

Dynamic analysis of the crank connecting rod mechanismbased on Workbench simulation(Nanjing Technology of University, mechanical and power engineering,Yin Zhenhua, Nanjing, 211816)AbstractBased on the S195 diesel engine as an example, the crank connecting rod mechanism of single cylinder diesel engine was analyzed in finite element analysis. According to the mechanical analysis results and strength requirements, the structure of the engine crank connecting rod mechanism is designed, and the 3D digital virtual assembly model of the mechanism is established. Combined with the finite element theory and the analysis software ANSYS Workbench. The results show that the numerical model combined with the finite element analysis can solve the problem of structural strength evaluation of the crank link mechanism, which helps to shorten the development cycle and reduce the cost.Key words: crank connecting rod, finite element analysis, Workbench, dynamic simulation.0．引言随着发动机强化指标的不断提高，曲柄连杆机构的工作条件更加复杂[1-2]。

柴油发动机及其曲柄连杆机构动力分析

目录目录 (1)第1章绪论 (3)1.1研究意义 (3)1.2发展现状 (3)1.3研究方法与内容 (4)第2章柴油机的热力学分析 (5)2.1柴油机的理论热循环 (5)2.2柴油机的实际热循环 (8)2.3热力学计算即求平均指示压力 (9)2.4 小结 (11)第3章柴油机的动力性和经济性分析 (12)3.1柴油机的指示参数 (12)3.1.1 平均指示压力 (12)3.1.2 指示功率 (13)3.1.3 指示热效率与指示燃油油耗 (14)3.2柴油机的有效指标 (15)3.2.1 有效功率和机械效率 (15)3.2.2 平均有效压力和升功率 (16)3.2.3 有效热效率和有效燃油消耗率 (18)3.2.4 根据吸入空气量计算平均有效压力 (19)3.3标志柴油机整机性能的其他参数 (21)3.3.1 活塞的平均速度 (21)3.3.2 强化系数 (22)3.3.3 比质量 (22)3.4提高柴油机动力性能和经济性能的主要措施 (22)3.5小结 (24)第4章曲柄连杆机构的运动与受力分析 (25)4.1曲柄连杆机构的运动分析 (25)4.1.1 活塞的位移 (25)4.1.2 活塞速度 (26)4.1.3 活塞加速度 (27)4.2曲柄连杆机构的受力分析 (27)4.2.1 气体压力的作用 (28)4.2.2 惯性力的作用 (28)4.2.3 作用在活塞上的合力及其分解 (30)4.3小结 (33)第5章结论 (33)谢辞 (34)参考文献 (35)第1章绪论1.1 研究意义柴油机具备高扭矩、高寿命、低油耗、低排放、热效率高、功率范围广、起动迅速、运行安全、维修方便、使用寿命较长等特点，成为解决工程机械能源问题最现实和最可靠的手段。

因此柴油机的使用范围越来越广，数量越来越多，同时对柴油机的动力性能、经济性能、控制废气排放和噪声污染的要求也越来越高。

柴油机发动机的工作过程研究是应用的基础。

内燃机动力学简介PPT课件

均匀发火的发动机，缸数越多，转矩不均匀系数越小。
二冲程机的转矩不均匀系数小于同一缸数的四冲程机。
四冲程高速柴油机的总转矩曲线 (用单位活塞面积的切向力表示)
第15页/共44页
三内燃机质量平衡
1、曲轴平衡块设计 2、往复质量的平衡
第16页/共44页
1 曲轴平衡块设计
平面曲轴平衡块的布置方案 a) 单拐曲轴 b)、c) 二拐曲轴 d) 四拐曲轴
1、气体作用力 2、惯性力 3、单缸转矩和多缸总转矩
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1 气体作用力
作用于活塞的气体作用力为：
Pg ( pg p0 )Fh
式中的pg是缸内气体的绝对压强，p0是曲轴箱气体的绝对压强，Fh是活塞的投影面积。
pg> p0时，pg是正值，其作用方向是活塞下行方向，负值pg的作用方向相反。
第24页/共44页
四曲轴轴系的扭转振动
1、概述 2、轴系扭振临界转速 3、扭振减振器
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1 概述
内燃机运转时，在曲轴的每个曲拐上都作用着大小和方向都呈复杂周期变化的切向力Ft和法向力Fn，因此曲轴产生周期变化的扭转和弯曲变形。
如同任何一个具有惯性质量的弹性系统一样，使曲轴各轴段互相扭转的振动，称为扭转振动。
第一部分内燃机曲轴系动力学
一、曲柄连杆机构运动学二、曲柄连杆机构受力分析三、内燃机质量平衡四、曲轴轴系的扭转振动
第1页/共44页
一曲柄连杆机构运动学
曲柄连杆机构见右图。活塞的位移x由其上止点开始计量。则：
x (r l ) r cosα l cosβ
r (1 cosα )
l r
第17页/共44页
1 曲轴平衡块设计

汽车发动机曲柄连杆机构动力学分析

汽车发动机曲柄连杆机构动力学分析摘要：本文对汽车发动机的曲柄连杆机构的动力学特性进行分析，创建D6114B发动机的仿真动力学模型，利用ANSYS有限元分析软件软件得出发动机曲柄连杆机构的曲轴模态数据，分别对活塞、曲轴、连杆的受力进行分析，研究进油口、润滑油槽位置布置，为发动机机械构造设计提供参考。

关键字：发动机；曲柄连杆机构；动力学曲柄连杆机构的动力学特性对于汽车发动机的可靠性、振动效果、噪声等有很大关联，利用机械系统动力学有限元分析平台（ANSYS）创建D6114B发动机的仿真动力学模型，分析发动机曲柄连杆机构的曲轴、连杆的模态数据，对准确的掌握D6114B发动机曲柄连杆机构的零部件动力学特性具有一定的参考价值。

1. 汽车发动机曲柄连杆机构动力学模型汽车发动机曲柄连杆机构是由缸体、曲轴、连杆、飞轮活塞，构成。

上柴D6114B发动机的曲柄连杆机构的动力学模型结构如图1所示图1上柴D6114B发动机的曲柄连杆机构的动力学模型结构图缸体与曲轴连接铰链中有一条为转动铰链，其余为圆柱铰链，飞轮与曲轴固定，连接杆与曲轴之间的连接采用转动铰链，其大头一端连接曲轴，小头一端连接活塞，活塞与缸体之间采用圆柱铰链连接。

利用以上模型的各个部件的几何位置参数和质量参数建立CAD数据模型，传入给机械系统动力学有限元分析平台（ANSYS）进行分析和计算，活塞1-8作用在各缸体气压力学特性输入ANSYS如图1所示：图1 发动机各缸气体压力特性得出发动机曲柄连杆机构的曲轴模态数据结果如表1所示模态阶数 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10频率124.8 149.9 335.4 372.1 398.0 490.7 599.2 632.1841.1 947.2模态阶数11 12 13 14 15 16 17 18 19 20频率1015.3 1264.3 1340.6 1369.2 1413.9 1465 1664 17451862.5 2394.92. 曲柄连杆机构动力学分析当对活塞逐级施加压力0-12/104pa，对应曲轴转速2200r/min，活塞运动其对气缸的侧推力在-7804~6960N之间周期性变化，侧推力对汽缸壁的磨损影响很大。

连杆机构的动力学分析与优化设计

连杆机构的动力学分析与优化设计连杆机构是一种常见的机械传动装置，它由若干个连杆组成，通过铰链连接在一起。

连杆机构广泛应用于各个领域，如发动机、泵浦、机床等，对于实现复杂运动和力学传递起到重要的作用。

本文将对连杆机构的动力学分析与优化设计进行探讨。

一、连杆机构的动力学分析连杆机构的动力学分析是研究其运动规律和受力分布的过程。

在动力学分析中，我们可以通过构建连杆机构的运动学方程和受力方程来描述其运动和受力情况。

1. 运动学方程运动学方程描述了连杆机构中各个连杆的位置和速度之间的关系。

通过连杆机构的几何形状和运动特点，我们可以推导出各个连杆的位置和速度方程。

运动学方程的求解可以帮助我们了解连杆机构的运动规律和运动参数。

2. 受力方程受力方程描述了连杆机构中各个连杆受力的情况。

通过对各个铰链点的受力平衡条件的分析，我们可以得到连杆机构中各个连杆的受力方程。

受力方程的求解可以帮助我们了解连杆机构中各个连杆的力学特性，为优化设计提供基础。

二、连杆机构的优化设计连杆机构的优化设计旨在提高其性能和效率。

在连杆机构的优化设计中，我们可以从以下几个方面进行改进。

1. 结构优化连杆机构的结构优化包括选取合适的连杆尺寸和形状，以及确定连杆的连接方式。

通过对连杆机构结构的优化设计，可以减小其重量和体积，提高其刚度和强度，从而提高整个机构的性能。

2. 运动特性优化连杆机构的运动特性优化包括提高其运动平稳性和运动精度。

在优化设计过程中，可以通过调整连杆的长度比例和位置布局，以及选用合适的铰链点来改善连杆机构的运动特性。

运动特性优化可以使连杆机构实现更加精确和稳定的运动。

3. 动力优化连杆机构的动力优化包括提高其传动效率和降低能耗。

在优化设计过程中，可以选用合适的传动形式和传动参数，以及减小传动过程中的能量损失来改善连杆机构的动力性能。

动力优化可以提高连杆机构的整体效率，并减少对能源的消耗。

三、连杆机构的应用领域连杆机构广泛应用于各个领域，如发动机、泵浦、机床等。

曲柄连杆机构动力学分析

sin 1 2 sin 2 3/ 2
（精确式）
L
2 sin 1
1 2
2
1 3cos2
（近似式）
在α=90º或270º时达到极值：
Le
2 (1 2 )1/ 2
（精确式）
Le
21
1 2
2
（近似式）
摆动角速度和角加速度精确式中分母均近似等于1，因此两者均随α近似按简谐规律变化。
2
sin
2
vI
vII
无量纲加速度（活塞加速度系数）：
（精确式）（近似式）
a
a
2R
cos( cos
)
cos2 cos3
（精确式）
a cos cos2 aI aII
（近似式）
再将不同λ值下上述无量纲量的数值列成表格，以备查用。
二、偏心曲柄连杆机构（偏置曲柄连杆机构）
1、采用偏心曲柄连杆机构的原因凡是曲轴回转中心线或者活塞销中心线不与气缸中心线相交的曲
柄连杆机构都是偏心机构。根据偏心方向的不同，分为正偏心机构和负偏心机构。正偏心机构（如图a、图b所示）在活塞下行时连杆摆角较小，使得作功行程中活塞侧推力有
侧
侧
（a）曲轴正偏心（b）活塞销正偏心（c）活塞销负偏心
偏心曲柄连杆机构
负偏心机构广泛应用于车用汽油机中，目的是减轻活塞对气缸壁的敲击，降低运转噪声。正偏心机构多用于柴油机，目的是改善散热，减轻主推力边的热负荷，使顶环隙整个圆周上不积碳。
180
arcsin 1
活塞行程：S R 1/ 12 2
1/
由近似式可得出活塞最大速度
vmax
R (sin v max

内燃机曲柄连杆机构冲击动力学分析

内燃机曲柄连杆机构冲击动力学分析马炳杰;张欢;王志刚【摘要】Based on multi-body system dynamics and FEM, considering complicated contact relationships, oil membrane stiffness of main bearings, bearing gap and some other non-linear factors, the shock response characteristics of the crank and connecting rod mechanism in a diesel engine was analyzed. Its shock-resistance performance was predicted and evaluated under rated condition and static condition respectively on the basis of BV043/1985 standard. The results indicate that the crank and connecting rod mechanism can meet BV043/1985 standard on impact security level of A-grade equipments, and the shock response stress of the mechanism under rated condition was greater than that under static condition, and the shock response stress of the crank was greater than that of the connecting rod. The oil membrane stiffness of main bearings and the bearing gap have a great influence on the shock response stress of the crank and connecting rod.% 基于多体动力学和有限元方法，以柴油机曲柄连杆机构为研究对象，综合考虑机构内部复杂的接触关系、主轴承油膜刚度、轴承间隙以及非线性因素，分别在柴油机额定工况和静止工况下，基于BV043/1985标准对机构进行抗冲击性能评估。

曲柄连杆机构的动力分析

图中，
￡ —— 连杆长度，指连杆大、小头孔中心的距离；
Ｒ —曲柄半径，曲柄中心与曲轴旋转中心的距离； — 指曲轴转角，曲轴偏离中心线的角度；指连杆摆角，指连杆中心线在其摆动平面内偏离气缸
中心线的角度，曲轴转向而向右偏离气缸中心线顺
式柴油机采用偏心式曲柄连杆机构可以稍微降低整机高度。活塞在气体压力的作用下，作往复运动，通过连杆将活塞
的往复运动转化为曲轴的旋转运动，ＩＡＡ、２分别为活塞上止
点和下止点。在对连杆机构进行运动学、动力学分析时，通常近似地认为曲轴作匀速旋转运动，以此为条件来推导机构的
ＥｕｐｎＭａｕａｔｎｃｎｌｇ．，００ｑｉｍｅｔｎｆｅｒｇＴｅｈｏｏｙＮｏ５２１ｉ
曲柄连杆机构的动力分析
穆帅
（天津工业大学机电学院，天津３０６）０１０
摘要：曲柄连杆机构是往复式内燃机的主要工作机构。动力学仿真结果的分析，发现曲柄连杆机构偏心距及曲轴质心位置对机构中的动态力有较大影响。笔者在曲柄连杆机构理论分析的基础上，利用多体动力学理论、三维造型软件ＰｏＥ对曲柄连杆机构的动力学ｒ／
曲柄连杆机构是往复式内燃机的主要工作机构，是发动机实现工作循环、完成能量转换的主要运动零件。
— —
的口值取正值；曲轴旋转角速度，时针方向为正。顺１２偏心式曲柄连杆机构．
１曲柄连杆机构的运动分析
曲柄连杆机构在做功冲程，将燃料燃烧产生的热能推动活塞往复运动、曲轴旋转运动，而转变为机械能，对外输出动

计及活塞销间隙的内燃机曲柄连杆机构动力学分析

ｃｏｎｎｅｃｔｉｎｇｒｏｄ－ｃｒａｎｋｓｈａｆｔｓｙｓｔｅｍｗｅｒｅｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄ．Ｃｏｎｓｉｄｅｉｎｒｇｔｈｅｍｅｃｈａｎｉｓｍｗｉｔｈｂｏｔｈｒｉｇｉｄａｎｄｌｅｆｘｉｂｌｅｃｏｎｎｅｃｔｉｎｇｒｏｄｓ，ｔｈｅａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎａｎｄｖｅｌｏｃｉｔｙｏｆｔｈｅｐｉｓｔｏｎａｎｄｔｈｅｏｒｂｉｔｏｆｔｈｅｐｉｓｔｏｎ— ｐｉｎｗｅｒｅａｎａｌｙｚｅｄ．Ｔｈｅｉｎｌｕｆｅｎｃｅｓｏｆｔｈｅｐｉｓｔｏｎ — ｐｉｎｃｌｅａｒａｎｃｅｏｎｔｈｅｄｙｎａｍｉｃｂｅｈａｖｉｏｒｏｆｔｈｅｓｙｓｔｅｍｗｅｒｅｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｅｄ．Ｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓｓｈｏｗｅｄｔｈａｔｔｈｅｍｅｃｈａｎｉｓｍｒｅｓｐｏｎｓｅｓ
ｃｒａｎｋｓｈａｔｆｏｆａｃｅｒｔａｉｎｉｎｔｅｎａｒｌｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎｅｎｇｉｎｅｗｉｔｈａｓｉｎｇｌｅｃｙｌｉｎｄｅｒａｎｄｔｈｅｍｕｈｉｂｏｄｙｄｙｎａｍｉｃｍｏｄｅｌｏｒｆｔｈｅｐｉｓｔｏｎ —

第二章曲柄连杆机构动力学分析

§2—2 曲柄连杆机构受力分析
气体作用力惯性力作用在曲柄连杆重力机构上的作用力负荷的反作用扭矩及机构的支撑反力机构相对运动的摩擦力
一、曲柄连杆机构的惯性力惯性力：加速度质量（一）曲柄连杆机构的换算质量曲柄连杆机构加速度有往复运动加速度和离心运动加速度两种，计算两种加速度引起的惯性力需将整个曲柄连杆机构的质量分别换算成往复运动质量和离心运动质量。
旋转运动质量
mC l B m j m P mCA m P L mC l A mr mk mCB mk L
（二）曲柄连杆机构惯性力 1、离心惯性力
Pr mr R mk R mCB R Prk PrB
2 2 2
也可写成复数形式： Pr 2、往复惯性力
cos vmax
L
1
L R 1 2 1 R R 1 2 cos
2 2
由近似式可得出活塞平均速度
cm
1

0
Sn R (sin sin 2 )d R 2 30

2
活塞的最大速度和平均速度之比是反映活塞运动交变程度的一个指标：
v max R 1 2 2 1 2 cm 2 R
② λ >1/4时，α =0º 时活塞正向最大加速度 2 （极大值） a R (1 )
amin R 2 (1 ) （极小值）
1 arccos( ) 时活塞负向最大加速度 4
2
max
a min
1 R （极小值，在180º —360º 范围内还有一个） 8
2 2 R 1 cos 1 cos 2 sin 4 2 1 sin( ) 活塞速度： v R R sin sin 2 cos cos 2

发动机曲柄连杆机构动力学分析西安交大理论力学实验报告

理论力学小组作业之动力学：发动机曲柄连杆机构分析小组成员：1.背景分析具体问题：如图所示发动机曲柄连杆机构:求该机构中活塞的运动、各部分的受力以及输出的力矩。

2.建模与分析1.力学模型：2.条件限制：1.不计摩擦；2.不计AB杆重；3.下方转动部分质心在轴O上；4.活塞A受缸内恒定的气体压力F；5.活塞A质量m1,转动部分OB质量m2。

3.运动分析：对活塞A ：cos cos A A x y R L αβ==⋅+⋅ 令R Lλ=，由正弦定理，sin sin R L βα=得cos β=由泰勒公式展开，得224466111cos 1sin sin sin 2816βλαλαλα=----… 而实际中，13λ<，故舍掉高次项，得()22211cos 1sin 11cos 224βλαλα=-=-- 故()01cos 1cos 24A A x y R λααλ=⎡⎤=+--⎢⎥⎣⎦则 sin sin 22A A dy v R dt λωαα⎡⎤==-+⎢⎥⎣⎦ (发动机转速为n 时，匀角速30n πω=) ()2cos cos 2A A dv a R dtωαλλ==-+2 4.受力分析由于不计AB 质量，故AB 杆为二力杆，受力沿杆方向。

活塞A 收到上方气体的压力F ，器壁的反作用力F N ，杆AB 的弹力F T ，自身重力m 1g ，在器壁内做上下往复平动，再引入惯性力F g ：()211cos cos2g A F m a m R ωαλλ==-+2由平衡条件，有10= F sin 0cos x N T y T g FF m g ββ=⋅=⋅=++∑∑ ； F ； F F F解得 ()()2112cos 2cos 2111cos 24g T F m g m R F ωαλαλα+-+=--转轮上B 处受力沿AB 杆方向，将其分解为切向力和法向力：()()sin cos T T n T T F F F F ταβαβ=⋅+=⋅+其中，切向力T F τ提供转动的力矩，法向力n T F 对转轴O 施加压力。

曲柄连杆机构动力学分析与计算

第一章绪论1.1内燃机概述汽车自19世纪诞生至今，已经有100多年的历史了。

汽车工业从无到有，以惊人的速度在发展着，汽车工业给人类的近代文明带来翻天覆地的变化，在人类的文明进程中写下了宏伟的篇章。

汽车工业是衡量一个国家是否强大的重要标准之一，而内燃机在汽车工业中始终占据核心的地位。

内燃机是将燃料中的化学能转变为机械能的一种机器。

由于内燃机的热效率高（是当今热效率最高的热力发动机）、功率范围广、适应性好、结构简单、移动方便、比质量（单位输出功率质量）轻、可以满足不同要求等特点，已经广泛的应用于工程机械、农业机械、交通运输（陆地、内河、海上和航空）和国防建设事业当中。

因此，内燃机工业的发展对整个国民经济和国防建设都有着十分重要的作用。

1.1.1世界内燃机简史内燃机的出现和发明可以追溯到1860年，来诺伊尔（J.J.E.Lenoir1822~1900年）首先发明了一种叫做大气压力式的内燃机，这种内燃机的大致工作过程是：空气和煤气在活塞的上半个行程被吸入气缸内，然后混合气体被火花点燃；后半个行程是膨胀行程，燃烧的煤气推动着活塞下行，然后膨胀做功；活塞上行时开始排气。

这种内燃机和现代主流的四冲程内燃机相比，在燃烧前没有压缩行程，但基本思想已经有了雏形。

这种内燃机的热效率低于5%，最大功率只有4.5KW，1860~1865年间，共生产了约5000台。

1867年奥拓（Nicolaus A.Otto，1832~1891年）和浪琴（Eugen Langen，1833~1895年）发明了一种更为成功的大气压力式内燃机。

这种内燃机是利用燃烧所产生的缸内压力，随着缸内压力的升高，在膨胀行程时加速一个自由活塞和齿条机构，他们的动量将使得缸内产生真空，然后大气压力推动活塞内行。

齿条则通过滚轮离合器和输出轴相啮合，然后输出功率。

这种发动机的热效率可以达到11%，共生产了近5000台。

由于煤气机必须使用气体燃料，而当时的气体燃料的来源非常困难，这从某种意义上讲就阻碍了煤气机的进一步发展。

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