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124.8 149.9 335.4 372.1 398.0 490.7 599.2 632.1
841.1 947.2
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 1745
1862.5 2394.9
2. 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。
缸活塞队气缸侧推力如图2所示：
图2 缸活塞对气缸的侧推力
由此，利用对侧推力的周期变化频谱进行分析，优化对发动机悬置。
发动机曲轴的载荷能力与曲轴主颈上的进油口、润滑油槽布置情况有关，同时，曲轴主颈的磨损也与曲轴主轴颈的载荷有关。
发动机转动一个周期曲轴主轴颈的载荷受力大小成波峰、波谷间变化，在波峰与波谷的顶点出载荷受力最大。
由此，可以在布置进油口、润滑油槽布时应避开在波峰与波谷点。
发动机的曲柄连杆轴所承受的力在柄稍处于膨胀冲程最高点时达到做大力值，最大受力点在柄稍和连杆轴承相接处的位置。
因此，可以在布置进油口、润滑油槽布时应避开该位置附近。
发动机曲柄连杆机构固定在缸体上，当发动机工作曲柄连杆机构运动过程中，产生的惯性会带动缸体的抖动，而缸体连接的是汽车的车架，通过力的传导车体就会发生抖动，这会使驾驶者感觉到形成的振动颠簸，影响行车的舒适感。
在曲轴转角发生变化时发动机抖动沿着上下、左右、前后成周期性变化，在变化幅度方面上下、左右变化频率大致相同，前后抖动频率较高。
由此，在发动机安装时应根据发动机抖动的刚度合理选择悬置点，进而可以降低其对车架的影响，提高驾驶的舒适性。
发动机工作输出功率呈波峰、波谷变化，当发动机刚开始运转时，发动机曲
柄连杆机构运动逐渐提高发动机转速增加，当达到摩擦峰值时，发动机柄连杆机构运动会逐渐下降，发动机的输出功率向下滑落，当摩擦值小于临界点时，发动机曲柄连杆机构运动又逐渐提高，发动机转速再次增加，形成循环。
由此，发动机摩擦峰值的大小直接影响着对发动机的功率，降低摩擦系数是提高发动机动力的有效方法。
3. 结论
综上所述，汽车发动机的曲柄连杆机构的动力学特性与发动机的功率大小和发动机的性能息息相关，提高发动机的曲柄连杆机构的动力学性能，对于发动机的性能具有非常重要的作用。
4. 参考文献
[1]王远,朱会田,曹永晟,盛德号,谷叶水.基于有限元法的发动机连杆疲劳强度分析研究[J].机械传动.2010(03)
[2]叶国林,曾建谋,杜宝雷.柴油机连杆有限元分析[J].内燃机.2008(01)
[3]赵丕欢,樊文欣,张保成,郭常立.基于虚拟样机技术的柴油机曲柄连杆机构动力学仿真研究[J].柴油机设计与制造.2008(04)
[4]李丽婷,李威,刘子强,李全,冯明志.基于有限元分析的柴油机曲轴多体动力学仿真[J].柴油机.2007(03).。
发动机曲柄连杆机构组成作用和受力分析
发动机曲柄连杆机构组成作用和受力分析发动机的曲柄连杆机构是发动机最重要的机构，它的重要性体现在在三点：缸体和缸盖组成发动机工作的基础部件；实现活塞的往复直线运动和曲轴旋转动行的转变；保证气缸的密封，这是发动机正常工作的重要保证！发动机曲柄连杆机构的机体组是发动机工作的基础很多人将曲柄连杆机构的组成分为三部分：机体组、活塞连杆组和曲轴飞轮组。
机体组包括缸体、缸盖、缸垫、缸套和油底壳等，它们是发动机工作的基础部件，如在缸体和缸盖内设有润滑油道和冷却水道，并在缸体上安装有润滑系统的机油泵，机油滤清器和冷却系统的循环水泵。
发动机配气机构基本全部在缸盖安装。
活塞连杆组包括活塞、连杆、活塞环、活塞销、连杆等。
曲轴飞轮组包括曲轴、连杆轴承、主轴承、止推垫、飞轮等。
活塞连杆组和曲轴飞轮组实现活塞的往复直线运动和曲轴旋转动行的转变：在做功冲程中，活塞带动曲轴做旋转运动，对外输出动力。
而在进气、压缩、排气行程中又把曲轴的旋转运动转变成活塞的往复直线运动，为做功冲程做好准备。
曲柄连杆机构的活塞连杆组和曲轴飞轮组曲柄连杆机构一个非常重要的作用是保证气缸的密封性能，建立足够的气缸压力，它是发动机正常工作的保证。
气缸的密封需要缸套、活塞和活塞环的良好配合实现。
良好的配合间隙保证了气缸内的高压燃汽不会窜入油底壳，油底壳的机油不会窜入气缸参与燃烧。
曲柄连杆机构的活塞，活塞环和缸套磨损后，配合间隙增大，气缸的密封性能下降，气缸内的燃汽窜入油底壳，加速机构的变质，发动机动力下降。
同时油底壳机油进入气缸参与燃烧，发动机冒蓝烟，加速机油的消耗和发动机内部积碳的生成。
曲柄连杆机构主要承受气体作用力、往复惯性力、旋转离心力及机件摩擦力的作用。
并且高温、高速、高压、存在腐蚀和润滑困难。
发动机工作时，曲柄连杆机构直接与高温高压气体接触，曲轴的旋转速度又很高，活塞往复运动的线速度相当大，同时与可燃混合气和燃烧废气接触，曲柄连杆机构还受到化学腐蚀作用，并且润滑困难。
第二章曲柄连杆机构动力学分析
1 sin 1 2 2 L cos 1 sin 2 （近似式）
2 2
L
cos
（精确式）
在α =0º 或180º 时达到极值： Le 连杆摆动角加速度ε L： sin 2 2 L 1 3/ 2 2 2 1 sin
（此值约为1.6）
3、活塞加速度
cos cos a R 3 cos cos
2 2
2 2 2
（精确式）
a R (cos cos 2 ) R cos R cos 2 a I a II
（近似式）
（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。
用近似式计算加速度在α =0º 、180º 时没有误差，在α =90º 、270º 时误差最大。以λ =0.32时为例，相对误差约为 5.3%
由近似式可得出活塞加速度的最大值和最小值： ① 当λ <1/4时，α =0º 时活塞正向最大加速度 2 （极大值） a R (1 )
max
α =180º 时活塞负向最大加速度
4
1 cos 2 x I x II
（近似式）
无量纲速度（活塞速度系数）：
v sin v R cos
第一章_曲柄连杆机构的运动与受力分析
此惯性力作用于活塞销上，并通过活塞销作用于连杆，进而 传递到曲轴、机体mhx j （1-26）
此惯性力作用于连杆小头上，并通过连杆作用于曲轴，再传 到机体。 在进行曲柄连杆机构总体受力分析时（对机体、被曲轴驱动 的轴系…），考虑整个活塞组件的往复惯性力：
1.2.1 气体作用力 作用于活塞顶上的气体作用力： Pg ( pg p0 ) Fh （式中，Fh是活塞投影面积）
pg p0 时， Pg 是正值，其作用方向是活塞下行方向。 2 以 F cm 与 为单位，则： p0 以bar为单位， h 若 pg
当
Pg 10 pg p0 Fh
dv d sin d cos d j r cos sin 2 dt dt cos dt cos dt
将式（1-6）代入上式，得：
2 cos cos 2 j r 2 cos cos
e arcsin
d cos 角速度： l dt cos cos 1 （1-13） 2 2 2 1 sin
角速度极值： le
d dt
sin d sin d l l cos 角加速度： cos 2 dt cos dt
dx d 1 d v r sin sin dt dt dt d cos d 将式（1-3）对时间求导，得： （1-6） dt cos dt d 代入上式，且记曲轴角速度：
活塞速度： 可得： v r
（1-10）（精确式）
将式（1-8）对时间求导，得：
j r 2 cos cos2
第九章-曲柄连杆机构动力学分析
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
发动机曲柄连杆机构运动及动力特性分析与仿真
第 一种情 况 ： 当
时，活 塞加速 度在 曲
４
轴转 动 一 圈的范 围 内有两 个 极值 ： 在 ， ０ 处 ， ＝ 。 即上 止 点处 ， 塞加速 度 极大 值为 ： 活
作 者简 介 ：李鹏 （９ ６ ）男 ，在 读硕 士 ，主要 研 究方 向 为内燃 机动 态 设计 。 １８ －
（ ５ ）
结 合（） 分析 ：速度 １对 曲轴 转角 作一 次 ４式 ，
Ｖａ≈＋ ｃ ／＋ ２，其所在位置 （ 表 示 ， ｘ Ｒｏ １ ２ ｘ ｖ） ｍ
图 １ 曲柄 连 杆 机 构 简 图
、 ．
ｘ ＝ ａ ｃｃｏｓ— ｒ
／＋—２ — ８ —１ １ ２
—
发 动机 曲柄连 杆 机 构 由活塞 组 、连 杆 组和 曲 轴 组三 大 部分 组成 。 １ 图 是正 置式 曲柄 连杆 机构 运
机 电技术
２１ 年 ６ ０１ 月
ａ ＝Ｒ ｏ（＋２ ｃ １ ）
Байду номын сангаас
（） ６
，
一
（ ） ＋
（） ８
在 ，＝１０ 处 ，即下 止 点处 ，活塞 加速度 极 小值 ８。
１ 连杆 运 动学分 析 ． ２
为：ａ， Ｒ ｏ （一 ＝一 ｃ １ ）
１
（） ７
＝ ・ Ｄ （） ９
速度 近似 式代 入 ，可 得 曲柄连 杆机 构 的往 复惯 性
力为：
＝ ｍ， ｃ （ Ｓ￣ ｃｓ ａ － Ｒ ｏ Ｃ Ｏ＋２ ｏ ２ ） Ｏ
一
４
结合 （） 分析 ：活 塞加 速度 极值 的大 小及 位 ５式 置有 两 种情 况 ：
１
动和动力分析简图，其 中活塞组和连杆小端沿气 缸 中心 线 做往 复 直线 运 动 ， 曲轴组 和连 杆 大端 作 回转运 动 。运 动 过程 中 ，各 部 件 的速度 和 加速 度
曲柄连杆机构受力分析
五、曲轴轴颈和轴承的负荷 1，曲柄销负荷矢量固
.
.
2．连杆轴承负荷矢量固
.
.Leabharlann ....
第二节 曲柄连杆机构上的作用力 一、气体压力
.
二、惯性力
.
1．往复惯性力 2．旋转惯性力
.
.
.
三、作用在曲柄连杆机构上的力
.
.
.
四、发动机的扭矩 1．单缸扭矩
发动机的翻倒力矩M’
.
2．多缸机扭矩、各主轴颈和曲柄销扭矩 知道了单缸扭短在一个循环的变化规律,考虑
各缸的着火间隔角将各缸扭矩作移相叠加就得多缸 扭矩。
.
影响扭矩不均匀度的因素： 1、对于同一台发动机，μ值随工况而变化，标定工况 下的μ值最小，往复惯性力仅影响上式分子，而平均 扭矩与示功图有关。 2、对于不同的发动机，μ值的大小取决于发动机的行 程数，气缸数，转速，气体压力，往复运动质量，曲 柄排列载型式，气缸夹角和发火顺序。 一般转速，功率相同时，二行程发动机较四行程发动 机μ值为小，相同类型的发动机气缸数越多μ值越小。
多缸发动机曲轴的输出扭矩最大值mmax一般发生在位于曲轴中间的各个主轴颈而不是靠近功率输出端的主轴颈上26扭矩不均匀度扭矩不均匀度用来评价发动机曲轴输出扭矩变化的均匀程度
第二章 曲柄连杆机构受力分析
.
第二章 曲柄连杆机构受力分析
本章分析曲柄连杆机构的运动规律和作用在主要 零件上的力，作为分析计算强度、刚度、振动和磨损 问题的依据。
.
多缸发动机曲轴的输出扭矩。
多缸发动机各个缸的工作情况稍有不同，但可
近似地用其中一个气缸的扭矩曲线来求多发动机的 合成扭矩曲线。
先在一个循环周期内绘制第一缸的扭矩曲线， 再按发火相位差绘制第2、3、．．．．．．缸的扭 矩曲线，并放在第一缸的扭矩曲线与之相应的曲轴 转角的位置，然后求出同一曲轴转角的各个气缸的 扭矩曲线纵坐标的代数和，即得到多缸发动机的合 成扭矩。
曲柄连杆机构运动及动力特性分析
λ = 0.32 时，近似式算出的 j90 和 j270 比准确值小
0.0178 rω 2 ，相对误差约为 5.3％。对于 λ < 0.32 时 的机构，计算误差更小。 则 记活塞加速度出现极值时的曲轴转角为 α je ， 按式（12）应有
dj α je = sin α je (1 + 4λ cos α je ) = 0 dα
& = λω cos α (1 + λ2 sin 2 α ) β
& 当 α = 0 ,180 时， β max = ± λω
&& = −λ (1 − λ2 )ω 2 β sin α cos 3 β
0 0
1 2
根据达伦伯原理，上述各力应与曲柄连杆机构 的质量惯性力 Pj 和旋转惯性力 Pr 构成平衡力系，既 然 Pg 、 Pj 、 Pr 、N 在同一气缸中心平面，故 K 和 T 也处于同一平面上。为了便于从这些力的平衡关系 解出未知力 K ′ 、 N ′ 、 T ′ 、 M ′ ，可以先利用力的 分解与平移定理将此力系中的 Pg 、 Pj 二力予以转 化。如图 2， Pg 和 Pj 合在一起可以用一个沿连杆中 心线作用的力 S（简称连杆力）和一个垂直于气缸 中心线的侧推力 N 来代替。其中
上止点 N s=2r x
1 因 cos α < 1 ，故第三个加速度值只在 λ > 4 时 才出现。
1.2 连杆的运动分析 连杆的运动是随活塞平移和绕活塞销摆动两种 运动的复合。连杆随活塞平移的速度和加速度就是 活塞的速度和加速度。连杆绕活塞销摆动的角位移 β ，从连杆与气缸中心线重合时算起。在 α = 0°～
1 3 a0 = 1 + λ + λ 3 + LL 4 64 a1 = −1
第三章曲柄机构受力分析
第三章曲柄机构受力分析3.1曲柄连杆机构运动学曲柄连杆机构的任务是将活塞的往复运动转化为曲柄的旋转运动，在往复活塞式汽车发动机中基本上采用两种曲柄连杆机构；中心曲柄连杆机构；偏心曲柄连杆机构。
（l）、中心曲柄连杆机构：其气缸轴线通过曲轴轴线。
这种机构的运动特性完确定，其中r为曲柄半径，L为连杆长度（连杆大小头孔中心间距全由连杆比λ=rι离）（2）、偏心曲柄连杆机构：其气缸轴线偏离曲柄轴线。
这种机构的特性参数除连杆比λ，还有偏心率ξ=℮，其中ℯ为气缸轴线相对曲轴轴γ线的偏移量。
下面讨论应用最广泛的中心曲柄连杆结构的运动学。
3.1.1中心曲柄连杆机构运动学中心曲柄连杆机构在汽车发动机中应用最广泛。
机构简图如图3一1所示。
它在运动时，活塞A作往复直线运动，曲柄OB作旋转运动，连杆AB作平面复合运动。
研究曲柄连杆机构图运动学的重点是研究活塞的运动规律，因为曲柄的运动状态比较简单，连杆的运动虽然较复杂，但可把它看成一部分随活塞A运动，另一部分随连杆轴径B运动，其运动所引起的其他后果对我们所研究的问题影响较小。
图3一2中，O点表示曲轴中心，A点表示活塞销中心位置、也就是活塞的位置，OB表示曲柄半径:，AB表示连杆长度l。
曲柄转角α是从气缸轴线顺着曲柄转动方向度量。
当α二0º时，对应的Aˊ和Βˊ表示活塞和连杆轴径在上止点位置；当α﹦180º时，对应的Aˊ和Βˊ表示活塞和连杆轴径在下止点位置。
β为连杆轴线偏离气缸轴线的角度，称为连杆摆动角，逆时针为正、顺时针为负。
下面分别研究曲柄、活塞和连杆的运动规律：1、曲柄运动通常近似地认为汽车发动机中曲柄是作匀谏转动，其转角α=360π60t=6nt度。
式中t表示时间，n表示汽车发动机转速（转/分）。
角速度ω=dαdt =πn30弧度/秒≈常数。
因为认为曲柄是作匀速转动，所以ω一个参数确定了曲轴的运动状态。
2、活塞位移从图3一2可知，活塞位移：Χ=ΑΑ=ΑΟ−ΑΟ=ΑΟ−ΑC−CO=r+L−r cosα−L cosβ=r1+1λ−cosα+1λcosβ由上式知，位移x与r有关，不同型号的汽车发动机r是不一样的，为了便于比较分析不同大小汽车发动机活塞位移变化规律，常引用无量纲位移（又称位移系数）χ=χr，即用χ与r的相对值表示变化规律。
第二章曲柄连杆机构动力学分析
x (L R) (L cos R cos)
R(1 cos) L(1 1 2 sin 2 )
（精确式）
x
R(1 cos)
R
4
(1
c os2 )
xI
xII
（近似式）
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。
mCA
mC
L lA L
mCB
mC
L lB L
mC
lA L
对于有的高速发动机还须满足一个条件：
③ 两个换算质量对连杆质心的转动惯量之和等于原来连杆的转动惯
量，即
mCA
l
2 A
mCB
l
2 B
IC
式中IC为原连杆的转动惯量。但采用二质量替代系统时，在连杆 摆动角加速度下的惯性力矩要偏大 ΔMC=[（mCAlA2+mCBlB2）-IC]ε 为此，可用三质量替代系统：
a
R
2
cos
cos
c os2 c os3
R 2 cos cos2 sin
连杆摆角： arcsinsin
连杆摆动角速度：L
cos
1 2 sin 2
1/ 2
连杆摆动角加速度： L
2
(1 2
2 2 ) sin
1 2 sin
2 (1 sin 2 )
2 3/ 2
单缸切力曲线及六缸合成图 各轴颈输出扭矩
各轴颈输出扭矩如图
M TII M T (1) M TIII M TII M T (2)
M TIV M TIII M T (3) M TV M TIV M T (4)
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。