孫可華 姜顏超

摘要：本文對汽車發(fā)動機的曲柄連桿機構的動力學特性進行分析，創(chuàng)建D6114B發(fā)動機的仿真動力學模型，利用ANSYS有限元分析軟件軟件得出發(fā)動機曲柄連桿機構的曲軸模態(tài)數(shù)據(jù)，分別對活塞、曲軸、連桿的受力進行分析，研究進油口、潤滑油槽位置布置，為發(fā)動機機械構造設計提供參考。

關鍵字：發(fā)動機；曲柄連桿機構；動力學

曲柄連桿機構的動力學特性對于汽車發(fā)動機的可靠性、振動效果、噪聲等有很大關聯(lián)，利用機械系統(tǒng)動力學有限元分析平臺（ANSYS）創(chuàng)建D6114B發(fā)動機的仿真動力學模型，分析發(fā)動機曲柄連桿機構的曲軸、連桿的模態(tài)數(shù)據(jù)，對準確的掌握D6114B發(fā)動機曲柄連桿機構的零部件動力學特性具有一定的參考價值。

1. 汽車發(fā)動機曲柄連桿機構動力學模型

汽車發(fā)動機曲柄連桿機構是由缸體、曲軸、連桿、飛輪活塞，構成。上柴D6114B發(fā)動機的曲柄連桿機構的動力學模型結構如圖1所示

圖1上柴D6114B發(fā)動機的曲柄連桿機構的動力學模型結構圖

缸體與曲軸連接鉸鏈中有一條為轉動鉸鏈，其余為圓柱鉸鏈，飛輪與曲軸固定，連接桿與曲軸之間的連接采用轉動鉸鏈，其大頭一端連接曲軸，小頭一端連接活塞，活塞與缸體之間采用圓柱鉸鏈連接。

利用以上模型的各個部件的幾何位置參數(shù)和質量參數(shù)建立CAD數(shù)據(jù)模型，傳入給機械系統(tǒng)動力學有限元分析平臺（ANSYS）進行分析和計算，活塞1-8作用在各缸體氣壓力學特性輸入ANSYS如圖1所示：

圖1 發(fā)動機各缸氣體壓力特性

得出發(fā)動機曲柄連桿機構的曲軸模態(tài)數(shù)據(jù)結果如表1所示

模態(tài)

階數(shù) 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

頻率 124.8 149.9 335.4 372.1 398.0 490.7 599.2 632.1 841.1 947.2

模態(tài)

階數(shù) 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20

頻率 1015.3 1264.3 1340.6 1369.2 1413.9 1465 1664 1745 1862.5 2394.9

2. 曲柄連桿機構動力學分析

當對活塞逐級施加壓力0-12/104pa，對應曲軸轉速2200r/min，活塞運動其對氣缸的側推力在-7804~6960N之間周期性變化，側推力對汽缸壁的磨損影響很大。缸活塞隊氣缸側推力如圖2所示：

圖2 缸活塞對氣缸的側推力

由此，利用對側推力的周期變化頻譜進行分析，優(yōu)化對發(fā)動機懸置。

發(fā)動機曲軸的載荷能力與曲軸主頸上的進油口、潤滑油槽布置情況有關，同時，曲軸主頸的磨損也與曲軸主軸頸的載荷有關。發(fā)動機轉動一個周期曲軸主軸頸的載荷受力大小成波峰、波谷間變化，在波峰與波谷的頂點出載荷受力最大。由此，可以在布置進油口、潤滑油槽布時應避開在波峰與波谷點。

發(fā)動機的曲柄連桿軸所承受的力在柄稍處于膨脹沖程最高點時達到做大力值，最大受力點在柄稍和連桿軸承相接處的位置。因此，可以在布置進油口、潤滑油槽布時應避開該位置附近。

發(fā)動機曲柄連桿機構固定在缸體上，當發(fā)動機工作曲柄連桿機構運動過程中，產(chǎn)生的慣性會帶動缸體的抖動，而缸體連接的是汽車的車架，通過力的傳導車體就會發(fā)生抖動，這會使駕駛者感覺到形成的振動顛簸，影響行車的舒適感。在曲軸轉角發(fā)生變化時發(fā)動機抖動沿著上下、左右、前后成周期性變化，在變化幅度方面上下、左右變化頻率大致相同，前后抖動頻率較高。由此，在發(fā)動機安裝時應根據(jù)發(fā)動機抖動的剛度合理選擇懸置點，進而可以降低其對車架的影響，提高駕駛的舒適性。

發(fā)動機工作輸出功率呈波峰、波谷變化，當發(fā)動機剛開始運轉時，發(fā)動機曲柄連桿機構運動逐漸提高發(fā)動機轉速增加，當達到摩擦峰值時，發(fā)動機柄連桿機構運動會逐漸下降，發(fā)動機的輸出功率向下滑落，當摩擦值小于臨界點時，發(fā)動機曲柄連桿機構運動又逐漸提高，發(fā)動機轉速再次增加，形成循環(huán)。由此，發(fā)動機摩擦峰值的大小直接影響著對發(fā)動機的功率，降低摩擦系數(shù)是提高發(fā)動機動力的有效方法。

3. 結論

綜上所述，汽車發(fā)動機的曲柄連桿機構的動力學特性與發(fā)動機的功率大小和發(fā)動機的性能息息相關，提高發(fā)動機的曲柄連桿機構的動力學性能，對于發(fā)動機的性能具有非常重要的作用。

4. 參考文獻

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