曲柄连杆机构连杆机构动压润滑Word格式.docx
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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，LigierandRagot[6]分析了动压轴承活塞销。
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,MeijaardandMeijers[8]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，Flores[10]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,SuandUzmay[11]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。
KhemiliandRomdhane[12]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。
Estupiñ
anandSantos[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（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ε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：
是一个滑块销的速度系数矩阵，和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：
[Kc]代表曲柄连杆子系统的广义速度系数矩阵。
导出[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Fyp）。
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，是个独立坐标分量。
因此，方程式14–16，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，滑块的加速度，Mpt是滑块的质量，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Bannwart[15]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,νandμ分别为轴面的线速度，轴承转速，轴承半径，速度，流体膜厚度，粘度，绝对粘度。
默认P（0）
=
P（2π）
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+ΔT）。
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ε=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（2GHz处理器，3GBRAM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2GHz处理器，3GBRAM的计算机系统约4
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