机械毕业设计英文外文翻译409曲柄滑块机构基于连杆-滑块间隙流体润滑的动态分析

曲柄滑块机构基于连杆-滑块间隙流体润滑的动态分析雷戈瑞.丹尼尔，凯迪.凯文机械设计部，坎皮纳斯大学，机械工程学院，邮件信箱6122，13083-970坎皮纳斯，SP，巴西摘要传统的曲柄滑块连杆机构广泛的应用于机械系统中。轴承在机械中的使用特别作用在于减小摩擦，主要用于特殊条件的润滑，如曲柄滑块的铰链连接。这类轴承属于一类交替旋转运动的轴承。考虑到曲柄滑块系统的动力学与轴承润滑现象是相互作用的，本文为这种特殊问题提供了一种数学模型。两种数学模型被使用与动态系统的分析。第一种模型（Eksergian的运动方程），假设，连杆一端与轴承表面接触时代表系统，在这种情况下，连杆的行为与刚性轴承相同（无间隙）。第二种模型（拉格朗日方法），当连杆一端在以在滑块的间隙中为润滑方式时，则代表系统，在这种情况下，在关系到连杆滑块移动，则呈现出多自由度问题。流体动力润滑的数学模型介绍了获得系统动态行为中更为现实的结果。©2011ElsevierLtd.保留所有权利.1，介绍在众多功能中润滑系统是评价机械最佳性能的一个至关重要的因素，例如，润滑和保护部件，减少摩擦，清洗和冷却的内部机制。本系统的操作需要适当的校准。因此，过多或者润滑不足会影响机器的动态行为，会严重损害所设计的机构。许多机器的机构，包含了大量的流体动压轴承，而轴承连杆-滑块联合尤为重要，因为这是一个新的流体动力轴承，被称为流体动力轴承交替运动。不同于传统的动压轴承，这种轴承不是一个完整的旋转。因此，随着近来来日益增长的需要，研究这一特定类型的流体动力轴承和机器的动态行为的影响。目前为止，大多数关于滑块连接的铰链的流体动力轴承正在被研究所所研究着。事实上，该研究所已开发和建造的设备来研究摩擦润滑滑块销轴承超过15年。比如，Takiguchi[1]等人研究一种浮式活塞在汽油动力汽车引擎上采用旋转运动。三年后，他[2]开发一个测量的设备，确定在连杆–滑块联合的基础上测得的摩擦力的流体动力轴承的润滑状态。在另一项研究中，在武藏技术研究所进行，有Suhara等人[3]检查润滑条件下轴承的滑销的汽油发动的汽车发动机，作为考虑的参数分析的长度，内径和活塞销的材料。最近，张等人[4]开发的工具，探讨在活塞销轴承磨损。2005，利吉尔、拉戈分析了活塞销轴承的行为。一年后，这些作者[7]表达饿了连杆–活塞接头在四冲程发动机轴承运行的总的看法，强调在轴承供油。如前所述，流体动压轴承的往复运动的滑块曲柄机构一部分。因此，这一机制可靠的的数学模型必须考虑连杆–滑块联合轴承的行为。由于曲柄滑块机构的广泛应用，许多研究都集中在设计的数学模型，分析了机械系统的动力学行为。施瓦布，梅嘉德，梅耶尔[8]比较了滑块曲柄连杆机构的动力学行为，考虑到不同的连杆–滑块联合模型如耗散赫兹接触模型，影响模型和动压轴承模型在上述工作，在考虑连杆弹性与刚性构件的同时，作者还比较了动态行为的机制。那些作者所获得的结果表明，连杆的假设为弹性元件，以及在关节的润滑条件，往往显着降低振动机构的动态响应。弗洛雷斯等人[9]分析了曲柄滑块连杆机构的动态行为建模，连杆–滑块联合作为一个干接点无摩擦，干摩擦接触和混合模型考虑了小偏心率和高偏心率的摩擦接触的流体动力润滑。他们的研究结果表明，由于在动态响应的振荡幅度，干接触摩擦模型比干接触模型无摩擦更现实的。对于混合模型，他们获得的结果显示最小的振荡的动态响应，但在文献中没有结果能支持这一观察。此后不久，弗洛雷斯等人[10]分析了滑块曲柄机构考虑–干接触影响的动力学，在连杆–滑块摩擦和流体动力润滑铰链。得到的结果与干接触模型无摩擦表现出较高的振荡机构的动态响应，使该模型比摩擦干接触模型不现实。当轴承模型被认为是，结果是那些与理想的滑块曲柄机构铰链获得非相似。erkaya，su,uzmay[11]进行了运动学和动力学的一个改进的滑块曲柄机构和一个额外的–偏心连杆之间的连杆和曲柄销。他们将滑块曲柄机构开发得到的结果进行了评价，同时与常规滑块曲柄机构比较。这种比较表明，虽然传统的和改进的滑块曲柄机构的行程和缸内气体压力的改性机理相同，具有比常规的机制更高的扭矩输出。khemili和Romdhane[12]分析了平面柔性滑块曲柄含间隙机构的动力学行为，进行仿真和实验测试，比较利用亚当斯软件模拟的数值实验结果。他们发现，间隙的存在影响了系统的动态响应，和耦合器的灵活性作为机制的悬挂系统。estupiñ和santos[13]建立一个线性往复压缩机的数学型。他们检查了机械系统的动态行为，考虑到基于多体动力学的机械部件的动力学（刚性部件）和有限元法（弹性元件）。他们还评估了流体动力轴承的影响，描述在铰链处用雷诺兹方程的流体动力。他们的研究结果显示，得到当活塞接近上死点，由于倾斜振荡的曲柄的轨道的非线性行为的增加是最大力和最小油膜厚度，这是由曲柄销的长度的影响。这项工作涉及的滑块曲柄机构和轴承的流体动力润滑条件在滑块连杆铰链处的动态行为分析。为此，分析是基于两个不同的模型，其应用程序依赖于润滑条件（偏心值）的轴承。第一个模型（1DOF）认为，连杆–滑块联合作为一种理想的联合应用时，连杆的一端与轴承表面接触[14]。第二个模型（3DOF）时，连杆一端的滑块润滑孔的间隙。在这种情况下，在关系到连杆滑块，表征问题的多个自由度，通过流体的流体动力润滑连杆和滑块之间发生的相互作用。因此，解决的办法是从一个由滑块曲柄机构–理想铰链与连接杆–滑块联合轴承滑块曲柄机构的模型的混合模型得到的。因此，在这种分析的一个重要参数是考虑最小油膜厚度在流体动力润滑。根据弗洛雷斯[9]，高偏心率（低最小油膜厚度），压力使表面的弹性变形，这可以是相同的顺序作为润滑油膜厚度。这些情况与那些在流体动力润滑获得一个更现实的分析，可以基于弹流润滑理论。因为这个原因，这项工作被认为是最小油膜厚度超过10%的径向间隙的流体动力润滑状态，这代表0.9的偏心率。从混合模型得出的曲柄滑块机构的动态响应与从常规的模型相比（理想滑块曲柄机构铰链）。此外，在轴承的压力分布一个周期期间获得的润滑条件。它强调的是，通过与Bannwart[15]合作以前开发相比，作者在目前的工作中使用的流体动力学模型更为重要。2．方法在这项工作中，一个平面曲柄滑块机构模型，被用来确定其动态行为。然而，滑液压动压轴承被认为是在连杆滑块的一个铰链，代替传统的曲柄滑块机构–。这种假设认为这样当轴承不考虑间隙时，销不局限于只有一个方向的运动。本节描述的混合模型（自由度）的平面曲柄滑块机构，考虑连杆–滑块联合滑动轴承，这是用来分析在润滑条件下的动态行为。该数学模型用于分析接触状况的动态行为是传统的滑块曲柄机构（1自由度），是Doughty[14]提出的。2.1平面曲柄滑块机构的运动学分析平面曲柄滑块机构的运动学研发考虑了图1中的方案。图1a显示了平面滑块曲柄机构和图1b描绘了自由体图的连杆销和滑块孔。R是曲柄的长度，L是连接杆的长度，Q是曲轴的角位移，一个是连杆的角位移，XP和YP是连杆销线性位移，XPT和YPT是滑块的直线位移，FXP和FYP是分别在x和y方向上的流体动力。图1c显示的是连接的平面滑块曲柄机构杆液压动压轴承轴承。OH是中心的轴承，OP是连杆销中心，RH是轴承的半径，RP是连杆销半径，E是偏心的，hmix是最小油膜厚度，hmax是最大油膜厚度。此外，偏心率（ε）之间的偏心率（E）和径向间隙（CR），在径向游隙的轴承半径和连杆销半径之间的差异根据这个数字，滑块的销的位置可以被表示为公式1所示：Xp=R:cos（q）+L:cos（A）(1)Yp=R:sin（q）−L:sin（A）:公式1对连杆销，速度和加速度的派生公式，得到：图1。–平面滑块曲柄机构，（一）普通视图，（b）扩展视图，（C）的流体动力轴承。在[KP]是的滑块销速度系数矩阵，和[LqP]和[LAP]是滑块的销的速度系数的偏导数矩阵，定义为：2.2.对曲柄连杆系统–质心运动学分析这种分析的目的是确定的组件的质量中心的动态行为，使它找到一个滑块曲柄机构[14]的运动方程。图2a和b显示的分别是曲柄连杆与曲柄质心杆子系统和连杆。Upm和VPM是曲轴的质量中心的坐标参考系统（PM）在位于曲柄（UM，VM），UPb和VPb是质心坐标（PB）的参考系统位于连杆（UB，VB），XPM和YPM的曲轴的质量中心直线位移（PM）在惯性参考系统（X，Y）和XPB和有排搏是连杆的质心线位移（PB）在惯性参考系统（X，Y）。根据图2a，曲柄的质量中心位置可以被描述为：速度可写式的派生形式（4）为：考虑在图2b的方案，得到同样的连杆质心位移和速度。图2。曲柄连杆系统，（一）对曲轴质量中心子系统，（b）在质量上的连杆中心子系统。为了确定曲柄连杆系统的动态行为，线性和角的这个子系统的所有组件的速度必须分开[14]。这些速度是需要确定的动能（旋转和平移）的子系统，因此，采用拉格朗日方法得到的运动方程。因此，根据公式7和公式9，它可能是写：在[KC]代表曲柄连杆系统的广义速度系数矩阵。导出[KC]相对独立的变量Q和，有：在[LQ]和[LA]是广义速度系数的偏导数矩阵。最后，分别考虑到MM，MB，IMEIB曲柄连杆质量，质量，转动惯量和曲柄连杆转动惯量，质量矩阵可以得到：2.3．在曲柄连杆系统的广义力通过虚功的概念，得到了广义的激振力，在这里提出的混合模型的情况下，由于流体动力润滑在连杆销–滑块间隙应用于耗散粘滞力。根据强[14]，广义力可确定使用广义速度系数矩阵的连接点，在外力施加的条件下。因此，广义力是由公式14给出了：由于液压动力施加在滑动铰链（FXP和FYP）中，导致广义力发生。在这项工作中，液压动力是由滑动轴承的润滑模型确定的振荡运动，通过邦瓦特[15]的提议。2.4．的曲柄连杆系统的动能和势能曲柄连杆系统动能的质量矩阵和广义速度系数矩阵的确定，根据式15：图3显示考虑到这些组件的质量中心，子系统由曲柄、连杆组成。根据图3A，潜在的能量可以写成：3.结果本研究的目的是确定模型的适用性。计算机模拟在FORTRAN®执行，允许在流体动力轴承的润滑状态分析。图4中的图表明求解过程在动态分析中的应用。首先，在轴承的流体动力分析的初始条件。连杆销和滑块加速度的确定和液压动力计算。因此，对初始条件求解运动方程，并与加速度的水动力进行了评价。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，销轴承偏心必须验证。如果偏心率小于0.9时，该销是在润滑条件下。在这种情况下，新的液压力计算，先后对销和滑块的加速度的重新确定。在流体动力润滑条件下，考虑在第2.7节润滑模型，对系统的动态行为进行评估，。然而，当滑块销超过阈值（偏心ε=0.9），它被认为是与轴承的表面接触。在这种情况下，它是假定系统的动态行为是由传统的滑块曲柄机构的，在连杆–滑块联合没有间隙。因此，滑块的曲柄连杆机构–常规模型应用到一个反向运动发生在滑块。在滑块的反向运动后，滑块销叶片轴承表面，改变润滑条件。至于运动微分方程的分辨率，传统的模型并不复杂，因此可以解决比较快（在2GHz处理器，3GBRAM的计算机系统10分钟）。然而，由于高数值刚度的润滑条件下的运动方程是高度复杂的。因此，一个特定的数值积分方法必须根据这些方程的特征选择。在这项工作中，对3自由度的解决方案。混合模型是通过使用一个僵硬的初始值问题的积分多步法的发现，rowmap方法[16]。然而，尽管这种方法的效率，对微分方程的解还需要计算成本高（约48小时，在2GHz处理器，3GBRAM的计算机系统）。列于表1和表2参数分别表示轴承的几何形状和–滑块曲柄机构。从传统的内燃发动机，得到了这些参数。表3给出的初始条件，在计算机模拟中考虑并与文献一致，在操作过程中发现了一些实验值。仿真我们开始考虑在表1和表2给出的物理参数，初始条件列于表3和20μM轴承径向间隙。滑块的曲柄连杆机构的动力学与连杆轴承滑块铰链的分析在这项工作中的计算机模拟，考虑流体动力润滑的阈值条件。因此，流体动力润滑条件下高达0.9的偏心率是