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构运动学分析是研究两个或两个以上物体间的相对运动，即位移、速度和加速度的变化关系：动力学则是研究产生运动的力。发动机曲柄连杆机构的动力学分析主要包括气体力、惯性力、轴承力和曲轴转矩等的分析，传统的内燃机工作机构动力学、运动学分析方法主要有图解法和解析法[5]。
1、解析法
解析法是对构件逐个列出方程，通过各个构件之间的联立线性方程组来求解运动副约束反力和平衡力矩，解析法又包括单位向量法、直角坐标法等。
2、图解法
图解法形象比较直观，机构各组成部分的位移、速度、加速度以及所受力的大小及改变趋势均能通过图解一目了然。图解法作为解析法的辅助手段，可用于对计算机结果的判断和选择。解析法取点数值较少，绘制曲线精度不高。不经任何计算，对曲柄连杆机构直接图解其速度和加速度的方法最早由克莱茵提出，但方法十分复杂[6]。
3、复数向量法
复数向量法是以各个杆件作为向量，把在复平面上的连接过程用复数形式加以表达，对于包括结构参数和时间参数的解析式就时间求导后，可以得到机构的运动性能。该方法是机构运动分析的较好方法。
通过对机构运动学、动力学的分析，我们可以清楚了解内燃机工作机构的运动性能、运动规律等，从而可以更好地对机构进行性能分析和产品设计。但是过去由于手段的原因，大部分复杂的机械运动尽管能够给出解析表达式，却难以计算出供工程设计使用的结果，不得不用粗糙近似的图解法求得数据。近年来随着计算机的发展，可以利用复杂的计算表达式来精确求解各种运动过程和动态过程，从而形成了机械性能分析和产品设计的现代理论和方法。
通过对机构运动学和动力学分析，我们可以清楚了解内燃机工作机构的运动性能、运动规律等，从而可以更好地对机构进行性能分析和产品设计。但是过去由于手段的原因，大部分复杂的机构运动尽管能够给出解析式，却难以计算出供工程使用的计算结果，不得不用粗糙的图解法求得数据。随着计算机的发展，可以利用复杂的计算表达式来精确求解各种运动过程和动态过程，从而形成机械性能分析和产品设计的现代理论和方法。
机械系统动态仿真技术的核心是利用计算机辅助技术进行机械系统的运动学和动力学分析，以确定系统各构件在任意时刻的位置、速度和加速度，进而确定系统及其及其各构件运动所需的作用力[5]。目前，在对内燃机曲柄连杆机构进行动力学分析时，大多采用的是专业的虚拟样机商业软件，如ADAMS等。这些软件的功能重点是在力学分析上，在建模方面还是有很多不足，尤其是对这些复杂的曲柄连杆机构零部件的三维建模很难实现。因而在其仿真分析过程中对于结构复杂的模型就要借助CAD软件来完成，如Pro/E、UG、Solidworks等[4]。当考虑到对多柔体系统进行动力学分析时，有时还需要结合Ansys等专业的有限元分析软件来进行[7]。这一过程十分复杂，
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不仅需要对这些软件有一定了解，还需要处理好软件接口之间的数据传输问题，而且软件使用成本也很高。
1.3 设计研究的主要内容
对内燃机运行过程中曲柄连杆机构受力分析进行深入研究，其主要的研究内容有：
（1）对曲柄连杆机构进行运动学和动力学分析，分析曲柄连杆机构中各种力的作用情况，并根据这些力对曲柄连杆机构的主要零部件进行强度、刚度等方面的计算和校核，以便达到设计要求；
（2）分析曲柄连杆机构中主要零部件如活塞，曲轴，连杆等的工作条件和设计要求，进行合理选材，确定出主要的结构尺寸，并进行相应的尺寸检验校核，以符合零件实际加工的要求；
（3）应用Pro/E软件对曲柄连杆机构的零件分别建立实体模型，并将其分别组装成活塞组件，连杆组件，然后定义相应的连接关系，最后装配成完整的机构，并进行运动仿真分析，检测其运动干涉，获取分析结果；
（4）应用Pro/E软件将零件模型图转化为相应的工程图，并结合使用AutoCAD软件，系统地反应工程图上的各类信息，以便实现对机构的进一步精确设计和检验。
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第2章 曲柄连杆机构受力分析
研究曲柄连杆机构的受力，关键在于分析曲柄连杆机构中各种力的作用情况，并根据这些力对曲柄连杆机构的主要零件进行强度、刚度、磨损等方面的分析、计算和设计，以便达到发动机输出转矩及转速的要求。
2.1 曲柄连杆机构的类型及方案选择
内燃机中采用曲柄连杆机构的型式很多，按运动学观点可分为三类，即:中心曲柄连杆机构、偏心曲柄连杆机构和主副连杆式曲柄连杆机构。
1、中心曲柄连杆机构
其特点是气缸中心线通过曲轴的旋转中心，并垂直于曲柄的回转轴线。这种型式的曲柄连杆机构在内燃机中应用最为广泛。一般的单列式内燃机，采用并列连杆与叉形连杆的V形内燃机，以及对置式活塞内燃机的曲柄连杆机构都属于这一类。
2、偏心曲柄连杆机构
其特点是气缸中心线垂直于曲轴的回转中心线，但不通过曲轴的回转中心，气缸中心线距离曲轴的回转轴线具有一偏移量e。这种曲柄连杆机构可以减小膨胀行程中活塞与气缸壁间的最大侧压力，使活塞在膨胀行程与压缩行程时作用在气缸壁两侧的侧压力大小比较均匀。
3、主副连杆式曲柄连杆机构
其特点是内燃机的一列气缸用主连杆，其它各列气缸则用副连杆，这些连杆的下端不是直接接在曲柄销上，而是通过副连杆销装在主连杆的大头上，形成了“关节式”运动，所以这种机构有时也称为“关节曲柄连杆机构”。在关节曲柄连杆机构中，一个曲柄可以同时带动几套副连杆和活塞，这种结构可使内燃机长度缩短，结构紧凑，广泛的应用于大功率的坦克和机车用V形内燃机[8]。
经过比较，本设计的型式选择为中心曲柄连杆机构。
2.2 曲柄连杆机构运动学
中心曲柄连杆机构简图如图2.1所示，图2.1中气缸中心线通过曲轴中心O，OB为曲柄，AB为连杆，B为曲柄销中心，A为连杆小头孔中心或活塞销中心。
当曲柄按等角速度?旋转时，曲柄OB上任意点都以O点为圆心做等速旋转运动，活塞A点沿气缸中心线做往复运动，连杆AB则做复合的平面运动，其大头B点与曲柄一端相连，做等速的旋转运动，而连杆小头与活塞相连，做往复运动。在实际分析中，为使问题简单化，一般将连杆简化为分别集中于连杆大头和小头的两个集中质量，认为它们分别做旋转和往复运动，这样就
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不需要对连杆的运动规律进行单独研究[9]。
图2.1 曲柄连杆机构运动简图
活塞做往复运动时，其速度和加速度是变化的。它的速度和加速度的数值以及变化规律对曲柄连杆机构以及发动机整体工作有很大影响，因此，研究曲柄连杆机构运动规律的主要任务就是研究活塞的运动规律。
2.1.1 活塞位移
假设在某一时刻，曲柄转角为?，并按顺时针方向旋转，连杆轴线在其运动平面内偏离气缸轴线的角度为?，如图2.1 所示。
当?=0时，活塞销中心A在最上面的位置A1，此位置称为上止点。当?=180时，A点在最下面的位置A2，此位置称为下止点。
此时活塞的位移x为:
x=A1A=A1O?AO=(r+l)?(rcos??lcos?)
=r[(1?cos?)?式中：?—连杆比。
式（2.1）可进一步简化，由图2.1可以看出：
??1?(1?cos?)] （2.1）
rsin??lsin?
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即 sin??rsin???sin? l222又由于 cos??1?sin??1??sin? （2.2）
将式（2.2）带入式（2.1）得： x=r[1?cos??1?(1??2sin2?)] （2.3）
式（2.3）是计算活塞位移x的精确公式,为便于计算，可将式（2.3）中的根号按牛顿二项式定理展开，得：
111??2sin2??1??2sin2???4sin???6sin6??…
816考虑到?≤ 1∕3，其二次方以上的数值很小，可以忽略不计。只保留前两项，则
1221??2sin??1??2sin? （2.4）
2将式（2.4）带入式（2.3）得
x?r(1?cos???2sin2?) （2.5）
2.1.2 活塞的速度
将活塞位移公式（2.1）对时间t进行微分，即可求得活塞速度v的精确值为
v?dxdxda?sin2????r?(si?n?) (2.6) dtdadt2cos?将式（2.5）对时间t微分，便可求得活塞速度得近似公式为：
v?r?(sin???2sin2?)?r?sin??r??2sin2??v1?v2 （2.7）
从式（2.7）可以看出，活塞速度可视为由v1?r?sin?与v2?(?2)r?sin2?两部分简谐运动所组成。
当??0或180时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当??90时，v?r?，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。
???2.1.3 活塞的加速度
将式（2.6）对时间t微分，可求得活塞加速度的精确值为：
dvdvdacos2??3sin22?2a????r?[cos????] （2.8）
dtdadtcos?4cos3?将式（2.7）对时间t为微分，可求得活塞加速度的近似值为：
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