5.1 運動學(xué)分析

　　在轉(zhuǎn)速為900rpm、吸氣壓強為0.358Mpa、排氣壓強為2.97Mpa 的工況下，如圖7 和圖8 所示，由于正五邊形的對稱性，所有活塞的位移幅值和端面受力曲線基本一致，相位差為2π /5。

　　圖7 活塞位移曲線(900rpm)

　　圖8 活塞壓力曲線(900rpm)

　　在活塞端面受力曲線中可以很明顯的看到兩段壓力恒定的直線，對應(yīng)了壓縮機工作中的吸氣和排氣狀態(tài)(上端為吸氣，下端為排氣)，兩段曲線則分別對應(yīng)了膨脹和壓縮狀態(tài)(左端為壓縮，右端為膨脹)，和上文利用速度方向和活塞質(zhì)心位置判定結(jié)果一致。

　　由于導(dǎo)向桿的約束所帶來的對稱性，使得靠近導(dǎo)向桿軸線的活塞(1 和5)，其速度幅值要略大于遠離軸線的活塞(2 和4)速度幅值，如圖9 所示。導(dǎo)向桿所帶來的對稱性在加速度曲線圖中尤為明顯，如圖10 所示，且處于對稱軸線上的活塞3 的加速度曲線變化平穩(wěn)而光滑，遠離軸線的活塞(1 和5)的加速度曲線則出現(xiàn)了一定的畸變，加速度的峰值相對原相位出現(xiàn)了超前或滯后的現(xiàn)象。

　　圖9 活塞速度曲線(900rpm)

　　圖10 活塞加速度曲線(900rpm)

　　出現(xiàn)這種情況在很大程度上是由于導(dǎo)向桿的運動約束造成的“軸對稱性”而非理想狀態(tài)下的空間對稱性，五個活塞在機構(gòu)上并不處于完全對等的地位所致。在滿足了五個活塞在周向位移的要求的同時，因為連桿與行星盤的球鉸鏈球心有不同程度的空間運動，使得速度和加速度的傳遞出現(xiàn)了不同的結(jié)果。

　　5.2 動力學(xué)分析

　　通過分析可得導(dǎo)向桿頭部的受力情況(圖11)和壓縮機的功耗(圖12)。通過導(dǎo)向桿的受力曲線我們可將其作為有限元分析的邊界條件，分析其應(yīng)力，應(yīng)變，和疲勞。

　　通過將模擬所得的功耗同實際情況的功耗進行比較，按標(biāo)準(zhǔn)在該工況下功耗應(yīng)為2.75KW，同模擬所得的曲線平均在2.7KW 是相當(dāng)接近的，從而也可證明分析的精度是非常高的。

　　圖11 導(dǎo)向桿頭部受力曲線

　　圖12 壓縮機功耗曲線

　　6. 結(jié)語

　　通過分析，我們發(fā)現(xiàn)理論公式推導(dǎo)，和試驗數(shù)據(jù)同軟件運動學(xué)動力學(xué)仿真所得數(shù)據(jù)能達成較好的一致性。這說明前期三維實體建模和實體模型上的力學(xué)模型搭建的正確性，并進一步驗證了軟件動力學(xué)仿真的可行性。這不僅節(jié)省了大量的人力物力資源，更重要的是縮短了產(chǎn)品設(shè)計周期以減短了產(chǎn)品的生產(chǎn)制造周期，提高了優(yōu)化設(shè)計的便捷性，降低了成本。