在模型上施加運(yùn)動(dòng)學(xué)約束以及力約束后，進(jìn)行900rps 的運(yùn)動(dòng)仿真，以活塞3 為例，摘取其位移、速度、加速度與受力的曲線圖，根據(jù)先前算出的d1、d2 位置，判定活塞在整個(gè)行程中的四個(gè)階段的狀態(tài)。一個(gè)周期內(nèi)壓縮機(jī)進(jìn)行膨脹——吸氣——壓縮——排氣為一次完整循環(huán)。狀態(tài)判定結(jié)果如圖6 所示。

圖6 位移、速度、加速度與受力的曲線圖

　　5 分析結(jié)果

　　5．1 運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

　　在轉(zhuǎn)速為900rpm、吸氣壓強(qiáng)為0.358Mpa、排氣壓強(qiáng)為2.97Mpa 的工況下，如圖7 和圖8 所示，由于正五邊形的對(duì)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(duì)應(yīng)了壓縮機(jī)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(duì)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(lái)的對(duì)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(yuǎn)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(lái)的對(duì)稱性在加速度曲線圖中尤為明顯，如圖10 所示，且處于對(duì)稱軸線上的活塞3 的加速度曲線變化平穩(wěn)而光滑，遠(yuǎn)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(duì)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(yùn)動(dòng)約束造成的“軸對(duì)稱性”而非理想狀態(tài)下的空間對(duì)稱性，五個(gè)活塞在機(jī)構(gòu)上并不處于完全對(duì)等的地位所致。在滿足了五個(gè)活塞在周向位移的要求的同時(shí)，因?yàn)檫B桿與行星盤(pán)的球鉸鏈球心有不同程度的空間運(yùn)動(dòng)，使得速度和加速度的傳遞出現(xiàn)了不同的結(jié)果。

　　5．2 動(dòng)力學(xué)分析

　　通過(guò)分析可得導(dǎo)向桿頭部的受力情況(圖11)和壓縮機(jī)的功耗（圖12）。通過(guò)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(guò)將模擬所得的功耗同實(shí)際情況的功耗進(jìn)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(jī)功耗曲線

　　6. 結(jié)語(yǔ)

　　通過(guò)分析，我們發(fā)現(xiàn)理論公式推導(dǎo)，和試驗(yàn)數(shù)據(jù)同軟件運(yùn)動(dòng)學(xué)動(dòng)力學(xué)仿真所得數(shù)據(jù)能達(dá)成較好的一致性。這說(shuō)明前期三維實(shí)體建模和實(shí)體模型上的力學(xué)模型搭建的正確性，并進(jìn)一步驗(yàn)證了軟件動(dòng)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(jì)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(jì)的便捷性，降低了成本。