汽车曲柄连杆机构毕业设计

黑龙江工程学院本科生毕业设计 摘 要 本文 以 捷达 EA113 汽油机 的相关参数作为参考 ， 对四缸汽油机的曲柄连杆机构的主要零部件进行了结构设计计算，并对曲柄连杆机构进行了 有关 运动学和动力学的理论分析与计算机 仿真 分析。 首先，以运动学和动力学的理论知识为依据 ， 对曲柄连杆机构的运动规律以及在运动中的受力等问题进行详尽的分析 ， 并得到了精确的分析结果。其次分别对活塞组、连杆组以及曲轴进行详细的结构设计 ， 并进行了结构强度和刚度的校核。再次，应用三维 CAD 软件： Pro/Engineer 建立了曲柄连杆机构 各零部件 的几何模型，在此工作的基础上，利用 Pro/E 软件的装配功能，将曲柄连杆机构的各组成零件装配成活塞组件、连杆组件和曲轴组件，然后利用 Pro/E 软件的机构分析模块 (Pro/Mechanism)，建立曲柄连杆机构的多刚体动力学模型，进行运动学分析和动力学分析模拟，研究了在不考虑外力作用并使曲轴保持匀 速转动的情况下，活塞和连杆的运动规律以及曲柄连杆机构的运动包络 。 仿真结果的 分析表明 ， 仿真结果与 发动 机的实际工作状况基本一致 ，文章介绍的仿真方法为曲柄连杆机构的选型 、 优化设计提供了一种新思路 。 关键词： 发动机；曲柄连杆机构；受力分析； 仿真建模 ； 运动分 析 ； Pro/E 黑龙江工程学院本科生毕业设计 ABSTRACT This article refers to by the Jeeta EA113 gasoline engines related parameter achievement, it has carried on the structural design compution for main parts of the crank link mechanism in the gasoline engine with four cylinders, and has carried on theoretical analysis and simulation analysis in computer in kinematics and dynamics for the crank link mechanism. First, motion laws and stress in movement about the crank link mechanism are analyzed in detail and the precise analysis results are obtained. Next separately to the piston group, the linkage as well as the crank carries on the detailed structural design, and has carried on the structural strength and the rigidity examination. Once more, applys three-dimensional CAD software Pro/Engineer establishing the geometry models of all kinds of parts in the crank link mechanism, then useing the Pro/E software assembling function assembles the components of crank link into the piston module, the connecting rod module and the crank module, then using Pro/E software mechanism analysis module (Pro/Mechanism), establishes the multi-rigid dynamics model of the crank link, and carries on the kinematics analysis and the dynamics analysis simulation, and it studies the piston and the connecting rod movement rule as well as crank link motion gear movement envelopment. The analysis of simulation results shows that those simulation results are meet to true working state of engine. It also shows that the simulation method introduced here can offer a new efficient and convenient way for the mechanism choosing and optimized design of crank-connecting rod mechanism in engine. Key words: Engine； Crankshaft-Connecting Rod Mechanism； Analysis of Force； Modeling of Simulation； Movement Analysis； Pro/E 黑龙江工程学院本科生毕业设计 目 录 摘要 I Abstract II 第 1 章 绪论 1 1.1 选题的目的和意义 1 1.2 国内外的研究现状 1 1.3 设计研究的主要内容 3 第 2 章 曲柄连杆机构受力分析 4 2.1 曲柄连杆机构的类型及方案选择 4 2.2 曲柄连杆机构运动学 4 2.1.1 活塞位移 5 2.1.2 活塞的速度 6 2.1.3 活塞的加速度 6 2.2 曲柄连杆机构中的作用力 7 2.2.1 气缸内工质的作用力 7 2.2.2 机构的惯 性力 7 2.3 本章小结 14 第 3 章 活塞组的设计 15 3.1 活塞的设计 15 3.1.1 活塞的工作条件和设计要求 15 3.1.2 活塞的材料 16 3.1.3 活塞头部的设计 16 3.1.4 活塞裙部的设计 21 3.2 活塞销的设计 23 3.2.1 活塞销的结构、材料 23 3.2.2 活塞销强度和刚度计算 23 3.3 活塞销座 24 3.3.1 活塞销座结构设计 24 黑龙江工程学院本科生毕业设计 3.3.2 验算比压力 24 3.4 活塞环设计及计算 25 3.4.1 活塞环形状及主要尺寸设计 25 3.4.2 活塞环强度校核 25 3.5 本章小结 26 第 4 章 连杆组的设计 27 4.1 连杆的设计 27 4.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用 27 4.1.2 连杆长度的确定 27 4.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算 27 4.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算 30 4.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算 33 4.2 连杆螺栓的设计 35 4.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力 35 4.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算 35 4.3 本章小结 36 第 5 章 曲轴的设计 37 5.1 曲轴的结构型式和材料的选择 37 5.1.1 曲轴的工作条件和设计要求 37 5.1.2 曲轴的结构型式 37 5.1.3 曲轴的材料 37 5.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计 38 5.2.1 曲柄销的直径和长度 38 5.2.2 主轴颈的直径和长度 38 5.2.3 曲柄 39 5.2.4 平衡重 39 5.2.5 油孔的位置和尺寸 40 5.2.6 曲轴两端的结构 40 5.2.7 曲轴的止推 40 5.3 曲轴的疲劳强度校核 41 5.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩 41 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5.3.2 名义应力的计算 45 5.4 本章小结 47 第 6 章 曲柄连杆机构的创建 48 6.1 对 Pro/E 软件基本功 能的介绍 48 6.2 活塞的创建 48 6.2.1 活塞的特点分析 48 6.2.2 活塞的建模思路 48 6.2.3 活塞的建模步骤 49 6.3 连杆的创建 50 6.3.1 连杆的特点分析 50 6.3.2 连杆的建模思路 50 6.3.3 连杆体的建模步骤 51 6.3.4 连杆盖的建模 52 6.4 曲轴的创建 52 6.4.1 曲轴的特点分析 52 6.4.2 曲轴的建模思路 52 6.4.3 曲轴的建模步骤 53 6.5 曲柄连杆机构其它零件的创建 55 6.5.1 活塞销的创建 55 6.5.2 活塞销卡环的创建 55 6.5.3 连杆小头衬套的创建 55 6.5.4 大头轴瓦的创建 55 6.5.5 连杆螺栓的创 建 56 6.6 本章小结 56 第 7 章 曲柄连杆机构运动分析 57 7.1 活塞及连杆的装配 57 7.1.1 组件装配的分析与思路 57 7.1.2 活塞组件装配步骤 57 7.1.3 连杆组件的装配步骤 58 7.2 定义曲轴连杆的连接 59 7.3 定义伺服电动机 60 黑龙江工程学院本科生毕业设计 7.4 建立运动分析 60 7.5 进行干涉检验与视频制作 61 7.6 获取分析结果 62 7.7 对结果的分析 64 7.8 本章小结 64 结论 65 参考文献 66 致谢 67 附录 68 黑龙江工程学院本科生毕业设计 第 1 章 绪 论 1.1 选 题的目的和意义 曲柄连杆机构是 发动 机的传递运动和动力的机构，通过它把活塞的往复直线运动转变为曲轴的旋转运动而输出动力。因此，曲柄连杆机构是 发动 机中主要的受力部件 ，其工作可靠性就决定了 发动 机工作的可靠性。 随着发动机强化指标的不断提高，机构的工作条件更加复杂。在多种周期性变化载荷的作用下，如何在设计过程中保证机构具有足够的 疲劳强度和刚度及良好的动静态力学特性成为曲柄连杆机构设计的关键性问题 1。 通过设计，确定发动机 曲柄连杆机构 的总体结构和零部件结构，包括必要的结构尺寸确定、运动学和动力学分析、材料的选取等，以满足实际生产的需要。 在传统的设计模式中，为了满足设计的需要须进行大量的数值计算，同时为了满足产品的使用性能，须进行强度、刚度、稳定性及可靠性等方面的设计和校核计算，同时 要满足校核计算， 还 需 要对曲柄连杆机构进行动力学分析。 为了真实全面地了解机构在实际运行工况下的力学特性，本文采用了多体动力学仿真技术，针对机构进行了 实时的，高精度的动力学响应分析与计算，因此本研究所采 用的高效、实时分析技术对提高分析精度，提高设计水平具有重要意义，而且 可以更直观清晰地了解曲柄连杆机构在运行过程中的受力状态，便于进行精确计 算， 对进一步研究 发动 机的平衡与振动、 发动 机增压的改造等均有较为实用的应用价值。 1.2 国内外的研究现状 多刚体动力学模拟是近十年发展起来的机械计算机模拟技术，提供了在设计过程中对设计方案进行分析和优化的有效手段，在机械设计领域获得越来越广泛的应用。它是利用计算机建造的模型对实际系统进行实验研究，将分析的方法用于模拟实验 ，充分利用已有的基本物理原理，采用与实际物理系统实验相似的研究方法，在计算机上运行仿真实验。目前多刚体动力学模拟软件主要有 Pro/Mechanics， Working model 3D， ADAMS 等。多刚体动力学模拟软件的最大优点在于分析过程中无需编写复杂仿真程序，在产品的设计分析时无需进行样机的生产和试验。对内燃机产品的部件装配进行机构运动仿真，可校核部件运动轨迹，及时发现运动干涉；对部件装配进行动力学仿真， 可校核机构受力情况；根据机构运动约束及保证性能最优的目标进行机构设计优化，可最大限度地满足性能要求， 对设计提供指导和修正 2。目前国内大学和企黑龙江工程学院本科生毕业设计 业已经已进行了机构运动、动力学仿真方面的研究和局部应用 ，能在设计初期及时发现内燃机曲柄连杆机构干涉，校核配气机构运动、动力学性能等，为设计人员提供了基本的设计依据 3-4。 目前国内外对 发动 机 曲柄连杆机构 的动力学分析的方法很多，而且已经完善和成熟。其中机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。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 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 ， 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。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 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。在实际分析黑龙江工程学院本科生毕业设计 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= AA1 = AOOA 1 =(r+l ) )c osc os( lr = )c o s1(1)c o s1( r（ 2.1） 式中 ： 连杆比。 式（ 2.1）可进一步简化，由图 2.1 可以看出 ： sinsin lr 黑龙江工程学院本科生毕业设计 即 s ins ins in lr又由于 222 s i n1s i n1c o s （ 2.2） 将 式 （ 2.2） 带入式（ 2.1）得 ： x= )s in1(1c os1 22 r（ 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 ： 6642222 s i n161s i n81s i n1s i n1 考虑到 13，其二次方以上的数值很小，可以忽略不计。只保留前两项，则 2222 s i n211s i n1 （ 2.4） 将式（ 2.4）带入式（ 2.3）得 )s in2c o s1( 2 rx （ 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 )c o s2s i n2( s i n rdtdadadxdtdx(2.6) 将式（ 2.5）对时间 t 微分，便可求得活塞速度得近似公式为 ： 212s i n2s i n)2s i n2( s i n vvrrrv （ 2.7） 从式 （ 2.7） 可以看出，活塞速度可视为由 sin1 rv 与 2s in)2(2 rv 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，rv ，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 ： c o s 2s i n4c o s 2c o s c o s 3232 rdtdadadvdtdva （ 2.8） 将式（ 2.7）对时间 t 为微分，可求得活塞加速度的近似值为 ： 21222 2c o sc o s)2c o s( c o s aarrra （ 2.9） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 因此，活塞加速度也可以视为两个简谐运动加速度之和，即由 cos21 ra 与 2cos22 ra 两部分组成。 2.2 曲柄连杆机构中的作用力 作用于曲柄连杆机构的力分为：缸内气压力、运动质量的惯性力 、摩擦阻力和作用在发动机曲轴上的负载阻力。由于摩擦力的数值较小且变化规律很难掌握，受力分析时把摩擦阻力忽略不计。而负载阻力与主动力处于平衡状态，无需另外计算，因此主要研究气压力和运动质量惯性力变化规律对机构构件的作用。 计算过程中所需的相关数据参照 EA1113 汽油机，如附表 1 所示。 2.2.1 气缸内工质的作用力 作用在活塞上的气体作用力gP等于活塞上、下两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即 )(4 2 ppDPg （ 2.10） 式中 ：gP活塞上的气体作用力 ， N ； p 缸内绝对压力 ， MPa ； p 大气压力 ， MPa ； D 活塞直径 ， mm 。 由于活塞直径是一定的，活塞上的气体作用力取决于活塞上、下两面的空间内气体压力差 pp ，对于四冲程发动机来说，一般取 p =0.1MPa ， mmD 985.80 ,对于缸内绝对压力 p ， 在发动机的四个冲程中， 计算结果 如 表 2.1 所示 ： 则 由式（ 2.10） 计算气 压力gP如 表 2.2 所示 。 2.2.2 机构的惯性力 惯性力是由于运动不均匀而产生的，为了确定机构的惯性力，必须先知道其加速度和质量的分布。加速度从运动学中已经知道，现在需要知道质量分布。实际机构质量分布很复杂，必须加以简化。为此进行质量换算。 1、机构运动件的质量换算 质量换算的原则是保持系统的动力学等效性。质量换算的目的是计算零件的运动黑龙江工程学院本科生毕业设计 质量，以便进一步计算它们在运动中所产生的惯性力 9。 表 2.1 缸内绝对压力 p 计算结 果 四个冲程终点压力 计算公式 计算结果 /MPa 进气终点压力dep)90.075.0( ppde 0.08 压缩终点压力cop1nedeco pp 1.46 膨胀终点压力exp2maxnex pp 0.45 排气终点压力 rp 15.1 ppr 0.115 注： 1n 平均压缩指数， 1n =1.32 1.38； 压缩比， =9.3； 2n 平均膨胀指数，2n =1.2 1.30； ； maxp 最大爆发压力， maxp =3 5MPa ，取 maxp =4.5MPa ； 此时压力角 = 1510 ，取 = 13 。 表 2.2 气压力gP计算结果 四 个 冲 程 gP /N 进气终点 77.23 压缩终点 -102.97 膨胀终点 7001.933 排气终点 1801.968 （ 1） 连杆质量的换算 连杆是做复杂平面运动的零件。为了方便计算，将整个连杆（包括有关附属零件）的质量 Lm 用两个换算质量 1m 和 2m 来代换，并假设是 1m 集中作用在连杆小头中心处，并只做往复运动的质量； 2m 是集中作用在连杆大头中心处，并只沿着圆周做旋转运动的质量 ， 如图 2.2 所示 ： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 图 2.2 连杆质量的换算简图 为了保证代换后的质量系统与原来的质量系统在力学上等效，必须满足下列三个条件： 连杆总质量不变，即 21 mmm L 。 连杆重心 G 的位置不变，即 )( 1211 llmlm 。 连杆相对重心 G 的转动惯量GI不变，即GIllmlm 222211 )(。 其中， l 连杆长度， 1l 为连杆重心 G 至小头中心的距离。由条件可得下列换算公式： l llmm L 11 llmm L 12 用平衡力系求合力的索多边形法求出重心位置 G 。 将连杆分成若干简单的几何图形，分别计算出各段连杆重量和它的重心位置 ，再按照索多边形作图法，求出整个连杆的重心位置以及折算到连杆大小头中心的重量 1G 和 2G ， 如图 2.3 所示 ： 图 2.3 索多边形法 4 黑龙江工程学院本科生毕业设计 ww