机械设计制造及其自动毕业论文

1、 毕 业 设 计（论 文） 设计(论文)题目： honda节能竞技赛用小车发动机排放控制研究学生姓名： 陈佳艳 指导教师： 贾永刚 二级学院： 机电工程学院 专业：机械设计制造及其自动班级：08机械设计制造及其 化（现代汽车技术） 自动化（现代汽车技术）1班 学号： 0804110319 提交日期： 2012年 05月 11日 答辩日期： 2012年05月21日 金陵科技学院学士学位论文 目录目 录摘 要iiiabstractiv1 绪 论11.1 选题的目的和意义11.2 pro/e软件基本功能介绍11.3本课题国内外的研究现状11.4本课题研究内容22曲柄连杆机构各零件的建模32.1曲柄连

2、杆机构参数的确定32.1.1 曲柄连杆机构的类型及方案选择32.1.2 活塞组参数的确定32.1.3 连杆的设计72.1.4 曲轴的设计82.2活塞的建模92.2.1 活塞的特点分析92.2.2 活塞的建模思路102.2.3 活塞的建模步骤102.3连杆的创建112.3.1 连杆的特点分析112.3.2 连杆的建模思路122.3.3 连杆体的建模步骤122.3.4 连杆盖的建模132.4、曲轴的创建142.4.1 曲轴的建模思路142.4.2 曲轴的建模步骤142.5曲柄连杆机构其它零件的创建162.5.1 活塞销的创建162.5.2 活塞销卡环的创建162.5.3 连杆小头衬套的创建172.

3、5.4 大头轴瓦的创建172.5.5 连杆螺栓的创建182.6 本章小结183曲柄连杆机构的装配203.1活塞及连杆的装配203.1.1 活塞组件装配步骤203.1.2 连杆组件的装配步骤203.2组件装配的分析223.2.1 组件装配的分析与思路223.2.2 定义曲轴连杆的连接224曲轴疲劳强度的计算244.1作用于单元曲拐上的力和力矩244.2名义应力的计算285结论31参考文献32v金陵科技学院学士学位论文 摘要honda节能竞技赛用小车发动机排放控制研究摘 要课题主要研究节能竞技赛用小车排放控制，首先，确定发动机的排放物以及影响小车发动机排放的各种因素，然后用双怠速尾气检测法检测小车

4、发动机排放情况并记录数据，在此工作的基础上，绘出各影响因素对小车发动机排放的影响曲线，分析保证小车排放情况最佳时各影响因素的参数范围。关键词： honda节能竞技赛；发动机排放；双怠速尾气检测法金陵科技学院学士学位论文 abstractthe modelling and analysis of the crank link mechanism based on the pro/engineerabstractin this paper, main research the modeling of the crankshaft-connecting rod mechanism and fatig

5、ue strength of the crankshaft，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 connect

6、ing rod module and the crank module，then analyze the fatigue strength of the crankshaft。key words: crankshaft-connecting rod mechanism；pro/e；modeling ；fatigue strength一、 绪论 1、选题的目的与意义 2、honda节能竞技赛概况介绍3、本课题的研究现状 3、本课题研究内容二 、发动机排放物研究1、排放污染物及危害2、排放污染物生成机理和影响因素3、发动机排放特性三、发动机排放控制研究1、活塞及连杆的装配2、组件装配的分析四、实验

7、研究方法及测试仪器1、实验设备2、实验原理3、实验步骤4、实验结果五、结论金陵科技学院学士学位论文 第1章 绪论1 绪 论1.1 选题的目的和意义检测发动机的排放，调节阀门的开度能让发动机更好地工作，以增加发动机的燃油经济性，使燃油利用率得以提高。通过对该发动机的排放控制研究，为后续的发动机改造提供合理的数据支持，在满足大赛要求的前提下，对发动机进行简单的改造，以降低燃油消耗，为本校的赛用小车提高提供理论和实际数据的支持。1.2 honda节能竞技赛概况介绍世纪80年代，减少大气污染以及资源节约化、开发低公害、低燃耗的机动车，开始成为世界性的课题。 honda节能竞技赛就在此时创办于日本，其目

8、的是通过比赛来提高社会的节能环保意识，亲身参与和体验乐趣十足的创造行为，从中体会到节能的重要性。继1998年，泰国首次引进该赛事后，2007年，大赛也来到了中国！ 2001年，第21届大赛中，来自日本的富士白系车队创下历届的最高纪录3435km/l。如今，节能竞技大赛不仅在日本成为了家喻户晓的环保赛事，在泰国、中国也有着广泛认知与认可。该项赛事要求参赛车辆使用统一的honda低油耗125cc四冲程汽油发动机，发动机以外的车架、转向机构、传动机构和外壳等完全由各车队独自设计和制造。比赛中，赛车使用一定量的油，在规定的跑道内行驶规定的圈数，通过燃油消耗前后差，换算得出一升油能行驶的里程数，消耗燃油

9、最少的即为获胜者。1.3本课题的研究现状目前国内外对汽车曲柄连杆机构的建模情况及趋势：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。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。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。目前国内外对曲轴进行疲劳强度分析的研究状况：最近30年来曲轴的计算方法,应

10、力分析精度有了极大的提高，目前先进的方法是利用基于理论平台的有限元技术分析预测评价这些关键零部件的力学属性，不仅曲轴的静强度可以较为准确计算，而且曲轴的动应力也可以较准确计算。1.4本课题研究内容本课题应用pro/e软件对曲柄连杆机构中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，定义相应的连接关系，然后装配成完整的机构；并以曲柄连杆机构中的曲轴为例，分析曲轴的疲劳强度。23金陵科技学院学士学位论文 第2章 曲柄连杆机构各零件的建模2曲柄连杆机构各零件的建模2.1曲柄连杆机构参数的确定2.1.1 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

11、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

12、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。经过比较，本设计的型式选择为中心曲柄连杆机构。2.1.2 活塞组参数的确定活塞组包括活塞、活塞销和活塞环等在气缸里作往复运动的零件，它们是发动机中工作条件最严酷的组件。发动机的工作可靠性与使用耐久性，在很大程度上与活塞组的工作情况有关。1.活塞头部的设计1、设计要点活塞头部包

13、括活塞顶和环带部分，其主要功用是承受气压力，并通过销座把它传给连杆，同时与活塞环一起配合气缸密封工质。因此，活塞头部的设计要点是：（1）保证它具有足够的机械强度与刚度，以免开裂和产生过大变形，因为环槽的变形过大势必影响活塞环的正常工作；（2）保证温度不过高，温差小，防止产生过大的热变形和热应力，为活塞环的正常工作创造良好条件，并避免顶部热疲劳开裂；（3）尺寸尽可能紧凑，因为一般压缩高度缩短1单位，整个发动机高度就可以缩短单位，并显著减轻活塞重量。而则直接受头部尺寸的影响。2、压缩高度的确定活塞压缩高度的选取将直接影响发动机的总高度，以及气缸套、机体的尺寸和质量。尽量降低活塞压缩高度是现代发动机

14、活塞设计的一个重要原则，压缩高度是由火力岸高度、环带高度和上裙尺寸构成的，即=+ 为了降低压缩高度，应在保证强度的基础上尽量压缩环岸、环槽的高度及销孔的直径。（1）第一环位置根据活塞环的布置确定活塞压缩高度时，首先须定出第一环的位置，即所谓火力岸高度。为缩小，当然希望尽可能小，但过小会使第一环温度过高，导致活塞环弹性松弛、粘结等故障。因此火力岸高度的选取原则是：在满足第一环槽热载荷要求的前提下，尽量取得小些。一般汽油机，为活塞直径，该发动机的活塞标准直径，确定活塞高度为：（2）环带高度 为减小活塞高度，活塞环槽轴向高度应尽可能小，这样活塞环惯性力也小，会减轻对环槽侧面冲击，有助于提高环槽耐久性

15、。但太小，使制环工艺困难。在小型高速内燃机上，一般气环高，油环高。该发动机采用三道活塞环，第一和第二环称之为压缩环（气环），第三环称之为油环。取，。环岸的高度，应保证它在气压力造成的负荷下不会破坏。当然，第二环岸负荷要比第一环岸小得多，温度也低，只有在第一环岸已破坏的情况下，它才可能被破坏。因此，环岸高度一般第一环最大，其它较小。实际发动机的统计表明，汽油机接近下限。则 ，。因此，环带高度。（3）上裙尺寸确定好活塞头部环的布置以后，压缩高度h1最后决定于活塞销轴线到最低环槽（油环槽）的距离h1。为了保证油环工作良好，环在槽中的轴向间隙是很小的，环槽如有较大变形就会使油环卡住而失效。所以在一般设

16、计中，选取活塞上裙尺寸一般应使销座上方油环槽的位置处于销座外径上面，并且保证销座的强度不致因开槽而削弱，同时也不致因销座处材料分布不均引起变形，影响油环工作。综上所述，可以决定活塞的压缩高度。对于汽油机，所以。则 。3、活塞顶和环带断面（1）活塞顶活塞顶的形状主要取决于燃烧室的选择和设计。仅从活塞设计角度，为了减轻活塞组的热负荷和应力集中，希望采用受热面积最小、加工最简单的活塞顶形状，即平顶。大多数汽油机正是采用平顶活塞，由于ea113 5v 1.6l发动机为高压缩比，因而采用近似于平顶的活塞。实际统计数据表明，活塞顶部最小厚度，汽油机为，即。活塞顶接受的热量，主要通过活塞环传出。专门的实验表

17、明，对无强制冷却的活塞来说，经活塞环传到气缸壁的热量占7080%，经活塞本身传到气缸壁的占1020%，而传给曲轴箱空气和机油的仅占10%左右。所以活塞顶厚度应从中央到四周逐渐加大，而且过渡圆角应足够大，使活塞顶吸收的热量能顺利地被导至第二、三环，以减轻第一环的热负荷，并降低了最高温度。活塞头部要安装活塞环，侧壁必须加厚，一般取，取为6.16mm，活塞顶与侧壁之间应该采用较大的过渡圆角，一般取，取0.074为5.993mm.为了减少积炭和受热，活塞顶表面应光洁，在个别情况下甚至抛光。复杂形状的活塞顶要特别注意避免尖角，所有尖角均应仔细修圆，以免在高温下熔化。（2）环带断面为了保证高热负荷活塞的环

18、带有足够的壁厚使导热良好，不让热量过多地集中在最高一环，其平均值为。正确设计环槽断面和选择环与环槽的配合间隙，对于环和环槽工作的可靠性与耐久性十分重要。槽底圆角一般为0.20.5mm。活塞环岸锐边必须有适当的倒角，否则当岸部与缸壁压紧出现毛刺时，就可能把活塞环卡住，成为严重漏气和过热的原因，但倒角过大又使活塞环漏气增加。一般该倒角为。（3）环岸和环槽环岸和环槽的设计应保持活塞、活塞环正常工作，降低机油消耗量，防止活塞环粘着卡死和异常磨损，气环槽下平面应与活塞轴线垂直，以保证环工作时下边与缸桶接触，减小向上窜机油的可能性。活塞环侧隙在不产生上述损伤的情况下愈小愈好，目前，第一环与环槽侧隙一般为0

19、.050.1mm，二、三环适当小些，为0.030.07mm，油环则更小些，这有利于活塞环工作稳定和降低机油消耗量，侧隙确定油环槽中必须设有回油孔，并均匀地布置再主次推力面侧，回油孔对降低机油消耗量有重要意义，三道活塞环的开口间隙及侧隙如表2.1所示:表2.1 活塞环的开口间隙及侧隙活塞环开口间隙/侧隙/第一道环第二道环第三道环活塞环的背隙比较大，以免环与槽底圆角干涉。一般气环=0.5毫米，油环的则更大些，如表2.1所示。2.活塞裙部的设计活塞裙部是侧压力的主要承担者。为保证活塞裙表面能保持住必要厚度的润滑油膜，其表面比压不应超过一定的数值。因此，在决定活塞裙部长度是应保持足够的承压面积，以减少

20、比压和磨损。在确定裙部长度时，首先根据裙部比压最大的允许值，决定需要的最小长度，然后按照结构上的要求加以适当修改。裙部单位面积压力（裙部比压）按下式计算： 式中：最大侧作用力，由动力计算求得，=2410.83活塞直径，；裙部高度，。取 。 mpa 一般发动机活塞裙部比压值约为，所以设计合适。3. 活塞销的设计活塞销的结构为一圆柱体，中空形式，可减少往复惯性质量，有效利用材料。活塞销与活塞销座和连杆小头衬套孔的连接配合，采用“全浮式”。活塞销的外直径，取，活塞销的内直径，取活塞销长度，取4. 活塞销座的设计活塞销座用以支承活塞，并由此传递功率。销座应当有足够的强度和适当的刚度，使销座能够适应活塞

21、销的变形，避免销座产生应力集中而导致疲劳断裂；同时要有足够的承压表面和较高的耐磨性。活塞销座的内径，活塞销座外径一般等于内径的倍，取，活塞销的弯曲跨度越小，销的弯曲变形就越小，销销座系统的工作越可靠，所以，一般设计成连杆小头与活塞销座开挡之间的间隙为，但当制造精度有保证时，两边共就足够了，取间隙为。5. 活塞环的设计该发动机采用三道活塞环，第一和第二环为气环，第三环为油环。第一道活塞环为桶形扭曲环，材料为球墨铸铁，表面镀铬。桶形环与缸筒为圆弧接触，对活塞摆动适应性好，并容易形成楔形润滑油膜。第二道活塞环为鼻形环，材料为铸铁，鼻形环可防止泵油现象，活塞向上运动时润滑效果好。第三道是油环，是钢带组

22、成环，重量轻，比压高，刮油能力强。 活塞环的主要尺寸为环的高度、环的径向厚度。气环，油环，取，。活塞环的径向厚度，一般推荐值为：当缸径为时，取。2.1.3 连杆的设计连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起做往复运动，连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起做旋转运动。因此，连杆体除有上下运动外，还左右摆动，做复杂的平面运动。1. 连杆长度的确定设计连杆时首先要确定连杆大小头孔间的距离，即连杆长度它通常是用连杆比来说明的，通常0.3125，取，则。2. 连杆小头的设计连杆小头主要结构尺寸如图2.1所示，小头衬套内径和小头宽度已在活塞组设计中确定，。为了改善磨损，小头孔中以一定过盈量压入耐磨衬套，衬套大多用耐磨

23、锡青铜铸造，这种衬套的厚度一般为，取，则小头孔直径，小头外径，取图2.1 连杆小头3.连杆杆身的设计连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形断面，杆身截面宽度约等于(为气缸直径)，取，截面高度，取。为使连杆从小头到大头传力比较均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的圆角半径。4. 连杆大头的设计连杆大头的结构与尺寸基本上决定于曲柄销直径、长度、连杆轴瓦厚度和连杆螺栓直径。其中在、在曲轴设计中确定，则大头宽度，轴瓦厚度，取，大头孔直径。连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度，取，取，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离，取，一般螺栓孔外侧壁厚不小于2毫米，取3毫米

24、，螺栓头支承面到杆身或大头盖的过渡采用尽可能大的圆角。5.连杆螺栓的设计根据气缸直径初选连杆螺纹直径，根据统计，取。2.1.4 曲轴的设计曲轴的设计从总体结构上选择整体式，它具有工作可靠、质量轻的特点，而且刚度和强度较高，加工表面也比较少。为了提高曲轴的弯曲刚度和强度，采用全支撑半平衡结构，即四个曲拐，每个曲拐的两端都有一个主轴颈。1. 曲柄销的直径和长度在考虑曲轴轴颈的粗细时，首先是确定曲柄销的直径。在现代发动机设计中，一般趋向于采用较大的值，以降低曲柄销比压，提高连杆轴承工作的可靠性，提高曲轴的刚度。但是，曲柄销加粗伴随着连杆大头加大，使不平衡旋转质量的离心力增大，随曲轴及轴承的工作带来不

25、利，对于汽油机，为气缸直径，已知=80.985，则，曲柄销直径取为=0.60=47.80。曲柄销的长度是在选定的基础上考虑的。从增加曲轴的刚性和保证轴承的工作能力出发，应使控制在一定范围内，同时注意曲拐各部分尺寸协调，根据统计/=，取=0.59=28。轴颈的尺寸，最后可以根据承压面的投影面积与活塞投影面积之比来校核，此比值据统计在范围内，而且汽油机偏下限。那么由 ，则长度取值合适。2.主轴颈的直径和长度为了最大限度地增加曲轴的刚度，适当地加粗主轴颈，这样可以增加曲轴轴颈的重叠度，从而提高曲轴刚度，其次，加粗主轴颈后可以相对缩短其长度，从而给加厚曲柄提高其强度提供可能。从曲轴各部分尺寸协调的观点

26、，建议取，取=1.13=54。由于主轴承的负荷比连杆轴承轻，主轴颈的长度一般比曲柄销的长度短，这样可满足增强刚性及保证良好润滑的要求。据统计，取=0.31=25.11。3. 曲柄的设计曲柄应选择适当的厚度、宽度，以使曲轴有足够的刚度和强度。为提高曲柄的抗弯能力，适当增加曲柄的厚度，曲柄的形状采用椭圆形，为了能最大限度地减轻曲轴的重量，并减小曲柄相对于主轴颈中心的不平衡旋转质量，将曲柄上肩部多余的金属削去。根据统计，曲柄的宽度，取，厚度，取。曲柄臂以凸肩接主轴颈和曲柄销。凸肩的厚度根据曲轴加工工艺决定。全加工曲轴的只有0.51，取=1。曲柄销和主轴颈至曲柄臂凸肩的过渡圆角对应力集中程度影响最大，

27、加大圆角半径可使圆角应力峰值降低，故宜取大，至少不能小于0.05或2.5，取=3。4.油孔的位置和尺寸为保证曲轴轴承工作可靠，对它们必需有充分的润滑。曲轴中油道的尺寸和布置直接影响它的强度和刚度，同时也影响轴承工作的可靠性。润滑油一般从机体上的主油道通过主轴承的上轴瓦引入。从主轴颈向曲柄销供油采用斜油道，主轴颈上的油孔入口应保证向曲柄销供油足够充分，曲柄销上油孔的出口应设在负荷较低区，用以提高向曲柄销的供油能力。曲柄销油孔选择在曲拐平面运转前方的范围内。由于油道位于曲拐平面内，油道出口处应力集中现象严重，当油道中心线与轴颈中心线的夹角时，最大应力增加很快，因此油孔设在小于处。油道的孔径一般在

28、左右，取为42.2活塞的建模2.2.1 活塞的特点分析活塞是在高温、高压、高腐蚀的条件下，在汽缸内做高速往复直线运动的。要适应这样恶劣的工作条件，必须具有相应的结构。（1）活塞顶部外表面设计成凹面形，以利于燃烧室内的气体形成涡流，使燃料与空气混合得更均匀，燃烧得更充分。（2）在活塞的头部有三道环形槽，上边两道环形槽为气环槽，下边一条为油环槽。（3）活塞的裙部在活塞做直线往复运动时起导向作用。裙部顶端有两个往里凸起的销座。（4）活塞裙部的轴截面应制成鼓形，活塞裙部的横截面应制成椭圆形。由于椭圆的长轴与短轴之间相差极小，所以建模时以圆形代替。2.2.2 活塞的建模思路（1）为了快速准确地创建活塞模

29、型，先抽取活塞模型中的对称部分，由列表曲线创建活塞的1/4轮廓。（2）镜像生成活塞的整个轮廓。（3）创建活塞的顶部凹槽特征。（4）创建活塞头部的气环槽和油环槽。（5）创建各部分的倒圆角。2.2.3 活塞的建模步骤1、创建活塞1/4轮廓（1）运用【偏移坐标系基准点工具】，选取基准坐标系，完成活塞轮廓点的创建。（2）运用【插入基准曲线】，将上一步创建的点连成曲线（3）运用【旋转工具】，选择旋转角度为“90”。2、创建活塞销孔（1）运用【旋转工具】，选择【去除材料】，创建剪切特征。（2）运用【拉伸工具】创建销座模型并拉伸出通孔。（3）运用【旋转工具】，选择【去除材料】，创建活塞销卡环槽。.（4）运用

30、【拉伸工具】，拉伸方式为“通孔”，选择【去除材料】，创建裙部特征。3、创建凸台（1）新建基准平面，并设置间距。（2）选取草绘平面，运用【拉伸工具】，拉伸方式为【至曲面】，生成凸台。（3）运用【旋转工具】，选择【去除材料】，旋转切除截面，创建裙部凹面特征。（4）对生成的活塞销孔边和凸台边分别进行倒圆角。（5）运用【孔工具】，创建【标准孔】，选择螺纹类型为“m61” ，并添加攻丝和埋头孔。4、镜像生成整个活塞（1）在模型树中选取整个模型，然后运用【镜像工具】，镜像生成1/2活塞。（2）再选取整个模型，再次镜像生成完整的活塞。5、创建顶部凹槽运用【拉伸工具】，拉伸方式为【盲孔】，选择【去除材料】，生

31、成顶部凹槽。 6、创建头部气环槽和油环槽（1）运用【旋转工具】，【去除材料】，旋转角度为“360”，创建旋转剪切特征。（2）选择【阵列工具】，对上一步创建的特征进行再生，生成一些活塞环槽护圈。（3）运用【旋转工具】，【去除材料】，创建气环槽和油环槽。结果如图2.2所示：7、创建油孔（1）新建基准平面，设置间距。（2）运用“扫描”，“切口”命令，“扫描轨迹”，选取草绘平面，选择【自由端点】，完成一个油孔扫描。（3）选择【阵列工具】，修改阵列尺寸，完成1/2活塞的油孔创建，再通过镜像完成整个活塞油孔创建。8、创建各处倒圆角图2.2 活塞2.3连杆的创建2.3.1 连杆的特点分析（1）连杆有两个互相

32、垂直的对称面，一个对称面平行于连杆的圆环形端面，也就是锻造连杆毛坯的模具分型面；另一个对称面则通过两端圆孔的轴线。（2）连杆毛坯通过锻造成型，因此，连杆体和连杆盖都具有模锻斜度，包括连杆体上的槽和凸台。（3）连杆体和连杆盖属于配做的成对零件，需要同步加工，在装配和工作时没有互换性。2.3.2 连杆的建模思路连杆由连杆体和连杆盖组成，所以可以对连杆体和连杆盖分别建模，完成后进行装配。连杆具有两个互相垂直的对称面，建模过程中可以利用两个对称平面，对局部特征进行镜像和复制操作，从而快速完成特征创建。2.3.3 连杆体的建模步骤 1、创建连杆体1/2杆身运用【拉伸工具】，拉伸方式为【盲孔】，拉伸为实体

33、。2、创建连杆体大小头运用【拉伸工具】分别创建连杆大小头特征。3、创建连杆体两侧凸台（1）选取草绘平面，运用【拉伸工具】，生成一侧凸台。（2）运用【拉伸工具】，细化凸台特征，运用【镜像工具】生成连杆另一侧凸台，然后对两条拉伸边依次进行“倒圆角”命令。 4、创建连杆体拔模特征运用【拔模工具】，设置“拔模曲面”和“拔模枢轴”，完成曲面拔模特征。5、创建连杆体凹槽运用【拉伸工具】，创建连杆体凹槽轮廓，再运用【拔模工具】，完成曲面拔模特征，并参照上述步骤，完成槽的另一侧拔模，结果如图2.3所示。图2.3 连杆6、镜像生成完整连杆体特征运用【镜像工具】，选择所有特征，生成完整的连杆体特征。7、创建两侧凸

34、台螺纹孔运用【孔工具】，依次选取主次参照面，创建标准孔，设置通孔，添加攻丝，选择全螺纹，再运用【镜像工具】，完成螺纹孔的创建。8、创建连杆体小头凸台及孔（1）新建基准平面，完成拉伸草绘，拉伸方式为【拉伸到下一个曲面】。 （2）运用【旋转工具】，旋转轴为“内部cl”，旋转角度为“360”，选择【除料】，完成小头孔的特征创建。9、创建连杆大头内侧凹槽新建基准平面，运用【拉伸工具】，选择【拉伸至指定深度】，【除料】，完成定位凹槽创建。2.3.4 连杆盖的建模运用【拉伸工具】、【拔模工具】、【旋转工具】，【孔工具】以及【镜像工具】，参照连杆体大头的建模步骤，完成连杆盖的创建，并进行倒圆角和倒边角处理，

35、结果如图2.4所示：图2.4 连杆盖2.4曲轴的创建为了保证发动机长期可靠地工作，曲轴具有以下特点：（1）曲轴上的连杆轴颈偏置于曲轴的中心线，在连杆轴颈的相反方向上都设有平衡重，以避免曲轴旋转时产生严重的振动。（2）曲轴上有钻通的油孔，润滑油经过油道，从主轴颈流到连杆轴颈，进行润滑。2.4.1 曲轴的建模思路曲轴的曲拐部分是对称的，4个平衡块特征的叠加完成曲轴大致一半的特征，所以先建立一半曲拐特征，再细化平衡块上的特征，然后镜像生成完整的曲拐，最后再对曲轴两端的特征分别创建，即完成特征的操作。2.4.2 曲轴的建模步骤1、创建第平衡块（1）运用【拉伸工具】创建曲轴主轴颈的1/2部分。（2）在上

36、一步的基础上创建主轴颈和平衡重连接部分的凸肩。（3）选取上一步完成的凸肩曲面作为草绘平面，并拉伸为实体。2、创建第平衡块同样的方法，运用【拉伸工具】，完成第平衡块的创建。3、创建第、第平衡块 同样的方法绘制草图，创建第平衡块。4、细化曲轴曲拐特征运用【旋转工具】，选择【去除材料】，旋转角度“180”，依次完成对平衡块的细化特征。5、曲轴曲拐部分的镜像连续选取模型树已经创建好的所有特征，选择“组”命令，然后对“组”进行“镜像”，完成特征的创建。6、创建曲轴前端特征（1）运用【拉伸工具】创建曲轴前端轴颈及轴颈处凸台部分（2）新建基准平面，拉伸去除材料，完成前端键槽的创建。7、创建曲轴后端特征（1）

37、同样的方法拉伸生成曲轴后端轴颈部分。（2）运用【旋转工具】，选择【去除材料】，旋转角度为“360”，调整去除材料方向，完成曲轴后端部分的创建。8、细化曲轴两端特征在曲轴两端平面上，运用【孔工具】，【阵列工具】，添加螺纹孔。9、创建倒圆角及油孔（1）运用“倒圆角”命令，分别对曲轴主轴颈、连杆轴颈与平衡块连接处的边进行圆角修整。（2）运用【旋转工具】，新建基准轴，选择【去除材料】，创建油孔。最后结果如图2.5所示：图2.5 曲轴2.5曲柄连杆机构其它零件的创建2.5.1 活塞销的创建两次运用【拉伸工具】，首先建立活塞销的轮廓体，然后选择【去除材料】，结果如图2.6所示图2.6 活塞销2.5.2 活

38、塞销卡环的创建运用【拉伸工具】完成活塞销卡环特征的创建，如图2.7所示。图2.7 活塞卡环2.5.3 连杆小头衬套的创建参照活塞销的建模步骤创建连杆小头衬套，然后运用【拉伸工具】创建油孔，如图2.8所示：图2.8 连杆小头衬套2.5.4 大头轴瓦的创建连杆大头轴瓦分成上下两片，因为轴瓦上用于定位的突起的位置不同，所以连杆大头轴瓦分两次创建。首先运用【拉伸工具】创建轴瓦轮廓体，然后新建基准平面，拉伸创建轴瓦上的定位突起部分，结果如图2.9所示。图2.9 大头轴瓦2.5.5 连杆螺栓的创建（1）根据所选螺栓参数，运用【拉伸工具】创建螺栓的整体轮廓，然后运用【螺旋扫描】创建螺纹，最后结果如图2.10

39、所示。图2.10 螺栓（2）运用【拉伸工具】创建螺母轮廓，然后选择【去除材料】，并运用【旋转工具】创建旋转切削特征，然后运用【螺旋扫描】创建螺纹，如图2.11所示。图2.11 螺母2.6 本章小结本章在创建曲柄连杆机构的过程中，主要采用了拉伸和旋转除料进行特征创建，另外还有辅助的扫描、拔模斜度、倒角及倒圆角等特征，完成了曲柄连杆机构主要零部件的模型创建，为下一步曲柄连杆机构的装配做好了准备。 金陵科技学院学士学位论文 第3章 曲柄连杆机构的装配3曲柄连杆机构的装配3.1活塞及连杆的装配3.1.1 活塞组件装配步骤1、向组件中添加活塞新建组件文件，运用【添加元件】，将活塞在缺省位置，完成装配。2

40、、向组件中添加活塞销卡环（1）在“约束类型”中选择“对齐”选项，将卡环中心轴与活塞销孔中心轴对齐；（2）选择“匹配”选项，将卡环外圆曲面与卡环槽曲面相匹配，完成两个活塞销卡环的装配。3、向组件中添加活塞销（1）选择“对齐”选项，将活塞销中心轴与活塞销座孔的中心轴对齐；（2）选择“匹配”选项，将活塞销端面与卡环端面相匹配，完成活塞销的装配。装配结果如图3.1所示：图3.1 活塞组件3.1.2 连杆组件的装配步骤1、向组件中添加连杆体 新建组件文件，运用【添加元件】，将连杆体添加在“缺省”位置，完成连杆体的装配。2、向组件中添加连杆衬套（1）选择“插入”选项，将连杆衬套的外侧圆柱面以连杆体的小端面

41、以插入的方式相配合。（2）选择“对齐”选项，将连杆衬套的中心轴和连杆体的中心轴对齐，完成连杆衬套的装配。3、向组件中添加连杆轴瓦（1）选择“对齐”选项，“偏移”为“重合”，并选择相重合的平面，然后【反向】。（2）选择“约束类型”为“插入”，选取轴瓦的外侧圆柱面和连杆体的大端孔内侧圆柱面，使这两个曲面以插入的方式相配合。 （3）选择“匹配”，“偏移”类型为“重合”，使轴瓦凸起和凹槽的两侧面对应重合，完成连杆轴瓦的配合。（4）同样的方法完成另一块连杆轴瓦的装配。4、向组件中添加连杆盖（1）选择“约束类型”为“匹配”，“偏移”类型为“重合”，并选取相应的面。（2）分别选取连杆盖和连杆体的孔内侧圆柱面

42、，使其以“插入”方式相配合，完成连杆盖的添加。5、向组件中添加连杆螺栓（1）选取螺栓的外侧圆柱面和孔的内侧圆柱面，使其以“插入”的方式相配合。（2）选择“匹配”选项，并选择相应的面，使其“重合”，完成连杆螺栓的装配。（3）添加螺母和垫片，同样的方法完成另一个连杆螺栓的装配。连杆组件的装配结果如图3.2所示：图3.2 连杆组件3.2组件装配的分析3.2.1 组件装配的分析与思路活塞组件主要包括活塞、活塞销和活塞销卡环，连杆由连杆体和连杆盖两部分组成，将活塞组与连杆组分别组装，工作时用螺栓和螺母将连杆体、连杆盖和曲轴装配在一起，用活塞销将连杆小头和活塞装配在一起。3.2.2 定义曲轴连杆的连接1、

43、新建装配基准轴（1）新建组件文件，同时选取“asm_front”和“asm_top”两个基准平面，新建基准轴“aa_1”，同样在“asm_right”和“asm_top”上新建基准轴“aa_1”。（2）新建平面“adtm1”、 “adtm2”、 “adtm3”，都平行于“asm_right”面，并设间距。（3）在上一步建立的三个面上新建基准轴“aa_3”、“aa_4”、“aa_5”。2、向组件中添加曲轴选择“用户定义”为“销钉”选项，分别通过【轴对齐】、【平移】，分别选取对应的轴和面，使其相匹配，选取完成曲轴的连接。 3、向组件中添加连杆组件运用【添加元件】，“插入”已创建好的连杆组件，选择“

44、销钉”选项，分别选取连杆组件和曲轴的对应面，通过【轴对齐】和【平移】，使其相互匹配，完成连杆组件的连接。4、向组件中添加活塞组件（1）选择“销钉”选项，分别选取活塞组件和连杆组件的轴，通过【轴对齐】使其相匹配。（2）分别选取活塞组件和连杆组件的的基准平面，通过【平移】，使这两个平面相匹配。（3）选择“滑动杆”选项，再分别设置【轴对齐】和【旋转】，完成“连接定义”。5、装配其它组件运用同样的方法向组件中依次添加其它三组连杆组件和活塞组件，完成曲柄连杆机构的装配，如图3.3所示。图3.3 曲柄连杆机构金陵科技学院学士学位论文 第4章 曲轴疲劳强度的计算4曲轴疲劳强度的计算由于曲轴工作时承受交变载荷

45、，它的破坏往往都由疲劳产生，因此，需要进行疲劳验算。由于实际的曲轴是一个多支承的静不定系统，理论上应按照连续梁的概念来求解支承弯矩和支反力，因为它考虑了支承的弹性安装不同心度以及支座弯矩等因素对曲轴应力的影响。连续梁计算方法为：把曲轴简化为支承在刚性支承上的圆柱形连续直梁，根据连续梁支承处偏转角相等的变形协调条件，推导出各支承偏转角变化总和为零的连续方程，这种方法在各单位曲拐长度相等的情况下认为它们的刚度相等，免去繁杂的曲拐刚度计算，同时又由于不考虑支座弹性等，得到三弯矩方程，借助三弯矩方程进行计算，得各支承处在曲拐平面和曲拐平面的垂直面内的弯矩，然后把第支承和第支承点处的主轴颈截面的弯矩（曲

46、拐平面内）、（曲拐平面的垂直面内）和、作为载荷加到图4.1中的曲拐受力模型上，再根据此新模型确定各支反力、各危险截面的内力矩，进而计算各名义应力.4.1作用于单元曲拐上的力和力矩1、计算公式及其推导如图4.1所示，把曲轴简化为等圆截面梁，且由于假设各轴颈按等高度刚性点支承，即不考虑支座弹性及加工形成的不同轴度，以集中方式加载，且各拐集中力作用在各曲柄销中央，平衡重离心力作用在平衡块宽度中，为了保持转换前后的一致，需在铰链处作用弯矩，再根据支承二端转角相等的变形协调条件，保证各中间支承的连续性。由材料力学知：在支承处左端梁转角和右端梁转角为（若）： （4.1） （4.2）由变形协调条件=，图4.

47、1 连续梁受力图=又因为，所以 （4.3）设第一支承和最后一个支承处的弯矩为零，即。上式中包含，三个支承处的内弯矩，故称三弯矩方程。连续梁有多少个内支承就可以建立多少各这样的三弯矩方程，以此可求出支承处的内弯矩。2、曲拐平面内支承弯矩计算已知=28+25.11+18.082=89.27，当=2，=3，=4时，由式（5.3）得三弯矩方程组（4.4）： （4.4）根据四缸机工作循环表，参照表知如表4.1所示。将、分别代入方程组，得工况下各支承处的弯矩如表4.2所示。同理根据表4.3各工况下载荷计算曲拐平面的垂直平面内弯矩，计算结果如表4.4所示。表4.1 各工况下载荷数据 （单位：）工况一-346

48、.967997.616122.88-10276.86二7997.61-10276.86-346.966122.88三-10276.866122.887997.61-346.96四6122.88-346.96-10276.867997.61表4.2 各工况下曲拐平面内弯矩计算结果 （单位：）工况一5.45133.87-68.23二8.42-110.0575.89三-66.49-126.79-32.38四2593.32-42.42表4.3各工况下载荷数据 （单位：）工况一-1024.172365.961811.36-304.24二2365.96-3040.24-1024.171811.36三-30

49、40.241811.362365.96-1024.17四1811.36-1024.17-304.242365.96表4.4 曲拐平面的垂直平面内弯矩计算结果 （单位：）工况一1.339.71-20.2二4.15-39.1716.39三-20.239.711.3四16.39-39.174.153、支反力计算求得各支承弯矩后，就可用图4.3所示的模型来计算各个支座的支反力。图4.3 支反力计算模型得到支反力表达式如下： （4.5） （4.6）式中：作用在曲柄销上的径向力；作用在曲柄销上的切向力； 连杆旋转质量、曲柄销、曲柄臂的总的离心惯性力；已知，由公式（4.5）、（4.6）计算得到各个支座反力，其值如表4.5，表4.6所示。表4.5各工况下曲拐平面内支座反力计算结果 （单位：）工况一-3635.44535.35-401.198599.57-3461.9二536.81-8599.19-3635-401.3-3461.9三-8599.58-401.13-537.38-3635.74-3461.9四-400.74-3636.71-537.38-3461.9表4.6各工况下曲拐平面的垂直平面内支座反力计算结果 （单位：）工况一-512.11182.52905.46-1519.90二1182.9