毕业设计（论文）-H478发动机曲柄连杆机构设计

H478发动机曲柄连杆机构的设计及三维建模编号题目H478发动机曲柄连杆机构设计及三维建模二级学院专业班级学生姓名学号指导教师职称时间[2]目录摘要 ⅠAbstract Ⅱ1 绪论 绪论1.1课题研究的背景和意义随着地球能源的不断消耗、汽车工业的飞速发展，世界各国出于缓解能源危机和环境保护的需求，对汽车动力性、经济性、环保性、振动和噪声都提出了更为苛刻的要求，内燃机优化设计又成为人们的关注焦点。研究内燃机工作过程的方法有实验法和模拟法。其中，模拟法以其研发周期短，成本小，能够模拟各种复杂工况的独特优势，已经成为发动机开发设计和改进工作的一个重要手段和环节。GT-Power软件是一款模拟内燃机工作过程的软件，可以预测内燃机的性能，对发动机的优化设计有重要作用。曲柄连杆机构是发动机中的两大机构之一，它的优化设计将改变发动机尺寸，其中减小体积和轻量化将会提升汽车整体性能。它的运动形式复杂，受到各种综合力的作用。这些力使曲柄连杆机构受到压缩、拉伸、弯曲和扭转等各种形式的载荷。如果设计者的设计不合理，将很容易使曲柄连杆机构在交变载荷下产生疲劳破坏，或则产生干涉而过度磨损，影响其综合性能。因此，设计出轻量化、结构合理并且性能达标的曲柄连杆机构是现阶段的追求目标。本文先采用GT-Power软件建立单缸汽油机的仿真模拟，得出缸内压力曲线，然后在进行设计、受力分析和校核。1.2国内外研究现状1.2.1国内外研究方法在发动机曲柄连杆机构设计开发过程中应用比较广泛的现代设计理论主要有：计算机辅助设计；多缸体动力学分析；有限元分析；计算机辅助工程热力学；综合利用这些理论的优化设计；GT-Power、AVL等模拟仿真工具。发动机曲柄连杆机构的运动学和动力学分析方法主要有：图解法；解析法；复数向量法；机械系统动态仿真技术。1.2.2曲柄连杆机构零部件发展现状(1)曲轴的发展现状我国现阶段主要生产球铁曲轴，已经可以稳定生产QT-600-2、QT-700-2、QT-800-2、QT-900-2等牌号的球铁曲轴，QT-800-6牌号的球铁曲轴也能够批量生产。但是，由于工艺装备的落后，在精度、毛坯机械性能稳定性上依然不能完全达到要求，从而导致生产效率低下，废品率居高不下，整体水平依然低下。目前，国内一些厂家的曲轴造型设备依然依靠进口。而国外早已采用壳型工艺来进行曲轴造型，比较成熟的工艺有酚醛树脂砂热固化壳形。相比之下，国内曲轴发展急需工艺突破。(2)连杆的发展现状目前，国内外汽车发动机所使用的连杆材料主要有三类:第一类是调质钢；第二类是非调质钢；第三类是金属基复合材料。其中调质钢是国内目前在连杆上用得最为广泛的材料。我国在非调质钢材料上的研究很早就开始了，虽然取得了一定的突破和关键进展，但是相对于汽车生产大国还是有相当大的差距。现在，连杆材料的主要发展趋势是偏向于轻质的金属基复合材料，因为它密度小、强度硬度都比较高，有利于减轻连杆质量。(3)活塞的发展现状目前，国内外通常使用铝合金、钢、铸铁等材料来制造活塞。其中，铝合金应用得最广，然后是铸铁。从短期发展来看，在内燃机活塞材料中占主导地位的依然是铝合金材料。但从长期发展战略来看，综合性能好、轻量化的活塞才是发展方向，新型活塞材料，例如铝基和镁基复合材料、陶瓷材料、碳材料、耐热镁合金材料等将在活塞应用上发挥优势。总之，汽车发动机的最高追求是低燃油消耗和高动力输出。因此，对于车用活塞的设计，要求其高可靠性、轻量化和低摩擦损失。超短裙部设计的锻造铝活塞是发动机设计的一个发展趋势。(4)曲柄连杆机构的发展趋势目前，材料的改进是曲柄连杆机构优化的主要方式，例如碳材质的改进；还有从零部件数量方面的改进，例如双曲柄连杆机构以及多连杆机构。而曲柄连杆机构高平衡性和运动精度可靠性是现在主要的研究方向。例如，奥迪正在研发的多重铰链曲柄传动机构，这种曲柄连杆机构的形式不仅减小了曲轴的运动惯性力，也提高了发动机的平顺性。1.2.3新型材料在曲柄连杆机构上的应用（1）曲轴新型材料：球墨铸铁是现目前曲轴的主要使用的材料。至于曲轴的发展方向，球铁曲轴仍然有很大的改进空间，另外，工艺上的处理也是改进的方式，比如，热处理曲轴将被铸态珠光体球铁曲轴将代替。（2）连杆新型材料：现阶段连杆的材料主要有四种：1、非调质钢材料；2、粉末冶金材料；3、钛合金材料；4、轻质铝基复合材料。非调质钢材料中，比如德国研制成功的适合涨断工艺的高强度非调质钢36MnVS4；粉末冶金材料中，例如日本研制的Fe0.5C2.0Cu0.09S、Fe0.55C2.0Cu0.2S；钛合金材料中，如日本研制的Ti.3AI.2V；轻质铝基复合材料中，如氧化铝长纤维增强铝基复合材料、不锈钢纤维增强铝基复合材料等。（3）活塞新型材料：陶瓷材料有质量轻、耐磨、高温强度大、绝热性好等优点，一直是人们想利用在的汽车发动机活塞上新型材料。但是，目前只有组合式陶瓷活塞在发动机上有一定应用，全陶瓷活塞在应用上还存在很大的技术难题。活塞的陶瓷化可以采用陶瓷镶块，也可以采用陶瓷涂层。前者的常用材料是钛酸铝和氧化锆，后者的常用材料为氧化锆。此外，活塞新型材料还有轻质铝基复合材料。1.3课题主要研究内容1、发动机基本设计参数的选定；2、单缸汽油机的GT-Power建模，得出缸内压力曲线和温度曲线；3、对该汽油机曲柄连杆机构进行设计；4、绘制活塞、连杆、曲轴的三维实体模型，计算活塞往复惯性质量、连杆的当量质量、曲柄的旋转质量等，并且验证机构运动是否干涉；5、进行相应的动力计算，利用Excel软件计算塞位移、速度、加速度曲线；并对设计的曲柄连杆机构进行校核；6、绘制活塞、连杆、曲轴二维图，标注尺寸和公差。2汽油机基本参数的选定2.1汽油机有关参数选取汽油机额定功率Pe汽油机额定转速n=6000r/min冲程数τ=4；压缩比ε=10.5；汽缸数Z=4，气缸排列方式为直列式；气缸直径D=78mm活塞行程S，一般要求车用汽油机0.7≤S/D≤1.2，取S=83mm，则83/78=1.06，0.7≤1.06≤1.2，故满足要求；另外要求汽油机的活塞平均速度V曲柄半径R=S/2=83/2=41.5mm取连杆长度L=134.7mm，曲柄连杆比λ=R/L，目前汽油机λ常用范围为1/5~气缸缸心距L0与气缸直径D之比要求：1.10≤L0/D≤1.35，本次设计取L0/该发动机的排量为1.6L，汽缸数Z=4，则单缸工作容积Vh=1.6/4=0.4L。由于ε=(V单缸汽油机GT-Power仿真建模3.1GT-Power软件介绍GT-Power是一款模拟发动机工作过程的仿真软件。它的功能很全面，涵盖了发动机本体以及冷却系统、燃油供给系统、点火系统、润滑系统、启动系统五大系统和曲柄连杆机构、配气机构两大机构的各个方面。目前，世界上大多数发动机和汽车制造厂家及供应商都使用GT-Power来模拟发动机性能参数，以减少其研发周期。3.2单缸汽油机仿真建模1.点开GTIApplicationsGroup→点击图标进入软件→选择File/New→点击GTProjectMap(.gtm)→选择GT-Power→点击Finish打开一个空白的ProjectMap和Projectlibrary。2.在menu栏中选择windows→选择TileWithTemplateLibrary,GT-POWER的模板库（templatelibrary）将在左边的屏幕上出现。3.在屏幕左边出现的templatelibrary中加载如图3.1所示的相应模块：图3.1模块加载并将其复制到工程图中，如下图（3.2）所示:图3.2模块载入工程图4.在建立发动机模型之前，先选择File/Save保存工作图，并命名。5.在加载的EndenvironmentTPA模块中设置如图3.3所示的边界参数，并将其命名为env-inlet:图3.3进气环境模块6.双击air进行指针变量参数设置，如图3.4、3.5所示：图3.4空气模块参数图3.5指针变量air的参数设置7.在加载的圆管（PipeRound）模块中，建立一个连接EndenvironmentTPA与进气口（intakeport）的进气管（intakerunner）管实体（pipeobject），并输入参数，如图3.6所示:图3.6进气管模块参数设置8.定义进气管中InitialStateName参数的指针变量参数，并命名为initial，如图3.7所示：图3.7进气管指针变量参数设置9.新建发动机进气歧管（intakeport），建立后，后面的就可以直接复制然后重新改变参数和名称。右键点击intrunner，选择CloneObject，新建一个包含intrunner所有属性的进气道实体intport，然后再改变其参数值，如图3.8所示:图3.8进气道参数设置10.新建发动机的排气歧管（exhaustport），如图3.9所示。右键点击intport，选择CloneObject，创建export实体并且定义其属性。运用同样的方式，通过intrunner来创建排气管exrunner，如图3.10所示:图3.9排气歧管参数设置图3.10排气管参数设置11.点击EngCylinder并输入参数。其中CylinderGeometryObject对应的Objectvalue值为geom，其余参数默认。12.单击geom并输入如下参数，如图3.11所示：图3.11气缸参数设置13.在Cylinder模块下选择models命令，双击twall进入新模板，HeadTemperature的值为550K，PistonTemperature的值为590K，CylinderTemperature的值为450K。14.在Cylinder模块下选择models命令，双击htr进入新模板，ConvectionMultiplier的值为1，Head/BoreAreaRation的值为1.15，Piston/BoreAreaRation的值为1，其余参数默认。15.在Cylinder模块下选择models命令，双击comb进入新模板，AnchorAngle的值为5，Duration的值为25，其余参数默认。16.在模板ValveCamconn下创建进气门intvalve和排气门exhvalve，并对进气门intvalve和排气门exhvalve进行参数设置，如图3.12、3.13所示:图3.12进气门参数设置图3.13排气门参数设置17定义喷油器injAFSeqConn的属性，如图3.12所示:图3.14喷油嘴参数设置18.输入曲轴箱模块EngineCrankTrain的参数，如图3.15所示：图3.15曲轴箱参数设置19.把创建模块的相应部件放置到工程图中，右击空白处选择CreateLinkMode命令连接模块，并按图3.16放置连接。图3.16单缸四气门汽油机工程图连接20.点击menu栏中Run下的RunStep命令，并设置如图3.17参数。图3.17Runstep参数设置21.点击menu栏中Run下的CaseStep命令，并设置如图3.18参数。图3.18CaseStep参数设置22.点击，运行程序。程序运行时会弹出一个DOS命令窗口，如图3.19所示。图3.19程序运行DOS窗口23.单击命令，打开GTPost参看程序运行生成的缸内压力曲线和温度曲线等，如图3.20、3.21所示。图3.20燃气压力随曲轴转角变化曲线得出缸内压力曲线的目的主要是方便后面的动力学校核，以便算出缸内的气压力Fg图3.21缸内温度随曲轴转角的变化曲线得出缸内温度曲线的主要目的主要是验证GT-Power建模是否满足一般内燃机的工作情况，验证其缸内温度是否在合理范围之内。曲柄连杆机构的设计4.1活塞的设计4.1.1活塞的常用材料目前，常用的活塞材料一般有两大类：第一类是灰铸铁，第二类是铝基合金。本次活塞设计采用铝硅合金材料，因为其膨胀系数小、密度小、导热性好，有利于减轻活塞质量、降低活塞的工作温度。4.1.2活塞的建构设计活塞的基本尺寸如图4.1所示：图4.1活塞的基本尺寸图（1）活塞高度H活塞高度由顶岸高度、环带高度和裙部高度确定。设计时选择较小的H，可以减小往复运动质量并降低内燃机的高度。这里取长安H478发动机的实际活塞高度，H=49.5mm。（2）压缩高度H活塞销中心到活塞顶的距离称为压缩高度，用来确定活塞销的位置。在保证气环正常工作下，缩短压缩高度，可以降低发动机高度。这里取H1=27.5mm。（3）顶岸高度h顶岸高度确定第一环的位置。第一环最靠近燃烧室，热负荷很高，在保证第一环工作温度不超过允许极限的条件下，减小h1的值，可以减轻活塞质量，降低碳氢化合物的排放。一般汽油机h1=(（4）环带高度h2：环带高度由活塞环数、环高及环岸高度确定。h（5）裙部高度H2：裙部高度指活塞底部到最后一道油环底部的高度。H（6）上裙部高度h3：上裙高度指活塞销中心到最后一道油环底部的高度。h（7）下裙部高度h4：下裙高度指活塞销中心到活塞底部的高度。一般汽油机h4=(0.6~0.8)H（8）为了避免环与槽底圆角产生干涉，活塞环和环槽的背隙取得较大。气环的背隙∆取为0.5mm。（9）汽油机一般采用两道气环和一道油环的设计形式。本次设计也采用两道气环和一道油环。（10）活塞顶的厚度δ跟活塞材料有关，本次设计采用的是铝硅合金，对于铝活塞的δ值，汽油机为0.06~0.10D。此次设计取δ=0.07D=5.46mm（11）活塞销的外直径d1=0.2~0.30D，活塞销内直径d=(0.5~0.75)（12）销座间的距离为B=(0.35~0.40)D。此次取销座底部处的B=0.36D=28mm，并且两销座间有一定锥度，θ=24°（13）第一环岸高度C1=0.03（14）本次活塞环设计采用桶面环，将活塞环外圆表面制成凸圆弧形，优点是：1、保证良好的润滑；2、避免棱缘负荷；3、磨合性好，保证良好的密封性。取活塞环的径向厚度t=2.8mm。（15）活塞销座的外圆的圆心相对于销孔中心向上偏移e=(2~4)mm。本次设计中e取2mm（16）油环处油孔的中心线相对于水平面向下偏移10°～15°，本次设计中取10°，油孔的直径取1.5mm。（17）卡环槽宽度为3mm，卡环与活塞销的间隙为2mm，卡环槽径向深度为2mm。表4.1为汽油机活塞主要尺寸数据。表4.1活塞名称符号参考值选设计尺寸(mm)活塞高度H实际值49.5压缩高度H实际值27.5顶岸高度h（0.06-0.08）0.064D5环带高度hC11.2裙部高度Hh31.3上裙部高度hH11.3下裙部高度h（0.6～0.8）0.6420活塞顶厚度δ（0.06～0.10）0.075.5活塞销外直径d（0.20～0.30）0.2318活塞销内直径d（0.5～0.75）0.6111活塞销长度L（0.60～0.85）0.61548销座B（0.35～0.40）0.3628第一环岸高度C（0.03～0.06）0.05774.5第二环岸高度C（0.025～0.03）0.02952.3活塞环径向厚度tD/t27.82.8活塞销座外径d（1.3～1.6）1.3925第一道气环高度b实际值1.2第二道气环高度b实际值1.2油环高度b实际值2气环背隙△0.5环槽d第一环槽70.5第二环槽69.6第三环槽71.7环槽底部最小厚度δ0.24.2连杆组的设计4.2.1连杆组设计要求连杆的设计，一是要保证连杆具有足够的疲劳强度和结构刚度，因为连杆承受气压力和往复惯性力产生的交变载荷；二是连杆设计要求轻量化并且保证足够的刚度和强度。4.2.2连杆材料的选择 目前，连杆材料主要有三种：1）中碳钢（45钢、40钢）、中碳合金钢（40Cr、40MnB、40MnVB）；2）球墨铸铁；3）铸铝合金。此次设计采用40Cr，因为其有很高的硬度，具有很高的抗弯强度，能承受足够的交变载荷。4.2.3连杆参数的选定1)连杆长度L选取汽油机基本参数时已经选取了连杆长度L=134.7mm,并且满足连杆比1/5≤λ≤1/3.2范围，这里就不多赘述；2)连杆小头孔径d1和宽度B1d1=d+2δ1=19mm，式中d为活塞销直径，δ1为连杆衬套厚度，采用冷轧青铜带衬套，δ1=0.75mm。3)连杆大头孔径D2'连杆大头的孔径D2'和宽度B2由曲柄销的直径D2'=D2B2/D2=0.5~0.7，故式中δ2是连杆大头轴瓦的厚度，一般δ2=（对于平切口连杆大头的剖分面的连杆来说，D2=(0.5~0.7)D,一般D2/D≤0.65。D为气缸直径，其值等于78mm4）对于平切口连杆大头的剖分面的连杆来说一般来说H3=(0.35~0.5)D2'，H4=（5）工字形断面的平均高度与气缸直径的比值H/D=0.2~0.3，所以H=（15～22.5）mm（6）在工字形断面的宽度方向最薄处的尺寸为B3=12（7）连杆螺栓的螺纹直径d=（0.1~0.12）D=（0.1～0.12）×78,本次设计中d取（8）连杆螺栓孔轴线的距离B2满足B2/D2'=1.2（9）垂直于螺栓孔轴线方向的连杆大头长度B0满足B0/D=0.90~0.98，D为缸径。所以B0=78×（（10）连杆大头外径D0综上所述，连杆的具体尺寸如表4.2所示。连杆尺寸参数名称符号选取参数值设计尺寸(mm)连杆长度L1/5≤λ≤1/3.2134.7连杆小头孔径dd+219连杆小头宽度B(1.121小头孔轴瓦厚度δ0.75连杆大头孔径DD46连杆大头宽度B(23大头孔轴瓦厚度δ2曲柄销直径DD43连杆大头螺栓台柱高H(0.3518.6连杆大头盖螺栓台柱高H(0.3522.5工字形断面高度HH/D=0.220工字形断面宽度BH/B=1.412连杆螺栓螺纹直径d（0.18连杆螺栓孔轴线距离BB57.5连杆大头长度BB72连杆大头外径DD60.84.3曲轴的设计4.3.1曲轴的工作情况曲轴可以说是汽车“心脏的心脏”，它是发动机的核心部件。它承受不断周期变化的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及其力矩，让它既受到扭转又受到弯曲，很容易产生应力疲劳。工作条件十分苛刻。实践结果表明，对于各种曲轴，弯曲疲劳载荷具有决定性作用，而扭转载荷仅占次要地位[1]。4.3.2曲轴设计要求综上所述，曲轴的工作环境严苛，因此设计的时候要考虑如下要求[1]：避免应力集中；；变形量小，刚度足够；轴颈耐磨，承压面积大；耐疲劳载荷强度足够，特别是耐弯曲疲劳载荷。4.3.3曲轴的材料选择目前，常用的曲轴材料有三种：中碳钢；合金钢；球墨铸铁。本次设计采用球墨铸铁QT-800-2.原因是:球墨铸铁的力学性能和使用性能优于一般铸铁，强度和刚度大，能减少制造成本，其本身有阻尼特性，能降低扭转振动，提高工作的稳定性。4.3.4曲轴的结构设计曲轴分整体式和组合式两类。本次设计采用整体式曲轴，并与滑动轴承配合。其优点是：工作可靠、质量小；强度和刚度较高；加工表面少。4.3.5曲轴的点火次序多缸发动机应使连续做工的两缸距离相隔较远，这样可以减轻主轴承的载荷，避免在发动机进气的过程中发生抢气现象。要做工均匀，在每个工作循环内，每个气缸都应该点火一次，这样能使发动机运转平稳。本设计中为4冲程4缸直列发动机，点火次序：1-3-4-2。4.3.6曲轴基本尺寸的选定(1）曲轴长度L曲轴长度是由总体布置决定，主要取决于缸心距L0、气缸直径D以及曲轴的制成形式。由第二章中预选定的缸心距L0=86mm，已经满足气缸缸心距L0与气缸直径(2)曲柄销直径D2和长度设计曲轴轴颈时，应该首先考虑连杆轴颈，因为连杆轴颈的负荷比主轴颈负荷大。一般D1/D综上所述，曲轴主要尺寸如表4.3所示。曲轴主要尺寸参数取值范围取值设计尺寸D1/D0.55～0.750.57745mmL1/D0.30～0.500.3225mmD2/D0.55～0.650.55143mmL2/D0.3～0.450.3225mm注：D为气缸直径,其值为75mm。D1为主轴颈直径，L1为主轴颈长度，D2本次设计中，D1/D2=45/43=1.05,满足D1/D2≈1.05~以此，取皮带轮连接轴颈长度L4=60mm，直径取d4=28mm,曲柄厚度(4)曲柄的设计本次设计采用椭圆形曲柄，这样既可以使曲轴有足够的强度刚度，又能改善应力分布。一般曲柄横截面积的抗弯截面系数为Wσ=b曲柄厚度h满足hD=0.2~0.25,曲柄宽度b满足bD=0.8~1.25,D是气缸直径，D=78mm。本次设计取h=0.23D=0.23×78=18mm,(5)平衡重的设计本次设计采用四块平衡块方案，具体如下图（4.2）所示。图4.2平衡块布置方式平衡重的形状为扇形，一般要求其圆心角不能超过180°，本次设计扇形圆心角取120°。平衡重半径R=(0.9～1.0)S，S（6）重叠度计算曲轴重叠度增加，有利于增加曲轴的抗弯刚度和抗扭刚度。重叠度的计算公式是A=D1+D22-（7）油道设计及油孔位置曲轴油孔边缘很容易产生应力集中，锐角壁上应力最大。为了减小应力集中，油道壁要光滑，出口边缘处应该倒圆角并抛光处理。圆角半径一般为油孔直径的1/2左右。油孔应该设置在低负荷区，以保证润滑油出口阻力小，供油充分。同时曲柄销油孔选择在曲拐平面运转前方45°到90°的范围内：在曲拐运动平面内油道出口处应力集中现象严重，油道中心线与轴颈中心线的夹角大于30°时，应力增加幅度变大，所以油道与曲轴中心线夹角应小于30度[2]。一般，曲轴油孔d=0.07~0.10D,D=78mm，本次设计中取综上所述，曲轴基本尺寸如下表4.4所示。表4.4曲轴基本尺寸名称符号参考值设计尺寸(mm)曲轴长度L449.5缸心距L01.10≤L0/D≤1.3586曲柄销直径D2D43曲柄销长度L2L25曲轴轴颈直径D1D45曲轴轴颈长度L1L25曲柄厚度hh18曲柄宽度bb70平衡重圆心角θ0<θ<180°120°平衡重半径RR=(0.9～1.0)S75曲轴重叠度AA=2.5油孔直径dd=6曲柄连杆机构的二维图绘制5.1AutoCAD软件AutoCAD是一款计算机辅助设计软件，用它可以进行平面二维图的制图，它简化了设计人员绘制草图的繁琐工作。5.2活塞的二维图图5.1活塞二维图5.3连杆的二维图图5.2连杆二维图5.4曲轴的二维图图5.3曲轴二维图5.5曲柄连杆机构的机构总成图图5.4总成装配图曲柄连杆机构的三维建模6.1CATIAV5软件CATIAV5是完整的CAD/CAM/CAE一体化软件。它可以用于产品概念设计、工业设计、三维建模、计算分析、动态模拟仿真、工程制图、生产加工产品的全部过程。6.2活塞的CATIAV5三维建模具体过程不再赘述，以下是三维建模的活塞效果图。图6.1活塞三维建模效果图图5.2活塞销三维建模效果图6.3连杆的CATIAV5三维建模具体过程不再赘述，以下是三维建模的活塞效果图。图6.3连杆三维建模效果图6.4曲轴的CATIAV5三维建模具体过程不再赘述，以下是三维建模的活塞效果图。图6.4曲轴三维建模效果图6.5曲柄连杆机构的装配图具体过程不再赘述，以下是三维建模的活塞效果图。图6.5曲柄连杆机构装配图曲柄连杆机构的运动学和动力学计算7.1活塞位移、速度、加速度的计算由于活塞做周期性的往复运动，所以其位移、速度、加速度曲线也是周期性变化，这里仅对曲轴转角在0°~360位移公式：x=R[1-速度公式：v=Rω(sinα加速度公式：a=Rω2(ω=nπ30=6000π30=200π将上述参数分别带入公式8.1、8.2、8.3，在Excel中输入公式，计算出结果，数据详见附录二。在分别得出活塞位移、速度、加速度曲线，如图8.1、8.2、8.3所示。图8.1活塞位移曲线图8.2活塞位移曲线图8.3活塞加速度曲线7.2活塞连杆组的作用力分析作用在活塞连杆组上的力主要有气压力Fg和运动件的往复惯性力Fj。气缸内工质的气体作用力Fg是内燃机对外做功的主动力，由于本次设计已经用GT-power气压力Fg的分析计算已知，Fg=pg为缸内绝对压力，p0为大气压力，A为活塞投影面积。由GT-power得出四个冲程终点压力,如表8.1所示，取大气压力p0表8.1四个冲程终点压力pGT-power中所得数值（Mpa）进气终点压力pg10.101Mpa压缩终点压力pg23.74Mpa膨胀终点压力pg31.84Mpa排气终点压力pg40.115Mpa最大爆发压力pmax5.71Mpa表8.2四个冲程终点气压力F计算结果值（N）进气终点压力F0压缩终点压力F16772.05膨胀终点压力F8314.35排气终点压力F76.675最大气压力F26806.6（2）运动件的往复惯性力Fj的分析计算活塞组的换算质量如图8.4所示，实际质量mh图8.4活塞组质量连杆组的质量如图8.5所示，实际质量ml图8.5连杆组质量但是连杆组的质量可分为两部分，一部分为随活塞作往复运动的当量质量m1，另外一部分为随曲轴组作旋转运动的当量质量m2。由质量守恒和质心守恒原理有小头换算质量：m1=l2ll2=35.696mm为连杆组重心到连杆大头轴线的垂直距离，如图8.5所示。l1mm则往复惯性力Fj=-m其中连杆比λ=0.308，R=41.5mm,ω=200π,分别带入每个冲程终点的曲轴转角a表8.3四个冲程终点的往复惯性力F进气终点4285.54压缩终点-8100.42膨胀终点4285.54排气终点-8100.42最大气压力点-7748.65曲拐在绕轴线旋转时，曲柄销和一部分曲柄臂质量将产生不平衡离心惯性力，称为曲拐的不平衡质量[2]。以表示，换算质量为：式中：—曲拐换算质量，；—连杆轴颈的质量，；—一个曲柄臂的质量，；—曲柄臂质心位置与曲拐中心的距离，。质量与换算到大头中心的连杆质量之和称为不平衡回转质量，即：mg=0.286Kg，mb=0.493Kg图8.6曲轴拐和一个轴颈的质量图8.7一个曲轴颈的质量旋转惯性力Fr=-m连杆大头的离心惯性力Frh（3）连杆的作用力计算连杆的作用力F=Fg表8.4四个冲程终点的连杆作用力四个冲程的连杆作用力气压力Fg(N)往复惯性力Fj(N)连杆作用力F（N）进气终点的连杆作用力04285.544285.54压缩终点的连杆作用力16772.05-8100.428671.63膨胀终点的连杆作用力8314.354285.5412599.89排气终点的连杆作用力76.675-8100.42-8023.745最大气压力点的连杆作用力26806.6-7748.6519057.95侧向力： Fn=F×tan由lsinαβ=arcsin连杆力：Fl=F×1推动曲柄旋转的切向力：Ft=F压缩曲柄臂的径向力：Fk=Fl×由上述公式算得的侧向力、连杆力的结果如表8.5所示，算得的切向力、径向力的结果如表8.6所示。取压力角α=13°，算出β=3.48表8.5四个冲程侧向力Fn（连杆力Fl（进气冲程989.44398.27压缩冲程2002.0-8899.72膨胀冲程2908.9112931.32排气冲程1852.42-8234.80最大气压力点4399.8719559.25表8.6四个冲程切向力Ft（径向力Fk（进气冲程1247.704219.75压缩冲程-2524.67-8534.10膨胀冲程3737.5612400.09排气冲程-2336.06-7896.50最大气压力点5548.5818755.73(4)活塞的校核1)活塞环岸的校核活塞顶上作用着最高爆发压力pmax时，p1≈由GT-power的压力曲线可得pmax=5.71Mpa，则p1≈0.9则其作用在环槽的弯矩其抗弯断面系数近似于则其危险截面弯曲应力σ同理可以得剪切应力τ=0.39于是，其合应力为σε=σ2+32)活塞裙部比压得校核活塞裙部比压的计算公式如下：pFnmax为最大侧压力，D为活塞直径，H2为活塞裙部高度，由上述可知，Fnmax=4399.87Np=一般活塞裙部比压0.5Mpa<p<23）活塞销的强度校核由运动学分析，活塞销上受到气压力和往复惯性力的作用，Fmax=19057.95N，活塞销长度l=46mm，连杆小头高度为B=21mm，销座间距为l活塞销中心截面弯矩M=F12l+2lp-1.5B=112最大剪切应力出现在销座和连杆小头之间的截面上，横断截面的最大剪切应力发生在中性层上[28]。由公式σmax=0.85Fσmax=115Mpa,而剪切许用应力活塞销座比压的计算公式为：p而汽油机许用[p]≤40~60Mpa，(5)连杆的校核1）连杆小头的比压校核对于小头孔径，其比压用公式q=Fgdq=一般汽油机，[q]≤62Mpa,2）连杆小头刚度的校核连杆小头在水平方向由于往复惯性力而引起的直径变形δ=Fjmaxdm(ϕ-90°)2EI*106计算的出δ=一般发动机，变形量的许可值应小于直径方向间隙的一半，标准间隙一般为[2]，则校核合格。3)连杆小头的强度校核eq\o\ac(○,1)衬套过盈配合的预紧力及温度升高引起的应力由公式，连杆小头的径向压力为[2]：式中：—衬套压入时的过盈，一般青铜衬套其中—衬套材料的弹性模数，青铜计算小头承受的径向压力为：由径向均布力引起小头外侧及内侧纤维上的应力，可按厚壁筒公式计算[2]，外表面应力内表面应力允许值一般为，校核合格。eq\o\ac(○,2)连杆小头的安全系数杆小头的应力变化为非对称循环，最小安全系数在杆身到连杆小头的过渡处的外表面上为：（4.4）式中：—材料在对称循环下的拉压疲劳极限，—应力幅，；—平均应力，；—工艺系数，，取0.4；则连杆小头的疲劳强度的安全系数1.5≤n≤2.5，4）连杆杆身的强度校核如前述可知，连杆杆身为工字形截面，杆身截面的宽度B=12mm，高度H=20mmeq\o\ac(○,1)最大拉伸应力由最大拉伸力引起的拉伸应力为：式中：—连杆杆身的断面面积，汽油机，为活塞投影面积，取。则，计算出：eq\o\ac(○,2)压缩应力杆身的最大压缩应力出现在最大爆发压力出，并且最大压缩应力F则有其中—系数，对于常用钢材，，取，则：有则由于、的许用值的选择范围为250~400Mpa，取、的许用值为250Mpa，则知校核符合要求。eq\o\ac(○,3)连杆杆身的安全系数的计算两个平面内的安全系数nx循环的应力幅和平均应力，在连杆摆动平面为：在垂直摆动平面内为连杆杆身的安全系数为式中：—材料在对称循环下的拉压疲劳极限，（合金钢），取则在连杆摆动平面内连杆杆身的安全系数为在垂直摆动平面内连杆杆身的安全系数为杆身安全系数许用值[n]的取值在1.5~2.5范围内，取[n]=2，则n5）连杆大头的强度校核对于连杆大头而言，连杆轴线截面是危险断面。其在进气冲程的上止点受到最大的拉伸应力。取连杆大头固定角=40°，C为连杆螺栓间，C=57.5mm。此时，作用在危险断面上的弯矩由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为作用于大头盖中间断面的式中：，—大头盖及轴瓦的惯性矩，，，—大头盖及轴瓦的断面面积，，，在中间断面的应力为：式中：—大头盖断面的抗弯断面系数，计算连杆大头盖的应力为一般发动机连杆大头盖的应力许用值为150~200MPa6）连杆大头刚度校核由公式，其径向收缩量δ=一般要求其径向收缩量δ应该小于等于轴承配合间隙△的一半[1]，一般轴承间隙为0.012-0.031mm，则知校核满足。7)曲轴的校核eq\o\ac(○,1)曲轴名义应力的计算整体式曲轴的断裂，多数情况发生在曲柄销圆角处，通常对应力幅最大曲柄销圆角进行疲劳强度的校核。曲柄抗弯截面系数最小，或则抗弯力臂最大的曲柄应力幅最大。本次设计选择的曲轴材料为QT800-2，极限强度，对称循环弯曲疲劳极限，对称循环扭转疲劳极限。通过材料力学，将曲轴简化成等圆截面梁，如图8.8所示，其刚度一致，进行受力分析计算。由材料力学可知，在支承处左端梁转角和右端梁转角为（若）：由变形协调条件=，可以得出：，由于主轴颈载荷关于第三主轴对称，所以只需要算出第一主轴颈、第二主轴颈、第三主轴颈的载荷即可。则第一支承和最后一个支承处的弯矩为零，即。则当i=2、i=3、i=4时，可以得出：（8.14）图8.8等圆截面连续梁受力图由表8.6可知，，参照四缸发动机的各缸工作循环表可知，的值见表8.7。表8.7工作循环中的ZI单位：N工作循环ZZZZ112400.09-7896.50-8534.104219.102-7896.504219.7512400.09-8534.1034219.75-8534.10-7896.5012400.094-8534.1012400.094219.10-7896.50在根据以上受力带入方程组（8.14）中，由缸心距L0=86mm，算出弯矩表8.8曲拐平面内弯矩的值单位：N·m工作循环MMM174.27-151.833.172-66.93149.13-6.1233.17-151.8374.274-6.08149.13-66.89同理，Ti=Ft表8.9曲拐平面的垂直垂直平面的Ti单位：N工作循环TTTT13737.56-2336.06-2524.671247.702-2336.061247.703737.56-2524.6731247.70-2524.67-2336.063737.564-2524.673737.561247.70-2336.06表8.10曲拐平面的垂直垂直平面的弯矩值单位N·m工作循环MMM119.34-32.17-2.252-1.6345.65-20.483-2.25-32.1719.344-20.2545.65-1.7算出曲拐平面和曲拐平面的垂直平面的弯矩后，就可以根据受力分析算出各支承的支持力，如图8.9所示，对单拐进行的受力分析图。则由力的平衡和力矩的平衡，即，，可以算出支承的支持力如表8.11和表8.12所示。其中已经算得的旋转惯性力Pr=F图8.9单拐受力图表8.11曲拐平面的支承反力值计算结果单位：N工作循环FFFFF1-3297.66-11680.49-11172.55-6561.41-8634.12-11804.10-7480.04-4096.96-12830.99-8634.13-6561.10-11172.55-11680.49-3297.66-8634.14-12830.45-4097.43-7479.1511804.44-8634.1表8.12曲拐平面垂直平面的支承反力计算结果单位：N工作循环FFFFF11643.90-1018.84-862.10650.0102-1149.10113.731576.45-1024.2003650.13-862.10-1018.841643.9004-1497.801573.43112.80-1148.260eq\o\ac(○,2)曲轴弯曲应力的计算通过以上力和弯矩的计算，从表8.11和表8.8中可以得出，最大支承反力为

F其对应的支承弯矩为-6.12N·m。最小的支承反Fy4min所以，计算曲拐平面内曲柄臂中央处弯矩，弯矩最大值：弯矩最小值：曲柄臂抗弯截面模量为：圆角名义弯曲应力为：最后得到，圆角弯曲应力幅和平均应力为：都小于对称循环弯曲疲劳极限，所以校核满足。eq\o\ac(○,3)曲轴扭转应力的计算由上面计算得出的数值，根据表8.12和表8.10可知：最大支承扭矩为：M最小支承扭矩为:M其对应的支承反力为112.80N和-1018.84计算圆角承受的扭矩：曲柄销抗扭截面系数为：圆角名义切应力为：最后得：由此可知，计算结果远远小于对称循环扭转疲劳极限，则校核满足。eq\o\ac(○,4)曲轴总切向力运算及功率的校核如果第i缸的相位角为γi，则当第一缸的转角位α1时，第i缸的切向力为：T=Tα1+利用Excel计算出总切向力Ti图8.10总切向力随曲轴转角变化曲线由前面的运算可知，曲轴的平均总切向力Tm=3611N，则平均指示转矩Mm=3611×0.0415=149.86N·m,则由公式Pi=Mm×n9550=149.86×60008)运动干涉的验证当活塞运行至上止点时，曲轴平衡重与活塞裙部间隙为δ=134.79）旋转离心力的计算前面已经计算出除去平衡重的旋转惯性力Fr=-mrrω所以，平衡重抵消的旋转惯性力Frd=mp图8.11平衡重的质量测量结论（1）通过动力计算得知，478汽油机的实际有效功率为74.69kW，而额定功率为76kW，因此功率误差为1.72%，设计要求功率误差在5%范围之内，所以此次设计满足要求。（2）本次设计的长安H系列478汽油机的额定功率为76kW，所以单缸额定功率为19kW，通过GT-Power软件对单缸汽油机进行模拟仿真，得到实际发动机输出功率为18.5kW以及缸内燃烧最大压力