曲柄连杆机构动力学分析与计算.docx

《曲柄连杆机构动力学分析与计算.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《曲柄连杆机构动力学分析与计算.docx（46页珍藏版）》请在沃文网上搜索。

1、第一章 绪论1.1内燃机概述汽车自19世纪诞生至今，已经有100多年的历史了。汽车工业从无到有，以惊人的速度在发展着，汽车工业给人类的近代文明带来翻天覆地的变化，在人类的文明进程中写下了宏伟的篇章。汽车工业是衡量一个国家是否强大的重要标准之一，而内燃机在汽车工业中始终占据核心的地位。内燃机是将燃料中的化学能转变为机械能的一种机器。由于内燃机的热效率高（是当今热效率最高的热力发动机）、功率范围广、适应性好、结构简单、移动方便、比质量（单位输出功率质量）轻、可以满足不同要求等特点，已经广泛的应用于工程机械、农业机械、交通运输（陆地、内河、海上和航空）和国防建设事业当中。因此，内燃机工业的发展对整个

2、国民经济和国防建设都有着十分重要的作用。1.1.1世界内燃机简史内燃机的出现和发明可以追溯到1860年，来诺伊尔（J.J.E.Lenoir18221900年）首先发明了一种叫做大气压力式的内燃机，这种内燃机的大致工作过程是：空气和煤气在活塞的上半个行程被吸入气缸内，然后混合气体被火花点燃；后半个行程是膨胀行程，燃烧的煤气推动着活塞下行，然后膨胀做功；活塞上行时开始排气。这种内燃机和现代主流的四冲程内燃机相比，在燃烧前没有压缩行程，但基本思想已经有了雏形。这种内燃机的热效率低于5%，最大功率只有4.5KW，18601865年间，共生产了约5000台。1867年奥拓（Nicolaus A.Otto

3、，18321891 年）和浪琴（Eugen Langen，18331895年）发明了一种更为成功的大气压力式内燃机。这种内燃机是利用燃烧所产生的缸内压力，随着缸内压力的升高，在膨胀行程时加速一个自由活塞和齿条机构，他们的动量将使得缸内产生真空，然后大气压力推动活塞内行。齿条则通过滚轮离合器和输出轴相啮合，然后输出功率。这种发动机的热效率可以达到11%，共生产了近5000台。由于煤气机必须使用气体燃料，而当时的气体燃料的来源非常困难，这从某种意义上讲就阻碍了煤气机的进一步发展。1885年德国人戈特利布戴姆勒（Gottlieb Daimler）仿照四冲程煤气机的工作原理，成功地制造了第一台汽油机，

4、并于1886年搭载这台汽油机驱动汽车问世。由于这种内燃机的体积小、重量轻、价格便宜;起动性好,最大功率时的转速高，工作中的噪声和振动小，运转平稳等优点，迅速在运输车辆上得到了广泛的应用。紧接着，在1890年英国的克拉克（Dugald Clerk，18541913年）和罗宾逊（James Robson 18331913年）、德国的卡尔奔驰（Karl Benz，18441929年）成功的发明了二冲程内燃机，即在膨胀行程末期和压缩行程初期进行进气和排气行程。二冲程内燃机和四冲程内燃机相比，二冲程内燃机具有较高的单位容积功率和比较均匀的扭矩，并且结构简单、使用和维修方便；二冲程的燃油及润滑油耗量较高，

5、冷却比较困难，耐用性较差。目前二冲程内燃机多用于摩托车、割草机、大型船舶等，而四冲程内燃机多用于汽车行业，并且比较广泛。1892年德国工程师鲁道夫迪塞尔（Rudolf Diesel，18581913年）提出了一种新型的内燃机，即在压缩终了时，将液体燃料喷人缸内，利用压缩终了的气体高温将燃料点燃。这种内燃机可以采用大的压缩比和膨胀比，没有爆燃，热效率可以比当时其他的内燃机高出一倍。迪塞尔的构想在5年后终于变成了现实，一种崭新的压燃式发动机柴油机。之后，学者们曾提出了各种各样的回转式内燃机的结构方案，但直到1957年才由汪克尔（F.Wankel）成功地实验了他发明的转子发动机。这种发动机通过多年的

6、努力和发展，在解决了密封和缸体震纹之后，也在一定领域获得了较好的应用。现代汽车企业中，马自达仍有转子发动机技术，马自达官方说是技术储备了,但并不是不再研究了,是因为就现在的科技来讲满足不了转子发动机的用钢需求。1.1.2内燃机的燃料燃料在内燃机的发展中起着非常重要的作用。内燃机最早使用的燃料是煤气，1900年之后，原油中的轻溜分油（汽油）成为商品，出现了将这种油料汽化并与空气混合的化油器。在1905年之前，为了避免爆燃（由于气体压力和温度过高，在燃烧室内离点燃中心较远处的末端可燃混合气自燃而造成的一种不正常的燃烧），压缩比用得普遍较低，汽油机的性能与供应都存在问题，高挥发性的油料使发动机起动容

7、易，在寒冷地区使用有较好的性能。在19071915年，汽油的需求量增加了5倍。第一次世界大战以后，随着对内燃机工业的进一步发展，人们对爆燃问题有了进一步的理解，通用汽车公司发明了四乙铅的抗爆作用，1923年美国便开始将它作为汽油的添加剂。尤金赫德莱（Eugene Houdry）发明了催化裂化法，这种方法既提高了发动机的动力性能，同时又使汽油的抗爆性能更好，从而使发动机的压缩比不断增加。后来他提出了增加缸内压力的发明专利，也就是后来说的机械增压。1907年美国宾夕法尼亚的一家工厂试制成功了世界上第一台增压发动机。第二次世界大战后，增压技术开始在压燃式发动机中得到广泛应用，并且逐步扩展到汽油机中。

8、近30年来，影响发动机设计和运行的主要因素则是控制发动机排放对环境的污染。20世纪40年代，在美国洛杉矶出现了由汽车排放物行成的空气污染事件后，1952年哈琴施密特（A.J.Haagen Smit）阐明了光化学烟雾，它是来自日照下氮氧化合物和碳氢化合物的化学反应，而碳氢化合物、氮氧化合物以及一氧化碳主要都来自汽车排气。柴油机则是微粒和氮氧化合物的主要来源。于是美国在加州建立了世界上首个汽车排放标准。内燃机和汽车给世界带来了现代物质文明，在经过了超过一个世纪的发展之后，它的发展远远没有达到其顶点，在动力性、经济性和排放性上还可以不断地改善。新材料的出现给内燃机带来的是进一步轻质量、降低成本和热损

9、失。目前内燃机主要使用压缩天然气（Compressed Natural GasCNG）、液化天然气（Liquified Natural GasLNG）、液化石油气（Liquified Petrol GasLPG）。各种新型模式内燃机都将会有更好的应用和美好的前景。1.1.3中国内燃机工业简史中国内燃机工业从1908年广州均和安机器厂制造成第一台煤气机开始，1915年广州协同和机器厂制造成第一台烧球式柴油机起至今已经有近百余年的历史，中国内燃机的发展历史可以概括为内燃机工业创建阶段、内燃机体系建设阶段和内燃机工业体系成形和发展阶段。内燃机工业创建阶段从1908年到1957年。最先在上海由外国人带

10、入汽车，并且把内燃机也作为商品开始进入我国口岸，特别是在上海先后有20多个洋行推销英、法、德、美等国的30多种型号的内燃机。由于内燃机在性能上比蒸汽机优越，有市场需求，因此得到了推广和应用。1949年新中国成立后，内燃机工业得到了回复和发展。上海柴油机厂试制成功110系列柴油机，天津、长春等地也相继有产品成功问世，到1957年全国内燃机产量达到50万台，内燃机工业已初具规模。19581966年，中国的内燃机工业发展迅速，农业机械部的成立对我国内燃机工业的规划和发展起了重要的作用。在这段时期中，上海柴油机厂试制成功了可与汽车、工程机械、船舶、农业机械、大电机等多种用途配套的135系列柴油机，它是

11、我国由仿制到自行设计、由小批量转化为大批量生产的第一个中小功率柴油机系列。在拖拉机与农用柴油机方面，1959年建成了洛阳第一拖拉机厂，生产东方红54型履带式拖拉机与4125型柴油机。该厂从苏联引进了柴油机的先进技术。在农业机械部的领导下，有关工厂还先后研发了多种型号（165、175、195系列）的小型单杠农用柴油机，推动了我国农业机械化进程。我国也研发了如12V180大功率柴油机及6250Z船舶与发电用的发动机。1966年开始的文化大革命使内燃机工业遭到严重的破坏，基本停滞，甚至倒退的地步，从而拉大了我国与世界内燃机水平的差距。1979年十一届三中全会后，拨乱反正，内燃机工业进行了一系列的整顿

12、工作。通过引入市场机制，推行全面管理，引进国外先进技术和对企业进行技术改造等，我国的内燃机水平有了明显的提高。为减少汽车与内燃机对日益短缺的石油燃料的依赖以及对环境的保护，国家鼓励发展代用清洁燃料汽车。中国加入WTO后，汽车与内燃机产品面临着更加激烈的国际市场竞争，这将进一步推动我国内燃机工业的进步。我国内燃机现状是：自己能产，与世界先进水平有一定差距，大多为仿制和合资的形式的生产模式。1.1.4评价内燃机指标内燃机的设计性指标：内燃机的设计应该满足使用和制造方面的一系列要求。其中主要包括动力性指标（有效功率、转速、最大转矩和最大转矩）、经济性指标（燃油消耗率、机油消耗率）、可靠性、耐久性指标

13、、质量、外形尺寸指标、低公害指标（噪声、有害气体排放）、制造、使用、维护指标。总的来讲就是设计一台好的内燃机，动力性能满足使用的要求；燃油和机油的消耗较低；工作安全可靠、平稳；工作适应性好；维修方便；排污少、噪音小；工艺性好，制造方便廉价。事实上。一台内燃机要满足上述要求是很困难的，因为其中有些要求是相互矛盾的。例如，为了设计重量轻的内燃机，就必须采用优质的材料来保证较高的制造精度和使用寿命，但这样会增加制造的成本。随着内燃机的具体用途不同，这些重要性也不同。又如，提高内燃机的转速可以使功率提高，从而使单位功率体积减小、重量减轻。但是转速的提高会导致惯性力的增加，从而导致机械负荷增加，还使得内

14、燃机的平衡、振动问题突出，噪声增加；转速增加还会导致工作频率增加，从而导致活塞、气缸盖、汽缸套、排气门等零件的热负荷增加。因此，内燃机要根据不同用途，保证良好动力性前提下，折中考虑其他设计因素，然后尽量满足其他要求。内燃机的设计中，在保证良好的动力性前提下，外形尺寸，整个动力装置体积和工作可靠性之间的矛盾最为突出。内燃机的外形尺寸小、整个动力装置的体积小，会受到工作可靠性的限制。内燃机的紧凑性指标通常是指内燃机的重量和外形尺寸指标。内燃机设计的中心任务就是在保证足够动力和可靠性的前提下，外形尺寸尽量小，质量尽量轻，结构紧凑。内燃机的可靠性是指在规定运转条件下，以规定的时间内，具有持续工作、不会

15、因为故障而影响内燃机正常运转的能力。在我国，可靠性指标通常是以在保证期（有的称为保险期）内不停车故障次数、停车故障次数以及更换主要和次要零件的数目来表示。内燃机是由大量的零部件有机的结合在一起，来完成规定功能的一个整体。因此，内燃机的可靠性取决于各个零部件的可靠度，且大多数零部件为串联的，用乘法原则计算可靠性。1.2 曲柄连杆机构曲柄连杆机构是把燃气作用在活塞顶上的力转变为曲轴的转矩，以向工作机械输出机械能。曲柄连杆机构主要零件可以分为三个组：机体组、活塞连杆组和曲轴飞轮组，目前车用内燃机主流还是往复式活塞。在这种内燃机中，曲柄连杆机构是由内燃机的传动装置和动力机构。1.2.1曲柄连杆机构的工

16、作特点与设计难点曲柄连杆机构是内燃机中的主要受力部件，曲柄连杆机构的工作环境非常恶劣，曲柄连杆机构面临的是高温、高压、高速、和化学腐蚀。曲柄每转一周（二冲程内燃机）或者两周（四冲程内燃机）为一个变化周期。实际上，内燃机的工况是不断变化的，特别是作为车用动力时。因此，作用在曲柄连杆机构上的力是随着工况的不断变化而变化的。内燃机的工况一般由转速和功率来衡量。内燃机曲柄连杆机构的设计是为了解决工作过程中惯性力的平衡以及改进结构来减少活塞对汽缸壁的侧压力，并且降低内燃机内的振动，但内燃机工作环境的瞬变使得这些都非常困难。在工作过程中，活塞顶部受力变化十分复杂，上下运动时活塞对汽缸壁产生很大的侧压力，这

17、样就降低了内燃机的工作效率，活塞环也容易磨损；连杆做复杂的平面运动并且质量较大，平面运动产生的惯性力也不能忽视，连杆长度的微小变化也对机构产生很大的影响；曲轴飞轮的模态对内燃机的布置方式和工作场合的约束因素较多，设计难点较大。传统的方法是对结构进行简化计算并与样机试验结合进行设计。这种方法得到的结构存在着很大的误差，且劳动强度大，开发周期长，浪费人力和物力。现在设计都是借助计算机辅助设计手段，降低劳动强度，缩短开发周期。但仍有一些难题无法解决，如机构连接处动摩擦和零件变形等，有待进一步完善。1.2.2曲柄连杆机构的类型和特点内燃机中采用曲柄连杆机构的形式很多，在往复式内燃机中，按运动学观点可大

18、致分为三种曲柄连杆机构：中心曲柄连杆机构、偏心曲柄连杆机构和关节曲柄连杆机构。中心曲柄连杆机构在内燃机中应用最广泛。中心曲柄连杆机构的气缸轴线通过曲轴中心线。这种机构的运动特性完全由连杆比=r/l确定，其中r为曲柄半径，l为连杆长度。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。通常通过研究它的曲柄、活塞、和连杆的运动来研究整个曲柄连杆机构。其中最重要的指标是活塞的运动最大速度和平均速度，因为它们是影响活塞和气缸磨损的重要指标。偏心曲柄连杆机构的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

19、具有一定的偏移量e，偏心率=e/r，一般在0.050.2的范围内。这种曲柄连杆机构可以减小膨胀行程中活塞与汽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汽缸壁两侧的侧压力大小比较均匀。关节曲柄连杆机构的特点是：内燃机的一列气缸用主连杆，其他各列气缸作为副连杆，这些连杆的下端不是直接连接在曲柄销上的，而是通过副连杆销装在主连杆大头上，行程“关节”运动,也成主副式曲柄连杆机构。在关节曲柄连杆机构中，主活塞、主连杆的运动规律与一般曲柄连杆机构相同，而副活塞、副连杆的运动规律与前者有差异，它们的运动较为复杂，这里就不再讨论了。关节曲柄连杆机构应用于V型、W型、X型、星型等多列式发动机。它可以

20、把几个气缸布置在同一平面内，从而使发动机的长度得以缩短，结构紧凑、重量轻。1.2.3曲柄连杆机构及曲轴设计的发展趋势国内外主流的曲柄连杆机构三大组成部分始终没有变化。现在还是主要应用于内燃机领域，发动机仍是由两大机构五大系统或者六大系统（汽油机多一个点火系统，柴油机为压燃，一般没点火系统）组成。曲柄连杆机构从数量方面发展，如双曲柄连杆机构以至于以后的多连杆机构。目前，车用发动机的曲轴材质有球墨铸铁和钢两大类。新的发展趋势中，曲轴在材料方面的也有所改进，比如有选用碳材质，高速、高效加工在曲轴制造业已有相当大的程度应用，并将成为主导方向，相信曲轴制造技术在将来会有更新、更快的发展。还有从数量发面发

21、展，如果双曲柄连杆机构以至于以后的多连杆机构。1.2.4连杆连杆的功用是连接活塞和曲轴，把活塞的往复运动转变成为曲轴的旋转运动，并将活塞承受的力传给曲轴。连杆主要承受活塞销传来的气体作用力和活塞组的往复运动时的惯性力。此外，由于连杆变速摆动而产生的惯性力矩，还使连杆承受一定的弯矩。这些力和力矩的大小和方向都是周期性变化的，因此连杆受到的是压缩、拉伸和弯曲的交变载荷。为了确保工作安全性和可靠性，连杆需要满足一下要求：1）结构简单、紧凑，可靠耐用；2）在保证足够的刚度和强度的前提下，尽可能减轻质量，以降低惯性力；3）尽量缩短长度，以降低内燃机的总体尺寸和总重量；4）连杆螺栓疲劳强度高，连接可靠；5

22、）制造工艺性好，成本低。由于连杆连接活塞和曲轴的运转中，既是传动件，又是运动件，因此不能但靠加大连杆的尺寸来提高它的承载能力。必须从力学分析和计算、材料的选用、机构设计、热处理以及表面强化等多方面采取措施来综合解决问题，找到设计中的最优方案。1.3国内外的研究现状目前国内外对内燃机工作机构的动力学分析方法已经很多，并且到达了一个比较完善和成熟的地步。其中，机构运动学分析是研究两个或者两个以上物体间的相对运动，即速度、位移和加速度随时间或者曲轴转角的变化关系；动力学则是研究产生运动的力。内燃机的曲柄连杆机构动力学分析主要包括惯性力、气体力、曲轴扭矩和轴承力等的分析。传统的内燃机工作机构动力学、运

23、动学分析方法主要有图解法、解析法和复数向量法。1）解析法解析法是对逐个构件分析，然后列出平衡方程，通过各个构件之间的关系，联立线性方程组来求解运动副约束反力和平衡力矩。解析法包括单位向量法、直角坐标法等。2）图解法形象直观的表达机构各个组成部分的速度、位移、加速度、所受力的大小以及各个力的变化趋势。图解法作为解析法的辅助手段，可以用于对计算结果正误的判断和对解值的初选，缺点是精度不够高。不经过任何计算，对曲柄连杆机构直接图解速度和加速度的方法最早由克莱因提出，但是这种方法十分复杂。 3）复数向量法复数向量法是把各个连杆构件作为向量，然后在复平面上的连杆过程用复数的形式加以表达，机构参数和时间参

24、数的解析式对时间求导后，可以得到机构的运动性能。该方法是工作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，我们可以清楚的了解内燃机的工作机构运动性能、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。由于过去手段的原因，大部分复杂的机械运动尽管能给出解析表达式，却难以计算出供工程设计使用的结果，不得不用图解法求数据。近年来随着计算机的发展，可以利用复杂的计算机表达式来精确地求解各种运动过程的动态过程，从而形成了机械性能分析和产品设计的现代理论和方法。1.4研究课题主要内容1.4.1课题的目的和意义对曲柄连杆机构进行动力学和运动学的分析，实现对曲柄连杆机构的进一步学习和研究，从而

25、提高设计效率，缩短开发周期，提高市场竞争力。特别是在产品设计阶段，利用参数改变来实现工作机构性能的改善，使机构惯性力平衡达到最优方案，从而提高效率、降低成本。1.4.2本文主要工作内容利用所给的四缸机基本结构参数及图纸，分析改变行程后内燃机相关参数的改变和对内燃机运动过程中曲柄连杆机构受理分析的计算，其主要的工作内容有：1）对曲柄连杆机构进行动力学和运动学力的分析，对同工况下，不同曲轴转角时的惯性力、作用在轴承上的法向和切向力进行精确计算；2）完成曲柄连杆机构设计系统和连杆应力的强度校核；3）完成曲轴零件结构设计以及三围实体造型；4）分析比较改变行程前后内燃机的性能。 第二章 曲柄连杆机构理论

26、分析分析内燃机的曲柄连杆机构受力情况，就必须对曲柄连杆机构的工作过程和原理进行系统的理论分析。意义在于分析曲柄连杆机构中各种受力情况后，得出机构运动中的各种关系式，并根据这些力分析对曲柄连杆机构的主要零件进行刚度、强度、磨损等方面的分析、计算和设计。 2.1曲柄连杆机构的运动学分析意义和目的在曲柄连杆机构的运动过程中，活塞作往复式直线运动，曲轴作圆周旋转运动，由于连杆本身的运动比较复杂，一般简化为分别集中于连杆小头和连杆大头的两个集中质量，认为他们分别作旋转运动和往复运动。这样就不需要对连杆的运动规律进行单独的研究。活塞在作往复运动时，其速度和加速度都是变化的。它的速度和加速度的数值及变化规律

27、就对曲柄连杆机构以及内燃机整个机体的工作具有很大的影响，因此研究分析曲柄连杆机构运动学和动力学的主要任务是分析研究活塞的运动规律。2.2曲柄连杆机构运动学和动力学具体分析在往复活塞式内燃机中基本上采用三种曲柄连杆机构：中心曲柄连杆机构，偏心曲柄连杆机构和关节曲柄连杆机构。其中中心曲柄连杆机构应用最广泛。本次设计选择中心曲柄连杆机构。 2.2.1曲柄连杆机构的运动学分析曲柄连杆机构将活塞的往复运动转化为曲轴的旋转运动，将活塞上的力转化为曲轴上的扭矩。曲柄连杆机构动力学分析师内燃机设计的基础，它是分析内燃机中曲柄连杆机构的各种受力情况，并从中找到影响内燃机性能的因素，其中包括输出扭矩、转矩等，从而

28、改善内燃机的动力性能。动力学分析还是为内燃机的主要零部件的刚度、强度、磨损和各种载荷服务并提供重要参数。工作运转的内燃机的曲柄连杆机构中作用着气体对活塞的压力、往复或者旋转运动的自重和惯性力、外部负荷对内燃机的反作用力、运动副之间的摩擦等。在分析时一般都忽略摩擦，分析运动学时，其中有两个假设：1）曲轴作匀速运动；2）角速度为常数。中心曲轴连杆机构的运动规律如图=r/l,其中r为曲柄半径，l为连杆长度（连杆大小头孔中心距离），为连杆比。活塞的位移表示为X，具体计算如下：活塞的运动可以用三角函数组成的复谐函数表示，即活塞的运动时复谐运动。2.2.2曲柄连杆机构的动力学分析作用在曲柄连杆机构的力分为

29、：缸内气压力、运动质量惯性力、摩擦阻力和作用在发动机曲轴上的负载阻力。实际上一般作受力分析都把摩擦力忽略不计，因为它的数值比较小，且变化规律很难掌握，而负载阻力与主动力出于平衡状态，无需计算。因此，主要研究内燃机的气压力和运动质量惯性力的变化规律对曲柄连杆机构构件的作用，尤其是对曲轴和轴承的作用。 曲柄连杆机构的动力学分析是内燃机结构设计的基础，它是分析曲柄连杆机构中力的作用情况，并能从分析力的过程中找出影响内燃机曲轴的输出扭矩、曲轴旋转的均匀程度和不动力平和的根本原因，从而找到提高内燃机动力性能水平的措施。曲柄连杆机构动力学的分析还为内燃机主要零部件的刚度、强度、磨损、振动和轴承负荷等计算提

30、供必要的数据。曲柄连杆机构中的受力分析如图曲柄连杆机构中力的传递和相互关系作用力分为：1）压力Fg ；2）惯性力往(复惯性力Fj、旋转惯性力Fr）；3）合成力；a曲柄连杆机构中力的传递和相互关系：上式说明，永远存在一个与输出扭矩方向相反、大小相等的翻到力矩。b气压力的作用效果气压力Fg和 在机体内部平衡掉，对外没有自由力，只有扭矩输出和翻倒力矩 。c往复惯性力1）机构运动件的质量换算换算原则：保持当量系统与原机构动力学等效曲柄连杆机构的所有零件，按照运动性质可分为三组。 活塞组m, 包括活塞、活塞环、活塞销和卡环。 曲轴组 mk ，为质心半径a. 连杆轴颈及与连杆轴颈向重合的曲柄部分 mk1

31、b. 曲柄上连杆轴颈与主轴颈中间的部分 mk2 连杆组 根据质量守恒和质心守恒原理所以关键是求出重心位置，现在利用制图软件即可求出。2）往复运动质量 旋转运动质量 往复惯性力 往复惯性力的性质：（1）Fj与a 的变化规律相同，两者相差一个常数mj，方向相反。（2）可以用旋转矢量法确定Fj和Fj的大小、方向，用来判断往复惯性力作用性质。（3）Fj和Fj 始终沿着气缸轴线作用。 往复惯性力总是存在。所以由Fj产生的单缸扭矩、翻倒力矩和自由力总是存在。但是曲轴一转内，翻转力矩之和、自由力矩之和为零。 旋转惯性力Fr d曲柄连杆机构中力的计算（动力计算） 合成力 F=Fj+Fg 气压力F一般来自性能试

32、验得到的示功图。示功图上的是气缸压力，要想得到气缸压力F还需将测得的缸压图乘以活塞顶投影面积。对于新设计的发动机，需要通过工作过程模拟计算得到缸内压力和气压力。 侧向力 FNFtg 侧向力主要用来计算活塞与缸套的磨损。 连杆力 连杆力是计算连杆强度的主要载荷。 切向力 切向力主要用来计算单缸转矩、轴承载荷，以及作为曲轴强度计算的边界条件。 径向力 径向力用来计算轴颈的负荷，同时也是计算曲轴强度的重要边界条件。 单缸扭矩 翻倒力矩 第三章 机构动力学具体计算3.1运动学计算3.1.1曲柄连杆机构的类型 在往复式内燃机中，基本都采用三张曲柄连杆类型，前文中已经提到（中心曲柄连杆机构，偏心曲柄连杆机

33、构和关节曲柄连杆机构）本文讨论的是中心曲柄连杆机构。3.1.2连杆比连杆比（曲柄连杆比）=曲柄半径/连杆长度；=r/l曲柄半径r为曲轴的主轴颈到连杆轴颈的距离；连杆长度l为连杆大头小头孔轴线的距离；连杆比的大小关系到曲柄连杆机构的受力计算，缸内整体布局，防止干涉等情况。汽车发动机曲柄连杆比一般在1/41/3之间。本文讨论的内燃机相关参数：曲柄半径r=50mm，连杆长度l=150mm。连杆比=r/l=50mm/150mm=1/33.1.3活塞的运动规律活塞的位移：其中：=1/3，r为曲柄半径，r=100/2=50mm，为曲柄转角经计算后的X-图如下活塞的速度： =n/30，r=0.050m，转速

34、n在实验中有12组数据，在这里讨论n=5000r/min时的活塞速度和加速度活塞运动的速度经计算后，如图 活塞加速度同样，转速n=5000r/min活塞运动加速度经计算后，如图3.1.4连杆运动规律连杆是做复合平面运动，即其运动是由随活塞的往复运动以及绕活塞销的摆动合成。连杆相对于气缸中心的摆角为=arc sin（sin）。连杆运动规律如下图3.2动力学计算3.2.1气缸压力曲线发动机的气缸压力是动力指标的一个重要参数，气缸内的工质压力是内燃机对外做功的主动力，可以根据气缸压力和活塞面积求得气体作用力Fg。已知不同转速下的缸压实验数据，然后作图如下3.2.2质量的转换沿着气缸轴线作直线运动的活

35、塞零件可以按照质量不变的原则简单相加，并集中在活塞销中心在已知的活塞零件图中，活塞组件包括活塞、活塞环、活塞销和卡环。它们的质量m，=316g，连杆可分为两部分，一部分随活塞组作往复运动的当量质量m1，另一部分为随着曲轴组作旋转运动的当量质量m2 ，它们的质量m=328g。往复质量：旋转质量：经计算的mj =515g3.2.3作用在活塞上的力作用在活塞销中心的力，是气压力Fg和往复惯性力Fj的合成。前面已知气缸压力的实验数据，P为活塞顶上的气压，P0 是背压，约为大气压力，取0.1MPa。其中活塞直径D=88mm，为了方便和运动学结合比较，这里讨论的转速n均取5000r/min，其他转速的相关

36、计算和作图可同理参考此转速的计算。惯性力：Fj在机构中的传递情况与Fg很相似，Fj也使机构受负荷，也产生转矩和倾覆力矩，由于Fj对汽缸盖没有作用，所以它不能在机内自行抵消，是向外表现的力，需要由轴承承受。则由于活塞和连杆小头的往复运动而引起的往复惯性力Fj 的大小：Fj和曲轴转角满足下列关系式，即 经过计算，惯性力的如下图 合力F=Fg+Fj，在前面Fg和Fj已经求出来了，下面把他们在Excle表中合成，并作图作用在活塞销中心的力，是Fj和Fp合力。即F= Fj+Fp。把该力分解到连杆方向P2和垂直于气缸中心线方向P1。连杆方向的力P1沿连杆传递到连杆大头，该力以同样的方向和大小作用在曲柄销上

37、。把P1分解到曲柄销半径方向和垂直于曲柄销半径方向。其中各力在大小上满足下列关系式：侧压力=Ptan 连杆力P2=P/cos 切向力=P2sin(+)=P 径向力=P2cos(+)=P 经计算，各个受力分析图如下 第四章 曲轴的设计4.1曲轴的工作条件和设计要求曲轴是在不断变化的周期性的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力，以及它们的力矩（扭转和弯曲）共同作用下工作的，曲轴既承受扭转又承受弯曲，产生复杂的疲劳应力状态。对于各种曲轴，弯曲载荷具有决定性意义，而扭转载荷占次要地位，曲轴的破坏统计表明，80左右是由弯曲疲劳产生的。因此，曲轴结构强度研究的重点是弯曲疲劳强度。设计曲轴时，应保证它有尽可

38、能高的弯曲强度和扭转刚度。要使它具有足够的疲劳强度，特别要注意强化应力集中部位，设法缓和应力集中现象，也就是采用局部强化的方法来解决曲轴强度不足的矛盾。曲轴轴颈与曲柄的圆角过渡区、润滑油孔附近及加工粗糙的部位，应力集中非常突出。曲轴各轴颈在很高的比压下，以很大的相对速度在轴承中发生滑动摩擦。这些轴承在实际变工况运转条件下并不总能保证液体摩擦，尤其当润滑不洁净时，轴颈表面遭到强烈的磨料磨损，使得曲轴的实际使用寿命大大降低。所以设计曲轴时，要使其各摩擦表面耐磨，各轴颈应具有足够的承压面积同时给予尽可能好的工作条件。4.1.1曲轴的工作条件1）收到周期变化的力和力矩的共同作用，曲轴既有弯曲，又有扭转

39、，承受交变的疲劳在和，特别是弯曲载荷，80%的曲轴破坏是弯曲疲劳造成的。2）曲轴的结构相当复杂，应力集中情况比较严重，特别是在曲柄与轴颈过渡的圆角部分更为突出。3）曲轴轴颈比压大，摩擦磨损比较严重。4.1.2曲轴的设计要求1）有足够的刚度和强度，特别是曲轴的弯曲强度，2）有足够的承压面积，轴颈表面耐磨损，3）尽量减少应力集中，4）刚度要好，变形小，否则会使其他零件的工作条件恶化。4.2曲轴的结构形式曲轴的结构与制造方法有直接的关系，在进行曲轴结构设计时必须同时考虑。曲轴分整体式和组合式两大类。4.2.1整体式曲轴整体式曲轴的主体结构是整体的，它的毛坯由整根钢材锻造或用铸造的方法浇铸出来。整体式

40、曲轴的特点是工作可靠、强度刚度较高、重量轻、加工表面少，是中小型发动机曲轴广为应用的结构模式。整体式曲轴一般与滑动轴承相配合。但是单缸发动机的整体式曲轴往往与滚动轴承配合，以此提高机械效率和降低对轴承的润滑。4.2.2组合式曲轴组合式曲轴是把曲轴分成很多方便制造的单元体，然后将各个部件装配而成，按照单元体的不同，又可分为全组合式曲轴和半组合式曲轴。同种情况下，大功率柴油机和小型的二冲程发动机采用组合式的曲轴，因为大功率柴油机的曲轴粗而长，采用整体式结构加工困难，有的甚至无法加工，小型单缸发动机因为结构和润滑系统的简化，连杆轴承一般采用滚针轴承，这时把连杆大头做成整体式，其曲拐必须采用可以分开的

41、组合式结构才能进行装配。在中高速内燃机上，这种组合式曲轴用得不多。随着复杂结构铸造和锻造技术的进步，现代内燃机几乎全部都用整体式曲轴。从支承方式看，曲轴有全支承结构和浮动支承结构，为了提高曲轴的弯曲强度和刚度，现代多缸内燃机的曲轴都采用全支承结构。4.3曲轴的材料在结构设计和加工工艺正确合理的条件下，主要是材料的强度来决定曲轴的体积、重量和寿命。因此，必须根据内燃机的用途和强化程度，正确的选取曲轴材料。在保证曲轴有足够的强度的前提下，尽可能的采用一般的材料来降低制造成本。以铸代锻，以铁代钢。曲轴材料一般使用45，40Cr，35Mn2等中碳钢和中碳合金钢。轴颈表面经高频淬火或氮化处理，最后进行精

42、加工。目前球磨铸铁由于性能优良，加工方便，价格便宜广泛地用于曲轴材料。4.4曲轴的主要尺寸的确定和结构设计细节4.4.1主要尺寸综合以上考虑，确定主要尺寸如下：主轴颈直径D1=(0.600.70)D=54mm主轴颈长度L1=(0.250.45)D=23mm连杆轴径 D2=(0.500.65)D=48mm连杆轴径长度L2=(0.250.45)D=20mm曲柄臂厚度h=（0.150.25）D=20mm曲柄臂宽度b=（0.81.2）D=70mm根据主轴颈长度和曲柄销长度以及曲柄臂的厚度，确定缸心距为 L=2h+L1+L2=83mm4.4.2细节设计4.4.2.1曲轴两端的结构设计曲轴前端一般都装有扭

43、转减震器以及发动机的各种辅助装置。如机油泵，冷却水泵等，它们是由安装在前端的齿轮或皮带轮驱动的，配气正时齿轮一般也安装在曲轴前端。曲轴的末端装有飞轮，飞轮是一个转动惯量很大的圆盘，功用是将在作功行程中传输给曲轴的一部分功储存起来，用以克服其他行程中的阻力，此外，飞轮在结构上往往用作汽车传动系统中摩擦离合器的驱动件。因此末端要做的粗一些。4.4.2.2油道的布置油孔的布置应该由曲轴强度和轴承负荷部分和加工工艺综合确定。在确定主轴颈上油道入口和曲柄销上油道出口的位置时，纪要考虑到有利于供油又要考虑到油孔对轴颈强度的影响。一般油孔只要安排在曲拐平面旋转前4590的低负荷区都是合理的，油道不能离轴颈过

44、渡圆角太近。油孔直径一般不大于0.1d，但最小不得小于5mm。孔口不应有尖角锐边，而应有不小于0.04 d的圆角以减缓应力集中。4.4.2.3曲轴的止推为了防止曲轴产生轴向位移，在曲轴机体之间需要设置一个止推轴承，承受斜齿轮的轴向分力和踩离合器产生的轴向推力。一般将止推轴承设置在中央轴承的两侧或后主轴承的两侧。止推轴承间隙多为0.05-0.2mm。曲轴一般采用轴向定位，发动机中的曲轴如果不轴向定位，就会有轴向窜动，轴向窜动会让曲轴承受轴向压力，还带动连杆瓦，活塞，活塞销偏磨，还会在踩离合器的时候，由于轴向窜动而改变离合器自由行程，车辆起步会发抖。所以曲轴的轴向必须定位。曲轴的轴向定位一般都是采

45、用止推片定位，它由四个半圆形垫片组成，安装在曲轴的最后一道轴颈上，轴瓦的两边，就是在发动机的缸体后部。4.4.2.4曲轴设计的基准确定无论是多拐曲轴还是单拐曲轴，在进行图样设计时都需要确定曲轴的两个设计基准：轴向方向基准和径向方向基准。曲轴的轴向基准一般定位在曲轴的轴肩处，以此位置为零基准向轴两端延伸，设计其他部位的轴向尺寸。曲轴的径向设计基准一般取第一主轴颈或者最后一个主轴颈，其他各部位的尺寸标注几何公差都以此为基准。4.5曲轴三维设计4.5.1 UG的简介目前市场上三维实体造型软件有pro/E，SolidWorks,Catia，Edgecam，Mastercam，Cimatron，Delc

46、am（Powermill），PTC（Pro/NC），HyperMILL等。本实例采用美国西门子公司旗下的UG作曲轴的三维实体造型。UG是Unigraphics的缩写，这是一个交互式CAD/CAM(计算机辅助设计与计算机辅助制造)系统，它功能强大，可以轻松实现各种复杂实体及造型的建构。它在诞生之初主要基于工作站，但随着PC硬件的发展和个人用户的迅速增长，在PC上的应用取得了迅猛的增长，目前已经成为模具行业三维设计的一个主流应用。4.5.2曲轴的生成根据已知的参数和UG具体的操作，实现对曲轴的三维造型。在使用UG的过程中，主要有绘制草图，拉伸，扫掠，挖孔，倒角，镜像等操作和实体间的布尔求差求和运算

47、等。大致思路和方法如下：1）绘制基本草图，然后根据厚度拉伸2）在面上创建凸台等，然后拉伸，具体细节可以以后修剪3）挖空4）造型镜像并最终成像4.6曲轴强度的校核有关曲轴的校核，现在有限元计算研究已经比较成熟了，现在很多现成的有限元工程分析软件，只要有三维实体模型，就能很容易得到曲轴的三维有限元模型，极少采用简支梁法。原始的都比较经典，本文选取一部分，再次讨论材料力学中的简支梁法计算和校核曲轴的疲劳强度。4.6.1静强度的计算由前面动力学计算中，静强度得到的基本数据如下：径向力Pkmax= 677 N Pkmin=0.1N 切向力Ptmax=26391N Ptmin=0N 主轴颈中心到曲柄销中心的距离L1=（23+20）/2+23=44.5mm