基于cadcae的捷达汽油发动机曲轴连杆机构设计

本科生毕业设计I摘 要本文以捷达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Pro/Engineer 软件建立曲柄连杆机构各组成零件的几何模型，并利用该软件的装配功能将零件装配成活塞组件、连杆组件和曲轴组件，然后建立曲柄连杆机构的多刚体动力学模型，进行运动学的分析模拟，在模拟的过程中可以观察曲柄连杆机构的位移、速度、加速度等。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；曲柄连杆组；受力分析；仿真建模；运动分析；Pro/E本科生毕业设计IIABSTRACTThis 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；Modelingof Simulation；Movement Analysis；Pro/E本科生毕业设计目 录摘要 IAbstractII第 1 章 绪论 11.1 国内外的研究现状 11.2 选题的目的和意义+ 11.3 设计研究的主要内容 3第 2 章 机构受力分析 42.1 机构的类型及方案选择 42.2 机构运动学 42.1.1 活塞工作位移 52.1.2 活塞的工作速度 62.1.3 活塞的工作加速度 62.2 机构中的作用力 72.2.1 气缸内工质的作用力 72.2.2 机构的惯性力 72.3 本章小结 13第 3 章 活塞组的设计 143.1 活塞的头部及裙部 设计 143.1.1 活塞的工作条件和设计要求 143.1.2 活塞的材料 16本科生毕业设计3.1.3 活塞头部的设计 163.1.4 活塞裙部的设计 213.2 活塞销的设计 233.2.1 活塞销的结构、材料 233.2.2 活塞销强度和刚度计算 233.3 活塞销座 243.3.1 活塞销座结构设计 243.3.2 验算比压力 243.4 活塞环设计及计算 253.4.1 活塞环形状及主要尺寸设计 253.4.2 活塞环强度校核 253.5 本章小结 26第 4 章 连杆组的设计 274.1 连杆的设计 274.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用 274.1.2 连杆长度的确定 274.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算 274.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算 304.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算 334.2 连杆螺栓的设计 354.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力 354.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算 35本科生毕业设计4.3 本章小结 36第 5 章 曲轴的设计 375.1 曲轴的结构型式和材料的选择 375.1.1 曲轴的工作条件和设计要求 375.1.2 曲轴的结构型式 375.1.3 曲轴的材料 375.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计 385.2.1 曲柄销的直径和长度 385.2.2 主轴颈的直径和长度 385.2.3 曲柄 395.2.4 平衡重 395.2.5 油孔的位置和尺寸 405.2.6 曲轴两端的结构 405.2.7 曲轴的止推 405.3 曲轴的疲劳强度校核 415.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩 415.3.2 名义应力的计算 455.4 本章小结 47第 6 章 曲柄连杆机构的创建 486.1 对 Pro/E 软件基本功能的介绍 486.2 活塞的创建 486.2.1 活塞的特点分析 48本科生毕业设计6.2.2 活塞的建模思路 486.2.3 活塞的建模步骤 496.3 连杆的创建 506.3.1 连杆的特点分析 506.3.2 连杆的建模思路 506.3.3 连杆体的建模步骤 516.3.4 连杆盖的建模 526.4 曲轴的创建 526.4.1 曲轴的特点分析 526.4.2 曲轴的建模思路 526.4.3 曲轴的建模步骤 536.5 曲柄连杆机构其它零件的创建 556.5.1 活塞销的创建 556.5.2 活塞销卡环的创建 556.5.3 连杆小头衬套的创建 556.5.4 大头轴瓦的创建 556.5.5 连杆螺栓的创建 566.6 本章小结 56第 7 章 曲柄连杆机构运动分析 577.1 活塞及连杆的装配 577.1.1 组件装配的分析与思路 577.1.2 活塞组件装配步骤 57本科生毕业设计7.1.3 连杆组件的装配步骤 587.2 定义曲轴连杆的连接 597.3 定义伺服电动机 607.4 建立运动分析 607.5 进行干涉检验与视频制作 617.6 本章小结 62结论 63参考文献 64致谢 65附录 A66附录 B68本科生毕业设计1第 1 章 绪 论1.1 国内外研究现状发动机作为车辆动力装置，结构十分复杂，其性能直接决定着车辆的使用性能，对汽车发生的故障进行研究，指出这些故障大多数来源于发动机及其部件约占 41%。曲柄连杆作为发动机的重要部件之一，受力情况十分复杂，其结构参数和加工工艺水平不仅影响整机的尺寸和质量，而且在很大程度上影响发动机的可靠性与寿命。是发动机的设计难点。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，而现代的设计方法逐渐取代过去的方法，多刚体动力学模拟软件的最大优点在与分析过程中无需编写复杂仿真程序，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，对设计提供照指导和修正，为设计人员提供了基本的设计依据。1.2 课题研究的目的与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。传统的设计采用静态的分析和设计方法，很难达到使用要求。随着基础理论的拓开，电子计算机与信息技术的发展，虚拟样机技术被广泛应用，传统的设计方法正逐渐被现代设计方法取代，基于这种情况，结合捷达汽油机发动机的设计计算过程，利用现代方法对该机进行了曲轴连杆机构虚拟装配、动力学仿真，等使发动机设计制造技术的进一步发展和提高。在过去十年里，汽车工业发展已经达到了一个空前的高度，发动机市场日益激烈的竞争要求不断缩短产品开发周期，降低成本以及提高产品和质量，因此，现在的发展趋势必须使用电子计算机是发动机设计制造技术的进一步发展和提高，对汽车工业的发展具有重要意义。与此同时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，提高设计水本科生毕业设计2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。1.3 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。 本科生毕业设计3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。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。在实本科生毕业设计4际分析中，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。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 = 时，活塞销中心 A 在最上面的位置 A1，此位置称为上止点。当 =1800 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= = =(r+ )1Ol)cos(lr= cos1()cos(r（2.1）式中： 连杆比。本科生毕业设计5式（2.1）可进一步简化，由图 2.1 可以看出： sinilr即 snl又由于 22sin1sin1cos（2.2）将式（2.2）带入式（2.1）得：x= )sin1(cos12r（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： 6422 sin1si8sin1sin1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22sisi（2.4）将式（2.4）带入式（2.3）得)sinco1(2rx（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 的精确值为vv )cos2in(sirdtaxt（2.6）将式（2.5）对时间 微分，便可求得活塞速度得近似公式为：t21sin2si)sin(i vrrrv （2.7）从式（2.7）可以看出，活塞速度可视为由 与 两部分si1rvsin)(2rv简谐运动所组成。本科生毕业设计6当 或 时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当 时，018 90，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。rv2.1.3 活塞的加速度将式（2.6）对时间 微分，可求得活塞加速度的精确值为：tcos2in4cs2o32 rdtavta（2.8）将式（2.7）对时间 为微分，可求得活塞加速度的近似值为：t21222 coscos)cos( arrra （2.9）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 与cos21r两部分组成。2cos2ra2.2 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 等于活塞上、下两面的空间内气体压力差与活塞gP顶面积的乘积，即)(42pDPg（2.10）式中： 活塞上的气体作用力， ；gPN缸内绝对压力， ；pMPa大气压力， ；本科生毕业设计7活塞直径， 。Dm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 ，对于四冲程发动机来说，一般取 =0.1 ， ,对于ppMPamD985.0缸内绝对压力 ，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 如表 2.2 所示。gP2.2.2 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质量，以便进一步计算它们在运动中所产生的惯性力。表 2.1 缸内绝对压力 计算结果p四个冲程终点压力 计算公式 计算结果/ MPa进气终点压力 dep)90.75.(ppde0.08压缩终点压力 co 1nedco1.46膨胀终点压力 exp2maxnexp0.45排气终点压力 r 15.r 0.115注： 平均压缩指数， =1.32 1.38； 压缩比， =9.3； 平均膨胀指数，1n1n2n=1.2 1.30； ； 最大爆发压力， =3 5 ，取 =4.5 ；此时压2maxpmaxpMPmaxpP力角 = ，取 = 。503表 2.2 气压力 计算结果g四 个 冲 程 /gPN进气终点 77.23本科生毕业设计8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 用两个换算质量 和 来代换，并假设是 集中作用在连杆小头中心处，Lm1m21m并只做往复运动的质量； 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：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 。21mL 连杆重心 的位置不变，即 。G)(1ll 连杆相对重心 G 的转动惯量 不变，即 。GI GIl22)(其中， 连杆长度， 为连杆重心 至小头中心的距离。由条件可得下列换算公l1l式：本科生毕业设计9lmL11lL12用平衡力系求合力的索多边形法求出重心位置 。将连杆分成若干简单的几何图G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 和 ，如图 2.3 所示：12图 2.3 索多边形法（2）往复直线运动部分的质量 jm活塞（包括活塞上的零件）是沿气缸中心做往复直线运动的。它们的质量可以看作是集中在活塞销中心上，并以 表示。质量 与换算到连杆小头中心的质量 之hh 1m和，称为往复运动质量 ，即 。j 1j（3）不平衡回转质量 rm曲拐的不平衡质量及其代换质量如图 2.4 所示： 图 2.4 曲拐的不平衡质量及其代换质量曲拐在绕轴线旋转时，曲柄销和一部分曲柄臂的质量将产生不平衡离心惯性力，称为曲拐的不平衡质量。为了便于计算，所有这些质量都按离心力相等的条件，换算到回转半径为 的连杆轴颈中心处，以 表示，换算质量 为：rkmkm本科生毕业设计10rembgk2（2.11）式中： 曲拐换算质量， ；kmkg连杆轴颈的质量， ；g一个曲柄臂的质量， ；b k曲柄臂质心位置与曲拐中心的距离， 。e m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km2 rm2kr（2.12） 由上述换算方法计算得：往复直线运动部分的质量 =0.583 ，不平衡回转质量 =0.467 。jmkgrmkg2、曲柄连杆机构的惯性力把曲柄连杆机构运动件的质量简化为二质量 和 后，这些质量的惯性力可以jr从运动条件求出，归结为两个力。往复质量 的往复惯性力 和旋转质量 的旋转jmjPrm惯性力 。rP（1）往复惯性力2coscos)2coscs( 22 rrrrma jjjj （2.13）式中： 往复运动质量， ；j kg连杆比；曲柄半径， ；rm曲柄旋转角速度， ；srad/曲轴转角。是沿气缸中心线方向作用的，公式（2.13）前的负号表示 方向与活塞加速度jP jP的方向相反。a本科生毕业设计11其中曲柄的角速度 为： 3062n（2.14）式中： 曲轴转数， ；nmin/r已知额定转数 =5800 ，则 ；7.3058srad/曲柄半径 =40.23 ，连杆比 =0.250.315，取 =0.27，参照附录表 2：四缸r机工作循环表，将每一工况的曲轴转角 代入式（2.13） ，计算得往复惯性力 ，结jP果如表 2.3 所示：表 2.3 往复惯性力 计算结果jP四 个 冲 程 /jN进气终点 -10519.68压缩终点 6324.5膨胀终点 -10519.68排气终点 6324.51（2）旋转惯性力2rmPr（2.15）79.630.7430672N3、作用在活塞上的总作用力由前述可知，在活塞销中心处，同时作用着气体作用力 和往复惯性力 ，由gPjP于作用力的方向都沿着中心线，故只需代数相加，即可求得合力jg（2.16）计算结果如表 2.4 所示。4、活塞上的总作