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g63 发动机 曲轴 设计 有限元分析 说明书 仿单 cad

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在恶劣环境中最不受欢迎的连接。许多研究已经致力于钢结构框架的非线性弹性分析，正如文章 , et 所著。在这些文中，诸多分析方法包括二阶响应，半刚性连接和材料的非线性等都被引用在内。 2 钢架的非线性影响 半刚性连接钢架刚度的非线性的影响 （ 1）梁柱连接的分析模型 当半刚性连接被用于梁的末端，在钢架的分析中有较 强刚度的扳手弹簧便取代了梁柱连接，如图 1： 图 1 半刚性连接的构件的结构 在图 1 中 , 簧的刚度是通过连接的 过去，许多 试而确定的，就像文章 et 提到的一样。为了方便的应用， 单并且直接，因此，在 篇文章中函数 型的选择方法如公式（ 1） （ 2）半刚性连接部件的刚度矩阵 当导出半刚性连接构件的刚度矩阵的时候，梁末端的角度仅仅伴随着忽视位移而被考虑 。梁两末端的弹簧的刚度分别是 1=A+ 2=B+A、 ，所以，这个结果定义如下： 弹簧： 由公式（ 1） ),B 分别为 其中， 由此可得，当 趋于无穷大时，连接的刚度是刚性的。 当考虑梁末端的相对位移时，构件两末端的轴向位移分别为 部件末端的横向位移分别为 因此： 构件末端轴向应力： 构件末端力矩： 构件末端剪应力： 由公式（ 2） 3),半刚性连接构件的结构刚度矩阵是由公式（ 14）而导出的： 刚性连接钢架的几何非线性影响 二阶效应包括横向位移关于垂直力的影响（ ）和构件挠度关于轴向力的影响（ 结构的变形将会带来附加内力，同时这个附加内力也会导致结构变形，就这样不断地重复。二阶效应一直以来对钢架的稳定性造成不利的影响。尤其是对于那些有很多层次和那些抗侧刚度不足的钢架，他的影响是更显而易见的。 当钢架是由计算机考虑二阶效应的时候，几何刚度矩阵应该结合在单元刚度矩阵中 其中， 轴向应力是拉应力时， P 为正值。 这个单元刚度矩阵考虑半刚性连接和二阶效应为： 为了简单地进行钢架分析，它规定所用材料限制在塑料材料类的构件的屈服区域。换句话说，所用材料的所有截面都含有双线性的理想的力矩 曲率的弹塑性关系。当 截面的力矩低于塑料材料截面的力矩 面就表现除了弹性的特性。一旦截面的力矩超出了塑料材料截面的力矩，塑性铰就会起作用并且更多的力矩将不会被截面提供。当结构必须承受被带来的更多载荷的时候，它规定截面力矩要等于常数塑料材料的力矩 那样，铰接的旋转就产生了。 带有塑料铰的梁柱的构件末端载荷增量的关系如下面的公式 16 所示： 3 计算实例 算程序 钢架的分析程序考虑到半刚性连接，几何非线性和材料非线性已经被编译于公式翻译语言这本书中。这个程序包括一些子程序。一个是半刚性连接构件的单元刚度矩阵，在承受载荷的时候，矩阵中的每一个因素都应该根据所选择的连接的 关系而改变；另一个是几何刚度矩阵，主要考虑由于横向位移关于垂直力的影响（ ）导致每一个单元的内应力和位移的变化。这个矩阵应该以每一次载荷增加之后钢架的变形为基础，一步一步的变化。几何刚度矩阵考虑到半刚性连接的特性，并且随着连接 的刚度而改变。，同时，塑性铰接理论也用于这个程序，构件末端力矩和塑性力矩作比较，一旦截面力矩超出了这个塑性力矩，塑性铰接便产生了。构件的内应力就重新分配了。 算实例 用上面的程序，分析一个有两个跨度和四个趁此的钢架。图 36中包含了载荷的分布，单元节点的分布和力矩及一些其他因素的分布。 且这个连接类型是顶 表格一 钢架的物理参数 图三：单元和节点的分布 图四：载荷的分布 图五：钢架的力矩 图六：半刚性钢架的力矩和二阶效应 表格二 内应力和位移的比较 由表格二，可以看出，半刚性连接的梁跨中力矩比刚性连接的梁跨中的力量举要更大。半刚性连接两末端的力矩通常要比刚性连接的梁末端的力矩小一些。考虑到半刚性连接和二阶效应，柱底端和钢架的边缘的力矩会明显的增加。那是因为半刚性连接消弱了梁末端的限制并同时扩大了二阶效应对钢架的影响。在程序的计算过程中，二阶效应和半刚性连接都被考虑在内，横向应力 H 和连接的类型是相关的。但是，在设计代码计算时，横向应力 。 且不能够正确地反映二阶效应，因此，钢架的 边缘和内应力很少用于设计代码。 二阶效应的程度随着半刚性连接的改变而改变。当连接的刚度变小的时候，钢架的边缘会更重。 4 结论 半刚性连接的梁跨中的力矩比刚性连接的梁跨中的力矩要大一些。半刚性连接梁末端的力矩通常要比刚性连接梁 末端的力矩要小一些。考虑到半刚性连接和二阶效应，钢架柱底端和钢架的边缘的力矩会明显的增加。二阶效应的程度是随着半刚性连接的改变而改变的。当连接的刚度变小的时候，钢架的边缘会更重。 毕业设计（论文）外文翻译 题目 对半刚性连接钢架的非线性有限元分析 专 业 名 称 机械设计制造及其自动化 班 级 学 号 078105110 学 生 姓 名 黎宝龙 指 导 教 师 朱保利 填 表 日 期 2011 年 03 月 08 日 毕业设计中期 检 查表 填表日期 2011 年 4 月 20 日 迄今已进行 7 周剩余 9 周 学生姓名 王勐 系部 汽车 与交通工程 学院 专业、班级 车辆工程 导教师姓名 朱荣福 职称 讲师 从事 专业 车辆 工程 是否外聘 是否 题目名称 4动机曲轴设计及有限元分析 学 生 填 写 毕业设计工作进度 已完成主要内容 待完成主要内容 1、 收集毕业设计有关资料，完成开题报告； 2、 曲轴的类型选择； 3、 完成 曲轴所需 参数设计 ； 4、 完成 4动机曲轴的零件图 ； 5、完成 论文 前三 章 内容的初稿； 6、初步学习 件的具体操作及分析方法 。 1、 进一步 学习 件 ； 2、 利用 曲轴的受力状况 ； 3、 根据分析的数据对曲轴危险截面等进行确定 ； 4、 完成 设计说明书 、 曲轴 。 存在问题及努力方向 对 件 应用还不是很熟悉， 需要进一步学习， 并应用 件对曲轴的受力情况进行有限元分析 。 学生签字： 指导教师 意 见 指导教师签字： 年 月 日 教研室 意 见 教研室主任 签字： 年 月 日 毕业设计 任务书 学生姓名 王勐 系部 汽车与交通工程学 院 专业、班级 车辆工程 07指导教师姓名 朱荣福 职称 讲师 从事 专业 车辆工程 是否 外聘 否 题目名称 4动机 曲轴 设计及有限元分析 一、设计（论文） 目的、意义 曲轴的工作条件愈加苛刻，保证曲轴的工作可靠性至关重要，其设计是否可靠，对柴油机的使用寿命有很大影响，因此在研制过程中需给予高度重视。由于曲轴的形状及其载荷比较复杂，对其采用经典力学的方法进行结构分析往往有局限性。有限元法是根据变分原理求解数学物理问题的一种数值计算方 法，是分析各种结构问题的强有力的工具，使用有限元法可方便地进行分析并为设计提供理论依据。 二、设计（论文）内容、 技术 要求 （研究方法） 设计内容： 在给定发动机参数的基础上 设计曲轴 ，在 软件平台上建立零件的等比例物理模型，利用有限元 件，研究其应力、应变状态及其危险部位。 技术要求 ： 要求曲轴设计满足发动机参数，利用 曲轴三维整体模型 ， 利用有限元 件进行静力学分析， 采用的边界条件合理 ，保证 计算 精度。 、设计 （论文） 完成后应提交的 成果 （一）计算说明部分 设计说明书一份（ 字以上） （二）图纸部分 装配图 1 张 ,若干张 四、设计 （论文） 进度安排 第 1 周 选题 、 领取任务书 ， 调研，搜集资料，撰写开题报告； 第 5 周 根据发动机参数设计连杆 ； 第 6 8 周 绘制连杆总装配图 ，中期答辩 ； 第 9 13 周 利用 建立模型， 析， 并撰写设计说明书 ； 第 14 周 完善设计并提交指导教师审核； 第 15 更改并最终完成设计，准备答辩； 第 17 周 毕业答辩。 五、主要参考资料 1 网络类 中国机械 坛等 2 期刊类 中国期刊网等 3 书籍类 曲轴 设计、 、 书 等 六、备注 指导教师签字： 年 月 日 教研室主任签字： 年 月 日 本科学生毕业设计 4动 机曲 轴设计 及 有限元分析 系部名称 ： 汽车与交通工程学院 专业班级 ： 车辆工程 07 学生姓名 ： 王 勐 指导教师 ： 朱荣福 职 称 ： 讲 师 黑 龙 江 工 程 学 院 二 一一 年六月 s of 011 毕业设计（论文） 开题报告 设计（论文）题目 : 4动机曲轴设计及有限元分析 院 系 名 称 : 汽车与交通工程学院 专 业 班 级 : 辆 07 学 生 姓 名 : 王 勐 导 师 姓 名 : 朱荣福 开 题 时 间 : 2011 年 2 月 28 日 指导委员会 审查意见： 签字： 年 月 日 开题报告撰写要 求 一、“开题报告”参考提纲 1. 课题研究 目的 和意义 ； 2. 文献综述（ 课题研究 现状 及分析 ） ； 3. 基本内容 、 拟解决的主要问题 ； 4. 技术路线 或研究方法 ； 5. 进度安排 ； 6. 主要参考文献。 二、“开题报告” 撰写规范 请参照黑龙江工程学院本科生毕业设计说明书及毕业论文撰写规范 要求 。 字数 应在 4000 字 以上 ， 文字要精练通顺，条理分明，文字图表要工整清楚。 毕业设计（论文） 开题报告 学生姓名 王勐 系部 汽车与交通工程学院 专业、班级 车辆工程 07导教师姓名 朱荣福 职称 讲师 从事 专业 车辆工程 是否 外聘 是 否 题目名称 4动机曲轴设计及有限元分析 一、 课题研究 现状、 选题 目的 和意义 随着发动机的不断强化，曲轴的工作条件愈加苛刻，保证曲轴的工作可靠性至关重要，其设计是否可靠，对柴油机的使用寿命有很大影响，因此在研制过程中需要给予高度重视。由于曲轴的形状及其载荷比较复杂 ，对其采用经典力学的方法进行结构分析往往有局限性。有限元法是根据变分原理求解数学物理问题的一种数值计算方法，是分析各种结构问题的强有力的工具，使用有限元法可以方 便地进行分析并为设计提供理论依据。 基于几何模型的网格生成，可以通过制定不同区域的单元大小，是网格密度合理。基于三维实体模型建立有限元网格符合现代 行工程的要求。现代 行工程要求分析模型能充分利用设计主模型，并与设计主模型相关一致。显然这样极大地提高了分析结果的可信度，同时也大大提高了有限元网络模型的生成速度和分析效率，节约了大量的时间和人力。 这对于有限元实际运用具有重要意义，目前通过许多大型 件，人们可以不加简化的建立汽车发动机的许多复杂零部件的有限元网络模型。尽管有限元网格自动生成技术 发展到现在，出现了大量的不同的实现方法，如应设法、布点及三角化法、拓扑分解法、几何分解法、基于栅格法等等，但是所有的这些方法在大规模复杂结构中的运用上仍然具有许多困难。突出的表现在两方面：一是几何元素过多，是的现有算法一次自动生成其有限元网格需要高性能、高配置的硬件，现在算法难以实现；二是有些几何元素太复杂或者几何元素尺寸的大小相差悬殊，导致现有算法失效或者生成网络的质量欠佳。 在现有条件下，解决上述问题的一个有效途径就是引入非流形几何建模技术，将原有几何模型在拓扑上通过内部边界分解为多几个相对简单的拓扑子 域，由于非流形模型可以实现内部边界的直接查询，故在利用现有算法对分解后的各个子域进行网格自动划分时，不会出现相邻边界的划分错误。由此可以实现子域的各个击破，并最终完成大规模复杂结构的有限元网络划分。因此实际上增强了各种有限元网络自动生成技术的功能，拓宽了汽车发动机中可分析零件的范围。 解决上述问题的另一条有效途径是，现将结构划分成某些区域节点并不连续的有限元网格，再通过施加节点间位移约束消除模型变形的不协调。另外部分大型软件不仅可以实现单个零件基于几何模型的有限元网格自动生成，对装配模型的有限元网格的建立或 多零件的有限元网格的模型装配也可以方便的实现。 而目前汽车发动机中最复杂的零部件包括曲轴，可根据 体模型直接建立非常精确的有有限元网络模型，为这些先前几乎无法进行可靠计算的零部件，提供了一条可行的设计途径。 曲轴是发动机中最重要、载荷最大的零件之一。曲轴承受着气缸内的气体压力及往复和旋转质量惯性力引起的周期性变化的杂合，并对外输出扭矩，理论和实践表明，发动机的曲轴的破坏形式主要是弯曲破坏。因此在曲轴内产生交变的弯曲应力，可以引起曲轴疲劳失效，而一旦曲轴失效，就可能引起其他零件随之破坏。所以对于整体式多 缸曲轴，如何比较准确地得到应力、变形的大小及分布，对用于指导曲轴的设计和改进，具有重要意义。 根据名义应力和应力集中系数计算曲轴应力的传统方法尽管在理论和方法上得到了一定的发展，但随着计算机技术的发展，有限元技术在曲轴的强度研究中得到了越来越广泛的应用，已 有许多文献利用有限元方法的出了较为有效的结果。但总体来看，已有的曲轴有限元分析的研究对象都是针对某种具体型号曲轴，而且从模型和边界条件的处理上存在较大的差别：在模型方面，二维平面模型和三维的单拐、 1/4 和 1/2 拐乃至整体模型都有采用，在和处理上一般只考虑了 单一受载情况，而忽略了扭矩和惯性力的作用，连杆轴径表面作用力和主轴颈约束采用不同的简化处理方法。 随着计算技术的飞速发展，出现了开发对象的自动离线及有限元分析结果可视化显示的热潮，使有限元分析的“瓶颈”得以逐步解决。对象的离散从手工到全自动，从简单对象的一维单一网络到复杂对象的多维多种网络单元，从单材料到多种材料，从单纯的离散到自适应离散，从对象的性能校核到自动适应动态设计、分析。这些重大的发展使有限元分析拜托了仅为性能校核的工具的原始阶段 计算结果的可视化显示从简单的应力、位移和温度场等的 静动态显示、色彩色调显示，一跃变成对模型可能出现缺陷的位置、形状、大小以及可能波及区域的显示。这种从抽象数据到计算机形象化现实的飞跃，是现在甚至将来计算程序设计、分析的重要组成部分。 有限元法随着计算机科学的发展，在包括汽车发动机在内的几乎所有工程领域得到愈来愈广泛的运用。有限元技术的出现，为工程设计领域提供了一个强有力的计算工具，经过迄今约办半个世纪的发展，它已日趋成熟使用，在近乎所有的工程设计领域发挥着越来越重要的作用。而汽车发动机零部件的设计是有限元技术最早的应用领域之一。有限元技术的应用提高了汽车发 动机零部件设计的可靠性，缩短了设计周期，大大推动了汽车发动机工业的发展。 现今，高性能的产品需要有高水品的设计，设计技术是决定产品性能的关进因素之一。随着科技的进步和使用要求的不断提高，设计方法和设计手段也不断改善，以经验和试制、实验为典型特征的传统设计方法已远不能满足现代产品对性能的需求，取而代之的是以计算机为基本工具，以数值仿真分析为主要手段的现代设计理论和方法的广泛应用。汽车发动机设计是典型的机械系统设计，针对汽车发动机的现代设计技术研究具有代表性意义。曲轴是汽车发动机至今为止关键的部件之一，其性能优 劣直接影响着汽车发动机的可靠性和寿命，所以利用计算机仿真技术对曲轴设计及生产有着积极的指导作用。实现了曲轴建模和分析计算的自动化、智能化。 二、 设计（论文） 的基本内容 、 拟解决的主要问题 1）确定发动机的参数 2）运动学 与动力学 计算 3）曲轴零件的结构设计 4）应用软件实体建模 5）对模型进行有限元分析 1） 发动机最大功率的数据获得、 计算 。 2） 为满足应力应对 曲轴的结构 进行 设计 。 3） 利用有限元分析需要进行 实体模 型的创建 ，用以参数化 ，模型的网格划分以及边界条件的施加。 三、 技术路线（研究方法） 四、 进度安排 （ 3 月 1 3 月 14） 调研、收集资料、撰写开题报告。 （ 3 月 15 3 月 28） 确定曲轴设计及分析方案。 （ 3 月 29 4 月 25） 曲轴参数设计 及 图 （ 4 月 26 5 月 9） 对曲轴参数进行实体建模。 1 （ 5 月 10 5 月 16） 结合 模型进行有限元分析。 3 （ 5 月 17 5 月 30） 撰写设计说明书，完善图纸设计提交指导老师审核。 5 （ 5 月 31 6 月 13） 毕业设计修改。 7 周 （ 6 月 14 20） 毕业设计答辩。 调研和查阅资料 确定曲轴参数设计方案 计算曲轴参数 确定曲轴结构形式 利用曲轴参数应用软件进行实体建模 对模型进行网格划分 对有限元模型施加边界条件 确定曲轴参数设计及有限元分析方案 完成设计图纸， 说明书 对模型进行分析获得数据 五、 参考文献 1徐兀 M民交通出版社 2杨连生 M国农业机械出版社 3陆际青 M华大学出版社 4周龙保 M 械工业出版社 5苏铁雄 ,张儒华 ,蔡坪等 J6吴兆汉 M北京理工大学出版社 7张小虞 M民交通出版社 8丁培杰 ,吴昌华 状与展望 J2003 9张保成 ,张先林 ,苏铁雄 J2001 10尤小梅 ,马星国 J2004 11龚曙光，谢桂兰 作命令与参数化编程 M国农业机械出版社 12刘必荣 油机曲轴应力分析 J2002 13徐波 ,陈国华 ,王晓瑜 J2003 14of of 15v 24,n 1,、备注 指导教师意见： 签字 ： 年 月 日 黑龙江工程学院本科生毕业设计 I 摘 要 本 设计 以 4动机 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 曲轴等 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 有限元 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 件：立了曲柄连杆机构 中曲轴 的几何模型 。而曲轴，作为发动机的主要运动部件，其性能优 劣直接影响到发动机的可靠性和寿命。在周期性变化的动载荷作用下，曲轴内将产生交变的弯曲应力和扭转应力，极易在过渡圆角等应力集中部位发生弯曲疲劳破坏和扭转破坏。随着发动机的不断强化，曲轴的工作条件愈加苛刻。本文对发动机曲轴进行符合实际条件的建模，采用 其进行三维有限元分析，研究了整体曲轴的变形和应力状况，根据应力响应 结果并结合材料特性，校核了载荷下的强度，为发动机曲轴改进设计中的分析提供了理论依据。 关键词： 发动机；曲柄连杆机构；受力分析； 曲轴 ； ；有限元分析 黑龙江工程学院本科生毕业设计 as a on of on of of as of in a of to a d e in of as In of as to of of of to of E； 目 录 摘要 I 1 章 绪论 1 题的目的和意义 1 内外的研究现状 2 计研究的主要内容 3 第 2 章 曲柄连杆机构受力分析 5 柄连杆机构的类型及方案选择 5 柄连杆机构运动学 5 塞位移 6 塞的速度 7 塞的加速度 7 柄连杆机构中的作用力 8 缸内工质的作用力 8 构的惯性力 8 章小结 16 第 3 章 曲轴的设计 17 轴的结构型式和材料的选择 17 轴的工作条件和设计要求 17 轴的结构型式 17 轴的材料 18 轴的主要尺寸的确定和结构细节设计 18 柄销的直径和长度 18 轴颈的直径和长度 18 柄 19 衡重 19 孔的位置和尺寸 19 黑龙江工程学院本科生毕业设计 轴两端的结构 20 轴的止推 20 轴的疲劳强度校核 21 用于单元曲拐上的力和力矩 21 义应力的计算 25 章小结 27 第 4 章 曲轴 的 有限元 分析 28 软件基本功能的介绍 28 轴的创建 28 轴的特点分析 28 轴的建模思路 28 轴的建模步骤 28 件的介绍 30 轴的有限元分析 30 轴受力条件与简化 30 轴的静力学分析 31 章小结 37 结论 38 参考文献 39 致谢 40黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 第 1 章 绪 论 题的目的和意义 曲轴是发动机中最重要、载荷最大的零件之一。曲轴承受着气 缸内的气体压力及往复和旋转质量惯性力引起的周期性变化的杂合，并对外输出扭矩，理论和实践表明，发动机的曲轴的破坏形式主要是弯曲破坏。因此在曲轴内产生交变的弯曲应力，可以引起曲轴疲劳失效，而一旦曲轴失效，就可能引起其他零件随之破坏。所以对于整体式多缸曲轴，如何比较准确地得到应力、变形的大小及分布，对用于指导曲轴的设计和改进，具有重要意义。随着发动机的不断强化，曲轴的工作条件愈加苛刻，保证曲轴的工作可靠性至关重要，其设计是否可靠，对柴油机的使用寿命有很大影响，因此在研制过程中需要给予高度重视。由于曲轴的形状及其载 荷比较复杂，对其采用经典力学的方法进行结构分析往往有局限性。有限元法是根据变分原理求解数学物理问题的一种数值计算方法，是分析各种结构问题的强有力的工具，使用有限元法可以方便地进行分析并为设计提供理论依据。 曲轴连杆机构作为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，需要对机构进行运动学分析。而为了真是全面地了解机构在运动工况下的力学特性，本文采用了运动学仿真，针对机构进行了实时的，高精度的动力学响应 分析与计算，对提高设计水平具有重要意义，而且更直观清晰的反应曲柄连杆机构在运行过程中的受力状况，便于精确计算，同时应用有限元分析，对机构疲劳等强度与刚度的计算能够直观的了解，充分保证曲轴在工况下的强度，对进一步研究发动机的平和与震动、发动机增压的改造等均有较为实用的应用价值。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 内外的研究现状 多刚体运动学模拟是近十年来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试验研究，将分析的方法运 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。 目前国内对发动机曲柄连杆机构的动力学分析的方法有很多，而且已经完善和成熟。其中机构运动学分析是研究两个或者两个以上的物体间的相对运动，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运动力学、运动学分析方法主要有图解法和解分析法 2。 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 3。 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黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 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。 随着计算技术的飞速发展，出现了开发对象的自动离线及有限元分析结果可视化显示的热潮，使有限元分析的“瓶颈”得以逐步解决。对象的离散从手工到全自动，从简单 对象的一维单一网络到复杂对象的多维多种网络单元，从单材料到多种材料，从单纯的离散到自适应离散，从对象的性能校核到自动适应动态设计、分析。这些重大的发展使有限元分析拜托了仅为性能校核的工具的原始阶段计算结果的可视化显示从简单的应力、位移和温度场等的静动态显示、色彩色调显示，一跃变成对模型可能出现缺陷的位置、形状、大小以及可能波及区域的显示。这种从抽象数据到计算机形象化现实的飞跃，是现在甚至将来计算程序设计、分析的重要组成部分。 有限元法随着计算机科学的发展，在包括汽车发动机在内的几乎所有工程领域得到愈来愈广泛 的运用。有限元技术的出现，为工程设计领域提供了一个强有力的计算工具，经过迄今约办半个世纪的发展，它已日趋成熟使用，在近乎所有的工程设计领域发挥着越来越重要的作用。而汽车发动机零部件的设计是有限元技术最早的应用领域之一。有限元技术的应用提高了汽车发动机零部件设计的可靠性，缩短了设计周期，大大推动了汽车发动机工业的发展。现今，高性能的产品需要有高水品的设计，设计技术是决定产品性能的关进因素之一。随着科技的进步和使用要求的不断提高，设计方法和设计手段也不断改善，以经验和试制、实验为典型特征的传统设计方法已远不能满 足现代产品对性能的需求，取而代之的是以计算机为基本工具，以数值仿真分析为主要手段的现代设计理论和方法的广泛应用。汽车发动机设计是典型的机械系统设计，针对汽车发动机的现代设计技术研究具有代表性意义。曲轴是汽车发动机至今为止关键的部件之一，其性能优劣直接影响着汽车发动机的可靠性和寿命，所以利用计算机仿真技术对曲轴设计及生产有着积极的指导作用。实现了曲轴建模和分析计算的自动化、智能化 3。 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 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，以符合零件实际加黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 工的要求 ； （ 3） 应用 软件对曲柄连杆机构的零件分别建立实体 模型 ； （ 4） 应用 软件将零件模型图转化为相应的工程图，并结合使用 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 ； （ 5）应用 件对模型进行有限元分析。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5 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。 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 4。 经过比较，本设计的型式选择为中心曲柄连杆机构。 柄连杆机构运动学 中心曲柄连杆机构简图如 图 示， 图 气缸中心线通过曲轴中心 O， 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 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 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 6 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 4。 图 柄连杆机构运动简图 4 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。 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 示 。 当 = 0 时，活塞销中心 A 在最上面的位置 位置称为上止点。当 =180 时，A 点在最下面的位置 位置称为下止点。 此时活塞的位移 x 为 : x= 1 =(r+l ) )c = )c o )c o r（ 式中 ： 连杆比。 式（ 进一步简化，由图 以看出 ： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 即 s 222 s i i o s （ 将 式 （ 带入式（ ： x= )s c 22 r（ 式 （ 是计算活塞位移 x 的精确公式 ,为便于计算，可将式（ 的根号按牛顿二项式定理展开，得 ： 6642222 s i i i i 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 i （ 将式（ 入式（ )s o 2 （ 塞的速度 将活塞位移公式（ 时间 t 进行微分，即可求得活塞速度 v 的精确值为 v )c o i s i n 将式（ 时间 t 微分，便可求得活塞速 度得近似公式为 ： 212s i i n)2s i s i n （ 从式 （ 可以看出，活塞速度可视为由 与 2s (2 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，此时活塞得速度等于曲柄销 中心的圆周速度。 塞的加速度 将式（ 时间 t 微分，可求得活塞加速度的精确值为 ： c o s 2s i o s 2c o s c o s 3232 （ 将式（ 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 （ 黑龙江工程学院本科生毕业设计 8 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 2 两部分组成。 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 4。 计算过程中所需的相关数据参照 4油机， 表 示。 缸内工质的作用力 作用在活塞上的气体作用力两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即 )(4 2 （ 式中 ：活塞上的气体作用力 ， N ； p 缸内绝对压力 ， p 大气压力 ， D 活塞直径 ， 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 p = 85D ,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 示 ： 则 由式（ 计算气压力 示 。 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 9 质量，以便进一步计算它们在运动中所产生的惯性力 4。 表 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 /进气终点压力缩终点压力 胀终点压力 气终点压力 15.1 ： 1n 平均压缩指数， 1n = 压缩比， =10； 2n 平均膨胀指数，2n = ； 最大爆发压力， 此时压力角 = 1510 ，取 = 13 。 表 压力四 个 冲 程 N 进气终点 缩终点 胀终点 气终点 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 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 示 ： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 图 杆质量的换算简图 4 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 。 连杆重心 G 的位置不变，即 )( 1211 。 连杆相对重心 G 的转动惯量 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 11 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 示 ： 图 多边形法 4 黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 （ 2） 往复直线运动部分的质量括活塞上的零件）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，并以量m 之和，称为往复运动质量1。 （ 3）不平衡回转质量 曲拐的不平衡质量及其代换质量如图 示 ： 图 拐的不平衡质量及其代换质量 5 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 r 的连杆轴颈中心处，以 换算质量 式中 ：曲拐换算质量， 连杆轴颈的质量， 一个曲柄臂的质量， e 曲柄臂质心位置与曲拐中心的距离， m 。 质量m 之和称为不平衡回转质量 即 2由上述换算 方法 计 算 得 ： 往复直线运动部分的质量不平衡回转质量 黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 2、 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，这些质量的惯性力可以从运动条件求出，归结为两个力。往复质量旋转惯性力 5。 （ 1） 往复惯性力 2c o sc o s)2c o sc o s( 2222 （ 式中 ：往复运动质量， 连杆比； r 曲柄半径 ， m ； 曲柄旋转角速度， ； 曲轴转角 。 式 （ 前的负号表示a 的方向相反。 其中曲柄的角速度 为 ： 30602 （ 式中 ： n 曲轴转数， r ； 已知 额定转数 n =6000 r ，则 6000 62830 ； 曲柄半径 r =44连杆比 = =参照 附录 表 2： 四缸机工作循环表，将每一工况的曲轴转角 代入式（ 计算得往复惯性力果如表 示 ： 表 复惯性力四 个 冲 程 进气终点 缩终点 胀终点 气终点 龙江工程学院本科生毕业设计 13 （ 2） 旋转惯性力 2 （ 21 . 5 3 5 0 . 0 4 4 6 2 8 2 6 6 3 6 . 7 0 N 3、 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 5 （ 计算结果 如 表 示 。 4、 活塞上的总作用力如图 示， 首先，将连杆轴线作用的力 K ，和把活塞压向气缸壁的侧向力 N ， 其中沿连杆的作用力 K 为： 而侧向力 N 为： 表 用在活塞上的总作用力气压力 N 往复惯性力 N 总作用力 P /N 进气终点 压缩终点 膨胀终点 排气终点 黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 图 用在机构上的力和力矩 5 连杆作用力 K 的方向规定如下：使连杆 受压时为正号，使连杆受拉时为负号，缸 壁的侧向力 N 的符号规定为：当侧向力所形成的反扭矩与曲轴旋转方向相反时，侧向力为正值，反之为负值。 5 当 = 13 时，根据正弦定理， 可得： 求得 3s i r c s i ns i na r c s i n 将 分别代入式（ 式（ ， 计算结果 如 表 示 ： 表 连杆力 K 、侧向力 N 的计算结果 四个冲程 连杆力 K /N 侧向力 N /N 进气终点 压缩终点 胀终点 排气终点 K 通过连杆作用在曲轴的曲柄臂上， 此力也分解成两个力，即推动曲轴旋转的切向力 T ， 黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 即 c o s )s i n ()s i n ( 和压缩曲柄臂的径向力 Z ，即 co s )co s ()co s ( 规定力 T 和曲轴旋转方向一致为正，力 Z 指向曲轴为正。 求得 切向力 T 、径向力 Z 见 如 表 示 : 表 向力 T 、径向力 Z 的计算结果 四个冲程 切向力 T /N 径向力 Z /N 进气终点 压缩终点 胀终点 排气终点 动机主要性能参数 气缸排列方式 直列四缸 供油方式 多点喷射 排量 /L 径 /5 冲程 /8 冲程 /缸径 杆长 /67 曲轴轴承座 5 压缩比 定功率 /5(6000 r/最大扭矩 /(Nm) 173(4500 r/点火顺序 1 3 4 2 黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 章小结 本章首先分析了曲柄连杆机构的运动情况， 重点分析了活塞 的运动， 在此基础上分析了每个工作过程的气体压力变化情况，进一步推导出各过程气体力的理论计算公式， 进行了机构中运动质量的换算， 并根据 4汽油机的具体结构参数计算出了各过程的气体力，为后面章节提供了理论数据的依据。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 第 3 章 曲轴的设计 轴的结构型式和材料的选择 轴的工作条件和设计要求 曲轴是在不断周期性变化的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态。 由于曲轴弯曲与扭转振动而产生附加应力，再加上曲轴形状复杂，结构变化急剧，产生的严重的应力集中。特别在曲柄至轴颈的圆角过渡区、润滑油孔附近以及加工粗糙的部位应力集中现象尤为突出。所以在设计曲轴时，要使它具有足够的疲劳强度，尽量减小应力集中现象，克服薄弱环节，保证曲轴可靠工作。 如果曲轴弯曲刚度不足，就会大大恶化活塞、连杆的工作条件，影响它们的工作可靠性和耐磨性，曲轴扭转刚度不足则可能在工作转速范围内产生强烈的扭转振动，所以设计曲轴时，应保证它