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基于SolidWorks的连杆机构的运动分析设计说明书.doc
基于SolidWorks的连杆机构的运动分析【含CAD图纸、SW三维、说明书、开题报告】
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本科生毕业设计（论文）（ 20 届）设计（论文）题目 基于SolidWorks的连杆机构的运动分析作 者 （三号黑体） 分 院 （三号黑体） 专 业 班 级 （三号黑体） 指导教师（职称） （三号黑体） 论 文 字 数 （三号黑体，阿拉伯数字） 论文完成时间（三号黑体，阿拉伯数字，年 月 日） 摘 要本文主要介绍连杆的设计计算，以及后期使用solidworks软件仿真其廓线。连杆轮廓曲线是连杆机构设计的关键，常用的设计方法有解析法和图解法。本文将对这两这种方法进行大致分析与应用设计，利用solidworks软件绘制连杆机构实体模型，并用solidworks软件的solidworks Motion插件设计连杆机构运动模型，进行机构运动学仿真分析，可以较准确掌握机械产品零部件的位移、速度和加速度等动力学参数，进而可分析机构动作的可靠性。主要技术要求为：熟悉连杆设计基本原理及相关理论计算；连杆机构运动仿真及受力分析；指定内容的翻译和solidworks软件的熟练应用。本文将重点研究平行连杆建模，受力分析和运动仿真与分析。通过理论上的计算和研究，结合图解以及解析的方法，算出连杆廓线的大致数据，用solidworks软件将其绘制出，进行运动仿真，记录和研究其位移、速度和加速度等动力参数，最后分析出机构动作的可靠性。使以后工作中，可以更准确掌握机械产品零部件的动力方面个参数，减少事故的发生，降低设计的难度。关键词：连杆，solidworks，三维造型，仿真53AbstractThis paper mainly introduces the design calculation of the connecting rod, and the later use of the SolidWorks software to simulate the profile.Connecting rod profile curve is the key to the design of linkage mechanism, and the common design method is analytic method and graphic method. The two such methods were generally analysis and application design, using SolidWorks software rendering the entity model of the linkage, and using Solidworks Software Solidworks motion plug design of kinematic model, kinematics simulation analysis, can accurately grasp the mechanical products and components of the displacement, velocity and acceleration etc. kinetic parameters, which can analyze the mechanism action reliability.The main technical requirements are as follows: familiar with the basic principles of the connecting rod design and related theoretical calculation; linkage mechanism motion simulation and stress analysis; the content of the translation and SolidWorks software.This paper will focus on the modeling of parallel link, stress analysis and motion simulation and analysis. Through theoretical calculation and research, combined with graphical and analytical methods, calculate link profile roughly data, using SolidWorks software will draw, motion simulation, to record and study the displacement, velocity and acceleration and other dynamic parameters. Finally, the reliability of the agency action. After the work, can more accurately grasp the mechanical parts of the power parameters, reduce the occurrence of accidents, reduce the difficulty of design.Key words: connecting rod, Solidworks, 3D modeling, simulation目 录摘 要IIAbstractIII目 录IV第1章 绪论11.1 课题的目的、意义11.2 国内外技术现状及发展趋势21.3 连杆机构的分类21.4 连杆机构的性能及其运动参数3第2章 以发动机为例分析连杆机构的设计52.1 发动机连杆机构的部件组成52.2 工作行程52.3 参数的确定62.3.1制定设计参数要求72.3.2发动机结构设计72.3.3发动机主要参数的确定72.4 热学计算102.4.1参数的确定102.4.2压缩过程102.4.3膨胀过程102.4.4热力学校核112.5 动力学计算112.5.1气体压力112.5.2活塞的设计112.5.3 活塞销的设计152.6 曲轴的设计172.6.1曲轴的材料及结构172.6.2曲轴尺寸的设计182.7 连杆的设计192.7.1连杆的材料192.7.2连杆的机构尺寸设计192.7.3连杆小头202.7.4连杆杆身设计212.7.5连杆大头设计222.8 设计结果23第3章 以发动机为例的连杆机构各零件建模333.1 以发动机为例的连杆机构的工作原理333.1.1 吸气冲程333.1.2 压缩冲程333.1.3做功冲程333.1.4 排气冲程333.2以发动机为例的连杆机构的运动循环图343.3 以发动机为例的连杆机构各个零件的建模353.3.1 活塞的建模353.3.2 气缸建模363.3.3 曲轴建模383.3.4 小带轮建模403.3.5大带轮建模413.3.6 凸轮轴建模413.3.7 凸轮建模423.3.8 摆臂建模433.3.9 弹簧座建模443.3.10 气门头部建模443.3.11 气缸盖建模453.3.12 活塞销建模453.3.13 连杆建模46第4章 以发动机为例的连杆机构各零件的装配47第5章 以发动机为例的连杆机构的运动仿真49总结51致 谢52参考文献53 第1章 绪论1.1 课题的目的、意义在工业生产中，经常要求机器的某些部件按照规定的运动轨迹运动，仅仅应用连杆机构已难以满足这个要求，所以需要利用工作表面具有一定形状的连杆。连杆机构是机械中一种常用的机构，它结构简单、紧凑，工作可靠，设计方便，利用不同的连杆轮廓曲线能够使从动件实现任意复杂给定的运动规律。同时它兼有传动、导向及控制机构的各种功能等优点。因此在纺织机、包装机、印刷机、以发动机为例的连杆机构、计算机以及农业机具等自动机械和自动控制装置中，都获得了广泛应用。连杆机构是工程中用以实现机械化和自动化的一种主要驱动和控制机构，就连杆机构而言，必须进一步提高其设计水平，在现有的基础上开展计算机辅助设计的研究。在产品的开发过程中，有关产品的结构、功能、操作性能、生产工艺、装配性能，甚至维护性能等等许多问题都需要在开发过程的前期解决。一般，人们借助理论分析、CAD系统和各种比例的实物模型，或参考先前产品的开发经验来解决有关新产品开发的各种问题。由于有关装配、操作和维修的问题往往只会在产品开发的后期或在最终产品试车过程中、甚至在投入使用一段时间后才能暴露出来，尤其是有关维修的问题往往是在产品已经售出很长是以后才能被发现。为了解决这些问题，有时产品就不得不返回到设计构造阶段以便进行必要的设计变更。这样的产品开发程序不但效率低、耗时，费用也高。通过本课题对平行连杆的设计，参数化三维建模与运动仿真技术的研究，目标是可以使我系统掌握平行连杆的设计原理和方法，并掌握利用三维建模软件对连杆机构进行设计，计算及验算的全过程，掌握参数化方法在设计过程中的应用技术。通过这一系列的研究设计工作，最终实现平行连杆机构设计的参数化，系列化设计，提高平行连杆的设计效率。连杆机构广泛应用于各种自动机械、仪器和操纵控制装置。连杆机构之所以得到如此广泛的应用，主要是由于连杆机构可以实现各种复杂的运动要求，而且结构简单、紧凑。但是在连杆的传统设计过程中，设计着主要根据以往的设计经验，结合大量的经验公式和设计参数来进行具体的设计，很难实现连杆的优化设计。加上连杆在加工过程中也比较复杂的问题，造成了连杆的设计周期长，设计成本高，传动质量较低的问题。本文把仿真技术应用到连杆轮廓线设计中，实现对连杆轮廓的优化，了解其运动的各参数，如速度、加速度、转角等等。1.2 国内外技术现状及发展趋势我国对连杆机构的应用和研究已有多年的历史, 目前仍在继续扩展和深入。1983年全国第三届机构学学术讨论会上关于连杆机构的论文只有8 篇, 涉及设计、运动规律、分析、廓线的综合等四个研究方向。到了1990年第七届会议, 连杆机构方面的论文22篇, 又增加了CAD/CAM和误差分析等研究方向。现在连杆机构已经在包装机械、食品机械、纺织机械、交通运输机械、动力机械、印刷机械等领域得到广泛的应用。但是, 与先进国家相比，我国还存在较大差距尤其是在对振动的研究、连杆架构的加工及产品开发等方面。在欧美各国, 很多学者为连杆机构的研究作出了贡献。 早在三十年代，F.D.FURMAN就写了一本系统介绍连杆设计的著作，当时的研究工作主要集中在低速连杆机构。到了四十年代，人们开始对配气连杆机构的振动进行深入研究，并从经验设计过渡到有理论根据的运动学和经济学分析。四十年代末，J.A.Hrones等人已经注意到从动件的刚度对连杆机构动力学响应有明显的影响。五十年代初，D.B.Mitchell最先对连杆机构进行实验研究。随着计算机的发展，连杆机构的CAD/CAM获得巨大成功，连杆机构的研究经历了从经验设计到优化设计，从单纯的运动分析道动力学研究，从手工加工到CAM等发展阶段。由于电子技术的发展,某些设备的控制元件可以采用电子元器件, 但它们一般只能传递较小的功率, 连杆机构却能在实现控制功能的同时传递较大的功率, 因此, 连杆机构在生产中具有无可替代的优越性, 尤其在高速度、高精度传动中更有突出的优点。可以说, 对连杆机构的进一步研究，特别是对高速连杆机构及其动力学问题的进一步研究，是长期，持续并有重大意义的工作。1.3 连杆机构的分类平面连杆机构 两活动构件之间的相对运动为平面运动的连杆机构。其按连杆形状又可分为盘形连杆、移动连杆。其中，盘形连杆为连杆的基本形式。是一个相对机架作定轴转动或为机架且具有变化向径的盘形构件；而移动连杆则可视为盘形连杆的演化形式。是一个相对机架作直线移动或为机架且具有变化轮廓的构件。 1.4 连杆机构的性能及其运动参数 连杆机构中，可按设计要求作间歇步进转为运动。这种连杆不需要其他附属装置即可完成较精确的定位。表1-1 连杆机构中主要运动参数的符号及意义名称符号公式无量纲时间T t转盘转动时间，s；tf转盘期时间，s；T= 连杆角位移，rad或(。)；f连杆期转角，rad或（。）无量纲位移SS= 连杆中S恒为正；转盘角位移，rad或(。) 转盘期转位角，rad或(。)无量纲速度VV= 连杆中V恒为正，1连杆角速度，；2转盘角速度，无量纲加速度AA= A和V同向为正异向为负；2转盘角加速度，无量纲跃度JJ= J和V同向为正异向为负；j2转盘角跃度，第2章 以发动机为例分析连杆机构的设计2.1 发动机连杆机构的部件组成 一部完整的发动机是由缸体、缸盖、曲轴箱、活塞、活塞环、活塞销、连杆、曲轴、曲轴轴颈、连杆小头、连杆大头、主摩擦副、行程线、上止点和下止点、曲柄半径、活塞行程等组成。2.2 工作行程 汽油机吸入可燃的空气油混合气，并将这种混合气进行压缩后在精确的时刻由火花塞点燃。因此这类发动机称为火花塞火式发动机。这类发动机需要四个活塞行程来完成一个工作循环：活塞朝远离缸盖的方向移动，吸入空气燃油混合气的行程：活塞朝缸盖方向运动，压缩空燃混合气充量的行程；活塞朝远离缸盖方向移动的做工行程和活塞朝缸盖方向运动的排气行程。 、进气行程。 进气门开启，排气门关闭。活塞下行远离缸盖。活塞沿气缸快速移动产生压力下降或真空，在距上止点三分之一行程处缸内负压达到最大值，约比大气压力低0.3.实际产生的真空度将取决于发动机的转速和负荷的大小，典型的平均真空度比大气压低0.12,。缸内产生的真空度可吸入由空气和雾化汽油组成的重量比为1017:1的新鲜充量和。利用缸内真空吸入新鲜充量的发动机叫做正常吸气或自然吸气发动机。 、压缩行程 进气门和排气门均关闭。活塞开始上行，朝缸盖方向移动。吸入的空气燃油混合气被逐渐压缩，在活塞处于上止点时被压缩到气缸原有容积的八分之一至十分之一。压缩过程将空气和雾化了的汽油分子紧紧的挤压在一起。压缩过程不仅提高了缸内气体的压力，还升高了其温度。在节气门开启发动机带负荷运转时，缸内气体最大压缩压力一般可达到814。压缩终了时，气缸内气体的压力约为0.81.5，温度约为600750K。 、做功行程 进气门和排气门均关闭，且就在活塞接近压缩上止点之时，火花塞点燃被压缩后的高密度的可燃充量。当活塞到达上止点时，缸内可燃混合气开始燃烧，产生热量，促使缸内气体压力迅速升高。当作用在活塞上的气体压力超过作用在其上阻力时，燃烧气体还是膨胀，改变活塞运动方向，并将活塞退至下止点。于是，缸内压力从满负荷下大约60的峰值压力降低到活塞接近下止点时的4左右。做功行程中，燃烧气体的最大压力可达到3.06.5，最高温度可达到22002800K，随着活塞向下止点移动，气缸容积不断增大，气体压力和温度逐渐降低。在做功行程结束时，压力约为0.350.5，温度约为12001500K。 、排气过程 做功行程结束时，进气门仍保持关闭状态，而排气门开启。活塞改变运动方向，从下止点向上止点位置移动。大部分废气靠其自身的能量排出气缸，而剩余的废气将在活塞上移的过程中被活塞强行推入排气道排入大气中。 排气过程中，缸内气体的压力将会从排气门开启时的压力，根据发动机的转速和节气门开度的不同可能为25范围内的某个值逐渐下降，到活塞缸盖方向移动接近上止点时缸内气体压力为大气压力，或者更低。排气终了时，在燃烧室内尚残留少量的废气，称其为残余废气，因为排气系统有阻力，所以残余废气的压力比大气压力略高，约为0.1050.12，温度约为9001100K。以发动机为例连杆机构的结构设计2.3 参数的确定 设计一台双缸型发动机，首先要确定它的基本结构参数，包括平均有效压力，活塞平均速度，气缸数i，转数n，气缸直径D，活塞行程S，压缩比等。2.3.1制定设计参数要求 设计条件为： 、制定双缸发动机的排量为120mL四冲程汽油机 、平均有效压力：Pme=0.81.2MPa； 、活塞的平均速度：Vm18m/s。 、体积小，结构简单2.3.2发动机结构设计 将本次设计对象定为一台120mL四冲程汽油机，初步选择采用双缸风冷形式，即确定气缸数i=2，冲程数=4。2.3.3发动机主要参数的确定 参考杨连生版发动机设计，汽车发动机的缸径行程比S/D一般在0.81.2之间，取S/D=0.85。以发动机为例的连杆机构学基本公式：VS=D2S/4其中为发动机的有效功率;为发动机的平均有效功率；气缸的工作容积；发动机的气缸数目；发动机的转速；活塞的平均速度；发动机活塞的行程；发动机气缸直径；发动机行程数。气缸的工作容积：上下止点间所包容的气缸容积称为气缸的工作容积，记为，根据公式： VS=D2S/4代入计算得： 发动机气缸直径 D=56.4mm， 活塞行程S=47.9mm.将其圆整可得：D=56mm，S=48mm.=118mL，以发动机为例的连杆机构的排量：以发动机为例的连杆机构所有气缸工作容积的总和称为以发动机为例的连杆机构的排量，记做，燃烧室容积：活塞位于上止点时，活塞顶面以上气缸盖底面一下所形成的空间叫做燃烧室，其容积称为燃烧室容积，也叫做压缩容积，记做。气缸总容积：气缸工作容积与燃烧室容积之和称为气缸总容积，记做，压缩比：气缸总容积也燃烧室总容积之比称为压缩比，记做。对于汽油机压缩比的范围为：812，取=8，根据以发动机为例的连杆机构学公式，压缩比为： 计算得：压缩容积 =16.86mL，气缸总容积=134.86mL.压缩比的大小表示活塞由上止点运动到下止点时，气缸内的气体被压缩的程度。压缩比越大，压缩终了时气缸内气体的压力和问题就越高。工况：以发动机为例的连杆机构在某一时刻的运动情况叫做工况，以该时刻以发动机为例的连杆机构输出的有效功率和曲轴转速表示。曲轴转速即为以发动机为例的连杆机构的转速。负荷率：以发动机为例的连杆机构在某一转速下发生的有效功率与相同转速下所能发生的最大的有效功率的比值称为负荷率，负荷率通常称为负荷。发动机的动力性能指标：动力性能指标是指发动机做功大小的指标，一般用发动机的有效转矩、有效功率、转速和平均有效压力等作为评价发动机动力性能好坏的的指标。发动机的转速： 发动机每轴的曲轴每分钟的回转数称为发动机的转速，用表示，单位是r/min。发动机转速的高低，关系到单位时间内做功次数的多少或发动机有效功率的大小，即发动机的有效功率随转速的不同而改变。因此。在说明发动机有效功率的大小时，必须同时指明其相应的转速，在发动机产品的标明牌上规定的有效功率及相应的转速分别称作标定功率和标定转速。发动机的标定功率和转速小的工作状况称作标定工况。标定功率不是发动机所能发出的最大功率，它是根据发动机的用途而制定的有效功率最大的使用限度。同一型号的发动机，当其用途不同时，其标定功率值并不相同。由初始条件，活塞的平均速度：Vm18m/s，取Vm=14m/s.根据公式： Vm=n 可得：n=30/S=8750r/min.角速度： =n/30=3.148750/30=915.83rad/s.发动机平均有效压力：单位气缸工作容积发出的有效功。Pme=0.81.2MPa，取Pme=0.9MPa.则发动机有效功率：发动机在单位时间对外输出的有效功率。Pe=7.6kw升功率：发动机在标定工况下，单位发动机排量输出的有效热功率称为升功率。升功率大表明每升气缸工作容积发出的有效功率大，发动机的热负荷和机械负荷都高。PL=65.625kw/h曲柄连杆机构： 作用在曲柄连杆机构上的力有气体力和运动质量惯性力。 气体力作用于活塞顶上，在活塞的四个行程中始终存在，但只有作功行程中的气体力是发动机对外作功的原动力。气体力通过连杆、曲柄销传到主轴承。气体力同时也作用于气缸盖上，并通过气缸盖螺栓传给机体。作用于活塞上和气缸盖上的气体力大小相等、方向相反，在机体中相互抵消而不传至机体外的支承上，但使机体受到拉伸。曲柄连杆机构可视为由往复运动质量和旋转运动质量组成的当量系统。往复运动质量包括活塞组零件质量和连杆小头集中质量，它沿气缸轴线作往复变速直线运动，产生往复惯性力；旋转运动质量包括曲柄质量和连杆大头集中质量，它绕曲轴轴线旋转，产生旋转惯性力，也称离心力。往复惯性力和旋转惯性力通过主轴承和机体传给发动机支承。通过查汽车设计手册和以发动机为例的连杆机构设计确定：曲柄半径：r=S/2=24mm.曲柄连杆比：=r/l的范围在1/31/4之间，选取=1/4.则连杆长度：l=r/=24/0.25=96mm.2.4 热学计算 通常根据以发动机为例的连杆机构所用的燃料，混合气形成方式，缸内燃烧过程（加热方式）等特点，把汽油机实际循环近似看成等容加热循环。四冲程汽油机的工作过程包括进气、压缩、做功和排气四冲程。在本次设计过程中，先确定热力循环基本参数，然后重点针对压缩和膨胀过程进行计算，绘制p-v图并校核。2.4.1参数的确定 根据参考文献工程热力学压缩过程绝热指数n1=1.321.35，初步取n1=1.34，膨胀过程绝热指数n2=1.231.28，初步取n2=1.26。根据参考文献以发动机为例的连杆机构原理=69，初步取=8。2.4.2压缩过程 把压缩过程简化为绝热过程，多变指数n1=1.34，p-v满足关系p=常数。压缩起点的气体压强=（0.80.9），其中为大气的压强，取=0.8=0.0808MPa，此时气体体积Va=134.86mL，压缩终点气体积Vc=16.86mL。故=，此时的气体压强PC=Pa=1.31MPa2.4.3膨胀过程 把膨胀过程简化为绝热过程，其多变指数为n2=1.26，p-v满足关系PVn2=常数=10.48MPaVc=16.86mL，Va=134.86mLPzVcn2=PbVan20.763MPa2.4.4热力学校核 由热力学计算所绘制的示功图为理论循环的示功图，其围成的面积表示的是汽油机所做的指示功，统计其共有78个单元格，每小格面积表示2J的有效功，计算得：Wi=156J，汽油机的机械效率，取=0.9，则Pme =0.91.32=1.19MPa满足设计要求（Pme=0.81.2MPa），所以校核合格。2.5 动力学计算2.5.1气体压力 随着曲轴转角的变化，缸内的气体压力也会随之发生变化。将热力学计算中的p-v图转化为p-图，即气缸气体压力随曲轴转角的变化规律。为排气行程， 气缸内的气体压力在理论循环下基本可认为是一恒定值且小于大气压力；为压缩行程，气缸内的气体压力可由绝热方程求出；为膨胀过程，气缸内的气体压力可由绝热方程求出；为排气行程，可以认为气缸内的气体压力是均匀下降至（0.81）P0。求出相应转角对应气缸压力p的数据，列入下表。利用上面求解出的数据，作出p-图，如下图1。图3-1 p-图2.5.2活塞的设计 活塞的主要功用是承受燃烧气体压力，并将此力通过活塞销传给连杆以推动曲轴旋转。此外活塞顶部与气缸盖、气缸壁共同组成燃烧室。活塞是发动机中工作条件最严酷的零件。作用在活塞上的有气体力和往复惯性力，这些力都是周期性变化的，且其最大值都很大。如增压发动机的最高燃烧压力可达这样大的机械负荷作用在形状复杂的活塞上，可能引起活塞变形，活塞销座开裂，第一道环岸折断。活塞顶与高温燃气直接接触，使活赛顶的温度很高，活塞各部的温差很大。温度高使活塞材料的机械强度显著下降，活塞的热膨胀量增大，从而使活塞与其相关零件的正确配合遭到破坏。另外，由于冷热不均所产生的热应力容易使活塞顶表面开裂。柴油机活塞的热负荷比汽油机活塞更为严重，这是因为柴油机活塞与燃烧气体的对流换热比较强烈，燃烧生成的炭烟使火焰的热辐射能力增强，活塞顶上的燃烧室凹坑使活塞受热面积增大等造成的。活塞在侧压力的作用下沿气缸壁面高速滑动，由于润滑条件差，因此摩擦损失大，磨损严重。 活塞在工作工程中主要沿汽缸壁做往复只想运动，由于要保持气缸的密封性，对气体与缸壁的配合精度要求较高，这就造成其磨损较为严重，润滑较为重要，由于运动的换向和气体燃烧时的爆发压力，导致气缸所受的惯性冲击较大，对其刚度要求较高，所以，气缸的工作环境较为恶劣，设计时对它的尺寸选材及材料的热处理都有较高的要求。活塞的磨损速度决定着发动机的使用寿命。图4-1活塞结构活塞的材料活塞结构及所用材料应满足下列要求：、活塞应该具有足够的强度和刚度，合理的形状和壁厚。合理的活塞裙部形状，可以获得最佳的配合间隙。活塞质量应尽可能的小。、受热面小、散热好。高强化发动机的活塞应进行冷却。、活塞材料应该是热膨胀系数小、导热性能好、比重小，具有较好的减摩性和热强度。 活塞在工作工程中受到高的机械负荷和热负荷，同时沿气缸壁面高速滑动，容易造成润滑不良，使它遭受到强烈的磨损，这就要求活塞的材料满足一下的要求：热强度高，热导性好，吸热性差，膨胀系数小，比重小，有良好的减磨性能，耐磨，耐腐蚀，工艺性好，经济性好。 在实际中，现在常采用的是铝合金，共晶铝合金，膨胀系数低，比重小，耐磨性，耐腐蚀性好，硬度、刚度、疲劳强度较高。铸造流动性好，而被广泛采用，本次设计的活塞采用共晶合金材料，铸造。活塞的主要尺寸的设计活塞的主要结构尺寸如下图2所示：图4-2 活塞主要尺寸图根据以发动机为例的连杆机构设计（杨连生）P289汽油机活塞主要尺寸比例如下表1所示：表1 汽油机活塞主要尺寸比例范围主要参数比例范围主要参数比例范围H/D0.91.1h/D0.060.08H/D0.450.6H/D0.450.55H/H0.60.65 /D0.060.1活塞直径：D=56mm.活塞高度：H=0.9D=50.4mm50mm.压缩高度：H2=0.5D=28mm.火力岸高度：h=460.063mm.活塞顶部厚度：=0.08464mm.活塞销孔离底端距离：H2=H-H1.活塞裙部高度：H3=H2/0.6534mm 现代四冲程发动机一般采用二道气环和一道油环。根据以发动机为例的连杆机构设计（杨连生）P290，小型高速以发动机为例的连杆机构上，一般气环高度：b1=b2=23mm，油环高度：b3=46mm。环岸要求有足够的强度，使其在最大气压下不致被损坏，第一道环的环岸高度：c1=(1.52.0)b1，第二、三道环的环岸高度:c2=c3=(12)b1。 故设计尺寸为：b1=2mm b2=2mm b3=4mm，c1=3mm c2=3mm c3=3mm，则环带高度：h3=b1+b2+b3+c1+c2+c3=17mm上裙部尺寸:h，活塞质量计算 将活塞简化为薄壁圆筒，从而计算出其体积和质量：活塞体积：式中：D-活塞直径，D=56mm； H-活塞高度，H=50mm； -活塞厚度，=4mm；活塞质量： 所以=88.2g活塞的计算及校核 活塞上的压力状况比较复杂化，以经验设计计算活塞时，一般只计算第一环岸的强度、裙部及销座的单位压力。 取工质最高燃烧压力=6.1MPa，大气压力=0.1MPa，所以工质最高燃烧气体压力。= 根据已知数据代入得=19595N。 第一环岸强度校核,第一环岸主要计算在最大气体爆发压力Pgmax时的剪切与弯曲强度。当活塞顶受到最大气体压力Pgmax时，通常第一道环作用在第一环岸上面的气体压力可取为P1=0.9Pgmax=5.4MPa,环岸下面的气体压力可取为P2=0.22 Pgmax =1.32MPa。一般情况下，可取环槽深度t=0.05D，则D=0.9D。根据公式：式中，Pgmax最大气体作用力 Pjmax活塞与活塞环最大往复惯性力带入已知数据得，。许用应力的大小与活塞材料有关，一般范围是：铝合金3040MPa；铸铁6080MPa；钢100150MPa。本设计活塞缸采用的是铝合金，所以计算的许用应力没有超过该材料的许用应力。所以设计符合。2.5.3 活塞销的设计 活塞工作时顶部承受很大的气体压力，它们全部通过销座传给活塞销，再传到连杆。因而，活塞销与销座必须有足够的刚度，足够的承载面积和耐磨性。其中活塞销的刚度有着关键意义，如果纵向刚度不足，则引起负荷分布不均匀，使销座疲劳破坏，导致活塞纵向开裂；横向刚度不足，使销的失圆变形过大，润滑油膜遭受破坏，引起活塞销咬作 活塞销的材料 活塞销上作用着很大的气体作用力和往复惯性力，这些载荷的大小及方向都呈现周期性变化，并带有冲击性。而且活塞销与销座之间摆动角度小，难以得到完全的液体润滑，这使它磨损较大。 活塞销设计时应尽量满足如下要求。 （1）在保证足够的强度与刚度的条件下具有最小的质量。 （2）外表面耐磨，而内部冲击韧性好。 （3）足够的承压面积。 活塞销一般用低碳钢或低碳合金钢。本设计选用20Mn，经外表面渗碳淬火至硬度HRC5666，深度0.81.2mm，但渗碳淬火层中的残余奥氏体必须切实消除，所以必须严格控制热处理工艺质量，尽量避免脱碳，表面也需要进行精磨和抛光。活塞销尺寸的计算 参考以发动机为例的连杆机构设计（杨连生）P291，活塞销的尺寸比例如下：活塞销外径：D为活塞直径，D=56mm活塞销内径：活塞销长度：故根据以上要求，设计尺寸为：d1=16mm ， d2=10mm，=54mm活塞销的的计算及校核、活塞销表面比压活塞销工作表面所受的单位压力对润滑情况有影响，应加以验算。对全浮式活塞销而言，连杆小头部分的活塞销表面单位压力为式中，q2活塞销座表面单位压力，MPa； Pgmax最大气体作用力，MN； Pjmax活塞组最大往复惯性力，MN； 考虑活塞销质量的系数，k=0.680.81，取k=0.81代入已知数据得q2=58MPa。、活塞销的弯曲应力 沿活塞销长度方向的载荷分布与活塞销及销座的刚度之比有关，也与活塞销与连杆小头衬套间的间隙及活塞销与销座的间隙有关。实验表明，在销座部分，销表面受到的压力大致呈三角形规律分布，在销与连杆小头接触部分，压力分布可认为相当于均匀载荷。其弯曲应力的计算公式为代入已知数据得=199MPa。本设计的活塞销弯曲应力的许用值为100250MPa，故本设计故符合要求。、活塞销的剪应力 最大剪应力gmax作用在销座和连杆小头之间的截面上，发生的中性轴所在的直径上，其值为代入已知数据得gmax=83MPa。一般，汽车、工程机械用以发动机为例的连杆机构的活塞销最大剪应力许用值为60250MPa，本设计符合要求。2.6 曲轴的设计 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（扭矩和弯矩）共同作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态。曲轴形状复杂，应力集中现象相当严重，特别在曲轴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。曲轴各轴颈在很高的比压下，以很大的相当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，故设计曲轴时，要使其各摩擦表面耐磨性，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。曲轴是曲柄连杆机构中的中心环节，其刚度亦很重要。由于以发动机为例的连杆机构转速较高，同时要求其质量较轻。故曲轴在强度、刚度、耐磨、轻巧上都有要求，但它们之间又存在相互矛盾。2.6.1曲轴的材料及结构 曲轴是发动机中承受冲击载荷、传递动力的重要零件，在发动机五大件中最难以保证加工质量。目前车用发动机曲轴材质有球墨铸铁和钢两类。由于球墨铸铁的切削性能良好，可获得较理想的结构形状，并且和钢质曲轴一样可以进行各种热处理和表面强化处理来提高曲轴的抗疲劳强度、硬度和耐磨性。球墨铸铁曲轴成本只有调质钢曲轴成本的1/3左右，所以球墨铸铁曲轴在国内外得到了广泛应用。 曲轴从整体结构上看，可以分为整体式和组合式。随着复杂结构铸造技术的进步，现代以发动机为例的连杆机构几乎全部采用整体式曲轴。从支撑方式看，曲轴有全支持结构和浮动支撑结构。但本次设计为单缸高速发动机,用于大型双缸车，故曲轴需采用组合式和全支撑结构。 由于曲轴采用组合式，故选用锻造制造。钢制曲轴除少数应用铸钢外，绝大多数采用锻造。锻造曲轴的材料有碳素钢和合金钢。本次设计曲轴采用锻造制造，选用45号碳钢模锻曲轴，但曲轴在锻造后应进行第一次热处理（退火或正火），在精磨前应进行第二次热处理（调质）以改善钢的机械性能并能提高周静表面硬度。对轴颈表面、圆角和油孔边缘应抛光，以提高曲轴的疲劳强度。综上所述，曲轴采用45号钢模锻，采用组合式结构和全支撑式结构。2.6.2曲轴尺寸的设计 曲轴主要由曲轴前端（自由端）、曲拐（包括主轴颈、连杆轴颈和曲柄）和曲轴后端（功率输出端）三个部分组成。其中曲拐的数目与气缸数目及排列方式有关。直列式以发动机为例的连杆机构曲轴的曲拐数与气缸数相等。 曲轴主要尺寸如下图6-1所示：图6-1 曲轴的主要尺寸图参考以发动机为例的连杆机构设计（杨连生）可得到主要尺寸范围如下表二：表二 曲轴主要尺寸比例范围主要参数比例范围主要参数比例范围D2/D0.600.65D2/d20.400.60L2/D0.350.45D1/D0.650.75L1/D10.400.60 b/D0.751.20 h/D0.180.25曲柄销直径=33.636.4mm，取，D2=35mm采用滚针轴承，曲柄销长度L2与轴承宽度配合。d2=(0.400.60)=1421mm,取=16mm.主轴颈直径：d1=(0.650.75)D=36.442mm,取.D1=40mm主轴颈长度：L1=(0.400.60)D1=1624mm,取.L1=17mm曲柄销厚度：h=(0.180.25)D=10.0814mm,取h=12mm.曲柄宽度：b=(0.751.20)D=4267.2mm,取b=60mm.由于曲轴转速高，曲柄销与连杆大头处采用滚针轴承，选用型号为:K35,即L2=22mm.由比例范围可得：L2=（0.350.45）D=19.625.2mm，取L2=22mm，符合要求。此处的主要是指与连杆大头的配合长度，由于采用组合结构，需要与曲柄臂连接，故两端还需各加上曲柄臂的厚度。主轴颈采用深沟球轴承，型号为6208，由于转速较高，故采用油润滑。2.7 连杆的设计 连杆总成的作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞上的力传给曲轴。 连杆主要承受气体压力和活塞组往复惯性力所产生的交变载荷。此外，由连杆变速摆动而产生的惯性力矩，还使连杆承受数值较小的弯矩。如果连杆在交变载荷的作用下发生断裂，则将招致恶性破坏事故，甚至整台发动机报废；如果连杆刚度不足，则会对曲轴连杆的工作带来不好的影响。这就要求连杆在设计时，在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。为此，必须选用较强的材料和合理的结构形状及尺寸，并采取表面强化措施。2.7.1连杆的材料为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，一般多用精选含碳量高的优质中碳结构钢45模锻，只有在特别强化且产量不太大的柴油机中用40Cr等合金钢。由于本次设计的单缸机转速、升功率较高，故连杆选用40MnB合金钢锻造，在机械加工前应经调质处理，以得到较高的综合机械性能，既强又韧。为了提高连杆的疲劳强度，不经机械加工的表面应经过喷丸处理。连杆还必须经过磁力探伤检验，以求工作可靠。对于连杆的形状设计、过渡圆滑性、毛皮表面质量等，必须给以更多的注意。连杆纵断面内宏观金相组织要求金属纤维方向与连杆外形相符合，纤维无环曲及中断现象2.7.2连杆的机构尺寸设计连杆由连杆小头、杆身和连杆大头组成，主要结构尺寸如下图7-1所示图7-1 连杆主要尺寸图2.7.3连杆小头连杆小头尺寸计算 连杆小头用来安装活塞销，以连接活塞。在活塞销与连杆小头之间采用全浮式连接时，通常在连杆小头孔内以一定的过盈量压入减磨青铜衬套或铁基粉末冶金衬套，用以减小磨损和提高使用寿命。近年来，铁基粉末冶金衬套以其自润滑性好、成本低的优点被广泛应用。松花江微型连杆小头与活塞销采用全浮式连接。 连杆小头采用薄壁圆环结构，小头孔内压有青铜衬套。参考以发动机为例的连杆机构设计（杨连生），连杆小头的尺寸比例如下：衬套内径由活塞销外径决定,d1=16mm衬套厚度:=23mm连小头内径/衬套外径:D2=d1+连杆小头外径:D1=(1.21.35)D2连杆小头宽度:B1=(1.21.4)d1根据以上要求，设计连杆小头尺寸如下:d1=16mm;=2mm;D2=18mm;D1=24mm;B1=22mm连杆的润滑方式:飞溅润滑,在连杆小头开设集油孔。连杆小头计算及校核 连杆的受力情况，在其杆身的每一横截面上都受到弯矩、剪力和法向力的作用，不过弯矩和剪力都不大，杆身的主要载荷还是是交变的拉压载荷。当曲拐转角为时（进、排气上止点时），PA和PL均与连杆中心线重合，且PA达到其最大负值（向上），PL也达到其最大负值（向下），这时连杆杆身受到最大的拉伸载荷，可以忽略此时的气体作用力而近似认为带入数据得，带入数据得，2.7.4连杆杆身设计连杆杆身尺寸计算 连杆杆身是连接连杆大头和连杆小头的部分。杆身一般采用工字形断面，以使连杆能在较小的质量下保证足够的刚度和强度。某些连杆杆身上还钻有油道，使连杆轴承的润滑油流向连杆小头进行润滑。 高速以发动机为例的连杆机构连杆杆身断面都是“I”字形的，而且其长轴应在连杆摆动平面内。从制造工艺方面看，“I”字形截面连杆杆身到小头和大头的过渡圆角处必须有足够大的圆角半径。 “I”字形断面的平均相对高度H/D=0.20.3，高宽比H/B=1.41.8。一般把杆身断面H从小到大逐渐加大，值最大到1.3左右。连杆长度由曲柄连杆比来确定，而，值越大，连杆越短，则发动机高度越小。值的范围1/31/4，取=0.25，则连杆长度：l=24/0.25=96mm。连杆杆身设计尺寸：H=14mm，B=9mm，l=96mm。连杆杆身应力计算及校核对连杆杆身的强度校核，应考虑以下几种工况、最大拉伸应力代入已知数据得1=101.4MPa。式中，1连杆杆身最大拉伸应力，MPa； fm连杆杆身的断面面积，m2、杆身的压缩与纵向弯曲应力 杆身承受的压缩力最大值发生在做功行程中最大燃气作用力Pjmax时，并可认为是在上止点。最大压缩力的计算公式为带入数据得：带入数据得： 连杆承受最大压缩力时，杆身中间断面产生纵向弯曲。此时连杆在摆动平面内的弯曲，可认为连杆两端为铰支，长度为L；在垂直摆动平面内的弯曲者可认为杆身两端为固定支点，长度为L。因此，在摆动平面内的合成应力为代入已知数据得：k=117MPa代入已知数据得：y=149MPa查设计手册得出1和2的许用值位250400MPa，故符合要求。2.7.5连杆大头设计连杆大头尺寸设计 连杆大头是连杆与曲轴轴颈相连接的部分。连杆大头是剖分形式的，被剖分开的连杆盖和连杆体之间用螺栓紧固。其中接合面与连杆轴线垂直的称为平切口连杆，接合面与连杆轴线成30至60夹角的称为斜切口连杆。 由于本次设计的发动机是双缸机，曲轴又采用组合式，故连杆大头做成一体，不用切开，不需使用连杆螺栓。连杆大头的结构与基本尺寸主要决定于曲柄销直径D2、长度L2、所选轴承类型。此处选用滚针轴承K35*42*20，故连杆大头内径D2=42mm，连杆大头宽度：B2=22mm。对于连杆大头外径，由于取出连杆必须从气缸中取出，所以其外径应小于活塞直径，先暂取连杆大头外径：D3=50mm。连杆大头应力计算和校核目前还没有比较合适的演算连杆强度的公式，一般采用经验公式进行计算。连杆盖最大载荷是在进气冲程开始时，用下式计算带入数据得：式中 P2连杆盖所受最大载荷， Pjmax全部往复运动质量的惯性力， m2除去大头盖后的连杆旋转质量。在中间断面应力以发动机为例的连杆机构连杆大头盖的材料为45Mn钢许用应力值150200MPa,故符合要求2.8 设计结果 经校核合格，得到本次设计的主要结构和性能参数如下表3.表3 主要设计结果活塞直径D(mm)56活塞行程S(mm）48气缸容积(L)118压缩比8余隙容积(mL)16.86活塞平均速度(m/s)14转速n(r/min)8750角速度(rad/s)915.83曲柄半径r(mm)24曲柄连杆比0.25连杆长度l(mm)96平均有效压力（MPa）1.19升功率（KW/L）62.625进气压力（MPa）0.0808大小齿轮计算 齿轮模数取4，大齿轮齿数取47 小齿轮齿数为23. 传动比1：21. 选择齿轮精度等级、材料、齿数1）属于一般机械，且转速不高，故选择8级精度。2）因载荷平稳，传递功率较小，可采用软齿面齿轮。参考表11-1，小齿轮选用45钢调质处理，齿面硬度217255HBS，HLim1=595MPa，FE1=460MPa；大齿轮选用45钢正火处理，齿面硬度162217HBS，HLim2=390MPa，FE2=320MPa。对于齿面硬度小于350 HBS的闭式软齿面齿轮传动，应按齿面接触强度设计，再按齿根弯曲强度校核。2. 按齿面接触强度设计设计公式11-31）查表11-3，原动机为电动机，工作机械是输送机，且工作平稳，取载荷系数K=1.2。2）小齿轮传递的转矩3）查表11-6，齿轮为软齿面，对称布置，取齿宽系数d=1。4）查表11-4，两齿轮材料都是锻钢，故取弹性系数ZE=189.8 MPa1/2。5）两齿轮为标准齿轮，且正确安装，故节点区域系数ZH=2.5。6）计算许用接触应力应力循环次数小齿轮N1=60n1jLh=603501(2830010)=10.08108大齿轮N2= N1/i=10.08108/3.58=2.82108据齿轮材料、热处理以及N1、N2，查接触疲劳寿命系数图表，不允许出现点蚀，得接触疲劳寿命系数ZN1=1，ZN2=1。查表11-5，取安全系数SH=1.1。计算许用接触应力取小值H2代入计算。7）计算 3. 验算轮齿弯曲强度按公式11-5校核 1）由z1=23，z2=47查图11-8，得齿型系数YFa1=2.77，YFa2=2.23。2）由z1=23，z2=47查图11-9，得应力集中系数YSa1=1.58，YSa2=1.773）计算许用弯曲应力据齿轮材料、热处理以及N1、N2，查弯曲疲劳寿命系数图表，得弯曲疲劳寿命系数YN1=1，YN2=1。查表11-5，取安全系数SF=1.25。计算许用弯曲应力4）校核计算弯曲强度足够。4. 验算齿轮的圆周速度对照表11-2可知，选用9级精度较为合宜。1. 作用在齿轮上的力齿轮节圆直径圆周力N径向力2. 初定轴的最小直径（ 机械设计P370式（15-2） ）轴材料选45钢，调质处理查表确定 （ 机械设计P370表15-3 ）则 单键槽轴径应增大即增大至 所以3. 选择低速轴的联轴器计算联轴器的转矩 查表得工作情况系数（ 机械设计P351表14-1）选择弹性柱销联轴器，按，,查表GB/T5014-1985（机械设计课程设计指导手册P133表15-5）选用HL4型弹性联轴器，。半联轴器长度 与轴配合毂孔长度 半联轴器孔径 4. 轴的结构设计（1） 设计I段轴的结构I段轴直径应与联轴器孔径相同，所以I段轴直径选取因为联轴器左端由轴端挡圈固定，为保证挡圈只压在半联轴器上而不压在轴上，所以使I段轴长度略小于联轴器与轴配合毂孔长度，则选（2） 设计II段轴的结构因为小链轮右端通过轴肩固定，而轴肩的高度应满足（机械设计课程设计手册 P17 表1-31）所以，则,所以II轴直径应选（3） 初选滚动轴承因为齿轮无轴向力，所以轴承不受轴向力，可选深沟球轴承。查表得（ 机械设计P321表13-6）取代入式子（ 机械设计P320式（13-9a） ）得当量动载荷基本额定动载荷（ 机械设计P319式（13-6）查书得球轴承（ 机械设计P319），查表得（ 机械设计P318表13-3）则参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取61911查手册知轴承可选 （4） 轴承的校核因为轴承不受轴向力，所以仍成立，则验算61911轴承的寿命所以61911轴承满足要求61911轴承尺寸查表知该轴承应选择脂润滑。（5） II段轴的长度为便于轴承盖的拆卸及对轴承加润滑脂的要求，取端盖的外断面与联轴器右端面距离为30mm轴承盖宽度为20mm所以考虑箱体的铸造误差，使轴承与箱体内表面距离为8mm箱体内表面与齿轮间距为16mm,为使套筒端面可靠的压紧轴承，使IV轴略短于齿轮4mm所以箱体壁厚为29mm (8+13+8)（6） IV轴尺寸IV轴长度短于齿轮齿宽4mm，则取齿轮安装直径为（7） V段轴尺寸因为齿轮右端通过轴肩固定轴肩的高度应满足（机械设计课程设计手册 P17 表1-31）所以，则取则轴环长度，取（8） VII段轴尺寸轴承固定在VII轴上所以取 （9） VI段轴的尺寸箱体内表面与齿轮间距为16mm,考虑箱体的铸造误差，使轴承与箱体内表面距离为8mm所以因为右边轴承的左端通过轴肩固定，轴肩的高度应满足 所以，轴肩应小于轴承内圈外径，则取则轴上零件的轴向定位齿轮、联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。查表6-1得两键尺寸如下 联轴器选用键型号为选用配合为齿轮选用键型号为选用配合为滚动轴承与轴的轴向定位由过渡配合保证，故选轴的直径尺寸公差为确定轴上圆角与倒角尺寸参考机械设计课程设计手册 P16 表1-27取轴两端倒角为C2圆角均为R2轴的校核 求轴上的载荷根据轴的结构图做出计算简图如下图，各部分长度如图所示由上面计算知圆周力，径向力，齿轮节圆直径轴BD端扭矩为支座反力，C节面处所以C节面为弯矩最大截面弯矩合成强度校核 通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面强度，即C截面强度。 考虑启动，停机影响，单向循环，扭矩为脉动循环变应力，根据机械设计P373式（15-5）取，45钢调质处理，由表查得（ 机械设计 P362表15-1），所以轴弯矩合成强度满足要求疲劳强度安全系数校核判断危险截面 截面a b 只受扭矩作用，e f 面只受弯矩作用，所以均不是最大危险截面，而e 截面比c截面直径大，所以最大危险截面只可能在c 截面或齿轮中间对称面 g ，虽然g 面所受的弯矩最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端）且该处轴直径较大，故最大危险截面为 c 截面。所以只需校核 c 截面两侧即可。2)截面左侧截面校核抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧弯矩 截面左侧弯曲应力 截面左侧扭转切应力 平均应力 ，应力幅 查材料的力学性能 45钢调质查表（ 机械设计P362表15-1 ） ，轴肩理论应力集中系数 ，查表（ 机械设计P40附表3-2 ）并经插值计算 材料的敏感系数 由，查图（ 机械设计P41附图3-1 ）并经插值得，有效应力集中系数 尺寸及截面形状系数 查图（ 机械设计P42附图3-2 ）得扭转剪切尺寸系数 查图（ 机械设计P43附图3-3 ）得表面质量系数 轴按磨削加工，由查图（ 机械设计P44附图3-4 ）得表面强化系数 轴未经表面强化处理 疲劳强度综合影响系数 等效系数 45钢： 取 取仅有弯曲正应力时计算安全系数 仅有扭转切应力时计算安全系数 弯扭联合作用下的计算安全系数 设计安全系数 材料均匀，载荷与应力计算精确时：取疲劳强度安全系数校核 所以左侧疲劳强度合格3） 截面右侧疲劳强度校核抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧弯矩 截面左侧弯曲应力 截面左侧扭转切应力 平均应力 ，应力幅 查材料的力学性能 45钢调质查表（ 机械设计P362表15-1 ） ，过盈配合处的 查表（ 机械设计P43附表3-8 ）并经插值得， 并取表面质量系数 轴按磨削加工，由查图（ 机械设计P44附图3-4 ）得表面强化系数 轴未经表面强化处理 疲劳强度综合影响系数 等效系数 45钢： 取 取仅有弯曲正应力时计算安全系数 仅有扭转切应力时计算安全系数 弯扭联合作用下的计算安全系数 疲劳强度安全系数校核 右侧疲劳强度合格1. 故轴在c 截面两侧均满足强度要求，即整根轴均满足强度要求。第3章 以发动机为例的连杆机构各零件建模3.1 以发动机为例的连杆机构的工作原理以发动机为例的连杆机构的工作是由进气、压缩、燃烧膨胀和排气这四个过程来完成的，这四个过程构成了一个工作循环。活塞走过四个过程才能完成一个工作循环的以发动机为例的连杆机构成为4冲程以发动机为例的连杆机构。3.1.1 吸气冲程 此时，活塞被曲轴带动由上止点向下止点移动，同时，进气门开启，排起门关闭。当活塞由上止点向下止点移动时，活塞上方的容积增大，气缸内气体压力下降，形成一定的真空度。由于进气门开启，气缸与进气管相通，混合气被吸入汽缸。当活塞移动到下止点时，汽缸内充满了新鲜混合气以及上一个工作循环未排出的废气。空气由空气滤清器经进气道上的化油器，将汽油吸入并雾化成细小的油粒与空气混合，即形成可燃混合气，而后进入汽缸。3.1.2 压缩冲程活塞由下止点移动到上止点，进排气门关闭。曲轴在飞轮惯性力的作用下带动旋转，通过连杆推动活塞向上移动，汽缸内的气体容积逐渐减小，气体被压缩，汽缸内的混合压力与温度随着升高。作用:1.提高空气的温度,为燃料的自行发火作准备.2.为气体膨胀作功创造条件3.1.3做功冲程此时，进排气门同时关闭，火花塞点火，混合气剧烈燃烧，汽缸内的温度、压力急剧上升，高温、高压气体推动活塞向下移动，通过连杆带动曲轴旋转。在发动机工作的四个过程中，只有这个在行程才实现热能转化为机械能，所以，这个行程又称为作工行程。3.1.4 排气冲程排气时，排气门打开，活塞从下止点移动到上止点，废气随着活塞的上行，被排出气缸。由于排气系统的阻力，且燃烧室也有一定的容积，所以在排气终了，不可能将废气排净，这部分留下来的废气称为残余废气。残余废气不仅影响充气，对燃烧也有不良影响。3.2以发动机为例的连杆机构的运动循环图进气门打开，气缸开始进气，当进气结束后，进气门关闭，活塞开始压缩，当压缩到一定程度后，喷油嘴喷出雾化的燃料，火花塞放电点火，此时燃料燃烧迅速膨胀对活塞做功，做功完成后，活塞再一次压缩，排气门打开，废气排出，废气排出后，排气门关闭，进入下一次循环。以发动机为例的连杆机构的运动循环图图2-1 以发动机为例的连杆机构的圆形运动循环 以发动机为例的连杆机构的活塞、进气门、排气门、喷油嘴和火花塞必须按照圆形运动循环图所示协调运动，才能完成以发动机为例的连杆机构的功能。而怎样才能使机构按照运动循环图的分配完成，则是我们在本次设计中需要攻克的一个难点。3.3 以发动机为例的连杆机构各个零件的建模 以发动机为例的连杆机构主要由活塞，活塞销，气缸，曲轴，带轮，凸轮，两个气门组成。3.3.1 活塞的建模活塞可以说是以发动机为例的连杆机构中最主要的一个零件，它主要完成对气体的压缩，吸气，排气也是又活塞的开闭所带动的，做功也是燃气膨胀对活塞做功。活塞组由活塞、活塞环、活塞销等组成。活塞呈圆柱形，上面装有活塞环，借以在活塞往复运动时密闭气缸。上面的几道活塞环称为气环，用来封闭气缸，防止气缸 内的气体漏泄，下面的环称为油环，用来将气缸壁上的多余的润滑油刮下，防止润滑油窜入气缸。活塞销呈圆筒形，它穿入活塞上的销孔和连杆小头中，将活塞和连 杆联接起来。连杆大头端分成两半，由连杆螺钉联接起来，它与曲轴的曲柄销相连。连杆工作时，连杆小头端随活塞作往复运动，连杆大头端随曲柄销绕曲轴轴线作 旋转运动，连杆大小头间的杆身作复杂的摇摆运动。活塞的建模步骤可分为：绘制活塞草图旋转草图，形成活塞的基本外形轮廓拉伸切除，形成与活塞销相配合的孔20导相应的圆角R5，倒角3x45完成活塞建模。3.3.2 气缸建模 气缸是一个圆筒形金属机件。密封的气缸是实现工作循环、产生动力的源地。各个装有气缸套的气缸安装在机体里，它的顶端用气缸盖封闭着。活塞可在气缸套内往 复运动，并从气缸下部封闭气缸，从而形成容积作规律变化的密封空间。燃料在此空间内燃烧，产生的燃气动力推动活塞运动。活塞的往复运动经过连杆推动曲轴作 旋转运动，曲轴再从飞轮端将动力输出。由活塞组、连杆组、曲轴和飞轮组成的曲柄连杆机构是以发动机为例的连杆机构传递动力的主要部分。汽缸的建模步骤主要分为：绘制汽缸草图拉伸草图至70mm与汽缸底面相距130mm绘制草图，拉伸草图至150mm拉伸切除孔50，形成与曲轴轴颈相配合的凹槽完成汽缸建模。3.3.3 曲轴建模曲轴作为以发动机为例的连杆机构的主要旋转零件，可承连杆的上下往复运动转变为循环旋转运动。其有两个重要部位：主轴颈和连杆颈。主轴颈被安装在缸体上，连杆颈与连杆大头孔连接。曲轴的旋转式以发动机为例的连杆机构的动力源，也是整个机械系统的动力源。曲轴的建模步骤分为：绘制50x40的圆柱体选择圆柱底面为基准面绘制草图，进行草图拉伸绘制50x20的圆柱体镜像实体绘制50x32的圆柱体绘制28x30的圆柱体绘制15x30的圆柱体依次完成R10，R5,R3的圆角完成曲轴零件建模。3.3.4 小带轮建模小带轮与以发动机为例的连杆机构曲轴相连接。其作用是传递曲轴的扭矩和动力。通过带轮与皮带相连接，可将曲轴输出的动力传递给空调压缩机、动力转向泵、水泵、发电机、凸轮轴、驱动正时系统等机构部件。小带轮建模步骤分为：绘制草图旋转草图完成小带轮建模3.3.5大带轮建模大带轮通过皮带与小带轮相连接。小带轮的转矩通过皮带传递给大带轮。大带轮与凸轮轴相连接，凸轮轴的旋转带动凸轮的旋转，从而完成气门的开启和闭合的功能。大带轮建模步骤分为：绘制草图旋转草图完成大带轮建模3.3.6 凸轮轴建模凸轮轴两端分别与大带轮和凸轮相连接。通过凸轮轴，可实现将大带轮的转矩传递给凸轮，使凸轮转动，从而使气门开启和关闭。凸轮轴的建模步骤分为：绘制20x82的圆柱体以圆柱体底面为基准面，绘制16x50的圆柱体完成凸轮轴的建模。3.3.7 凸轮建模凸轮与导杆的常用接触方式有3种：尖底接触，图2.3.6（a）；滚子接触，图2.3.6（b），平底接触，图2.3.6（c）。 （a） （b） （c）图2.3.6 凸轮与导杆的接触方式图2.3.6（a）中所示的尖底从动件，在凸轮与导杆的接触过程中，导杆的尖底易磨损，因而运动速度不能过快，而且尖底从动件在运动过程中压力角可能过大而导致卡住。图（c）中所示的平底从动件凸轮机构，凸轮轮廓曲线与平底接触处的共法线永远垂直于平底，压力角恒等于零，但是，平底从动件只能与外凸的轮廓曲线相作用，在使用时有一定的局限性；图（c）中所示的滚子从动件的凸轮机构，它结合了（a），（c）两种凸轮结构的优点，同时还能在高的转速下保证好的耐磨性。凸轮的建模步骤分为：绘制草图拉伸草图拉伸切除与凸轮轴相配合的孔16x10完成凸轮建模。 3.3.8 摆臂建模摆臂与凸轮相连接，通过凸轮的旋转运动，摆臂将会上下直线运动。而摆臂的另一端与气门头部相接触，从而带动气门头部的上下运动，实现气门的开启与关闭。摆臂的建模步骤分为：绘制草图拉伸草图完成摆臂建模。3.3.9 弹簧座建模弹簧座与弹簧接触，保证气门头部被压下的时候通过弹簧将其复位，为下次气门的开启做准备。弹簧座的建模步骤分为：绘制草图旋转草图完成弹簧座。3.3.10 气门头部建模气门头部为气门中的主要部件。气门头部的圆盘与气缸盖中的进、排气孔相配合。通过气门头部的上下运动，实现与气缸盖的接触和分离，从而实现进气口、排气口的开启和关闭。气门头部的倒角与气缸盖中进气、排气通道中的倒角应相一致，才能保证当气门关闭的时候，内热机燃烧室内的气体不会逸出，导致以发动机为例的连杆机构的输出功率大大降低。气门头部的建模步骤分为：绘制草图旋转草图分别倒角1x60,2x30倒圆角R2完成气门头部。3.3.11 气缸盖建模气缸盖用来封闭气缸并构成燃烧室。侧置气门式发动机气缸盖、铸有水套、进水孔、出水孔、火花塞孔、螺栓孔、燃烧室等。顶置气门式发动机气缸盖，除了冷却水套外，还有气门装置、进气和排气通道等。缸盖在以发动机为例的连杆机构属于配气机构,主要是用来封闭汽缸上部,构成燃烧室.并做为凸轮轴和摇臂轴还有进排气管的支撑.主要是把空气吸到汽缸内部,火花塞把可燃混合气体点燃,带动活塞做功,废气从排气管排出。气缸盖用螺栓紧固于机体顶部，成为柴油机的顶端部件，故俗称气缸头。其功用如下：1. 封闭气缸套顶部，与活塞、缸套共同组成密闭的气缸工作空间。2. 将汽缸套压紧于机体正确的位置上，是活塞运动正常。3. 安装以发动机为例的连杆机构各种附件，如喷油器，进气、排气阀装置，汽缸气动阀，示功阀，安全阀以及气阀摆臂装置等等。4. 布置进气、排气道，冷却水道等。在小型高速机的气缸盖中还布置涡流室或预燃室等。因此气缸盖中孔腔、通道繁多，使其结构形状较为复杂。3.3.12 活塞销建模活塞销是装在活塞裙部的圆柱形销子，它的中部穿过连杆小头孔，用来连接活塞和连杆，把活塞承受的气体作用力传给连杆。为了减轻重量，活塞销一般用优质合金钢制造，并作成空心。活塞销的建模步骤可分为：绘制20x82mm的圆柱体倒角1x45完成活塞销的建模。3.3.13 连杆建模连杆的共用时将活塞承受的力传给曲轴，推动曲轴转动，使活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动。连杆在工作中要承受活塞销传来的气体作用力、活塞连杆组往复运动的惯性力和连杆大头绕曲轴旋转产生的旋转惯性力的作用。上述这些作用力都是交变载荷，而连杆本身又是一个较长的杆件，因此要求你连杆要有足够的强度和刚度，质量要尽量小。连杆的建模步骤可分为：绘制草图拉伸草图至18mm完成连杆的建模。第4章 以发动机为例的连杆机构各零件的装配首先插入汽缸，使其作为装配机架使用。然后插入活塞。选择与汽缸的配合方式为同心。插入活塞销，选择与活塞孔R50的配合方式为同心，与活塞圆柱平面的配合方式为重合。插入连杆。其中小孔与活塞销为同心配合，外表面与汽缸的表面为距离配合，其距离大小为9mm。插入曲轴。曲轴的轴颈50x40的外圆与汽缸中的凹槽为同心配合，轴颈端面与汽缸表面为重合配合。曲轴中间50x40的外圆柱表面与连杆较大孔为同心配合。插入小带轮。小带轮孔15与曲轴轴颈15x40的配合方式为同心。同时小带轮的端面与曲轴轴颈15x40的端面为重合。插入气缸盖。选择气缸盖的底面与汽缸顶面的配合方式为重合。气缸盖的底端侧面与汽缸侧面的配合方式为重合。气缸盖的前端面与汽缸前端面的配合方式为重合。插入液压挺杆2。与气缸盖盲孔20x32为同心配合。液压挺杆2的底端与盲孔20x32的底端为重合配合。插入液压挺杆1。其圆柱面14x15与液压挺杆2孔14x25为同心配合。插入气门头部。与气缸盖通孔8为同心配合。同时为了凸轮以及凸轮轴的配合方便，将气门头部的倒角1x60与气缸盖中的倒角1x60重合配合，使其固定，方便后续零件的装配。插入弹簧座。弹簧座孔8与气门头部圆柱面8为同心配合，弹簧座端面与气门头部端面为重合配合。插入摆臂 。摆臂两底端平面分别于弹簧座，液压挺杆1的上端为重合配合。调整与气缸盖表面适当的距离，使用锁定配合，将摆臂和液压挺杆1两个零件固定。插入凸轮轴。其圆柱面20与气缸盖的通孔20为同心配合。插入凸轮。气孔16与凸轮轴圆柱面16为同心配合。分别选择凸轮端面和凸轮轴端面，使其为重合配合。分别选择凸轮和摆臂端面，使其为重合配合。凸轮外圆与摆臂上端圆弧为相切配合。插入大带轮。选择大带轮孔20，与凸轮轴圆柱面20为同心配合。选择大带轮端面与凸轮轴端面，选择重合配合。将气门头部的倒角1x60与气缸盖中的倒角1x60重合配合删除，使气门头部和气缸盖能自由的做相对运动。删除凸轮外圆与摆臂上端圆弧为相切配合，使其摆臂能沿凸轮的外轮廓上下运动。至此，以发动机为例的连杆机构的所有零件都已安装好。第5章 以发动机为例的连杆机构的运动仿真 点击SolidWorks的运动算例，进入仿真界面。选择皮带链命令，添加带轮皮带。皮带接触面为大、小带轮的凹槽面。选择实体接触命令，零部件为凸轮和摆臂。选择弹簧命令，添加线性弹簧。弹簧的端点选择弹簧座孔8与气缸盖通孔8的表面。添加旋转马达，选择曲轴轴颈50x40为马达位置，完成马达安装。至此，仿真的所有准备工作都已完成。点击计算命令，进行仿真计算。活塞运动速度图气门头部运动速度图对活塞运动图和气门头部速度图联合分析，可以得出：当活塞往复
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