往复泵曲柄连杆机构设计和仿真[三维SW][CAD高清图纸和说明书打包]
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摘要往复泵（reciprocating pump） 依靠活塞、柱塞或隔膜在泵缸内往复运动使缸内工作容积交替增大和缩小来输送液体或使之增压的容积式泵。往复泵按往复元件不同分为活塞泵、柱塞泵和隔膜泵3种类型。往复泵主要用于给水，手动活塞泵是一种应用较广的家庭生活水泵，可作为石油矿场的钻井泥浆泵、抽油泵。隔膜泵特别适合于输送有剧毒、放射性、腐蚀性的液体、贵重液体和含有磨砾性固体的液体。隔膜泵和柱塞泵还可当作计量泵使用。本设计对往复式泵（活塞泵）主要分析设计了曲柄连杆机构进行了分析。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，应用三维CAD软件：SolidWorks建立了曲柄连杆机构各零部件的几何模型，在此工作的基础上，利用SolidWorks软件的装配功能，将曲柄连杆机构的各组成零件装配成活塞组件、连杆组件和曲轴组件，然后利用SolidWorks软件的机构分析模块，建立曲柄连杆机构的多刚体动力学模型，进行运动学分析和动力学分析模拟，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：曲柄连杆机构；受力分析；仿真建模；运动分析 ABSTRACT A reciprocating pump rely on the piston, the piston or diaphragm in the pump-cylinder reciprocating movement so that the working volume in cylinder alternately increase and reduce the displacement pump to transport liquid or pressurized. Reciprocating pump reciprocating components are divided into three types of piston pumps, piston and diaphragm pumps.The main features ，particularly suitable for the transport of highly toxic, radioactive, corrosive liquids, the precious liquid and liquid containing molasse solid. Diaphragm pumps and piston pumps can also be used as a metering pump.The design of the reciprocating pump (piston pump) analysis, design the crank linkage analysis. First of all, the basis of theoretical knowledge of the kinematics and dynamics, detailed analysis of the crank linkage law of motion and force in the movement, and to get a precise analysis of the results. Followed by detailed structural design of the piston group, the link group as well as the crankshaft, and the checking of structural strength and stiffness. Again, the application of three-dimensional CAD software: SolidWorks established geometric model of the crank linkage parts, on the basis of this work, the use of SolidWorks software assembly functions, crank linkage of the constituent parts are assembled into the piston assembly, connecting rod assembly and crankshaft assembly, and then use the institutions of SolidWorks software analysis module, the establishment of multi-body dynamics model of the crank linkage kinematic analysis and dynamic analysis simulation to study without taking into account external force and crank maintain uniform rotation, the law of motion of the piston and connecting rod and crank linkage movement envelope. The simulation results of the analysis show that the simulation results with the actual work of the engine situation is basically the same, the article describes the simulation method for the selection of the crank linkage, to optimize the design of a new idea.Keywords: crank linkage; Stress Analysis; simulation modeling; motion analysis,目录摘要IABSTRACTII目录1第1章 绪论11.1 选题的目的和意义11.2往复式真空泵工作原理111.3 毕业设计要求及原始数据：21.4设计研究的主要内容3第2章 曲柄连杆机构受力分析42.1 曲柄连杆机构的类型及方案选择42.2 曲柄连杆机构运动学42.1.1 活塞位移52.1.2 活塞的速度62.1.3 活塞的加速度72.2 曲柄连杆机构中的作用力72.2.1 缸内工质的作用力72.2.2 机构的惯性力72.3 本章小结12第3章 连杆组的设计123.1 连杆的设计123.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用123.1.2 连杆长度的确定133.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算133.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算163.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算193.2 连杆螺栓的设计213.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力213.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算213.3 本章小结22第4章 曲轴的设计234.1 曲轴的结构型式和材料的选择234.1.1 曲轴的工作条件和设计要求234.1.2 曲轴的结构型式234.1.3 曲轴的材料234.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计244.2.1 曲柄销的直径和长度244.2.2 主轴颈的直径和长度244.2.3 曲柄254.2.4 平衡重254.2.5 油孔的位置和尺寸254.2.6 曲轴两端的结构264.2.7 曲轴的止推264.3 曲轴的疲劳强度校核274.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩274.3.2 名义应力的计算294.4 本章小结31第5章 曲柄连杆机构的实体建模325.1曲轴的模型325.2连杆的模型335.3活塞的模型34第6章机构有限元分析34结论38参考文献39致谢40第1章 绪论1.1 选题的目的和意义曲柄连杆机构是往复泵的传递运动和动力的机构，通过它外部的动力通过曲轴的旋转运动转移到活塞的往复直线运动。因此，曲柄连杆机构是往复泵中主要的受力部件，其工作可靠性就决定了往复泵工作的可靠性。随着往复泵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。通过设计，确定往复泵曲柄连杆机构的总体结构和零部件结构，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，为了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，还需要对曲柄连杆机构进行动力学分析。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。1.2往复式真空泵工作原理往复式真空泵（简称往复泵）又名活塞式真空泵，属于低真空获得设备之一。它与旋片式真空泵相比较，它能被制成大抽速的泵；与水环式真空泵相比，效率稍高。这类泵的主要缺点是结构复杂，体积较大，运转时振动较大等。其在很多场合可由液环式真空泵所取代。往复泵的结构和工作原理如图所示，主要部件有气缸1及在其中做往复直线运动的活塞2，活塞的驱动是用曲柄连杆机构3（包括十字头）来完成的。除上述主要部件外还有排气阀4和吸气阀5等重要部件，以及机座、曲轴箱、动密封和静密封等辅助部件。运转时，在电动机的驱动下，通过曲柄连杆机构的作用，使气缸内的活塞做往复运动。当活塞在气缸内从左端向右端运动时，由于气缸的左腔体积不断增大，气缸内气体的密度减小，而形成抽气过程，此时被抽容器中的气体经过吸气阀5进入泵体左腔。当活塞达到最右位置时，气缸左腔内就完全充满了气体。接着活塞从右端向左端运动，此时吸气阀5关闭。气缸内的气体随站活塞从右向左运动而逐渐被压缩，当气缸内气体的压力达到或稍大于一个大气压时，排气阀4被打开，将气体排到大气中，完成一个工作循环。当活塞再左向右运动时，又重复前一循环，如此反复下去，被抽容器内最终达到某一稳定的平衡压力1.3 毕业设计要求及原始数据：往复泵结构复杂，制造工艺难度大。曲轴、连杆、十字头、介杆、阀箱、与箱体等是关键部件。曲轴是整个泵的核心传动部件。因此对往复泵曲柄连杆机构设计就尤为重要。要求对某特定往复泵的曲柄连杆部分做出合理的设计。原始数据已知泵的参数：缸套直径D 101.6mm额定排出压力P 34.3MPa额定流量Q 13.92/h输入轴功率 588kW柱塞冲次n 150 /min 1.4设计研究的主要内容对往复泵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计算和校核；（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，并进行相应的校核，以符合零件实际加工的要求；（3）应用SolidWorks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。（4）应用SolidWorks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。 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，以便达到往复泵的设计要求。2.1 曲柄连杆机构的类型及方案选择往复泵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往复泵中应用最为广泛。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，缸体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缸体壁间的最大侧压力，使活塞在行程时作用在气缸壁两侧的侧压力大小比较均匀。 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9。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=180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+) = （2.1）式中：连杆比。式（2.1）可进一步简化，由图2.1可以看出：即 又由于 （2.2）将式（2.2）带入式（2.1）得： x= （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：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 （2.4）将式（2.4）带入式（2.3）得 （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 (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： （2.7）从式（2.7）可以看出，活塞速度可视为由与两部分简谐运动所组成。当或时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当时，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。2.1.3 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： （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： （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，即由与两部分组成。2.2 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。2.2.1 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顶面积的乘积，即 （2.10）式中：活塞上的气体作用力，； 缸内绝对压力，； 大气压力，； 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，一般取=0.1，,2.2.2 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。（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，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。 连杆重心的位置不变，即。 连杆相对重心G的转动惯量不变，即。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式：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：图2.3 索多边形法4（2）往复直线运动部分的质量活塞（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和，称为往复运动质量，即。（3）不平衡回转质量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：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。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和后，这些质量的惯性力可以从运动条件求出，归结为两个力。往复质量的往复惯性力和旋转质量的旋转惯性力。（1）往复惯性力 （2.11）式中：往复运动质量，； 连杆比； 曲柄半径，； 曲柄旋转角速度，； 曲轴转角。是沿气缸中心线方向作用的，公式（2.11）前的负号表示方向与活塞加速度的方向相反。其中曲柄的角速度为： （2.12）式中：曲轴转数，；已知额定转数=5800，则；曲柄半径=40.23，连杆比=0.250.315，取=0.27，旋转惯性力 （2.13） 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和往复惯性力，由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 （2.14）计算结果如表2.4所示。4、活塞上的总作用力分解与传递如图2.5所示，首先，将分解成两个分力：沿连杆轴线作用的力，和把活塞压向气缸壁的侧向力，其中沿连杆的作用力为： （2.15）而侧向力为： （2.16）图2.5 作用在机构上的力和力矩连杆作用力的方向规定如下：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。当=时，根据正弦定理，可得：求得 力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，即 （2.17）和压缩曲柄臂的径向力，即 （2.18）规定力和曲轴旋转方向一致为正，力指向曲轴为正。2.3 本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，第3章 连杆组的设计3.1 连杆的设计3.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用1、工作情况连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起做往复运动，连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起做旋转运动。因此，连杆体除有上下运动外，还左右摆动，做复杂的平面运动。2、设计要求 连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷，因此，在设计时应首先保证连杆具有在足够的疲劳强度和结构钢度。如果强度不足，就会发生连杆螺栓、大头盖或杆身的断裂，造成严重事故，同样，如果连杆组刚度不足，也会对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响。所以设计连杆的一个主要要求是在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。为此，必须选用高强度的材料；合理的结构形状和尺寸。3、材料的选择 为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，采用精选含碳量的优质中碳结构钢45模锻，表面喷丸强化处理，提高强度。3.1.2 连杆长度的确定 设计连杆时首先要确定连杆大小头孔间的距离，即连杆长度它通常是用连杆比来说明的，通常0.3125，取，则。3.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算1、连杆小头的结构设计连杆小头主要结构尺寸如图4.1所示，小头衬套内径和小头宽度已在活塞组设计中确定，。为了改善磨损，小头孔中以一定过盈量压入耐磨衬套，衬套大多用耐磨锡青铜铸造，这种衬套的厚度一般为，取，则小头孔直径，小头外径，取。2、连杆小头的强度校核以过盈压入连杆小头的衬套，使小头断面承受拉伸压力。若衬套材料的膨胀系数比连杆材料的大，则随工作时温度升高，过盈增大，小头断面中的应力也增大。此外，连杆小头在工作中还承受活塞组惯性力的拉伸和扣除惯性力后气压力的压缩，可见工作载荷具有交变性。上述载荷的联合作用可能使连杆小头及其杆身过渡处产生疲劳破坏，故必须进行疲劳强度计算9。图4.1 连杆小头主要结果尺寸（1）衬套过盈配合的预紧力及温度升高引起的应力计算时把连杆小头和衬套当作两个过盈配合的圆筒，则在两零件的配合表面，由于压入过盈及受热膨胀，小头所受的径向压力为： （4.1）式中：衬套压入时的过盈，； 一般青铜衬套，取，其中：工作后小头温升,约；连杆材料的线膨胀系数，对于钢 ；衬套材料的线膨胀系数，对于青铜；、连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取；连杆材料的弹性模数，钢10；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，外表面应力 （4.2）内表面应力 （4.3）的允许值一般为，校核合格。（2）连杆小头的疲劳安全系数连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，（合金钢），取； 材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2； 应力幅， ； 平均应力，；工艺系数，取0.5；则 连杆小头的疲劳强度的安全系数，一般约在范围之内4。3、连杆小头的刚度计算当采用浮动式活塞销时，必须计算连杆小头在水平方向由于往复惯性力而引起的直径变形，其经验公式为: （4.5）式中：连杆小头直径变形量，；连杆小头的平均直径，； 连杆小头断面积的惯性矩，则 对于一般发动机，此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，则校核合格。3.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算1、连杆杆身结构的设计连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形断面，杆身截面宽度约等于(为气缸直径)，取，截面高度，取。为使连杆从小头到大头传力比较均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的圆角半径。2、连杆杆身的强度校核连杆杆身在不对称的交变循环载荷下工作，它受到位于计算断面以上做往复运动的质量的惯性力的拉伸，在爆发行程，则受燃气压力和惯性力差值的压缩，为了计算疲劳强度安全系数，必须现求出计算断面的最大拉伸、压缩应力。（1）最大拉伸应力由最大拉伸力引起的拉伸应力为： （4.6）式中：连杆杆身的断面面积，为活塞投影面积，取。则最大拉伸应力为： （2）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时，并可认为是在上止点，最大压缩力为： （4.7）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；在垂直摆动平面内的弯曲可认为杆身两端为固定支点，长度为，因此在摆动平面内的合成应力为： （4.8）式中：系数，对于常用钢材，取；计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩，。 ；将式（4.8）改为： （4.9）式中 连杆系数，；则摆动平面内的合成应力为：同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为： （4.10） 将式（4.10）改成 （4.11）式中：连杆系数，。则在垂直于摆动平面内的合成应力为： 和的许用值为 ，所以校核合格。（3）连杆杆身的安全系数连杆杆身所受的是非对称的交变循环载荷，把或看作循环中的最大应力，看作是循环中的最小应力，即可求得杆身的疲劳安全系数。循环的应力幅和平均应力，在连杆摆动平面为： （4.12） （4.13）在垂直摆动平面内为： （4.13） （4.14）连杆杆身的安全系数为： （4.15）式中：材料在对称循环下的拉压疲劳极限，（合金钢），取；材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2；工艺系数，取0.45。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在的范围内，则校核合格。3.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算1、连杆大头的结构设计与主要尺寸连杆大头的结构与尺寸基本上决定于曲柄销直径、长度、连杆轴瓦厚度和连杆螺栓直径。其中在、在曲轴设计中确定，则大头宽度，轴瓦厚度，取，大头孔直径。连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度，取，取，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离，取，一般螺栓孔外侧壁厚不小于2毫米，取3毫米，螺栓头支承面到杆身或大头盖的过渡采用尽可能大的圆角。2、连杆大头的强度校核假设通过螺栓的紧固连接，把大头与大头盖近似视为一个整体，弹性的大头盖支承在刚性的连杆体上，固定角为，通常取，作用力通过曲柄销作用在大头盖上按余弦规律分布，大头盖的断面假定是不变的，且其大小与中间断面一致，大头的曲率半径为。 连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得：作用在危险断面上的弯矩和法向力由经验公式求得： （4.16）由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为： （4.17）作用于大头盖中间断面的法向力为： （4.18）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： （4.18）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，则校核合格。3.2 连杆螺栓的设计3.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力根据气缸直径初选连杆螺纹直径，根据统计，取。发动机工作时连杆螺栓受到两种力的作用：预紧力和最大拉伸载荷，预紧力由两部分组成：一是保证连杆轴瓦过盈度所必须具有的预紧力；二是保证发动机工作时，连杆大头与大头盖之间的结合面不致因惯性力而分开所必须具有的预紧力15。连杆上的螺栓数目为2，则每个螺栓承受的最大拉伸载荷为往复惯性力和旋转惯性力在气缸中心线上的分力之和，即 （4.19）轴瓦过盈量所必须具有的预紧力由轴瓦最小应力，由实测统计可得一般为，取30，由于发动机可能超速，也可能发生活塞拉缸，应较理论计算值大些，一般取，取。3.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算连杆螺栓预紧力不足不能保证连接的可靠性，但预紧力过大则可能引起材料超出屈服极限，则应校核屈服强度，满足 （4.20）式中：螺栓最小截面积，；螺栓的总预紧力，；安全系数，取1.7；材料的屈服极限，一般在800以上16。那么连杆螺栓的屈服强度为： 则校核合格。3.3 本章小结本章在设计连杆的过程中，首先分析了连杆的工作情况，设计要求，并选择了适当的材料，然后分别确定了连杆小头、连杆杆身、连杆大头的主要结构参数，并进行了强度了刚度的校核，使其满足实际加工的要求，最后根据工作负荷和预紧力选择了连杆螺栓，并行检验校核。第4章 曲轴的设计4.1 曲轴的结构型式和材料的选择4.1.1 曲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，应保证它有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度。此外，曲轴主轴颈与曲柄销时再高比压下进行高速转动的，因而还会产生强烈的磨损。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。4.1.2 曲轴的结构型式 曲轴的设计从总体结构上选择整体式，它具有工作可靠、质量轻的特点，而且刚度和强度较高，加工表面也比较少。为了提高曲轴的弯曲刚度和强度，采用全支撑半平衡结构。4.1.3 曲轴的材料在结构设计和加工工艺正确合理的条件下，主要是材料强度决定着曲轴的体积、重量和寿命，作为曲轴的材料，除了应具有优良的机械性能以外，还要求高度的耐磨性、耐疲劳性和冲击韧性。同时也要使曲轴的加工容易和造价低廉。在保证曲轴有足够强度的前提下，尽可能采用一般材料。以铸代锻，以铁代钢。高强度球墨铸铁的出现为铸造曲轴的广泛采用提供了前提。球墨铸铁就其机械性能和使用性能而言，比其它多种铸铁都要好。球墨铸铁曲轴可以铸成复杂的合理的结构形状，使其应力分布均匀，金属材料更有效地利用，加上球铁材料对断面缺口的敏感性小，使得球铁曲轴的实际弯曲疲劳强度与正火中碳钢相近。该发动机曲轴采用球墨铸铁铸造而成。4.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计4.2.1 曲柄销的直径和长度 在考虑曲轴轴颈的粗细时，首先是确定曲柄销的直径。在现代发动机设计中，一般趋向于采用较大的值，以降低曲柄销比压，提高连杆轴承工作的可靠性，提高曲轴的刚度。但是，曲柄销加粗伴随着连杆大头加大，使不平衡旋转质量的离心力增大，随曲轴及轴承的工作带来不利，对于汽油机，为气缸直径，已知=80.985，则，曲柄销直径取为=0.60=47.80。曲柄销的长度是在选定的基础上考虑的。从增加曲轴的刚性和保证轴承的工作能力出发，应使控制在一定范围内，同时注意曲拐各部分尺寸协调，根据统计/=，取=0.59=28。轴颈的尺寸，最后可以根据承压面的投影面积与活塞投影面积之比来校核，此比值据统计在范围内，而且汽油机偏下限。那么由，则长度取值合适。4.2.2 主轴颈的直径和长度为了最大限度地增加曲轴的刚度，适当地加粗主轴颈，这样可以增加曲轴轴颈的重叠度，从而提高曲轴刚度，其次，加粗主轴颈后可以相对缩短其长度，从而给加厚曲柄提高其强度提供可能。从曲轴各部分尺寸协调的观点，建议取，取=1.13=54。由于主轴承的负荷比连杆轴承轻，主轴颈的长度一般比曲柄销的长度短，这样可满足增强刚性及保证良好润滑的要求。据统计，取=0.31=25.11。4.2.3 曲柄曲柄应选择适当的厚度、宽度，以使曲轴有足够的刚度和强度。为提高曲柄的抗弯能力，适当增加曲柄的厚度，曲柄的形状采用椭圆形，为了能最大限度地减轻曲轴的重量，并减小曲柄相对于主轴颈中心的不平衡旋转质量，将曲柄上肩部多余的金属削去。根据统计，曲柄的宽度，取，厚度，取。曲柄臂以凸肩接主轴颈和曲柄销。凸肩的厚度根据曲轴加工工艺决定。全加工曲轴的只有0.51，取=1。曲柄销和主轴颈至曲柄臂凸肩的过渡圆角对应力集中程度影响最大，加大圆角半径可使圆角应力峰值降低，故宜取大，至少不能小于0.05或2.5，取=3。4.2.4 平衡重对四拐曲轴来说，作用在第1、2拐和第3、4拐上的离心惯性力互成力偶。这两个力偶大小相等、方向相反，所以从整体上讲是平衡的，但是这两个力偶却还是作用在曲袖上了，曲轴这两个对称力偶的作用下可能发生弯曲变形。由于曲轴是安装在机体的主轴承中的，所以曲轴发生弯曲变形时上述力偶就将也部分地作用在机体上，使机体承受附加弯曲力偶的作用，尤其是在此情况下主轴承的工作条件也要变坏。安装平衡重，改善曲轴本身和机体的受力情况，尤其改善了主轴承的工作条件。设计时，平衡重对主轴承工作情况的影响是利用主轴颈载荷图来进行估算的。没有平衡重时，由于离心惯性力的影响，主轴颈表面所受载荷的分布可能很不均匀，一部分轴颈表面所受载荷很大，但另一部分轴颈表面却完全不承受载荷。通过安装平衡重可以抵消一部分离心惯性力，从而使轴颈表面的载荷分布比较均匀些，与此同时轴颈和轴承表面的平均载荷也可以相应下降。它意味着轴颈的磨损也可以比较均匀，而不是集中磨一处，防止因偏磨而很决失圆损坏10。设计平衡重时，应尽可能使平衡重的重心远离曲轴旋转中心，即用较轻的重量达到较好的效果，以便尽可能减轻曲轴重量。平衡重的径向尺寸和厚度以不碰活塞裙底和连杆大头能通过为限度。将平衡重与曲轴铸成一体，时加工较简单，并且工作可靠。4.2.5 油孔的位置和尺寸为保证曲轴轴承工作可靠，对它们必需有充分的润滑。曲轴中油道的尺寸和布置直接影响它的强度和刚度，同时也影响轴承工作的可靠性。润滑油一般从机体上的主油道通过主轴承的上轴瓦引入。从主轴颈向曲柄销供油采用斜油道，主轴颈上的油孔入口应保证向曲柄销供油足够充分，曲柄销上油孔的出口应设在负荷较低区，用以提高向曲柄销的供油能力。曲柄销油孔选择在曲拐平面运转前方的范围内。由于油道位于曲拐平面内，油道出口处应力集中现象严重，当油道中心线与轴颈中心线的夹角时，最大应力增加很快，因此油孔设在小于处10。油道的孔径一般在左右，取为4。4.2.6 曲轴两端的结构曲轴上带动辅助系统的正时齿轮和皮带轮一般装在曲轴的前端，因为结构简单，维修方便。发动机的配气机构也是由曲轴自由端驱动。这是应为曲轴自由端的轴颈允许较细，可以采用节圆直径小的齿轮，消除扭转振动的减振器装在曲轴前端，因为这里的振幅最大。在曲轴自由端从曲轴箱伸出去额地方必须考虑密封。一方面防止曲轴箱中的机油由这里漏出去，另一方面也防止外面的尘土等进入。密封是用甩油环和密封装置所组成，密封装置可以是密封圈，也可以是螺纹迷宫槽。所谓迷宫槽是在轴上或在曲轴箱的对应孔壁上制出螺纹，螺纹的螺旋方向与轴的螺旋方向相反。当机油漏入轴与孔之间的间隙中时，依靠机油的粘性和螺纹，把机油像个螺母一样地退了回去，不使它漏出机体外17。曲轴后端（功率输出端）设有法兰，飞轮与后端用螺栓和定位销连接。螺栓应拧得足够紧，以便能够依靠飞轮与法兰之间的摩擦力矩传输出曲轴的最大转矩。定位销用来保证重装飞轮时保持飞轮与曲轴的装配位置。故定位销的布置是不对称的或只有一个。这种连接方式结构简单，工作可靠。为了提高曲轴的扭转刚度，从最后一道主轴承到飞轮法兰这一轴段应该尽量粗短13。4.2.7 曲轴的止推曲轴由于受热膨胀而伸长或受斜齿轮即离合器等的轴向力会产生轴向移动，为了控制发动机在工作时曲轴的轴向窜动，在曲轴上设置有轴向定位装置，同时为了保证曲轴在受热膨胀时有一定的自由伸长量，所以曲轴上只能有一处轴向定位。从降低曲轴和机体加工尺寸链精度要求出发，止推轴承设在中间主轴承的两边。在第三主轴颈处设置轴向止推片，止推片为四片。曲轴轴向间隙应保持，其它各主轴承端面间隙应保证曲轴受热伸长时能自由延伸。4.3 曲轴的疲劳强度校核由于曲轴工作时承受交变载荷，它的破坏往往都由疲劳产生，因此，需要进行疲劳验算。由于实际的曲轴是一个多支承的静不定系统，理论上应按照连续梁的概念来求解支承弯矩和支反力，因为它考虑了支承的弹性安装不同心度以及支座弯矩等因素对曲轴应力的影响。连续梁计算方法为：把曲轴简化为支承在刚性支承上的圆柱形连续直梁，根据连续梁支承处偏转角相等的变形协调条件，推导出各支承偏转角变化总和为零的连续方程，这种方法在各单位曲拐长度相等的情况下认为它们的刚度相等，免去繁杂的曲拐刚度计算，同时又由于不考虑支座弹性等，得到三弯矩方程，借助三弯矩方程进行计算，得各支承处在曲拐平面和曲拐平面的垂直面内的弯矩，然后把第支承和第支承点处的主轴颈截面的弯矩（曲拐平面内）、（曲拐平面的垂直面内）和、作为载荷加到图5.2中的曲拐受力模型上，再根据此新模型确定各支反力、各危险截面的内力矩，进而计算各名义应力17。4.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩1、计算公式及其推导如图5.2所示，把曲轴简化为等圆截面梁，且由于假设各轴颈按等高度刚性点支承，即不考虑支座弹性及加工形成的不同轴度，以集中方式加载，且各拐集中力作用在各曲柄销中央，平衡重离心力作用在平衡块宽度中，为了保持转换前后的一致，需在铰链处作用弯矩，再根据支承二端转角相等的变形协调条件，保证各中间支承的连续性。由材料力学知：在支承处左端梁转角和右端梁转角为（若）： （5.1） （5.2）由变形协调条件=，图5.2 连续梁受力图=又因为，所以 （5.3）设第一支承和最后一个支承处的弯矩为零，即。上式中包含，三个支承处的内弯矩，故称三弯矩方程。连续梁有多少个内支承就可以建立多少各这样的三弯矩方程，以此可求出支承处的内弯矩18。2、曲拐平面内支承弯矩计算已知=28+25.11+18.082=89.27，当=2，=3，=4时，由式（5.3）得三弯矩方程组（5.4）： （5.4）根据表2.2四缸机工作循环表，参照表3.6知如表5.1所示。将、分别代入方程组，得工况下各支承处的弯矩如表5.2所示。3、支反力计算求得各支承弯矩后，就可用图5.3所示的模型来计算各个支座的支反力。图5.3 支反力计算模型得到支反力表达式如下： （5.5） （5.6）式中：作用在曲柄销上的径向力；作用在曲柄销上的切向力； 连杆旋转质量、曲柄销、曲柄臂的总的离心惯性力；4.3.2 名义应力的计算应力计算的任务是求出曲拐上曲柄销圆角处的名义应力幅、和名义应力的平均值、。由于疲劳破坏总是发生在曲柄臂截面上，扭转疲劳破坏总是发生在轴颈上，因此弯曲和扭转时的名义应力应分别取为曲柄臂中央截面和曲柄销轴颈横截面上的弯曲和扭转应力17。一般情况，四缸机是在第二、三缸受到最大爆发压力作用时曲轴所受的应力最大，现选择对第三缸曲拐进行名义应力计算：曲轴材料：QT900-2，极限强度，对称循环弯曲疲劳极限，对称循环扭转疲劳极限，单拐计算模型见图5.4。图5.4 单拐计算模型181、弯曲应力 首先由表5.5和图5.3可知，最大支反力，对应的支承弯矩，最小支反力，对应的支承弯矩，然后计算曲拐平面内曲柄臂中央处弯矩，弯矩最大值为： （5.7）弯矩最小值为： （5.8）曲柄臂抗弯截面模量为： （5.9）圆角名义弯曲应力为： （5.10） （5.11）最后得到，圆角弯曲应力幅和平均应力为： （5.12） （5.13）2、扭转应力首先由表5.4和表5.6可知，单拐扭矩，对应的曲拐垂直平面内支反力，对应的曲拐垂直平面内支反力。然后计算圆角承受的扭矩： （5.14） （5.15）曲柄销抗扭截面系数为： （5.16）圆角名义切应力为： （5.17） （5.18）最后得： （5.19） （5.20）计算结果远远小于许用值，则校核合格。4.4 本章小结本章首先分析了曲轴的工作条件和设计要求，在合理选择材料的基础上，对曲轴的各个部分进行结构参数的设计，并进行有关的尺寸校核，使其符合实际加工的要求，还对曲轴的一些细节进行了设计，如油孔的位置以及曲轴的轴向定位等问题，给予了合理的解释，最后对曲轴进行了疲劳强度校核。第5章 曲柄连杆机构的实体建模5.1曲轴的模型5.2连杆的模型5.3活塞的模型第6章机构有限元分析 结论：通过对模型的有限元分析，在应变、位移、应力的分析有符合设计要求，所整个设计是合理的。结论毕业设计是我们作
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