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往复泵曲柄连杆机构设计和仿真[三维SW]【全套CAD图纸+毕业论文】【原创资料】

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QBLG-01(曲轴).dwg

QBLG-04活塞.dwg

QZLG-03(连杆配图).dwg

装配体1.dwg

三维模型SolidWorks 2012

装配体1-算例 1

装配体1-算例 2

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GB28-88六角头螺杆带孔铰制孔用螺栓M12×90.SLDPRT

GB／T6179-19861型六角开槽螺母C级M12.SLDPRT

X.BAT

曲轴.SLDPRT

活塞.SLDPRT

缸体.SLDPRT

装配体1-算例 1.CWR

装配体1-算例 1.LOG

装配体1-算例 1.PC0

装配体1-算例 2.CWR

装配体1-算例 2.LOG

装配体1.avi

装配体1.SLDASM

装配体13.avi

装配体4.SLDASM

连杆.SLDPRT

连杆后盖.SLDPRT

销轴.SLDPRT

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关键词：: 往复泵曲柄连杆机构设计以及仿真三维 sw 全套 cad 图纸毕业论文原创资料

资源描述：

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I

ABSTRACTII

目　　录1

第1章绪　　论1

1.1 选题的目的和意义1

1.2往复式真空泵工作原理1

1.3 毕业设计要求及原始数据：2

1.4设计研究的主要内容3

第2章曲柄连杆机构受力分析4

2.1 曲柄连杆机构的类型及方案选择4

2.2 曲柄连杆机构运动学4

2.1.1 活塞位移5

2.1.2 活塞的速度6

2.1.3 活塞的加速度7

2.2 曲柄连杆机构中的作用力7

2.2.1 缸内工质的作用力7

2.2.2 机构的惯性力7

2.3 本章小结12

第3章连杆组的设计12

3.1 连杆的设计12

3.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用12

3.1.2 连杆长度的确定13

3.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算13

3.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算16

3.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算19

3.2 连杆螺栓的设计21

3.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力21

3.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算21

3.3 本章小结22

第4章曲轴的设计23

4.1 曲轴的结构型式和材料的选择23

4.1.1 曲轴的工作条件和设计要求23

4.1.2 曲轴的结构型式23

4.1.3 曲轴的材料23

4.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计24

4.2.1 曲柄销的直径和长度24

4.2.2 主轴颈的直径和长度24

4.2.3 曲柄25

4.2.4 平衡重25

4.2.5 油孔的位置和尺寸25

4.2.6 曲轴两端的结构26

4.2.7 曲轴的止推26

4.3 曲轴的疲劳强度校核27

4.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩27

4.3.2 名义应力的计算29

4.4 本章小结31

第5章曲柄连杆机构的实体建模32

5.1曲轴的模型32

5.2连杆的模型33

5.3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。

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连杆配图.jpg

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内容简介：: 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 nts 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, nts 目录摘要 . I ABSTRACT . II 目录 . 1 第 1 章绪论 . 1 1.1 选题的目的和意义 . 1 1.2 往复式真空泵工作原理 . 1 1 1.3 毕业设计要求及原始数据： . 2 1.4 设计研究的主要内容 . 3 第 2 章曲柄连杆机构受力分析 . 4 2.1 曲柄连杆机构的类型及方案选择 . 4 2.2 曲柄连杆机构运动学 . 4 2.1.1 活塞位移 . 5 2.1.2 活塞的速度 . 6 2.1.3 活塞的加速度 . 7 2.2 曲柄连杆机构中的作用力 . 7 2.2.1 缸内工质的作用力 . 7 2.2.2 机构的惯性力 . 7 2.3 本章小结 . 12 第 3 章连杆组的设计 . 12 3.1 连杆的设计 . 12 3.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用 . 12 3.1.2 连杆长度的确定 . 13 3.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算 . 13 3.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算 . 16 3.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算 . 19 3.2 连杆螺栓的设计 . 21 3.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力 . 21 3.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算 . 21 nts 3.3 本章小结 . 22 第 4 章曲轴的设计 . 23 4.1 曲轴的结构型式和材料的选择 . 23 4.1.1 曲轴的工作条件和设计要求 . 23 4.1.2 曲轴的结构型式 . 23 4.1.3 曲轴的材料 . 23 4.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计 . 24 4.2.1 曲柄销的直径和长度 . 24 4.2.2 主轴颈的直径和长度 . 24 4.2.3 曲柄 . 25 4.2.4 平衡重 . 25 4.2.5 油孔的位置和尺寸 . 25 4.2.6 曲轴两端的结构 . 26 4.2.7 曲轴的止推 . 26 4.3 曲轴的疲劳强度校核 . 27 4.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩 . 27 4.3.2 名义应力的计算 . 29 4.4 本章小结 . 31 第 5 章曲柄连杆机构的实体建模 . 32 5.1 曲轴的模型 . 32 5.2 连杆的模型 . 33 5.3 活塞的模型 . 35 第 6 章机构有限元分析 . 35 结论 . 39 参考文献 . 40 致谢 . 41 nts1 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。 nts2 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 错误 !未找到引用源。 /h 输入轴功率错误 !未找到引用源。 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： nts3 （ 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。 nts4 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。 nts5 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 = 0 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 : nts6 x= AA1 = AOOA 1 =(r+l ) )c osc os( lr = )c o s1(1)c o s1( 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： sinsin lr 即 s i ns i ns i n lr又由于 222 s i n1s i n1c o s （ 2.2）将式（ 2.2）带入式（ 2.1）得： x= )s in1(1c os1 22 r（ 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： 6642222 s i n161s i n81s i n1s i n1 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 n211s i n1 （ 2.4）将式（ 2.4）带入式（ 2.3）得 )s in2c o s1( 2 rx （ 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 v 的精确值为 v )c o s2s i n2( s i n rdtdadadxdtdx(2.6) 将式（ 2.5）对时间 t 微分，便可求得活塞速度得近似公式为： 212s i n2s i n)2s i n2( s i n vvrrrv （ 2.7）从式（ 2.7）可以看出，活塞速度可视为由 sin1 rv 与 2s in)2(2 rv 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，rv ，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。 nts7 2.1.3 活塞的加速度将式（ 2.6）对时间 t 微分，可求得活塞加速度的精确值为： c o s 2s i n4c o s 2c o s c o s 3232 rdtdadadvdtdva （ 2.8）将式（ 2.7）对时间 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 aarrra （ 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 cos21 ra 与 2co s22 ra 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gP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 )(4 2 ppDPg （ 2.10）式中：gP 活塞上的气体作用力， N ； p 缸内绝对压力， MPa ； p 大气压力， MPa ； D 活塞直径， mm 。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 pp ，一般取 p =0.1MPa ， mmD 985.80 , 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nts8 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 Lm 用两个换算质量 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 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 21 mmm L 。连杆重心 G 的位置不变，即 )( 1211 llmlm 。连杆相对重心 G 的转动惯量GI不变，即GIllmlm 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 llmm L 11 llmm L 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nts9 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 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hm表示。质量hm与换算到连杆小头中心的质量 1m 之和，称为往复运动质量jm，即1mmm hj 。（ 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 r 的连杆轴颈中心处，以km表示，换算质量km为： remmm bgk 2式中：km 曲拐换算质量， kg ； nts10 gm 连杆轴颈的质量， kg ； bm 一个曲柄臂的质量， kg ； e 曲柄臂质心位置与曲拐中心的距离， m 。质量km与换算到大头中心的连杆质量 2m 之和称为不平衡回转质量 rm ，即 2mmm kr 由上述换算方法计算得：往复直线运动部分的质量jm=0.583kg ，不平衡回转质量 rm =0.467kg 。 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jm和 rm 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jm的往复惯性力jP和旋转质量 rm 的旋转惯性力 rP 。（ 1）往复惯性力 2c o sc o s)2c o sc o s( 2222 rmrmrrmamPjjjj （ 2.11）式中：jm 往复运动质量， kg ；连杆比； r 曲柄半径， m ；曲柄旋转角速度， srad/ ；曲轴转角。 jP是沿气缸中心线方向作用的，公式（ 2.11）前的负号表示jP方向与活塞加速度 a 的方向相反。其中曲柄的角速度为： 30602 nn （ 2.12）式中： n 曲轴转数， min/r ；已知额定转数 n =5800 min/r ，则 07.6 0 7305 8 0 0 srad/ ；曲柄半径 r =40.23mm ，连杆比 =0.250.315，取 =0.27，旋转惯性力 nts11 2rmP rr （ 2.13） 799.692307.60704023.0467.0 2 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gP和往复惯性力jP，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 jg PPP （ 2.14）计算结果如表 2.4 所示。 4、活塞上的总作用力P分解与传递如图 2.5 所示，首先，将P分解成两个分力：沿连杆轴线作用的力 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： cos1PK（ 2.15）而侧向力 N 为： tanPN（ 2.16）图 2.5 作用在机构上的力和力矩 nts12 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。当 = 13 时，根据正弦定理，可得： sinsin rl 求得 48.3149 13s i n23.40a r c s i ns i na r c s i n lr 力 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 ，即 c o s )s i n ()s i n ( PKT（ 2.17）和压缩曲柄臂的径向力 Z ，即 c o s )c o s ()c o s ( PKZ（ 2.18）规定力 T 和曲轴旋转方向一致为正，力 Z 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nts13 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 l 它通常是用连杆比lr/ 来说明的，通常 25.0 0.3125 ，取 27.0 ， mmr 23.40 ，则mml 14923.4027.0 。 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 1d 和小头宽度 1B 已在活塞组设计中确定， mm22d1 ， mm388.26B 1 。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 3mm2 ，取 2.2mm ，则小头孔直径 24.2mmd ，小头外径 d)35.12.1(D 1 ，取 mm734.302.2427.1D 1 。 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。 nts14 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： M P adDdDEdDdDEdd t11)(p21212121221221 （ 4.1）式中：衬套压入时的过盈， mm ；一般青铜衬套 0015.00002.0d 1 ，取 mm0 1 7 6.0220 . 0 0 0 8 ，其中：t 工作后小头温升 ,约 C 150100 ；连杆材料的线膨胀系数，对于钢 )/1(100.1 5 C ；衬套材料的线膨胀系数，对于青铜 )/1(108.1 5 C ；、连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取 3.0 ； E 连杆材料的弹性模数，钢 M P a102.4.E 5 10； E 衬套材料的弹性模数，青铜 MPa5 102.2E ；计算小头承受的径向压力为： 3.0222.24222.24102.213.02.24734.302.24734.30102.412.24100.18.11202.240 1 7 6.0p22225222255）（16.74 N nts15 由径向均布力 p 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 63.542.24734.302.24274.16D2dp2222212 da2/mmN （ 4.2）内表面应力 37.712.24734.302.24734.30865.31DdDp2222221221 di2/mmN （ 4.3） i 和a的允许值一般为 150100 2/mmN ，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： ma 1-n（ 4.4）式中： 1- 材料在对称循环下的拉压疲劳极限， 21- 105.35.2 2N/mm （合金钢），取 21- 103 2/mmN ；材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2； a 应力幅， 632 63.5437.71 a2/mmN ； m 平均应力， 87.92 63.5437.71 m2/mmN ；工艺系数， 6.04.0，取 0.5；则 3 4 4.287.92.05.063103n 2 连杆小头的疲劳强度的安全系数，一般约在 5.02.0 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 : 6233j m a x10)90(P EId m （ 4.5）式中：连

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