汽车曲柄连杆机构设计及动力学分析

汽车曲柄连杆机构设计及动力学分析摘要：这篇论文我的题目是内燃机曲轴连杆机构的设计及动力学分析，首先四冲程发动机的排量、缸径、额定功率、直列四缸这些数据已经给出，根据已经拥有的参数，经过计算确定其它数据，知道各个部件工作情况，确定各个部件的设计要求，从而确定活塞、连杆、曲轴结构尺寸和材料，分析它们的受力情况，并根据校验公式对各个构件进行了强度和刚度的校核，利用三位软件Pro/E进行建模，完成装配体，进行仿真，获取结果，进行分析。关键词：内燃机，四冲程发动机，额定功率DesignonCrank-ConnectingRodofcarandDynamicAnalysisAbstract：ThispaperstopicofmineisDesignonCrank-ConnectingRodofcarandDynamicAnalysis,firstfour-strokeenginedisplacement,diameter,ratedpower,in-linefourofthesedataisgiven,accordingtotheparameters,Ialreadyhaveacalculateanddeterminetheotherdata,knowthepartsworksituation,determinethedesignrequirementsoftheparts,soastodeterminethepiston,ConnectingRod,Crankshaft,Structuresizeandmaterials,analyzetheirforce,andaccordingtothecheckformulaofthestrengthandstiffnessofeachcomponent,usingthreesoftwarePro/Emodel,completeassembly,simulation,gettheresults,wereanalyzed.Keywords:Internalcombustionengines,Four-strokeengine,Ratedpower。目录1前言.11.1内燃机曲柄连杆机构的研究现状.11.2研究方法.11.3设计研究的主要内容.22曲柄连杆机构工作情况分析.32.1曲柄连杆机构类型.32.1.1活塞的位移的推导.42.1.2活塞速度的推导.52.1.3活塞加速度的推导.62.2曲柄连杆机构中的作用力.62.2.1气缸内工质的作用力.62.2.2机构的惯性力.73活塞组的设计.143.1活塞的设计.143.1.2活塞头部的设计.153.1.3活塞裙部的设计.183.2活塞销孔的设计.193.2.1活塞销机构和材料.193.2.2强度和刚度校核.203.3活塞销座.213.3.1活塞销座结构设计.213.3.2验算比压力.213.4活塞环设计及计算.213.4.1活塞环形状及主要尺寸设计.213.4.2活塞环强度校核.224连杆组的设计.244.1连杆的设计.244.1.1连杆的工作情况，设计要求和材料选用.244.1.2连杆长度的确定.244.1.3连杆小头的结构设计校核.244.1.4连杆杆身的结构设计与强度计算.274.1.5连杆大头的结构设计与主要尺寸.305曲轴的设计.335.1曲轴的结构型式和材料的选择.335.1.1曲轴的工作条件和设计要求.335.1.2曲轴的结构型式.335.1.3曲轴的材料.335.2曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计.345.2.1曲柄销的直径和长度.345.2.2主轴颈的直径和长度.345.2.3曲柄.355.2.4平衡重.355.2.5油孔的位置和尺寸.355.2.6曲轴两端的结构.355.2.7曲轴的止推.355.3曲轴的疲劳强度校核.365.3.1作用于单元曲拐上的力和力矩.365.3.2名义应力的计算.406曲柄连杆机构三维模型的创建及装配.436.1Pro/E软件基本介绍.436.2活塞的创建.436.2.1活塞外侧主轮廓的创建.436.2.2活塞内部轮廓的生成.436.2.3活塞的进一步细化.446.3连杆及连杆盖的创建.446.4曲轴的创建.446.5细小部件的创建.456.6进行装配.457曲柄连杆机构的仿真.46结论.48参考文献.49致谢.5001前言1.1内燃机曲柄连杆机构的研究现状汽车这一现代化的交通工具，如今已经成为人们生活不可分割的一部分。从它诞生的第一天开始，已经伴随人类走过许多多年历史。发动机是汽车的心脏，而曲柄连杆机构是内燃机非常重要的一部分，在发动机曲柄连杆机构上有很多力，我们必须对它们进行研究。内燃机在工作时，高温高压得到气体作用于活塞的顶部，把气体膨胀的压力转化为曲轴旋转的转矩，这样可以不断输出动力。内燃机曲柄连杆机构是发动机的重要受力构件，它的工作是否可靠直接影响着发动机的正常工作。随着当今世界科技的发展，人们对发动机的要求越来越高。例如希望其拥有更紧凑的结构，想获得更高的转速。这就使曲柄连杆机构的工作环境更为严酷。对曲柄连杆机构进行设计和分析显得尤为重要。在多种载荷作用时，我们既要促使其获得良好的机械性能，又要使其满足一定的强度和刚度条件。在对发动机曲柄连杆机构的设计中，根据已有的条件，通过查阅相关资料，经过计算和分析我们要确定发动机曲柄连杆机构各个零部件的机构，尺寸和其它的一些参数，对其进行三维建模，通过仿真进行运动学分析，使我们对发动机曲柄连杆机构的工作原理有了更进一步深刻的理解。此次设计为了更好的内燃机曲柄连杆机构方面的知识，更全面的了解设计机构的工作原理，本论文采用目前比较方便，比较准确，应用比较广泛的多体动力学仿真技术，针对曲柄连杆机构进行精确的，高效的仿真，分析发动机不同工作状况下的工作特性，对研究发动机的平衡振动和发动机的改进发展有重要指导意义。1.2研究方法多缸体动力学模拟是应用比较广泛的计算机模拟技术。它有很多优点，它的原理是先通过计算机对所要研究的机构进行建模，然后通过相关作用进行仿真，例如施加载荷，添加驱动函数，这种方法简单，高效，精准，所以应用比较广泛。它不1仅可以进行仿真还可进行优化对提高所要研究机构的机械性能具有重要意义，可以最大化所要研究产品的机械性能，对我们进行指导，并进行修改，软件主要有Pro/E、ADAMS、ANSYS等。这样不需要编写复杂的程序，使用起来十分方便。发动机曲柄连杆机构的研究方法有很多种。需要对其进行运动学和动力学分析的方法主要有解析法、图解法、复数向量法。我不再进行详细的介绍。1.3设计研究的主要内容此次设计的主要内容如下：（1）查阅相关资料和书籍，根据已知的条件确定发动机曲柄连杆机构各个零部件的结构尺寸和材料，明确受力情况，根据这些力对主要零部件进行强度和刚度的计算和校核，满足我们的设计要求。（2）选择发动机曲柄连杆机构各个零部件的材料，有设计出的结构和尺寸画出其三维工程图，并进行装配。（3）将生成的模型导入仿真软件，添加材料属性，添加约束关系，进行仿真，由生成的图像得到分析结果，并且要进行分析，完成此次设计。22曲柄连杆机构工作情况分析曲柄连杆机构是往复活塞式内燃机将热能转化为机械能的主要工作机构，它的作用是将作用在活塞顶面的压力转变为曲轴的转矩，曲柄连杆机构的工作特点是在高温条件下和很高的压强条件下并伴随着强化学腐蚀的作用，它包括活塞，连杆和带有飞轮的曲轴，它们对内燃机非常重要，是内燃机完成正常的工作，实现运动不能缺少的部分。本论文以缸径为81mm,额定功率为74kw,最大转速为5800r/min进行设计。2.1曲柄连杆机构类型.主要有如下三种曲柄连杆机构：中心曲柄连杆机构，偏心曲柄连杆机构和关节曲柄连杆机构。对于它们的区别和分类，以及它们各有什么特点，用于什么工作情况，我不再赘述。本次论文设计采用中心曲柄连杆机构中心曲柄连杆机构为便于分析，我们给出中心曲柄连杆机构如图2.2所示的机构简图。其各个部分的运动情况如下.通过各个部位的运动实现整个工作机构的正常工作，各个部位的运动有着内在的联系，相辅相成，密不可分。这样的工作是十分必要的。其中：A活塞销中心位置;OB曲柄；曲柄转角AB连杆;A1上止点；A2下止点；连杆和气缸中心线的夹角;l连杆的长度；r曲柄半径；x活塞位移；连杆比;3曲柄的角速度。规定逆时针为正，顺时针为负，在有了上面的表述之后，我们接下来分别推导给出中心曲柄连杆机构中活塞的位移、速度、加速度的公式2.1.1活塞的位移的推导可以设在任意一瞬时，曲柄所在的位置是角处，按在图示中的方向旋转。图2.2根据数学知识可得，活塞位移x=(r+)A1Ol)cos(lr=（2.1）)cos()cos1(r上式还可进行简化，由图根据正弦定理：sinilr也就是snl同时又因为22sin1sin1cos（2.2）4将式（2.2）带入式（2.1），得到活塞位移的精确公式如下：x=)sin1(cos12r（2.3）为方便计算，我们还可做进一步的处理，利用数学知识，可以得到如下的结果：6422sin1sin81sin1sin1很容易指导，二次方以上的数值相对于前面的数值很小，可以忽略不计。这里只需要保留前两项，有如下的结果22sin1sin1（2.4）将式（2.4）带入式（2.3）得。)sin2co1(rx2.1.2活塞速度的推导根据公式（2.1），由数学知识，便可容易得到求得活塞速度的精确公式如下：v(2.6)v)cos2in(sirdtaxt同样对式（2.5）采取同样的方法，则其近似公式可表示如下：21sin2si)2sin(ivrrrv（2.7）从式（2.7）可以看出，活塞速度可视为由与两si1rvsin)(2r5部分简谐运动所组成。当或时，活塞瞬时速度为零，活塞在这两点速度方向发生改变。当018时，活塞得速度与曲柄销中心的圆周速度相等。9rv2.1.3活塞加速度的推导将式（2.6）可进一步处理，根据位移和加速度的关系便可得到活塞加速度的精确值如下：cos2in4cs2o32rdtavta（2.8）同样的将式（2.7）进行同样的操作，便可得到活塞加速度的近似值如下：（2.9）21222coscos)cos(arrra由上式可看出活塞的加速度两个简谐运动部分加起来。也就是与cos1r两部分组成。2cos2ra2.2曲柄连杆机构中的作用力我们只需研究曲柄连杆机构中的气压力和质量惯性力。2.2.1气缸内工质的作用力根据内燃机设计及原理，活塞上气体作用力的公式如下：)(42pDPg（2.10）6其中：活塞上的气体作用力，；gPN缸内绝对压力，；pMPa大气压力，；活塞直径，。Dm有上述公式，我们很容易得到很多信息，当活塞直径不变时，气体作用力就只是和活塞上、下两面气体压力差有关，对于四冲程发动机，一般取=0.1pp，,对应于发动机的四个冲程缸内绝对压力的如表2.2所示：MPamD81对应于发动机的四个冲程作用在活塞上的气体作用力的计算结果如表2.3所示2.2.2机构的惯性力求解惯性力，首先要知道质量的分布。求解惯性质量时，为了方便研究，做近一步的计算，可以采取质量代换的方法做简化处理。其原理是保持系统的动力学等效性。(1)机构运动件的质量换算表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进气冲程dep)90.75.(ppde0.08压缩冲程co1nedco1.46做功冲程exp2maxnexp0.45排气冲程r15.r0.115注：平均压缩指数，=1.321.38；压缩比，=9.3；平均膨胀指1n1n2n数，=1.21.30；最大爆发压力，=35，取=4.492maxpmaxpMPmaxp；此时压力角=，取=。MPa5037表2.2气压力计算结果gP四个冲程/gN进气冲程77.23压缩，冲程-102.97做功冲程7001.933排气冲程1801.968(2)连杆质量的换算整个连杆总质量进行简化其原理的示意图如图2.2所示：Lm由运动学等效性的原理可知，这样的简化需要满足以下三个条件图2.3简化前后总质量不变，即。21mL简化前后其重心位置不变，即。)(1ll简化前后相对于重心的转动惯量不变，即。GIGIl22)(上述连杆长度。l连杆重心至小头中心的距离。经换算可得如下公式：1G8lmL11lL12可以采用索多边形法求连杆的重心位置。其原理如图2.4所示：G图2.4（3）往复运动质量jm根据内燃机设计原理，很容易知道，可以知道往复运动质量的公式为。1mhj（4）不平衡回转质量r图2.4为方便计算，可认为假设离心力相，在这样的前提下，我们再将不平衡回转质量向回转半径为进行换算处理，得到的质量用表示，则为：rkmkrebgk2式中：曲拐换算质量，；km9连杆轴颈的质量，；gmkg一个曲柄臂的质量，；b曲柄臂质心位置与曲拐中心的距离，。em则不平衡回转质量为：2kr经过计算：往复直线运动部分的质量=0.583，不平衡回转质量=0.467。jmgrmkg曲柄连杆机构的惯性力求出往复运动质量和不平衡回转质量后，接下来我们利用上一部的数据并依据相关公式可得往复惯性力和旋转惯性力。（1）往复惯性力2coscos)2coscs(22rmrrrmaPjjjj（2.11）式中：往复运动质量，；jkg连杆比；曲柄半径，；rm曲柄旋转角速度，；srad/曲轴转角。公式（2.11）前的负号表示方向与活塞加速度的方向相反。jPa曲柄的角速度为：3062n（2.12）式中：曲轴转数，；nmin/r由额定转数=5800，则；07.6358srad/很容易知道曲柄半径=40.23，连杆比的范围=0.250.315，本论文取取r=0.27，由式（2.11），经过计算四个冲程终点往复惯性力，结果如表2.3所示：jP10表2.3往复惯性力jP四个冲程/jN进气冲程-10519.68压缩冲程6324.5做功冲程-10519.68排气冲程6324.51（2）旋转惯性力（2.13）2rmPr79.630.743.067.2N（3）作用在活塞上的总作用力由求出的气体作用力和往复惯性力，把两者进行合成，其合力为gjPjgP（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P如图2.5所示，可以把分解为垂直于汽缸轴线的侧向力N和沿连杆轴线的力K沿连杆的作用力为：Kcos1PK（2.15）而侧向力为：NtanPN（2.16）表2.4总作用力11四个冲程气压力/gPN往复惯性力/jPN总作用力/PN进气冲程77.23681.05945.102压缩冲程-102.976324.5.6做功冲程7001.933681.05974.351排气冲程1801.9686324.58.26图2.5作用在机构上的力和力矩沿连杆轴线的力方向有如下规定：连杆受压为正，受拉为负，垂直于气缸轴，K侧向力有如下规定：当侧向力所生成的反扭矩和曲轴旋转方向相同时为负，反之N为正值。当=时，由正弦定理，可得：13sinirl12求得48.319sin2.40arcsisinarcl将分别代入式（2.15）、式（2.16），计算结果如表2.5所示：表2.5连杆力、侧向力的计算结果KN四个冲程连杆力/侧向力/N进气冲程128.0783.2410压缩冲程6385.191436.356做功冲程.366.排气冲程8340.2371896.923将力还可进行分解，得到促使曲轴旋转的切向力，KT即（2.17）cos)in()sin(PT规定其方向和曲轴旋转方向相同时为正以及压缩曲柄臂的径向力（2.18）cos)()cs(PKZ规定它的方向是指向曲轴为正。对应四个冲程切向力、径向力见如表2.6所示:T表2.6切向力、径向力的计算结果TZ四个冲程切向力/N径向力/ZN进气冲程24.30856.1027压缩冲程1811.3556122.8789做功冲程17.94.3排气冲程2365.967997.61133活塞组的设计3.1活塞的设计活塞组由活塞、活塞销和活塞环等组件组成。它在发动机的工作条件中最严重。3.1.1工作条件和设计要求（1）活塞所受机械负荷当发动机工作时,活塞会承受机械载荷的作用，机械载荷主要由沿气缸轴线的气压力，周期性变化的惯性力，垂直于气缸轴线的的侧压力组成。活塞各部分的应力情况：活塞顶部承受动态弯曲应力；活塞销座承受拉压和弯曲应力；环岸承受弯曲和剪应力。在环槽及裙部有严重磨损由于活塞所受机械载荷很大，为了避免应力集中，在设计过程中，必须注意在满足一定够强度和刚度的条件下，必须合理设计形状，以使其更加紧凑。截面变化处采用圆滑的过度（2）活塞的热负荷在活塞的工作过程中，瞬时变化的高温燃气作用在活塞顶部，其温度很高，不难想到这样的效果便会引起活塞顶部的温度很高，且温度分布极为不均匀的温度，便容易导致热应力的形成。（3）活塞的磨损14当发动机工作时，活塞在气缸内做高速往复直线运动，很大的侧向作用力作用在汽缸壁上，这就会使活塞组和气缸表面发生严重磨损，再加上润滑不良，这就决定了它们遭受强烈的磨损。（4）活塞组的设计要求1在材料方面要选择材料的特点：耐高温、耐磨、比重小、热膨胀系数小、导热性好、良好减磨性、工艺性。2在结构上应该合理选择活塞的形状和壁厚。4燃烧室有良好气密性，减少窜气、窜油也要考虑活塞组的摩擦损失5在不同工况下都能保持活塞与缸套的最佳配合6减少活塞的吸热，并且能顺利散热。7在保证润滑性良好的情况下，要尽量较少油耗。活塞的材料1高热强。2导热好，吸热差。3膨胀系数小。4密度小。5减磨性好，活塞和缸套之间的摩擦系数小，耐磨、耐腐蚀6工艺性好，以便于加工，性价比高。经过我的考虑，本论文选择活塞材料选用铝硅合金3.1.2活塞头部的设计设计要点活塞头部指活塞销以上的部分，由活塞顶和环带这两部分组成，气压力作在活塞顶部，它有如下设计要点：（1）足够机械强度与刚度。（2）温度不要太高，温度要尽量分布均匀。（3）结构尺寸要尽量紧凑。压缩高度的确定尺寸在发动机设计时一般采用尽可能小的活塞压缩高度，压缩高度的组成：火15力岸高度、环带高度和上裙尺寸。其公式表示如下：1h2h3h=+1H23h（1）第一环位置火力岸高度有如下选取原则：在满足第一环槽位置热载荷的，选取尽可能小的值。一般汽油机，为活塞直径，本论文发动机的活塞标准直Dh)12.06.(1径D=81mm，则火力岸高度取值：h1=0.0887mm=6.96mm（2）环带高度为使活塞高度尽量小一些，活塞环槽轴向高度也要尽量小，它有一个好处是可b以减小工作时所产生的惯性力，减轻对环槽侧面的冲击有利于改善环槽耐久性，但取值太小，不利于制造一般在小型高速内燃机上，气环高，油环高bm5.21。m52此次设计的发动机采用三道活塞环，第一和第二环称之为压缩环（气环），第三环称之为油环。本论文取第一、二环气环高都是2mm,第三环取为3.5mm。环岸的高度的选取，环岸高度的取值，实际发动机的统计表明，c1=1.5-c2.5b1，c2=c3=1-2b1，汽油机接近下限。则c1=1.82=3.6mmC2=1.52=3mm因此，环带高度h2=b1+c1+b2+c2+b3=14.1mm（3）上裙尺寸在活塞头部环的布置情况已知的情况下，压缩高度H1就只受活塞销轴线到最低环槽（油环槽）的距离h1的影响。为了确保油环能正常工作，环在槽中的轴向间隙比较小，如果环槽发生很大变形，就可能引起油环被卡住而不能正常工作。因此一般在设计时，活塞上裙尺寸的选择应使销座上方油环槽的位置处于销座外径上面，当开槽时，环槽的强度仍能满足条件，并且不会因为材料分布不均匀引起变形，导致油环的正常工作。由以上可得活塞压缩高度的选取。对于汽油机，所以DH)0.6.35(1H1=0.45D=0.4581=39.15mm则h3=H1-h1-h2=39.15-6.96-14.1=18.09MM。活塞顶和环带断面16（1）活塞顶燃烧室的选择和燃烧室的选设计对活塞顶部的设计有重要影响。大多数汽油机活塞采用平顶，因为采用平顶活塞，可以使受热面积减小，并且比较容易加工，于是可以减小活塞组所受的热负荷，减轻应力集中现象的发生。实际统计数据表明，活塞顶部最小厚度，汽油机为，即。D)0.1.6(=0.07587=6.525活塞头的侧壁要足够厚，这与它的作用功能是相适应的，范围为，D)0.15.(本论文设计时选取其为0.077D为6.7mm，活塞顶与侧壁之间过渡圆角也要尽可能大，通常其取值为，本论文取0.075=6.525mm.r)0.15.(（2）环带断面应该使环带有足够的壁厚，它的平均值为。一般情况下槽底圆)0.251(t角的值取范围为0.20.5mm。活塞环岸锐边倒角需要选择合理才行，一般该倒角为。45)0.2(（3）环岸和环槽在设计环岸和环槽时，应该注意以下几点：首先是活塞、活塞环能够正常工作，尽量降低机油的使用量。活塞的侧隙目前要尽量小，第一环和环槽侧隙的取值一般为0.050.1mm，二、三环取适当小的值，一般为0.030.07mm，油环取的还要小一些，这样做的目的是可以使活塞环工作稳定同时降低机油使用量，在确定侧隙时，必须在油环槽中设置回油孔，这些回油孔要布置在主次推力面侧，并且要分布均匀，回油孔对降低机油使用量是非常重要的，三道活塞环的开口间隙和侧隙的数值如表3.1所示:活塞环开口间隙/m侧隙/m第一道环40.2.09.5.第二道环63第三道环5.（4）环岸强度校核在膨胀冲程开始时，第一环岸上面的压力远大于的下面压力，经过专1p2p门的实验表明，最高爆发压力作用在活塞顶部时，maxpmax19.0max.0如图3.2所示。17已知=4.5，则maxpMPMPap05.49.1岸是一个厚、内圆直径为、外圆直径为的圆环形板，它的固定是沿着内1cD圆柱面，当精确计算固定面的应力时，这个过程比较繁琐，往往在计算时，我们可以将其简化为一个简单的悬臂梁进行估算。一般的尺寸比例，槽底（岸根）直径假定为，环槽深为：t=0.05D=0.0581=73mmmD3.789.0t这时在岸根上产生的弯矩为我们已知环岸根断面的抗弯断面系数近似为3max22106.)(4)(DptDp经过计算，环岸根部危险断面上的弯曲应力为Dcc212147.096同理可以得到剪切应力为21max213max)(05.47.0pDcp5)6.381(540.2你40.246.38147071maxcDp已知有应力公式为7024.34522由于在高温的情况下，铝合金的强度下降而且环岸根部会发生应力集中，铝合金的许用应力，校核合格4032/N3.1.3活塞裙部的设计活塞裙部指的是指活塞头部以下的那部分活塞。活塞在气缸内做往复直线运动，时侧压力作用在裙部，裙部有导向的作用。我们得到活塞裙部的设计有如下要N点：首先是裙部能为活塞正常导向，其次活塞裙部的实际承压面积应该足够大，这时能产生度足够厚的润滑油膜.18在发动机中正常的过程中，活塞的裙部会发生变形情。所以，为了避免发生拉毛，活塞裙部气缸之间间隙的取值应该足够大。本文采用托板式裙部.设计活塞裙部的横断面形状把裙部横断截面制成长轴是在垂直与活塞销中心线方向上，短轴平行于销轴方向的椭圆形。常用的椭圆形状的计算公式如下：)2cos1(4dD（3.4）式中、分别为椭圆的长短轴，如图3.3所示。Dd缸径小于的裙部开槽的活塞，椭圆度（）的大小，一般为m10。25.(1)裙部的尺寸活塞裙部是侧压力的主要承担者。为了保证证活塞裙表面润滑油膜有足够的N厚度，在裙部表面比压不该超过一定的数值。所以，在确定活塞裙部长度尺寸时，q首先因该使承压面积足够大，用于减少比压和减轻磨损。在确定裙部长度的过程中，首先利用裙部比压允许的最大值，计算裙部长度尺寸的最小值，最后依据结构上的需要再进行具体的修改。活塞裙部单位面积压力（裙部比压）有如下的计算公式2maxDHNq（3.5）式中：最大侧作用力，由动力计算求得，=2410.83maxNmaxN活塞直径，；D裙部高度，。2H取。253.798.46.04.则253.798.1qMPa一般发动机活塞裙部比压值约为，所以设计合适。.10(2)销孔的位置活塞销和活塞裙部的轴线没有相交，它向承受膨胀侧压力的一面（称为主推力19面，相对的一面称为次推力面）偏移了。m213.2活塞销孔的设计3.2.1活塞销机构和材料（1）活塞销的结构和尺寸活塞销的外直径，本内燃机取，活塞销的Dd)3.025.(1mDd271.01内直径，本内燃机取活塞销长度2)7.065.(d3957.2，取Dl)98.0(ml78.64（2）材料的选择活塞销材料为低碳合金钢，表面渗碳处理。3.2.2强度和刚度校核由运动学知，活塞销表面受到气体压力和往复惯性力的共同作用，总的作gPjP用力，活塞销长度，连杆活塞销的设计NP478.126ml78.64（1）最大弯曲应力计算活塞销中央截面的弯矩为)5.12(llPM（3.6）空心销的抗弯断面系数为，314)(0dW其中697.02.51所以弯曲应力为M即)1(2.5.43dllP20（3.7）)697.01(2.)38.2547864(813MPa5.71（2）最大剪切应力计算最大剪切应力出现在销座和连杆小头之间的截面上。横断截面的最大剪切应力发生在中性层上，其值按下式计算：)1(85.0422maxdP（3.8）)697.01(2).8.5.042MPa09.41已知许用弯曲应力；许用剪切应力，那MPa32么校核合格。3.3活塞销座3.3.1活塞销座结构设计活塞销座的内径，活塞销座外径一般等于内径的倍，取md20d6.14，d35.10设计成连杆小头与活塞销座开挡之间的间隙为。m33.3.2验算比压力销座比压力为：)(20Pldq)4.2978.6(21MPa3.q21（3.9）通常。MPaq6043.4活塞环设计及计算3.4.1活塞环形状及主要尺寸设计本论文内燃机采用三道活塞环，最上面的两环为气环，最下面为油环。第一道采用扭曲环，第二道采用鼻形环，第三道采用组成环。活塞环的主要尺寸包括环的高度和环的径向厚度。气环，油环btmb35.1，取，。活塞环的径向厚度，一般mb53b5.1m75.123t推荐值为：当缸径为时，取。D06.04./DtDt0.4.3.4.2活塞环强度校核因为剪应力和轴向力对活塞的作用不明显，在进行活塞环强度校核时，我们仅需要计算弯矩。一般情况下，活塞环的平均半径与径向厚度之比都大于5，因tr/0此可按直杆弯曲正应力公式计连杆大头的结构设计与强度、刚度计算（1）工作状态下的弯曲应力活塞断面的最大弯矩为：)(40maxtDbpM（3.10）由此可得最大弯曲应力为：max226)(20maxaxbtDpWM（3.11）对于断面均压环其开口间隙与活塞环平均接触压力之间有如下关系：0S0ptDtSEp30)1(4.（3.12）将式（3.12）带入（3.11）并整理得：MPatDSE20max)1(4.（3.13）式中：材料的弹性模量，对合金铸铁；E50.a活塞环的开口间隙，取为；0SmS2.0mS3.气缸直径，；Dm活塞环径向厚度，t则MPa4.10)5.4980(3.12.4.02max许用弯曲应力为，则校核合格。MP52（2）套装应力最大套装弯曲应力为：20max)1(39.tDSE（3.14）式中：与套装方法有关的系数，一般取，m57.23则MPa2.49)105.498(.312.579325max所以校核合格。244连杆组的设计4.1连杆的设计4.1.1连杆的工作情况，设计要求和材料选用工作情况(1)连杆小头和活塞销相连，做往复直线运动。(2)连杆大头和曲柄销连在一起，并伴随曲轴一起做旋转运动。(3)连杆做复杂的平面运动设计要求设计连杆时，主要的要求就是在满足强度和刚度的条件下，连杆的结构要尽量的轻巧。所以我们在设计时必须用高强度的材料并且可以利用一些工艺措施来改善它的强度，另外还要合理设计连杆的机构形状，选取适当的尺寸。否则连杆一旦断裂，将会造成严重的事故。连杆的变形对曲柄连杆机构的工作有很不好的影响，连杆要有尽可能大的刚度经验表明对于不太强化的发动机来说，刚度比强度更重要。材料的选取本论文连杆材料选用精选含碳量的碳结构45模锻，表面进行喷丸强化处理。4.1.2连杆长度的确定连杆长度用连杆比根据r/l进行确定，连杆长度选取尽可能小的值，目前=1/4-1/3,这里取取，则。27.0mr3.4ml14923.07.4.1.3连杆小头的结构设计校核连杆小头的机构设计连杆小头结构尺寸，我们在前面设计活塞组时，已经知道d1=25mm,B1=27mm25连杆小头孔中压有耐磨衬套，其主要是为了减少磨损，它的材料大多为耐磨锡青铜，它的厚度一般为=2-3mm，这里取=2.3mm,小头孔直径d=24.2mm小头外径D1=(1.2-1.35)d，取D1=1.27*24.2=30mm连杆小头的强度校核（1）衬套过盈配合的预紧力及温度升高引起的应力可以把连杆小头和衬套当作两个过盈配合的圆筒，小头所受的径向压力的计算公式如下：MPadDEdDEt11)(p212（4.1）式中：衬套压入时的过盈，；m通常青铜衬套，取，05.2.d1m0176.20.8其中：工作后小头温升,约；tC1连杆材料的线膨胀系数，本论文；)/1(0.5衬套材料的线膨胀系数，本论文；8.、连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取；3.0连杆材料的弹性模数，本论文EMPa102.4E5衬套材料的弹性模数，本论文；.计算小头承受的径向压力为：3.02.4102.32.473.012.4.8.6.p555）（16.74N外表面应力6.54.73.6Ddp2221a2/m26（4.2）内表面应力37.12.473.0865.31Ddp21i2/mN（4.3）的允许值一般为，校核合格。i和a502/mN（2）连杆小头的疲劳安全系数最小安全系数在杆身到连杆小头的过渡处的外表面上为：ma1-n（4.4）式中：对称循环下的拉压疲劳极限，1-（合金钢），取；21-05.32N/21-032/mN不对称循环的敏感系数，这里选=0.2；应力幅，；a632.5437.1a2/平均应力，；m87.9.mmN工艺系数，取0.5；6.04则34.287.95.31n2查阅相关书籍小头的疲劳强度的安全系数取值在mm之间5.0连杆小头的刚度计算当采用浮动式活塞销时，小头在水平方向直径变形的经验公式为:623jmax10)9(PEId（4.5）式中：连杆小头直径变形量，；连杆小头的平均直径，；md27连杆小头断面积的惯性矩，I4331.61254.8.62BImh则m053.1043.610.4952709652）（查阅书籍在一般情况下，标准间隙的取值在，则校核合格.4.1.4连杆杆身的结构设计与强度计算连杆杆身结构的设计本论文采用工字形断面，杆身截面宽度约等于(为气缸直径)，BD3.026.(取，截面高度，取。mDB87.21.0H)8.15(mBH8.651为不影响连杆从小头到大头传力，所以在设计时在它们过渡处圆角的半径应该在近可能的情况下选用比较大的值。连杆杆身的强度校核（1）最大拉伸应力由最大拉伸力引起的拉伸应力为：mjfPax1（4.6）式中：连杆杆身的断面面积，汽油机，为活塞投影mfAf)035.2.(面积，取。mDfm45.103.2则最大拉伸应力为：1.6845.68.091MPa（2）杆身的压缩与纵向弯曲应力杆身的最大压缩力为：28jgcPpmax（4.7）N614.752)68.1059(3.70连杆承受最大压缩力时，在摆动平面内长度为；在垂直面内的长度为ml4，在摆动平面内的合成应力有如下公式：ml1328.47.2mcxxfPIl)1(2（4.8）式中：一个相关的系数，对于常用钢材，取；c04.3.c02.c计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩，。xI4m)2.7.()3.87.21(0.387.21)(12333htBH；90.454m将式（4.8）改为：mcxfPk1（4.9）式中连杆系数，；1k14.5.902.4150.121mxfIlck则摆动平面内的合成应力为：3.25.1467.xMPa同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为：mcyyfIl)41(2（4.10）374.2734.08.2).7308(12)(1233htBHIy2957.2394m将式（4.10）改成mcyfPk2（4.11）式中：连杆系数，。2k1.45.7.239410.1122myfIlck则在垂直于摆动平面内的合成应力为：7.45.167.yMPa和的许用值为，所以校核合格。xy4025MPa（3）连杆杆身的安全系数下面的工作是计算疲劳安全系数，根据相关公式，求得杆身的疲劳安全系数的结果。循环的应力幅和平均应力，在连杆摆动平面为：am61.302.8.192xaMPa（4.12）72.9.1xm（4.13）在垂直摆动平面内为：34.281.679.21yaMPa（4.13）45.9621.7.21yma（4.14）连杆杆身的安全系数为：30ma1-n（4.15）其中：材料的拉压疲劳极限，（合金钢），取1-21-105.32N/；21-05.2N/m材料对敏感系数，取=0.2；工艺系数，取0.45。6.04则在连杆摆动平面内连杆杆身的安全系数为：8.27.9045.613.2n在垂直摆动平面内连杆杆身的安全系数为：0.345.962045.38.n杆身安全系数许用值在的范围内，则校核合格。.14.1.5连杆大头的结构设计与主要尺寸尺寸的设计已知，则大头宽度，轴瓦厚度mD8.472mB73.26mb73.26，取，大头孔直径。）（35.125d502根据工作条件设计要求，分开面采用平切口，大头凸台高度，取，取，连221).0.(dHH64.021dH63.214.2杆螺栓孔间距离，取，螺栓孔外侧壁厚取)3.4(CdC81.3723毫米连杆大头的强度校核31固定角为的选择：通常取，大头的曲率半径为。0042C连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得：NPrj48.1739.681.59max2作用在危险断面上的弯矩和法向力由经验公式求得：1MN2.540.02.34.7)083.7.(021）（CPMN71.98)4.52.(.5.0（4.16）由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为：IM1（4.17）作用于大头盖中间断面的法向力为：AN1（4.18）式中：，大头盖及轴瓦的惯性矩，I4m4332372.5912.08.6(7.1)(mdCBhI），4332.5.，大头盖及轴瓦的断面面积，A2m，221.8.01.673.hBA，5.在中间断面的应力为：ANWM（4.18）式中：大头盖断面的抗弯断面系数，W32329.146)23.508.(73.6mhBW计算连杆大头盖的应力为：29.6351.87.93.14725.11ANIMMPa一般发动机连杆大头盖的应力许用值为，则校核合格。0a4.2连杆螺栓的设计4.2.1连杆螺栓的工作负