毕业论文-汽车四缸汽油机的曲柄连杆机构设计

摘要本文以捷达EA113汽油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仿真分析。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PRO/E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PRO/E软件的机构分析模块PRO/MECHANISM，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。关键词发动机；曲柄连杆机构；受力分析；仿真建模；运动分析；PRO/EABSTRACTTHISARTICLEREFERSTOBYTHEJEETAEA113GASOLINEENGINESRELATEDPARAMETERACHIEVEMENT,ITHASCARRIEDONTHESTRUCTURALDESIGNCOMPUTIONFORMAINPARTSOFTHECRANKLINKMECHANISMINTHEGASOLINEENGINEWITHFOURCYLINDERS,ANDHASCARRIEDONTHEORETICALANALYSISANDSIMULATIONANALYSISINCOMPUTERINKINEMATICSANDDYNAMICSFORTHECRANKLINKMECHANISMFIRST,MOTIONLAWSANDSTRESSINMOVEMENTABOUTTHECRANKLINKMECHANISMAREANALYZEDINDETAILANDTHEPRECISEANALYSISRESULTSAREOBTAINEDNEXTSEPARATELYTOTHEPISTONGROUP,THELINKAGEASWELLASTHECRANKCARRIESONTHEDETAILEDSTRUCTURALDESIGN,ANDHASCARRIEDONTHESTRUCTURALSTRENGTHANDTHERIGIDITYEXAMINATIONONCEMORE,APPLYSTHREEDIMENSIONALCADSOFTWAREPRO/ENGINEERESTABLISHINGTHEGEOMETRYMODELSOFALLKINDSOFPARTSINTHECRANKLINKMECHANISM,THENUSEINGTHEPRO/ESOFTWAREASSEMBLINGFUNCTIONASSEMBLESTHECOMPONENTSOFCRANKLINKINTOTHEPISTONMODULE,THECONNECTINGRODMODULEANDTHECRANKMODULE,THENUSINGPRO/ESOFTWAREMECHANISMANALYSISMODULEPRO/MECHANISM,ESTABLISHESTHEMULTIRIGIDDYNAMICSMODELOFTHECRANKLINK,ANDCARRIESONTHEKINEMATICSANALYSISANDTHEDYNAMICSANALYSISSIMULATION,ANDITSTUDIESTHEPISTONANDTHECONNECTINGRODMOVEMENTRULEASWELLASCRANKLINKMOTIONGEARMOVEMENTENVELOPMENTTHEANALYSISOFSIMULATIONRESULTSSHOWSTHATTHOSESIMULATIONRESULTSAREMEETTOTRUEWORKINGSTATEOFENGINEITALSOSHOWSTHATTHESIMULATIONMETHODINTRODUCEDHERECANOFFERANEWEFFICIENTANDCONVENIENTWAYFORTHEMECHANISMCHOOSINGANDOPTIMIZEDDESIGNOFCRANKCONNECTINGRODMECHANISMINENGINEKEYWORDSENGINE；CRANKSHAFTCONNECTINGRODMECHANISM；ANALYSISOFFORCE；MODELINGOFSIMULATION；MOVEMENTANALYSIS；PRO/E目录摘要IABSTRACTII第1章绪论111选题的目的和意义112国内外的研究现状113设计研究的主要内容3第2章曲柄连杆机构受力分析421曲柄连杆机构的类型及方案选择422曲柄连杆机构运动学4211活塞位移5212活塞的速度6213活塞的加速度622曲柄连杆机构中的作用力7221气缸内工质的作用力7222机构的惯性力723本章小结14第3章活塞组的设计1531活塞的设计15311活塞的工作条件和设计要求15312活塞的材料16313活塞头部的设计16314活塞裙部的设计2132活塞销的设计23321活塞销的结构、材料23322活塞销强度和刚度计算2333活塞销座24331活塞销座结构设计24332验算比压力2434活塞环设计及计算25341活塞环形状及主要尺寸设计25342活塞环强度校核2535本章小结26第4章连杆组的设计2741连杆的设计27411连杆的工作情况、设计要求和材料选用27412连杆长度的确定27413连杆小头的结构设计与强度、刚度计算27414连杆杆身的结构设计与强度计算30415连杆大头的结构设计与强度、刚度计算3342连杆螺栓的设计35421连杆螺栓的工作负荷与预紧力35422连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算3543本章小结36第5章曲轴的设计3751曲轴的结构型式和材料的选择37511曲轴的工作条件和设计要求37512曲轴的结构型式37513曲轴的材料3752曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计38521曲柄销的直径和长度38522主轴颈的直径和长度38523曲柄39524平衡重39525油孔的位置和尺寸40526曲轴两端的结构40527曲轴的止推4053曲轴的疲劳强度校核41531作用于单元曲拐上的力和力矩41532名义应力的计算4554本章小结47第6章曲柄连杆机构的创建4861对PRO/E软件基本功能的介绍4862活塞的创建48621活塞的特点分析48622活塞的建模思路48623活塞的建模步骤4963连杆的创建50631连杆的特点分析50632连杆的建模思路50633连杆体的建模步骤51634连杆盖的建模5264曲轴的创建52641曲轴的特点分析52642曲轴的建模思路52643曲轴的建模步骤5365曲柄连杆机构其它零件的创建55651活塞销的创建55652活塞销卡环的创建55653连杆小头衬套的创建55654大头轴瓦的创建55655连杆螺栓的创建5666本章小结56第7章曲柄连杆机构运动分析5771活塞及连杆的装配57711组件装配的分析与思路57712活塞组件装配步骤57713连杆组件的装配步骤5872定义曲轴连杆的连接5973定义伺服电动机6074建立运动分析6075进行干涉检验与视频制作6176获取分析结果6277对结果的分析6478本章小结64结论65参考文献66致谢67附录68第1章绪论11选题的目的和意义曲柄连杆机构是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，对进一步研究发动机的平衡与振动、发动机增压的改造等均有较为实用的应用价值。12国内外的研究现状多刚体动力学模拟是近十年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实验研究，将分析的方法用于模拟实验，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。目前多刚体动力学模拟软件主要有PRO/MECHANICS，WORKINGMODEL3D，ADAMS等。多刚体动力学模拟软件的最大优点在于分析过程中无需编写复杂仿真程序，在产品的设计分析时无需进行样机的生产和试验。对内燃机产品的部件装配进行机构运动仿真，可校核部件运动轨迹，及时发现运动干涉；对部件装配进行动力学仿真，可校核机构受力情况；根据机构运动约束及保证性能最优的目标进行机构设计优化，可最大限度地满足性能要求，对设计提供指导和修正2。目前国内大学和企业已经已进行了机构运动、动力学仿真方面的研究和局部应用，能在设计初期及时发现内燃机曲柄连杆机构干涉，校核配气机构运动、动力学性能等，为设计人员提供了基本的设计依据34。目前国内外对发动机曲柄连杆机构的动力学分析的方法很多，而且已经完善和成熟。其中机构运动学分析是研究两个或两个以上物体间的相对运动，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动力学、运动学分析方法主要有图解法和解析法5。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6。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。机械系统动态仿真技术的核心是利用计算机辅助技术进行机械系统的运动学和动力学分析，以确定系统各构件在任意时刻的位置、速度和加速度，进而确定系统及其及其各构件运动所需的作用力5。目前，在对内燃机曲柄连杆机构进行动力学分析时，大多采用的是专业的虚拟样机商业软件，如ADAMS等。这些软件的功能重点是在力学分析上，在建模方面还是有很多不足，尤其是对这些复杂的曲柄连杆机构零部件的三维建模很难实现。因而在其仿真分析过程中对于结构复杂的模型就要借助CAD软件来完成，如PRO/E、UG、SOLIDWORKS等4。当考虑到对多柔体系统进行动力学分析时，有时还需要结合ANSYS等专业的有限元分析软件来进行7。这一过程十分复杂，不仅需要对这些软件有一定了解，还需要处理好软件接口之间的数据传输问题，而且软件使用成本也很高。13设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，并进行相应的尺寸检验校核，以符合零件实际加工的要求；（3）应用PRO/E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，并进行运动仿真分析，检测其运动干涉，获取分析结果；（4）应用PRO/E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，以便达到发动机输出转矩及转速的要求。21曲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V22曲柄连连杆机构简图如图21所示，图21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21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。211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21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1800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XR1LCOSLR1COSR（21）式中连杆比。式（21）可进一步简化，由图21可以看出SINILR即SNL又由于（22）将式（22）带入式（21）得XSIN1COS12R（23）式（23）是计算活塞位移X的精确公式,为便于计算，可将式（23）中的根号按牛顿二项式定理展开，得6422SIN1SI8SIN1SIN1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22SISI（24）将式（24）带入式（23）得（25）212活塞的速度将活塞位移公式（21）对时间T进行微分，即可求得活塞速度的精确值为V26VCOS2INSIRDTAXT将式（25）对时间微分，便可求得活塞速度得近似公式为（27）从式（27）可以看出，活塞速度可视为由与两部分SIN1RV2SIN2RV简谐运动所组成。当或时，活塞销中心的圆周速度。018213活塞的加速度将式（26）对时间微分，加速度的精确值为TCOS2IN4CS2O32RDTAVTA（28）将式（27）对时间为微分，可求得活塞加速度的近似值为T21222COSCOSCOSARRRA（29）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COS21R两部分组成。2COS2RA22曲柄连杆机构中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。计算过程中所需的相关数据参照EA1113汽油机，如附表1所示。221气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GP顶面积的乘积，即42PDPG（210）式中活塞上的，；GPMPA大气压力，；P活塞直径，。DM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01，,对于缸内PPMPAMD9850绝对压力，在发动机的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进气终点压力DEP9075PPDE008压缩终点压力COP1NEDCO146膨胀终点压力EX2MAXNEXP045排气终点压力RP15R0115注平均压缩指数，132138；压缩比，93；平均膨胀指数，1N1N2N12130；最大爆发压力，35，取45；此时压2MAXMAXPMPMAXPP力角，取。503表22气压力计算结果G四个冲程/GPN进气终点772310297膨胀终点7001933排气终点1801968（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，LM1M21M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22所示图22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。21ML连杆重心的位置不变，即。G1LL连杆相对重心G的转动惯量不变，即。GIGIL22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L1L式LML11LL12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G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23所示12图23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，并以表示。质量与换算到连杆小头中心的质量之HH1M和，称为往复运动质量，即。J1J（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24所示图24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RKMKMREMBGK2式中曲拐换算质量，；KM连杆轴颈的质量，；GK一个曲柄臂的质量，；BG曲柄臂质心位置与曲拐中心的距离，。EM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KM2RM2KR由上述换算方法计算得往复直线运动部分的质量0583，不平衡回转质量0467。JMGRKG2、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JMR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JJPRM惯性力。RP（1）往复惯性力2COSCOS2COSCS22RRMRRMAJJJJ（211）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。是沿气缸中心线方向作用的，公式（211）前的负号表示方向与活塞加速度JPJP的方向相反。A其中曲柄的角速度为3062N（212）式中曲轴转数，；NMIN/R已知额定转数5800，则；73058SRAD/曲柄半径4023，连杆比0250315，取027，参照附录表2四缸R机工作循环表，将每一工况的曲轴转角代入式（211），计算得往复惯性力，结JP果如表23所示表23往复惯性力计算结果JP四个冲程/JN进气终点1051968压缩终点63245膨胀终点1051968排气终点632451（2）旋转惯性力2RMPR（213）796307430672N3、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GPJP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（214）计算结果如表24所示。4、活塞上的总作用力分解与传递P如图25所示，首先，将分解成两个分力沿连杆轴线作用的力，和把活K塞压向气缸壁的侧向力，N其中沿连杆的作用力为KCOS1PK（215）而侧向力为NTANPN（216）表24作用在活塞上的总作用力四个冲程气压力/GPN往复惯性力/JPN总作用力/PN进气终点772368105945102压缩终点10297632456膨胀终点700193373排气终点1801968632454812图25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K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N向力为正值，反之为负值。当时，根据正弦定理，可得13SINIRL求得48319240ARCSNARCIL将分别代入式（215）、式（216），计算结果如表25所示表25连杆力、侧向力的计算结果KN四个冲程