【《基于捷达EA113的四缸发动机曲柄连杆机构设计》10000字（论文）】

PAGEPAGE40基于捷达EA113的四缸发动机曲柄连杆机构设计目录27813摘要 I24741第1章绪论 132181.1目的和意义 1200281.2国内外的研究现 1249281.3设计研究的主要内容 226174第2章曲柄连杆机构受力分析 322302.1曲柄连杆机构的类型及选择 326332.2运动学原理 356442.2.1活塞位移 379352.2.2活塞的速度 498252.2.3活塞的角加速度 4298872.3曲柄连杆机构中的作用力 4149822.3.1气缸内工质的作用力 4315482.3.2机构的惯性力 521735第3章活塞组件设计 9160493.1活塞设计 9323583.1.1活塞工作条件与设计要求 9255333.1.2活塞头部的设计 9131263.1.3裙部设计 10161813.2活塞销设计 11563.2.1活塞销的几何尺寸确定与材料 11208443.2.2活塞销强度和刚度计算 1264083.3活塞销座孔设计 13268103.3.1活塞销座孔的结构 13157433.3.2验算比压力 1334093.4活塞各环设计与计算 1398353.4.1活塞环形位与尺寸设计 13103963.4.2活塞环强度校核计算 1317402第4章连杆及其部件的设计 15114564.1连杆设计 1581284.1.1连杆材料的选择与参数的设计 15258464.1.2连杆小头设计 1520854.1.3连杆杆体的设计 1776334.1.4连杆大头的设计 1961614.2端盖连杆螺栓设计 2132564.2.1连杆端盖螺栓的工作负荷与预紧力分析 2112834.2.2连杆端盖螺栓的强度疲劳计算校核 2222545第5章曲轴的整体设计 23120385.1曲轴布置形式设计与材料的选择 23281535.2曲轴主要的尺寸参数确定与结构 2323315.2.1曲柄销的尺寸参数设计 2313995.2.2主轴颈的参数设计与选择 23261215.3曲轴疲劳强度校核 24180625.3.1作用于单元曲柄上力的分析 24216965.3.2应力的计算 2614234第6章曲柄连杆机构模型构建 29206496.1模型创建 29171156.1.1活塞创建 29280546.1.2连杆创建 30320326.1.3曲轴创建 3192766.2应力分析 32242976.3干涉检验 33192826.3.1分析结果 3427514结论 3623993参考文献 38PAGEPAGE40第1章绪论1.1目的和意义曲柄连杆机构是一种通过发动机向一个活塞内部传递曲轴运动和输入动力的连杆机构，活塞的一个垂直旋转方向曲轴运动动力可以转变成一个曲轴活塞旋转轴向运动和活塞输入轴的功率REF_Ref27552\r\h[1]。在各种循环负载作用下，该机构如何保证疲劳强度和刚度充足，已成为曲柄和连杆机构设计中的一个重要问题。本设计基于捷达EA113汽车曲柄连杆机构为研究对象。根据国家标准的要求，确定了发动机曲柄连杆机构的初始参数，完成了曲柄连杆主要部件的结构选择和设计。并且使用ANSYA、Pro/E软件对本设计进行了严格的仿真检验和验证，最后根据需要绘制包括装配图和主体部件示意图，最终完成了本次设计的主要内容。为了满足性能要求，进行了强度、刚度、稳定性、可靠性等设计验证计算。本设计采用ANSYS和Pro/E仿真技术分析了曲柄连杆机构在曲轴工作过程中的受力状态，从而使计算更加准确REF_Ref27690\r\h[2]。对进发动机的平衡和振动以和发动机增压的转换具有重要的实用价值，并且可靠度和经济型也同时得到改善。1.2国内外的研究现2018年Andoko,

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\t"/Detail/index/WWMERGEJ02/_blank"等人，在DesignandOptimizationofFourCylinderEngineCrankshaft指出连杆损坏可能会造成事故和中断，通常是由于材料强度低、设计不当等原因造成的。此外，解释说，连杆通常由钢制成，但钛或铝基复合材料最近更常用，进行了深入分析连杆损伤的研究。有限元分析是一个工作模拟，提供了洞察连杆组件在加载下的应力，变形和安全因素的行为。用于制造连杆的材料有结构钢、铝合金和钛合金REF_Ref27804\r\h[3]。2019年Sun

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在Strengthanalysisofconnectingrodswithpistonsusingfiniteelementmethod指出由于活塞的往复运动，曲轴上的弯曲力在性质上总是循环的。因此，由于恒定的疲劳因子，应力行为更加复杂，因此需要提高构件的抗疲劳性能。另一个主要考虑因素是轴承表面在运行过程中的摩擦。活塞臂必须滑过曲轴表面。对于滚子轴承，使用之间的滑动表面。润滑是另一个需要考虑的重要参数，因为内燃机在正常运行中达到4000-5000rpm的转速。曲轴包含润滑系统的孔，曲轴材料应能维持其力学性能在温度范围内，作为工作温度的内部部分REF_Ref27863\r\h[4]。2019年，蒋义等《发动机曲柄和连杆机构平衡分析和平衡轴设计》主要介绍了增程型发动机曲柄和连杆机构的平衡分析和平衡轴设计。该解决方案有助于获得围绕水平轴和垂直轴的最小旋转。自由扭矩对整个机器的振动影响最小。另外，以示例的形式介绍了直列两缸发动机的平衡轴的设计REF_Ref27889\r\h[5]。综上所述，根据对发动机各个工作部件的运动规律、其结构和性能进行相关知识研究，就更好地实现设计目标和对结构特性定性评价。利用本设计研究的内容，在理论层面完成曲柄连杆机构的尺寸参数确定以及材料的选用。设计计算零件的强度、刚度、稳定性和可靠性,并使用ANSYS、Pro/E软件进行了仿真检查和验证。对进发动机的平衡和振动以和发动机增压的转换具有重要的实用价值,并且可靠度和经济型也同时得到改善。1.3设计研究的主要内容第一部分：确定捷达EA113曲柄连杆的总体设计方案，调查国内外曲柄连杆机构的发展现状和查阅文献确定设计方向，明确方案设计目的和意义。第二部分：收集相关资料，了解活塞组、连杆组及曲轴设计的结构知识。第三部分：连杆参数的确定，通过查阅国家标准和实际参数，确定曲柄连杆性能参数指标。第四部分：根据汽车上已有捷达EA113曲柄连杆的结构和性能参数，结合实际行驶条件，分析活塞连杆在实际行驶工作状态下的受力与变化情况并按照汽车的行驶特点、制件使用要求，进一步地对活塞连杆的行驶受力与其结构做出了分析和计算。第五部分：根据计算结果，对捷达EA113曲柄连杆进行了改进，并验证改进设计。利用AutoCAD、ANSYS、Pro/E进行详细的分析，验证设计的可行性。

第2章曲柄连杆机构受力分析2.1曲柄连杆机构的类型及选择曲轴的旋转中心被气缸的中心线穿过，曲轴垂直于旋转轴。这是内燃机使用最广泛的曲柄连杆机构。普通的单台内燃机、并联连杆叉V型内燃机都属于类似或同样的类型型号，在学术上把所有该类型的统一成为带有中心回转轴线的曲柄连杆机构。轴的回转中心线与气缸纵向呈90度角。因此，曲柄与活塞侧壁之间的压力可以在气缸行程中被更均匀地压缩，此类型为偏心曲柄连杆机构。由于本设计研究对象使用的是捷达EA113发动机，符合本设计车型为中心曲柄连杆机构。2.2运动学原理如图2-1所示，当一个曲柄在保持恒定旋转角度和速度的高处连续进行高速旋转时，曲柄上的任何点将点为以恒定速度旋转为中心。活塞A将在驱动气缸的一个中心线上往复方向移动，连杆AB将在一个活塞复合体的平面中进行位移，大端将设置在点B。将曲柄的一端连接到恒定速度旋转，活塞则通过连接至转动曲柄另外一端，连杆的小端与活塞往复运动。所以，曲柄连杆机构的运动学的主要研究对象就是研究连杆活塞的往复运动。图2-1曲柄连杆机构运动简图2.2.1活塞位移活塞位移公式为：（2-1）又由于（2-2）将式（2-2）代入式（2-1）得（2-3）曲柄角是=180°，连杆比，曲柄长度取值为35~40，通过式（2-3）计算，最终确定出活塞的行程范围是。2.2.2活塞的速度用活塞位移公式(2-1)微分时间就能得到活塞转动速度精确值:(2-4)关于时间的微分方程（2-4），活塞速度的近似公式可得出如下：（2-5）由式（2-5）得出，活塞的速度由两部分简谐运动。当且活塞速度为时，活塞改变这两点中的运动方向。当和时，活塞的速度和曲柄销中心的运动速度相同。2.2.3活塞的角加速度微积分计算公式（2-7）的时间特性，关于，其角加速度精准的描述为：（2-6）将式(2-6)公式定义为其作为运动时间t的一个线性微分,可以简单地直接得出一个关于活塞运动加速度的近似值其数值形式如下：（2-7）由公式（2-6）和（2-7）能够确定得出活塞的加速度作为两个简谐运动加速度和，即由式子一起组成。2.3曲柄连杆机构中的作用力2.3.1气缸内工质的作用力由公式得：（2-8）为活塞上的气压，；为缸内绝对压力，；为大气压力，；为活塞直径，。本设计取=0.1，，计算结果如下图表2-1所示：表2-1缸内绝对压力计算结果计算公式计算结果/0.091.450.450.115式（2-8）求导出气体正压力2-2。表2-2气体正压力结果：（保留整数部分）每个行程对应排气膨胀压缩进气/18027003-102762.3.2机构的惯性力1、曲柄连杆机构的惯性力（1）往复惯性力（2-10）为往复运动质量，；为连杆比值；为曲柄的半径，；为曲柄旋转角速度，；为曲轴转角。为随着圆柱体中心线发生的作用，公式定义为(2-11)前的正负号来表示方向，而且在运动时的加速度方向与圆柱体上的活塞相反。连杆轴径连接处的：（2-11）为发动机定速后的速度，；根据参数要求：=5800，代入：；曲柄运动半径，曲柄半径与连杆长度的比值取，计算出来所得的曲轴往复运动惯性力，结果见图表2-3所示。表2-3往复惯性力计算结果对应行程排气膨胀压缩进气/6324.51-10517.6862322.5-10519.68（2）旋转惯性力旋转惯性力就是曲拐或者偏心轴颈的不平衡旋转质量和往复质量所产生的离心惯性力，即（2-12）已知不平衡旋转质量=0.467和曲柄半径=0.04023，代入式（2-12）计算出2、作用在活塞上的总作用力气体作用力和往复惯性力，直接由此求得其合力公式为。（2-13）计算结果如表2-4所示。表2-4作用在活塞上的总作用力对应行程进气压缩膨胀排气气压力/77.23-102.977001.931801.98往复惯性力/-10519.686324.5-10519.686324.5总作用力/-10442.456221.54-3517.748126.483、活塞上的总作用力分解与传递图2-5，活塞顶面所受的力矩为综合力矩，在分析过程中将力矩进行分析，能够分解成为两个方向上的力矩，第一个方向为与连杆轴线保持一致的K,第二个力为作用在侧壁上的压力N。图2-5作用力的分解连杆方向：（2-14）气缸壁方向：（2-15）根据三角定理，获得：（2-16）连杆的有效长度为149毫米，曲柄回转半径r=40.23，为角，此时，带入（2-16），则：得数（2-16）和式（2-17），如下：表2-5和（保留整数部分）对应行程进气压缩膨胀排气/-107176385-3610.8340./-24111426-810.7897力矩通过传导力的装置将力作用在曲柄上，该力能分解为两个力，其中的切向力为主动力，即：曲轴旋转的动力源。得：（2-17）第二个力为直径方向上的例，则：（2-18）切向力、径向力见如表2-6所示：表2-6切向力、径向力的计算结果（保留整数部分）对应行程进气终点压缩终点膨胀终点排气终点切向力/-30402421811-10242366径向力/-102776123-3477998

第3章活塞组件设计3.1活塞设计3.1.1活塞工作条件与设计要求1.选择良好的导热耐磨性,较小的高温材料导热比重，较小的低温导热性和膨胀阻力系数，良好的高温导热性，良好的导热耐磨性和良好的韧性可以用于加工特殊应用功能的导热材料REF_Ref28166\r\h[6]；2.活塞的几何形状尺寸需要满足使用性能要求，同时对材料也有很高的要求。具备两个的强度与刚度，导热性与散热性要求较高。为了减少应力以及运动惯量，应尽可能的降低质量，使得发动机整体上具备轻量化的特点；3.燃烧室有良好的密封性，并减少漏气和漏油，同时又不增加活塞组件的摩擦损失；依据设计要求，考虑综合性能和使用性能，本设计确定活塞具体使用铝合金材料。3.1.2活塞头部的设计本设计采用汽油机，为活塞直径，该发动机的标准活塞直径，确定了火力岸的高度，气环高，油环高。发动机采用三道活塞环，取，，。综上所述，可以决定活塞压缩高度。对于汽油机，所以，压缩高度，上裙尺寸。1、活塞顶和环带断面设计为平顶式活塞顶面结构。在设计要求中，顶部的尺寸结构为最薄，参数最终取。考虑到密封性能，需要安装若干道环，包括气环、油环，共计三道环。根据设计要求，确定取值为：=6.17mm，活塞的纵面与侧面考虑使用倒角过度的形式，利用圆角完成过渡。圆角半径设置为：5.989mm。环带取算数平均值，地面圆角取0.35mm。一道环与三道环的环岸要求是不同的，所以在设计过程中赢考虑运行平稳和降低油耗等方面的内容要求。为保证润滑，延长使用寿命，并要求有一定的密封性能，在环槽出设置油孔，完成相应的设计要求。油孔的设置参照表3-1REF_Ref30064\r\h[7]。表3-1活塞环的间隙及侧隙环名一道二道三道参数一参数二环岸的强度校核为=4.5，，，计算假定，深底部弯矩为：（3-1）断面抗弯系数：（3-2）弯曲应力：（3-3）由于环岸的强度校核，活塞直径，环岸厚度=3.64，则代入式（3-3）得出同理得剪切应力为：（3-4）接合成应力公式为：（3-5）环岸断面弯曲应力，抗剪切，代入（3-5），，铝合金在使用过程中因高温会产生集中应力，并且相对集中，考虑铝合金使用过程过程中的许用应力,则：，，得出满足设计要求的合格结论。3.1.3裙部设计本设计中，使用了一个支撑板裙板，可以减少活塞的质量并具有更大的弹性REF_Ref29956\r\h[8]。由公式得：（3-6）为椭圆的长轴，为短轴，图3-3所示。图3-3裙部的几何参数几何参数中的取值范围是。1、裙部参数裙部的压强：（3-7）为2411；：直径，；:裙高，。设计过程中，。代入（3-7）。该部分的设计是合格并有效的。2、销孔的位置为了完成销孔的位置定位，侧压力在原有的基础上，将力偏移，如果将活塞销布置在中心，则活塞突然从次推力表面靠近气缸壁的一侧扫过主推力表面靠近气缸壁的另一侧，使得活塞的使用寿命缩短。3.2活塞销设计3.2.1活塞销的几何尺寸确定与材料根据活塞销的设计参数要求，活塞销直径直接选取，内孔径取，有效使用，取。本设计活塞销由低碳合金钢制造，具有高硬度，耐磨性和良好的内部冲击韧性，对于活塞销有很大益处。3.2.2活塞销强度和刚度计算1、最大弯曲应力计算弯矩为：（3-8）空心销的抗弯断面系数为：（3-9）活塞销大径，活塞销小径，代入（3-9）,得：弯曲应力为：（3-10）总的作用力，活塞销长度，连杆小头高度，活塞销跨度，活塞销的外直径，，代入式（3-10）得出2、最大应力校核分析最大应力应该发生在横断面上。应力值计算：（3-11）总的作用力，活塞销的外直径，，代入式（3-11）得。许用应力；许用切应力，计算结果显示设计为合格。3.3活塞销座孔设计3.3.1活塞销座孔的结构活塞销内孔径，活塞销座外径一般等于内径的倍，取。3.3.2验算比压力销座比压力为： （3-12）活塞销座的内径=22mm，总的作用力=8126.478，活塞销长度，活塞销跨度，代入式（3-12）得出通过查看机械手册，一般。3.4活塞各环设计与计算3.4.1活塞环形位与尺寸设计环的设计参数是比较多的，包括环的轴向高度及径向参数：气环，分别取油环的参数为：，，，。径向参数，，，。3.4.2活塞环强度校核计算1、使用过程中的应力活塞（运行中）断面承受的的最大弯矩：（3-14）去顶弯曲应力为：（3-13）开口位置间隙与接触过程中产生的压力平均值关系如下：（3-15）两公式带入，则：（3-16）弹性模量参数,相比较铸铁合金材料来说，模量；为端隙，，；气缸套内径，；活塞环径向参数，代入得。通过汽车设计手册查找获得：在高速状态下的许用应力为，设计计算符合要求，合格。2、装配应力计算过程公式为：（3-17）与装配有关的系数，取，代入上式得：则。、在外界接触环境参数中，设置为常温。应力作用实践相对设计工作较短，该条件想的应力允许值比工作状态下要大20%左右。因此得出设计内容为合格。

第4章连杆及其部件的设计4.1连杆设计4.1.1连杆材料的选择与参数的设计设计过程中必须考虑连杆的刚度与强度，改参数的要求非常高，刚度与强度会影响的使用性能，若达不到要求，连杆螺栓、尺寸大帽及轴承就会出现断裂，应考虑连杆能够具备足够的疲劳强度及整个结构的刚度。因此，连杆采用碳含量值为45的优质中碳结构的钢材进行锻造，表面经过喷丸加工增强，对于连杆有很大益处。设计连杆时首先通常需要详细考虑的就是确定连杆参数，也就是杆的有效长度。在本设计中，连杆直接取值为：149毫米。4.1.2连杆小头设计1、结构设计如图4-1所示，小衬套内径和小头宽度已在活塞组设计中确定，，。小头孔直径，小头外径，取。图4-1连杆小头主要结果尺寸2、强度计算连杆端部与轴瓦配合被划分大过盈配合REF_Ref29110\r\h[11]。因侧向力和受热不均产生的热膨胀系数就不同，所以产生的径向压力也不同。如式：（4-1）为过盈量，单位为；青铜材料：0。018，为膨胀系数，对于钢；伯桑关系数取0.3；模数，钢材料；青铜材料；两岸小端径向压力计算为：径向产生的平均压力导致连杆小端的应力为：罗露面应力（4-2）内侧面应力（4-3）符合范围要求，则校核为安全合格。连杆小头部分的应力变化是呈现周期性的。其安全系数从杆体到小头实现逐渐过渡。计算为：（4-4）为材料周期载荷变化的疲劳极限参数，直接取值：；周期载荷变化不灵敏的对称系数。该参数值直取=0.2；为应力面，；为平均应力，；制造过程中的工艺系数，取0.50；推倒出结论：为安全系数，存在于安全范围。3、刚度校核计算利用公式求导出：（4-5）为直径变形量，；为平均直径，；为惯性矩，（4-6）由于，小头宽度=26.388，，将代入（4-6）得则对于微型车或轿车来说，该变量的允许值与直径间隙相比较，不足50%。推断出该设计的内容符合使用要求，判定为合格参数。4.1.3连杆杆体的设计1、杆身结构尺寸参数连杆杆体断面为21.87毫米，高度取值36.08毫米。2、杆身的强度校核（1）拉应力max为：（4-7）为杆体的正面投影，，为正投影面积集合，取，代入（4-7）得：（2）杆身受挤压产生的应力计算：（4-8）最大燃气作用力=7001.933,，则代入式（4-8）得摆动平面内的合成应力为：（4-9）是连杆应用参数，钢材取；为计算横断面垂直于轴线的惯性力（力矩）取式（4-9）变化推到：（4-10）即：变化系数，；摆动合成力矩计算为：：凡受合成力对应的力矩计算均可以表达为：（4-11）式（4-10）变化推到为：（4-12）变化系数，。则合成应力为：，计算参数值在允许范围，判定合格。（3）杆身的安全K值：杆体往复工作过程中的应力面：和均上的应力，其表示公式为：（4-13）由式（4-10）和式（4-7）可知，摆动平面内的合成应力=129.33，最大拉伸应力，代入式（4-13）得出。（4-14）由式（4-10）和式（4-7）可知，摆动平面内的合成应力=129.33，最大拉伸应力，代入式（4-14）得出。在垂直摆动平面内为：（4-15）由式（4-12）和式（4-7）可知，垂直于摆动平面内的合成应力=124.78，最大拉伸应力，代入式（4-15）得出（4-16）由式（4-12）和式（4-7）可知，垂直于摆动平面内的合成应力=124.78，最大拉伸应力，代入式（4-16）得出连杆杆身的安全系数为：（4-17）：负一表示为大于极限值，该参数为对等压力下的抗拉疲劳强度。，；在热材料学长的热灵敏系数。取=0.20；是制造工艺系数要求，本设计中取0.451。杆身安全系数：在轴以垂直角度方向绕轴摆动的一个平面内的对连杆杆身安全阻力系数为:通过仔细查阅本工业机械设计手册，杆身的安全系数值1.5~3.5在规定的使用范围内，则本工业机械设计手册中的直立或摆动工作平面内的连杆及其杆身安全使用系数的值应为3.03，本设计校核合格。4.1.4连杆大头的设计1、结构设计与主要尺寸已在设计中制定了、的具体参数，；；大端，，连杆大端直径取。连杆大端凸起，取21.63毫米，端盖螺栓螺孔距取63.88mm。2、强度计算验证连杆大头短杆的载荷出现在进气行程的开始瞬间，公式计算为：（4-18）由上式计算可知，和，代入式（4-18）得出值为：根据实际应用经验公式可以获取作用于危险地区上的弯矩M1和法向力N1：（4-19）由式（4-18）得出，连杆螺栓孔间距离，，代入式（4-19）得（4-20）由式（4-18）得出，代入式（4-20）得连杆端盖所承受的弯曲力矩通过公式得：（4-21）连杆端盖的法向力矩为：（4-22），连杆端盖与滑动轴承惯性力矩：（4-23）由本设计，连杆大头主要尺寸长度=26.73mm，连杆螺栓孔间距离C=63.881mm，大头孔直径d=50.3mm，代入式（4-23）得（4-24）由本设计，连杆大头主要尺寸长度=26.73mm，轴瓦厚度=2.5，代入式（4-24）得，—大头盖及轴瓦的断面面积，，（4-25）由本设计，连杆大头主要尺寸长度=26.73mm，大头孔直径d=50.3mm，连杆螺栓孔间距离C=63.881mm，代入式（4-25）得A=181.51（4-26）设计中，连杆端盖大端=26.74mm，滑动轴承=2.5，代（4-26）中：横断位的应力计算过程为：（4-27）公式中的为连杆端盖横断面的抗弯值，约为1394.93连杆端盖的应力：通过汽车机械手册查找，确定了连杆端盖大端的许用应力范围为：，则说明设计合格。4.2端盖连杆螺栓设计4.2.1连杆端盖螺栓的工作负荷与预紧力分析连杆端盖螺栓承受的极限拉伸载荷的计算过程如下：其中惯性力，旋转惯性力，公式计算具体为：（4-19）计算获得参数带入公式得：轴瓦配合属于过盈配合，其应力取决于轴瓦材料的最小应力。在本设计中取值为30N.M.由于发动机的速度特性的存在，发动机转速会急剧升高，就存在气缸异常磨损。则值应取；4.2.2连杆端盖螺栓的强度疲劳计算校核公式计算获得：

（4-20）其中—连杆螺栓截面积：；—连杆螺栓预紧力，；—安全（可靠）参数设定为1.7；—螺栓材料的屈服要求为不小于800。通过计算获得连杆螺栓的极限值为：，符合参数要求，判定为合格。

第5章曲轴的整体设计5.1曲轴布置形式设计与材料的选择曲轴的设计要求中，要充分考虑曲轴在工作过程中的运动刚度、强度以及相应的韧性要求，在本次设计中，采用了全支撑技术来保证工作过程中的平衡与稳定。去皱的材料经过分析，最终决定选取QT材料来完成曲轴的制造。图5-1曲轴支撑形式5.2曲轴主要的尺寸参数确定与结构5.2.1曲柄销的尺寸参数设计比对在用发动机，。曲轴直径系数是，已知，所以本设计的两个曲柄销气缸直径系数可以直接采用其上下式进行计算为，曲柄销的长度是在选定的基础上考虑的。根据统计/=，取=0.59=28。正投影：相对于活塞的正投影面积：，两者做比值，该比值处在统计范围偏向下限位置。那么由，则长度取值合适。5.2.2主轴颈的参数设计与选择由于曲柄连杆杆颈轴承的最大载荷量和重量远远需要高于主杆颈轴承，曲柄销的长度一般比主轴颈的长度长。所以，，取=0.31=25.11。本设计取，取=。提高曲柄的抗弯曲性能，并适当增加曲柄的厚度。曲柄厚度值为，取，，取。利用圆角半径来减少应力。故选择高值，但要大于等于2.0，。5.3曲轴疲劳强度校核5.3.1作用于单元曲柄上力的分析1、推导计算利用车辆工程材料以及所学习的动力学知识进行有效分析：（5-1）（5-2）因：=，，故前端和后端的两个支撑点力矩设置为0参数，则：。2、曲柄支撑弯矩公式计算=2.8+251.1+1.80820=89.27，分别为2—4是，取整数计算时，得弯曲力矩方程组：（5-3）获得Z值得具体参数(结果取整数部分）表5-1各工况下载荷数据顺序工况1-34779986123-1027727998-10277-34761233-1027761237998-34746123-347-102777998同时，利用、代入，计算得到各个工况下支撑位置相互之间的弯矩变化影响量（保留一位小数）。如表5-2：表5-2支撑位置相互之间的弯矩变化影响量（顺序工况15.5133.9-68.228.4-110.175.93-66.5-126.8-32.4425.093.3-42.4相同方法获得各工况下的载荷数据Ti（保留一位小数），如表5-3。表5-3各工况下参数顺序工况1-1024.22366.01811.4-304.222366.0-3040.2-1024.21811.43-3040.21811.42366.0-1024.241811.4-1024.12-304.22366.03、支撑与支撑反力校核设计工作中需计算各个轴承的弯矩。在后续的设计过程中利用图5-3来计算支撑力与反作用力。图5-3作用力与反作用力模型力与反作用力的推导公式如下：（5-4）（5-5）其中，、分别是曲柄轴径上的径向和切向力，Pr为—综合力矩；已知，各个承载零件的力与反力利用公式（5-4）及公式（5-5）计算获得,表（5-5）表（5-6）（均保留一位小数）所示。表5-5综合条件下曲柄平面内的力与反力结果顺序工况况1-3635.4535.4-401.28599.6-3461.92536.8-8599.2-3635.0-401.3-3461.93-8599.6-401.1-537.4-3635.7-3461.94-400.7-3636.7-537.4-3461.9表5-6综合条件下的曲柄平面纵向内对支座的反力结果顺序工况1-512.11182.5905.5-1520.00.021183.0-1519.7511.8905.50.03-1520.0905.5-1182.5-512.10.04905.5-511.8-1519.71182.90.0由此可知，曲柄在平面力系中的参数比曲柄在纵向平面中支撑反力都大很多，所以受气体压力方面应得到提高。 5.3.2应力的计算1、弯曲应力最大支承弯矩公式为：（5-6）已知，最大反力，对应曲柄臂的支承弯矩，代入式（5-6）得弯矩最小值为：（5-7）已知最小反力，对应曲柄臂最小支承弯矩，代入式（5-7）得曲柄臂抗弯截面模量为：（5-8）由于曲柄的宽度，厚度代入式（5-8)得圆角弯曲应力为：（5-9）由式（5-7)和式（5-8）可知，，代入式（5-9）得（5-10）由式（5-7)和式（5-8）可知，，，代入式（5-10）得，圆角弯曲应力值和平均应力为：（5-11）（5-12）由，，分别代入式（5-11）和式（5-12)得，2、扭转应力然后计算圆角承受的扭矩：（5-13）（5-14）已知，单拐扭矩，，相应的曲拐在垂直面上的逆作用力，为0.04023，相应的曲拐在垂直水平面内部承担外侧支反作用力分别代入式（5-13）和式（5-14）得，曲柄销抗扭截面为：（5-15）曲柄销气缸直径系数代入式（5-15）得圆角切应力为：（5-16）（5-17）由，，，分别代入式（5-16）和（5-17）得，最后得：（5-18）（5-19）由，，分别代入式（5-18）和式（5-19）得，。通过查阅汽车工程手册，计算结果远小于许用值，则本设计校核合格。

第6章曲柄连杆机构模型构建6.1模型创建6.1.1活塞创建选择整个模型,然后使用1/2活塞产生的镜像。如图6-1所示。图6-1创建镜像特征使用【旋转工具】和【移除材料】创建气环凹槽和油环凹槽。结果如图6-2所示。图6-2旋转切除结果将活塞销的端面与卡环端面匹配，以完成活塞销的组装。组装结果如图6-3所示。图6-3活塞组装配结果6.1.2连杆创建使用【拉伸工具】，拉伸方法为【盲孔】，拉伸为实心，如图6-4所示。图6-4拉伸创建连杆体1/2杆身使用拉伸工具创建连杆大端和小端特征，如图6-5所示。图6-5连杆大小端拉伸特征使用【拉伸工具】、【旋转工具】、【孔工具】和【镜像工具】完成连杆盖的创建并通过参考连杆主体的建模步骤来圆角化并进行倒角加工，结果如图6-6所示。图6-6连杆盖特征添加螺母和垫片以完成另一个连杆螺栓组装。连杆组件的组装结果如图6-7所示。图6-7连杆组装配结果6.1.3曲轴创建连续选取模型树已经创建好的所有特征，选择“组”命令，然后对“组”进行“镜像”，完成特征的创建，如图6-8所示。图6-8曲轴对称部分的镜像在滚动曲轴两端的两个水平面上,采用【孔道工具】和【螺纹阵列钻孔工具】上各增设一个螺纹孔。最终结果如图6-9和图6-10所示。图6-9前端曲轴特征图6-10后端曲轴特征使用“旋转”工具创建新的基准轴，然后选择“移除材质”创建油孔。最终结果如图6-11所示。图6-11曲轴整体特征如图6-12所示，将其他三组连杆总成和活塞总成添加到总成中，完成曲柄连杆机构的总成。图6-12装配结果6.2应力分析由图6-13得出，活塞最大应力为28.577Mpa。并参照汽车工程手册手册，说明在承受此压力的工况下，结构能够正常运行。图6-13应力云图通过图6-14可以清楚地分析看出，连杆的最大抗压应力为156.31Mpa。并参照汽车工程手册手册，说明在承受此压力的工况下，结构能够正常运行。图6-14应力云图通过查看图6-15可以看出，最大应力为149.3Mpa，结构的应力相对较小，并参照汽车工程手册，说明在承受此压力的工况下，结构能够正常运行。图6-15应力云图6.3干涉检验单击【冲突检测设置】按钮，如图6-16，单击“确定”按钮返回“播放”对话框。图6-16“冲突检测设置”对话框（3）点击“播放”对话框右上角的【创建运动包络】按钮打开“创建运动包络”对话框。点击【预览】以获取组件的运动包络图，如图6-17，图6-18图6-19所示。