畢業論文-汽車四缸汽油機的曲柄連桿機構設計-文庫吧在線文庫

　　

【正文】 ??? ， M P ap ??? ， 本科生畢業設計 19 圖 環與環槽的配合間隙及環槽結構 圖 第一環岸的受力情況 [10] 環岸是一個厚 1c 、內外圓直徑為 39。承受側向力作用的裙部表面，一般只是在兩個銷孔之間的弧形表面。 把活塞裙部的橫斷面設計成與裙部變形相適應的形狀。 裙部單位面積壓力（裙部比壓）按下式計算： 2maxDHNq? （ ） 式中 ： maxN — 最大側作用力，由動力計算求得， maxN = D — 活塞直徑， mm ； 2H — 裙部高度， mm 。 活塞銷強度和剛度計算 由運動學知，活塞銷表面受到氣體壓力 gP 和往復慣性力 jP 的共同作用，總的作用力 NP ?? ，活塞銷長度 mml ? ，連桿小頭高度 mml ? ， 活塞銷跨度 mmlP ? 。 第一道活塞環為桶形扭曲環，材料為球墨鑄鐵，表面鍍鉻。活塞環的平均半徑與徑向厚度之比 tr/0 一般都大于 5，所以可按直桿彎曲正應力公式計算 [9]。 活塞環的主要尺寸為環的高度 b 、環的徑向厚度 t 。銷座應當有足夠的強度和適當的剛度，使銷座能夠適應活塞銷的變形，避免銷座產生應力集中而導致疲勞斷裂；同時要有足夠的承壓表面和較高的耐磨性。 活塞銷的設計 活塞銷的結構、材料 活塞銷的結構和尺寸 活塞銷的結構為一圓柱體，中空形式，可減少往復慣性質量，有效利用材料。 本科生畢業設計 21 圖 活塞銷裙部的橢圓形狀 [9] 裙部的尺寸 活塞裙部是側壓力 N 的主要承擔者。 因此，為了避免拉毛現象，在活塞裙部與氣缸之間必須預先流出較大的間隙。活塞沿氣缸往復運動時，依靠裙部起導向作用 ， 并承受由于連桿擺動所產生的側壓力 N 。 一般該倒角為?45)~( ? 。復雜形狀的活塞頂要特別 注意避免尖角，所有尖角均應仔細修圓，以免在高溫下熔化。 活塞頂和環帶斷面 （ 1）活塞頂 活塞頂的形狀主要取決于燃燒室的選擇和設計。 則 mmDc ?? ， mmbc 12 ???? 。但 b 太小，使制環工藝困難。因此，活塞頭部的設計要點是： （ 1）保證它具有足夠的機械強度與剛度，以免開裂和產生過大變形，因為環槽的變形過大勢必影響活塞環的正常工作； （ 2）保證溫度不過高，溫差小，防止產生過大的熱變形和熱應力，為活塞環的正常工作創造良好條件，并避免頂部熱疲勞開裂； （ 3）尺寸盡可能緊湊，因為一般壓縮高度 1H 縮短 1 單位，整個發動機高度就可本科生畢業設計 16 以縮短 2~ 單位，并顯著減輕活塞重量。 鋁合金的優缺點與灰鑄鐵正相反，鋁合金比重小，約占有灰鑄鐵的 1/3，結構重量僅占鑄鐵活塞的 %70~50 。使散熱良好，強度、剛度符合要求，盡量減輕重量，避免應力集中； （ 3）保證燃燒室氣密性好，竄氣、竄油要少又不增加活塞組的摩擦損失； （ 4）在不同工況下都能保持活塞與缸套的最佳配合； 本科生畢業設計 15 （ 5）減少活 塞從燃氣吸收的熱量，而已吸收的熱量則能順利地散走； （ 6）在較低的機油耗條件下，保證滑動面上有足夠的潤滑油。在機械載荷的作用下，活塞各部位了各種不同的應力：活塞頂部動態彎曲應力；活塞銷座承受拉壓及彎 曲 應力 ；環岸承受彎曲及剪應力。 jP 是沿氣缸中心線方向作用的，公式（ ）前的負號表示 jP 方向與活塞加速度 a 的方向相反。它們的質量可以看作是集中在活塞銷中心上，并以 hm 表示。 ppr ? 注： 1n — 平均壓縮指數， 1n = ~ ； ? — 壓縮比， ? =； 2n — 平均膨脹指數，2n =~ ； ???? ； maxp — 最大爆發壓力， maxp =3~ 5MPa ，取 maxp = ； 此時壓力角 ? = ?? 15~10 ，取 ? = ?13 。2 ppDPg ??? （ ） 式中 ： gP — 活塞上的 ， MPa ； p? — 大氣壓力 ， MPa ； D— 活塞直徑 ， mm 。只保留前兩項，則 ???? 2222 s i n211s i n1 ??? （ ） 將式（ ）帶入式（ ）得 （ ） 活塞的速度 將活塞位移公式（ ）對時間 t 進行微分，即可求得活塞速度 v 的精確值為 ?v )c os2s i n2(s i n ????? ???? rdtdadadxdtdx () 將式（ ）對時間 t 微分，便可求得活塞速度得近似公式為 ： 本科生畢業設計 6 （ ） 從式（ ）可以看出，活塞速度可視為由 ??sin1 rv ? 與 ??? 2sin)2(2 rv ? 兩部分簡諧運動所組成。在實際分析中，為使問題簡單化，一般將連桿簡化為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個集中質量，認為它們分別做旋轉和往復運動，這樣就不需要對連桿的運動規律進行單獨研究 [9]。 曲柄連桿機構的類型 及方 案選擇 內燃機中采用曲柄連桿機構的型式很多，按運動學觀點可分為三類，即 :中心曲柄連桿機構、偏心曲柄連桿機構和主副連桿式曲柄連桿機構。 本科生畢業設計 3 機械系統動態仿真技術的核心是利用計算機輔助技術進行機械系統的運動學和動力學分析，以確定系統各構件在任意時刻的位置、速度和加速度，進而確定系統及其及其各構件運動所需的作用力 [5]。 復數向量法 復數向量法是以各個桿件作為向量，把在復平面上的連接過程用復數形式加以表達，對于包括結構參數和時間參數的解析式就時間求導后，可以得到機構的運動性能。 目前國內外對 發動 機 曲柄連桿機構 的動力學分析的方法很多，而且已經完善和成熟。 在傳統的設計模式中，為了滿足設計的需要須進行大量的數值計算，同時為了滿足產品的使用性能，須進行強度、剛度、穩定性及可靠性等方面的設計和校核計算，同時 要滿足校核計算， 還需 要對曲柄連桿機構進行動力學分析。 54 活塞銷卡環的創建 51 曲軸的特點分析 49 連桿體的建模步驟 47 連桿的創建 47 對 Pro/E 軟件基本功能的介紹 38 曲軸兩端的結構 37 曲柄 37 主軸頸的直徑和長度 37 曲柄銷的直徑和長度 35 第 5 章 曲軸的設計 34 連桿螺栓的工作負荷與預緊力 26 連桿長度的確定 23 活塞環強度校核 23 活塞銷座結構設計 6 曲柄連桿機構中的作用力 5 活塞的速度 4 活塞位移 I Abstract 其次分別對活塞組、連桿組以及曲軸進行詳細的結立了曲柄連桿機構 各零部件 的幾何模型，在此工作的基礎上，利用 Pro/E 軟件的裝配功能，將曲柄連桿機構的各組成零件裝配成活塞組件、連桿組件和曲軸組件，然后利用 Pro/E 軟件的機構分析模塊 (Pro/Mechanism)，建立曲柄連桿機構的多剛體動力學模型，進行運動學分析和動力學分析模擬，研究了在不考慮外力作用并使曲軸保持勻速轉動的情況下，活塞和連桿的運動規律以及曲柄連桿機構的運動包絡 。 4 曲柄連桿機構運動學 5 活塞的加速度 6 氣缸內工質的作用力 14 活塞的工作條件和設計要求 15 活塞裙部的設計 25 第 4 章 連桿組的設計 34 連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算 36 曲軸的結構型式 38 油孔的位置和尺寸 44 本章小結 59 獲取分析結果 63 參考文獻 65 致謝 隨著發動機強化指標的不斷提高，機構的工作條件更加復雜。多剛體動力學模擬軟件的最大優點在于分析過程中無需編寫復雜仿真程序，在產品的設計分析時無需進行樣機的生產和試驗。圖解法作為解析法的輔助手段，可用于對計算機結果的判斷和選擇。 通過對機構運動學和動力學分析，我們可以清楚了解內燃機工作機構的運動性能、運動規律等，從而可以更好地對機 構進行性能分析和產品設計。這一過程十分復雜，不僅需要對這些軟件有一定了解，還需要處理好軟件接口之間的數據傳輸問題，而且軟件使用成本也很高。 主副連桿式曲柄連桿機構 其 特點 是 內燃機的 一列氣缸用主連桿，其它各列氣缸則用副連桿，這些連桿的下端不是直接接在曲柄銷上，而是通過副連桿銷裝在主連 桿 的大頭上，形成了 “ 關節式 ”運動，所以這種機構有時也稱為 “ 關節曲柄連桿機構 ” 。當 ? =180? 時，A 點在最下面的位置 A2，此位置稱為下止點。而負載阻力與主動力處于平衡狀態，無需另外計算，因此主要研究氣壓力和運動質量慣性力變化規律對機構構件的作用。 機構運動件的質量換算 質量換算的原則是保持系統的動力學等效性。 其中， l 連桿長度， 1l 為連桿重心 G 至小頭中心的距離。 曲柄連桿機構的慣性力 把曲柄連桿機構運動件的質量簡化為二質量 jm 和 rm 后，這些質量的慣性力可以從運動條件求出，歸結為兩個力。 本科生畢業設計 14 第 3 章 活塞組的設計 活塞的設計 活塞組包括活塞、活塞銷和活塞環等在氣缸里作往復運動的零件，它們是發動機中工作條件最嚴酷的組件。活塞不僅溫度高，而且溫度分布不均勻，各點間有很大的溫度梯度， 這 就成為熱應力的根源，正是這些熱應力對活塞頂部表面發生的開裂起了重要作 用 [9]。以降低活塞組的往復慣性力，從而降低了曲軸連桿組的機械負荷和平衡配重； （ 5） 有良好的減 磨性能（即與缸套材料間的摩擦系數較小），耐磨、耐蝕； （ 6） 工藝性好，低廉。含硅9%左右的亞共晶鋁硅合金，熱膨脹系數稍大一些，但由于鑄造性能好，適應大量生產工藝的要求，應用也很廣。為縮小 1H ，當然希望 1h 盡可能小，但 1h 過小會使第一環溫度過高，導致活塞環彈性松弛、粘結等故障。當然，第二環岸負荷要比第一環岸小得多，溫度也低，只有在第一環岸已破壞的情況下，它才可能被破壞。