摘要本文以捷達EA113汽油機的相關參數作為參考，對四缸汽油機的曲柄連桿機構的主要零部件進行了結構設計計算，并對曲柄連桿機構進行了有關運動學和動力學的理論分析與計算機仿真分析。首先，以運動學和動力學的理論知識為依據，對曲柄連桿機構的運動規律以及在運動中的受力等問題進行詳盡的分析，并得到了精確的分析結果。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。仿真結果的分析表明，仿真結果與發動機的實際工作狀況基本一致，文章介紹的仿真方法為曲柄連桿機構的選型、優化設計提供了一種新思路。關鍵詞發動機；曲柄連桿機構；受力分析；仿真建模；運動分析；PRO/EABSTRACTTHISARTICLEREFERSTOBYTHEJEETAEA113GASOLINEENGINESRELATEDPARAMETERACHIEVEMENT,ITHASCARRIEDONTHESTRUCTURALDESIGNCOMPUTIONFORMAINPARTSOFTHECRANKLINKMECHANISMINTHEGASOLINEENGINEWITHFOURCYLINDERS,ANDHASCARRIEDONTHEORETICALANALYSISANDSIMULATIONANALYSISINCOMPUTERINKINEMATICSANDDYNAMICSFORTHECRANKLINKMECHANISMFIRST,MOTIONLAWSANDSTRESSINMOVEMENTABOUTTHECRANKLINKMECHANISMAREANALYZEDINDETAILANDTHEPRECISEANALYSISRESULTSAREOBTAINEDNEXTSEPARATELYTOTHEPISTONGROUP,THELINKAGEASWELLASTHECRANKCARRIESONTHEDETAILEDSTRUCTURALDESIGN,ANDHASCARRIEDONTHESTRUCTURALSTRENGTHANDTHERIGIDITYEXAMINATIONONCEMORE,APPLYSTHREEDIMENSIONALCADSOFTWAREPRO/ENGINEERESTABLISHINGTHEGEOMETRYMODELSOFALLKINDSOFPARTSINTHECRANKLINKMECHANISM,THENUSEINGTHEPRO/ESOFTWAREASSEMBLINGFUNCTIONASSEMBLESTHECOMPONENTSOFCRANKLINKINTOTHEPISTONMODULE,THECONNECTINGRODMODULEANDTHECRANKMODULE,THENUSINGPRO/ESOFTWAREMECHANISMANALYSISMODULEPRO/MECHANISM,ESTABLISHESTHEMULTIRIGIDDYNAMICSMODELOFTHECRANKLINK,ANDCARRIESONTHEKINEMATICSANALYSISANDTHEDYNAMICSANALYSISSIMULATION,ANDITSTUDIESTHEPISTONANDTHECONNECTINGRODMOVEMENTRULEASWELLASCRANKLINKMOTIONGEARMOVEMENTENVELOPMENTTHEANALYSISOFSIMULATIONRESULTSSHOWSTHATTHOSESIMULATIONRESULTSAREMEETTOTRUEWORKINGSTATEOFENGINEITALSOSHOWSTHATTHESIMULATIONMETHODINTRODUCEDHERECANOFFERANEWEFFICIENTANDCONVENIENTWAYFORTHEMECHANISMCHOOSINGANDOPTIMIZEDDESIGNOFCRANKCONNECTINGRODMECHANISMINENGINEKEYWORDSENGINE；CRANKSHAFTCONNECTINGRODMECHANISM；ANALYSISOFFORCE；MODELINGOFSIMULATION；MOVEMENTANALYSIS；PRO/E目錄摘要IABSTRACTII第1章緒論111選題的目的和意義112國內外的研究現狀113設計研究的主要內容3第2章曲柄連桿機構受力分析421曲柄連桿機構的類型及方案選擇422曲柄連桿機構運動學4211活塞位移5212活塞的速度6213活塞的加速度622曲柄連桿機構中的作用力7221氣缸內工質的作用力7222機構的慣性力723本章小結14第3章活塞組的設計1531活塞的設計15311活塞的工作條件和設計要求15312活塞的材料16313活塞頭部的設計16314活塞裙部的設計2132活塞銷的設計23321活塞銷的結構、材料23322活塞銷強度和剛度計算2333活塞銷座24331活塞銷座結構設計24332驗算比壓力2434活塞環設計及計算25341活塞環形狀及主要尺寸設計25342活塞環強度校核2535本章小結26第4章連桿組的設計2741連桿的設計27411連桿的工作情況、設計要求和材料選用27412連桿長度的確定27413連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算27414連桿桿身的結構設計與強度計算30415連桿大頭的結構設計與強度、剛度計算3342連桿螺栓的設計35421連桿螺栓的工作負荷與預緊力35422連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算3543本章小結36第5章曲軸的設計3751曲軸的結構型式和材料的選擇37511曲軸的工作條件和設計要求37512曲軸的結構型式37513曲軸的材料3752曲軸的主要尺寸的確定和結構細節設計38521曲柄銷的直徑和長度38522主軸頸的直徑和長度38523曲柄39524平衡重39525油孔的位置和尺寸40526曲軸兩端的結構40527曲軸的止推4053曲軸的疲勞強度校核41531作用于單元曲拐上的力和力矩41532名義應力的計算4554本章小結47第6章曲柄連桿機構的創建4861對PRO/E軟件基本功能的介紹4862活塞的創建48621活塞的特點分析48622活塞的建模思路48623活塞的建模步驟4963連桿的創建50631連桿的特點分析50632連桿的建模思路50633連桿體的建模步驟51634連桿蓋的建模5264曲軸的創建52641曲軸的特點分析52642曲軸的建模思路52643曲軸的建模步驟5365曲柄連桿機構其它零件的創建55651活塞銷的創建55652活塞銷卡環的創建55653連桿小頭襯套的創建55654大頭軸瓦的創建55655連桿螺栓的創建5666本章小結56第7章曲柄連桿機構運動分析5771活塞及連桿的裝配57711組件裝配的分析與思路57712活塞組件裝配步驟57713連桿組件的裝配步驟5872定義曲軸連桿的連接5973定義伺服電動機6074建立運動分析6075進行干涉檢驗與視頻制作6176獲取分析結果6277對結果的分析6478本章小結64結論65參考文獻66致謝67附錄68第1章緒論11選題的目的和意義曲柄連桿機構是發動機的傳遞運動和動力的機構，通過它把活塞的往復直線運動轉變為曲軸的旋轉運動而輸出動力。因此，曲柄連桿機構是發動機中主要的受力部件，其工作可靠性就決定了發動機工作的可靠性。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。在多種周期性變化載荷的作用下，如何在設計過程中保證機構具有足夠的疲勞強度和剛度及良好的動靜態力學特性成為曲柄連桿機構設計的關鍵性問題1。通過設計，確定發動機曲柄連桿機構的總體結構和零部件結構，包括必要的結構尺寸確定、運動學和動力學分析、材料的選取等，以滿足實際生產的需要。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。為了真實全面地了解機構在實際運行工況下的力學特性，本文采用了多體動力學仿真技術，針對機構進行了實時的，高精度的動力學響應分析與計算，因此本研究所采用的高效、實時分析技術對提高分析精度，提高設計水平具有重要意義，而且可以更直觀清晰地了解曲柄連桿機構在運行過程中的受力狀態，便于進行精確計算，對進一步研究發動機的平衡與振動、發動機增壓的改造等均有較為實用的應用價值。12國內外的研究現狀多剛體動力學模擬是近十年發展起來的機械計算機模擬技術，提供了在設計過程中對設計方案進行分析和優化的有效手段，在機械設計領域獲得越來越廣泛的應用。它是利用計算機建造的模型對實際系統進行實驗研究，將分析的方法用于模擬實驗，充分利用已有的基本物理原理，采用與實際物理系統實驗相似的研究方法，在計算機上運行仿真實驗。目前多剛體動力學模擬軟件主要有PRO/MECHANICS，WORKINGMODEL3D，ADAMS等。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。對內燃機產品的部件裝配進行機構運動仿真，可校核部件運動軌跡，及時發現運動干涉；對部件裝配進行動力學仿真，可校核機構受力情況；根據機構運動約束及保證性能最優的目標進行機構設計優化，可最大限度地滿足性能要求，對設計提供指導和修正2。目前國內大學和企業已經已進行了機構運動、動力學仿真方面的研究和局部應用，能在設計初期及時發現內燃機曲柄連桿機構干涉，校核配氣機構運動、動力學性能等，為設計人員提供了基本的設計依據34。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。其中機構運動學分析是研究兩個或兩個以上物體間的相對運動，即位移、速度和加速度的變化關系動力學則是研究產生運動的力。發動機曲柄連桿機構的動力學分析主要包括氣體力、慣性力、軸承力和曲軸轉矩等的分析，傳統的內燃機工作機構動力學、運動學分析方法主要有圖解法和解析法5。1、解析法解析法是對構件逐個列出方程，通過各個構件之間的聯立線性方程組來求解運動副約束反力和平衡力矩，解析法又包括單位向量法、直角坐標法等。2、圖解法圖解法形象比較直觀，機構各組成部分的位移、速度、加速度以及所受力的大小及改變趨勢均能通過圖解一目了然。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。解析法取點數值較少，繪制曲線精度不高。不經任何計算，對曲柄連桿機構直接圖解其速度和加速度的方法最早由克萊茵提出，但方法十分復雜6。3、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。該方法是機構運動分析的較好方法。通過對機構運動學、動力學的分析，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。但是過去由于手段的原因，大部分復雜的機械運動盡管能夠給出解析表達式，卻難以計算出供工程設計使用的結果，不得不用粗糙近似的圖解法求得數據。近年來隨著計算機的發展，可以利用復雜的計算表達式來精確求解各種運動過程和動態過程，從而形成了機械性能分析和產品設計的現代理論和方法。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。但是過去由于手段的原因，大部分復雜的機構運動盡管能夠給出解析式，卻難以計算出供工程使用的計算結果，不得不用粗糙的圖解法求得數據。隨著計算機的發展，可以利用復雜的計算表達式來精確求解各種運動過程和動態過程，從而形成機械性能分析和產品設計的現代理論和方法。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。目前，在對內燃機曲柄連桿機構進行動力學分析時，大多采用的是專業的虛擬樣機商業軟件，如ADAMS等。這些軟件的功能重點是在力學分析上，在建模方面還是有很多不足，尤其是對這些復雜的曲柄連桿機構零部件的三維建模很難實現。因而在其仿真分析過程中對于結構復雜的模型就要借助CAD軟件來完成，如PRO/E、UG、SOLIDWORKS等4。當考慮到對多柔體系統進行動力學分析時，有時還需要結合ANSYS等專業的有限元分析軟件來進行7。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。13設計研究的主要內容對內燃機運行過程中曲柄連桿機構受力分析進行深入研究，其主要的研究內容有（1）對曲柄連桿機構進行運動學和動力學分析，分析曲柄連桿機構中各種力的作用情況，并根據這些力對曲柄連桿機構的主要零部件進行強度、剛度等方面的計算和校核，以便達到設計要求；（2）分析曲柄連桿機構中主要零部件如活塞，曲軸，連桿等的工作條件和設計要求，進行合理選材，確定出主要的結構尺寸，并進行相應的尺寸檢驗校核，以符合零件實際加工的要求；（3）應用PRO/E軟件對曲柄連桿機構的零件分別建立實體模型，并將其分別組裝成活塞組件，連桿組件，然后定義相應的連接關系，最后裝配成完整的機構，并進行運動仿真分析，檢測其運動干涉，獲取分析結果；（4）應用PRO/E軟件將零件模型圖轉化為相應的工程圖，并結合使用AUTOCAD軟件，系統地反應工程圖上的各類信息，以便實現對機構的進一步精確設計和檢驗。第2章曲柄連桿機構受力分析研究曲柄連桿機構的受力，關鍵在于分析曲柄連桿機構中各種力的作用情況，并根據這些力對曲柄連桿機構的主要零件進行強度、剛度、磨損等方面的分析、計算和設計，以便達到發動機輸出轉矩及轉速的要求。21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。1、中心曲柄連桿機構其特點是氣缸中心線通過曲軸的旋轉中心，并垂直于曲柄的回轉軸線。這種型式的曲柄連桿機構在內燃機中應用最為廣泛。一般的單列式內燃機，采用并列連桿與叉形連桿的V形內燃機，以及對置式活塞內燃機的曲柄連桿機構都屬于這一類。2、偏心曲最大側壓力，使活塞在膨脹行程與壓縮行程時作用在氣缸壁兩側的側壓力大小比較均勻。3、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”。在關節曲柄連桿機構中，一個曲柄可以同時帶動幾套副連桿和活塞，這種結構可使內燃機長度縮短，結構緊湊，廣泛的應用于大功率的坦克和機車用V22曲柄連連桿機構簡圖如圖21所示，圖21中氣缸中心線通過曲軸中心O，OB為曲柄，AB為連桿，B為曲柄銷中心，A為連桿小頭孔中心或活塞銷中心。當曲柄按等角速度旋轉時，曲柄OB上任意點都以O點為圓心做等速旋轉運動，活塞A點沿氣缸中心線做往復運動，連桿AB則做復合的平面運動，其大頭B點與曲柄一端相連，做等速的旋轉運動，而連桿小頭與活塞相連，做往復運動。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。圖21曲柄連桿機構運動簡圖活塞做往復運動時，其速度和加速度是變化的。它的速度和加速度的數值以及變化規律對曲柄連桿機構以及發動機整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機構運動規律的主要任務就是研究活塞的運動規律。211活塞位移假設在某一時刻，曲柄轉角為，并按順時針方向旋轉，連桿軸線在其運動平面內偏離氣缸軸線的角度為，如圖21所示。當時，活塞銷中心A在最上面的位置A1，此位置稱為上止點。當1800時，A點在最下面的位置A2，此位置稱為下止點。此時活塞的位移X為XR1LCOSLR1COSR（21）式中連桿比。式（21）可進一步簡化，由圖21可以看出SINILR即SNL又由于（22）將式（22）帶入式（21）得XSIN1COS12R（23）式（23）是計算活塞位移X的精確公式,為便于計算，可將式（23）中的根號按牛頓二項式定理展開，得6422SIN1SI8SIN1SIN1考慮到13，其二次方以上的數值很小，可以忽略不計。只保留前兩項，則22SISI（24）將式（24）帶入式（23）得（25）212活塞的速度將活塞位移公式（21）對時間T進行微分，即可求得活塞速度的精確值為V26VCOS2INSIRDTAXT將式（25）對時間微分，便可求得活塞速度得近似公式為（27）從式（27）可以看出，活塞速度可視為由與兩部分SIN1RV2SIN2RV簡諧運動所組成。當或時，活塞銷中心的圓周速度。018213活塞的加速度將式（26）對時間微分，加速度的精確值為TCOS2IN4CS2O32RDTAVTA（28）將式（27）對時間為微分，可求得活塞加速度的近似值為T21222COSCOSCOSARRRA（29）因此，活塞加速度也可以視為兩個簡諧運動加速度之和，即由與COS21R兩部分組成。2COS2RA22曲柄連桿機構中的力分為缸內氣壓力、運動質量的慣性力、摩擦阻力和作用在發動機曲軸上的負載阻力。由于摩擦力的數值較小且變化規律很難掌握，受力分析時把摩擦阻力忽略不計。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。計算過程中所需的相關數據參照EA1113汽油機，如附表1所示。221氣缸內工質的作用力作用在活塞上的氣體作用力等于活塞上、下兩面的空間內氣體壓力差與活塞GP頂面積的乘積，即42PDPG（210）式中活塞上的，；GPMPA大氣壓力，；P活塞直徑，。DM由于活塞直徑是一定的，活塞上的氣體作用力取決于活塞上、下兩面的空間內氣體壓力差，對于四沖程發動機來說，一般取01，,對于缸內PPMPAMD9850絕對壓力，在發動機的慣性力是由于運動不均勻而產生的，為了確定機構的慣性力，必須先知道其加速度和質量的分布。加速度從運動學中已經知道，現在需要知道質量分布。實際機構質量分布很復雜，必須加以簡化。為此進行質量換算。1、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。質量換算的目的是計算零件的運動質量，以便進一步計算它們進氣終點壓力DEP9075PPDE008壓縮終點壓力COP1NEDCO146膨脹終點壓力EX2MAXNEXP045排氣終點壓力RP15R0115注平均壓縮指數，132138；壓縮比，93；平均膨脹指數，1N1N2N12130；最大爆發壓力，35，取45；此時壓2MAXMAXPMPMAXPP力角，取。503表22氣壓力計算結果G四個沖程/GPN進氣終點772310297膨脹終點7001933排氣終點1801968（1）連桿質量的換算連桿是做復雜平面運動的零件。為了方便計算，將整個連桿（包括有關附屬零件）的質量用兩個換算質量和來代換，并假設是集中作用在連桿小頭中心處，LM1M21M并只做往復運動的質量；是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓周做旋轉運動的質量，如圖22所示圖22連桿質量的換算簡圖為了保證代換后的質量系統與原來的質量系統在力學上等效，必須滿足下列三個條件連桿總質量不變，即。21ML連桿重心的位置不變，即。G1LL連桿相對重心G的轉動慣量不變，即。GIGIL22其中，連桿長度，為連桿重心至小頭中心的距離。由條件可得下列換算公L1L式LML11LL12用平衡力系求合力的索多邊形法求出重心位置。將連桿分成若干簡單的幾何圖G形，分別計算出各段連桿重量和它的重心位置，再按照索多邊形作圖法，求出整個連桿的重心位置以及折算到連桿大小頭中心的重量和，如圖23所示12圖23索多邊形法4（2）往復直線運動部分的質量JM活塞（包括活塞上的零件）是沿氣缸中心做往復直線運動的。它們的質量可以看作是集中在活塞銷中心上，并以表示。質量與換算到連桿小頭中心的質量之HH1M和，稱為往復運動質量，即。J1J（3）不平衡回轉質量RM曲拐的不平衡質量及其代換質量如圖24所示圖24曲拐的不平衡質量及其代換質量曲拐在繞軸線旋轉時，曲柄銷和一部分曲柄臂的質量將產生不平衡離心慣性力，稱為曲拐的不平衡質量。為了便于計算，所有這些質量都按離心力相等的條件，換算到回轉半徑為的連桿軸頸中心處，以表示，換算質量為RKMKMREMBGK2式中曲拐換算質量，；KM連桿軸頸的質量，；GK一個曲柄臂的質量，；BG曲柄臂質心位置與曲拐中心的距離，。EM質量與換算到大頭中心的連桿質量之和稱為不平衡回轉質量，即KM2RM2KR由上述換算方法計算得往復直線運動部分的質量0583，不平衡回轉質量0467。JMGRKG2、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和后，這些質量的慣性力可以JMR從運動條件求出，歸結為兩個力。往復質量的往復慣性力和旋轉質量的旋轉JJPRM慣性力。RP（1）往復慣性力2COSCOS2COSCS22RRMRRMAJJJJ（211）式中往復運動質量，；JKG連桿比；曲柄半徑，；RM曲柄旋轉角速度，；SRAD/曲軸轉角。是沿氣缸中心線方向作用的，公式（211）前的負號表示方向與活塞加速度JPJP的方向相反。A其中曲柄的角速度為3062N（212）式中曲軸轉數，；NMIN/R已知額定轉數5800，則；73058SRAD/曲柄半徑4023，連桿比0250315，取027，參照附錄表2四缸R機工作循環表，將每一工況的曲軸轉角代入式（211），計算得往復慣性力，結JP果如表23所示表23往復慣性力計算結果JP四個沖程/JN進氣終點1051968壓縮終點63245膨脹終點1051968排氣終點632451（2）旋轉慣性力2RMPR（213）796307430672N3、作用在活塞上的總作用力由前述可知，在活塞銷中心處，同時作用著氣體作用力和往復慣性力，由GPJP于作用力的方向都沿著中心線，故只需代數相加，即可求得合力JG（214）計算結果如表24所示。4、活塞上的總作用力分解與傳遞P如圖25所示，首先，將分解成兩個分力沿連桿軸線作用的力，和把活K塞壓向氣缸壁的側向力，N其中沿連桿的作用力為KCOS1PK（215）而側向力為NTANPN（216）表24作用在活塞上的總作用力四個沖程氣壓力/GPN往復慣性力/JPN總作用力/PN進氣終點772368105945102壓縮終點10297632456膨脹終點700193373排氣終點1801968632454812圖25作用在機構上的力和力矩連桿作用力的方向規定如下使連桿受壓時為正號，使連桿受拉時為負號，缸K壁的側向力的符號規定為當側向力所形成的反扭矩與曲軸旋轉方向相反時，側N向力為正值，反之為負值。當時，根據正弦定理，可得13SINIRL求得48319240ARCSNARCIL將分別代入式（215）、式（216），計算結果如表25所示表25連桿力、側向力的計算結果KN四個沖程