1、 畢 業 設 計（論 文） 設計(論文)題目： honda節能競技賽用小車發動機排放控制研究學生姓名： 陳佳艷 指導教師： 賈永剛 二級學院： 機電工程學院 專業：機械設計制造及其自動班級：08機械設計制造及其 化（現代汽車技術） 自動化（現代汽車技術）1班 學號： 0804110319 提交日期： 2012年 05月 11日 答辯日期： 2012年05月21日 金陵科技學院學士學位論文 目錄目 錄摘 要iiiabstractiv1 緒 論11.1 選題的目的和意義11.2 pro/e軟件基本功能介紹11.3本課題國內外的研究現狀11.4本課題研究內容22曲柄連桿機構各零件的建模32.1曲柄連

2、桿機構參數的確定32.1.1 曲柄連桿機構的類型及方案選擇32.1.2 活塞組參數的確定32.1.3 連桿的設計72.1.4 曲軸的設計82.2活塞的建模92.2.1 活塞的特點分析92.2.2 活塞的建模思路102.2.3 活塞的建模步驟102.3連桿的創建112.3.1 連桿的特點分析112.3.2 連桿的建模思路122.3.3 連桿體的建模步驟122.3.4 連桿蓋的建模132.4、曲軸的創建142.4.1 曲軸的建模思路142.4.2 曲軸的建模步驟142.5曲柄連桿機構其它零件的創建162.5.1 活塞銷的創建162.5.2 活塞銷卡環的創建162.5.3 連桿小頭襯套的創建172.

3、5.4 大頭軸瓦的創建172.5.5 連桿螺栓的創建182.6 本章小結183曲柄連桿機構的裝配203.1活塞及連桿的裝配203.1.1 活塞組件裝配步驟203.1.2 連桿組件的裝配步驟203.2組件裝配的分析223.2.1 組件裝配的分析與思路223.2.2 定義曲軸連桿的連接224曲軸疲勞強度的計算244.1作用于單元曲拐上的力和力矩244.2名義應力的計算285結論31參考文獻32v金陵科技學院學士學位論文 摘要honda節能競技賽用小車發動機排放控制研究摘 要課題主要研究節能競技賽用小車排放控制，首先，確定發動機的排放物以及影響小車發動機排放的各種因素，然后用雙怠速尾氣檢測法檢測小車

4、發動機排放情況并記錄數據，在此工作的基礎上，繪出各影響因素對小車發動機排放的影響曲線，分析保證小車排放情況最佳時各影響因素的參數范圍。關鍵詞： honda節能競技賽；發動機排放；雙怠速尾氣檢測法金陵科技學院學士學位論文 abstractthe modelling and analysis of the crank link mechanism based on the pro/engineerabstractin this paper, main research the modeling of the crankshaft-connecting rod mechanism and fatig

5、ue strength of the crankshaft，once more, applys three-dimensional cad software pro/engineer establishing the geometry models of all kinds of parts in the crank link mechanism，then useing the pro/e software assembling function assembles the components of crank link into the piston module, the connect

6、ing rod module and the crank module，then analyze the fatigue strength of the crankshaft。key words: crankshaft-connecting rod mechanism；pro/e；modeling ；fatigue strength一、 緒論 1、選題的目的與意義 2、honda節能競技賽概況介紹3、本課題的研究現狀 3、本課題研究內容二 、發動機排放物研究1、排放污染物及危害2、排放污染物生成機理和影響因素3、發動機排放特性三、發動機排放控制研究1、活塞及連桿的裝配2、組件裝配的分析四、實驗

7、研究方法及測試儀器1、實驗設備2、實驗原理3、實驗步驟4、實驗結果五、結論金陵科技學院學士學位論文 第1章 緒論1 緒 論1.1 選題的目的和意義檢測發動機的排放，調節閥門的開度能讓發動機更好地工作，以增加發動機的燃油經濟性，使燃油利用率得以提高。通過對該發動機的排放控制研究，為后續的發動機改造提供合理的數據支持，在滿足大賽要求的前提下，對發動機進行簡單的改造，以降低燃油消耗，為本校的賽用小車提高提供理論和實際數據的支持。1.2 honda節能競技賽概況介紹世紀80年代，減少大氣污染以及資源節約化、開發低公害、低燃耗的機動車，開始成為世界性的課題。 honda節能競技賽就在此時創辦于日本，其目

8、的是通過比賽來提高社會的節能環保意識，親身參與和體驗樂趣十足的創造行為，從中體會到節能的重要性。繼1998年，泰國首次引進該賽事后，2007年，大賽也來到了中國！ 2001年，第21屆大賽中，來自日本的富士白系車隊創下歷屆的最高紀錄3435km/l。如今，節能競技大賽不僅在日本成為了家喻戶曉的環保賽事，在泰國、中國也有著廣泛認知與認可。該項賽事要求參賽車輛使用統一的honda低油耗125cc四沖程汽油發動機，發動機以外的車架、轉向機構、傳動機構和外殼等完全由各車隊獨自設計和制造。比賽中，賽車使用一定量的油，在規定的跑道內行駛規定的圈數，通過燃油消耗前后差，換算得出一升油能行駛的里程數，消耗燃油

9、最少的即為獲勝者。1.3本課題的研究現狀目前國內外對汽車曲柄連桿機構的建模情況及趨勢：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。其次分別對活塞組、連桿組以及曲軸進行詳細的結構設計，并進行了結構強度和剛度的校核。再次，應用三維cad軟件：pro/engineer建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。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。目前國內外對曲軸進行疲勞強度分析的研究狀況：最近30年來曲軸的計算方法,應

10、力分析精度有了極大的提高，目前先進的方法是利用基于理論平臺的有限元技術分析預測評價這些關鍵零部件的力學屬性，不僅曲軸的靜強度可以較為準確計算，而且曲軸的動應力也可以較準確計算。1.4本課題研究內容本課題應用pro/e軟件對曲柄連桿機構中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，定義相應的連接關系，然后裝配成完整的機構；并以曲柄連桿機構中的曲軸為例，分析曲軸的疲勞強度。23金陵科技學院學士學位論文 第2章 曲柄連桿機構各零件的建模2曲柄連桿機構各零件的建模2.1曲柄連桿機構參數的確定2.1.1 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

11、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、偏心曲柄連桿機構其特點是氣缸中心線垂直于曲軸的回轉中心線，但不通過曲軸的回轉中心，氣缸中心線距離曲軸的回轉軸線具有一偏移量e。這種曲柄連桿機構可以減小膨脹行程中活塞與氣缸壁間的最大側壓力，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

12、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v形內燃機。經過比較，本設計的型式選擇為中心曲柄連桿機構。2.1.2 活塞組參數的確定活塞組包括活塞、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。發動機的工作可靠性與使用耐久性，在很大程度上與活塞組的工作情況有關。1.活塞頭部的設計1、設計要點活塞頭部包

13、括活塞頂和環帶部分，其主要功用是承受氣壓力，并通過銷座把它傳給連桿，同時與活塞環一起配合氣缸密封工質。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，因為一般壓縮高度縮短1單位，整個發動機高度就可以縮短單位，并顯著減輕活塞重量。而則直接受頭部尺寸的影響。2、壓縮高度的確定活塞壓縮高度的選取將直接影響發動機的總高度，以及氣缸套、機體的尺寸和質量。盡量降低活塞壓縮高度是現代發動機

14、活塞設計的一個重要原則，壓縮高度是由火力岸高度、環帶高度和上裙尺寸構成的，即=+ 為了降低壓縮高度，應在保證強度的基礎上盡量壓縮環岸、環槽的高度及銷孔的直徑。（1）第一環位置根據活塞環的布置確定活塞壓縮高度時，首先須定出第一環的位置，即所謂火力岸高度。為縮小，當然希望盡可能小，但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。因此火力岸高度的選取原則是：在滿足第一環槽熱載荷要求的前提下，盡量取得小些。一般汽油機，為活塞直徑，該發動機的活塞標準直徑，確定活塞高度為：（2）環帶高度 為減小活塞高度，活塞環槽軸向高度應盡可能小，這樣活塞環慣性力也小，會減輕對環槽側面沖擊，有助于提高環槽耐久性

15、。但太小，使制環工藝困難。在小型高速內燃機上，一般氣環高，油環高。該發動機采用三道活塞環，第一和第二環稱之為壓縮環（氣環），第三環稱之為油環。取，。環岸的高度，應保證它在氣壓力造成的負荷下不會破壞。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。因此，環岸高度一般第一環最大，其它較小。實際發動機的統計表明，汽油機接近下限。則 ，。因此，環帶高度。（3）上裙尺寸確定好活塞頭部環的布置以后，壓縮高度h1最后決定于活塞銷軸線到最低環槽（油環槽）的距離h1。為了保證油環工作良好，環在槽中的軸向間隙是很小的，環槽如有較大變形就會使油環卡住而失效。所以在一般設

16、計中，選取活塞上裙尺寸一般應使銷座上方油環槽的位置處于銷座外徑上面，并且保證銷座的強度不致因開槽而削弱，同時也不致因銷座處材料分布不均引起變形，影響油環工作。綜上所述，可以決定活塞的壓縮高度。對于汽油機，所以。則 。3、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。僅從活塞設計角度，為了減輕活塞組的熱負荷和應力集中，希望采用受熱面積最小、加工最簡單的活塞頂形狀，即平頂。大多數汽油機正是采用平頂活塞，由于ea113 5v 1.6l發動機為高壓縮比，因而采用近似于平頂的活塞。實際統計數據表明，活塞頂部最小厚度，汽油機為，即。活塞頂接受的熱量，主要通過活塞環傳出。專門的實驗表

17、明，對無強制冷卻的活塞來說，經活塞環傳到氣缸壁的熱量占7080%，經活塞本身傳到氣缸壁的占1020%，而傳給曲軸箱空氣和機油的僅占10%左右。所以活塞頂厚度應從中央到四周逐漸加大，而且過渡圓角應足夠大，使活塞頂吸收的熱量能順利地被導至第二、三環，以減輕第一環的熱負荷，并降低了最高溫度?；钊^部要安裝活塞環，側壁必須加厚，一般取，取為6.16mm，活塞頂與側壁之間應該采用較大的過渡圓角，一般取，取0.074為5.993mm.為了減少積炭和受熱，活塞頂表面應光潔，在個別情況下甚至拋光。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。（2）環帶斷面為了保證高熱負荷活塞的環

18、帶有足夠的壁厚使導熱良好，不讓熱量過多地集中在最高一環，其平均值為。正確設計環槽斷面和選擇環與環槽的配合間隙，對于環和環槽工作的可靠性與耐久性十分重要。槽底圓角一般為0.20.5mm?；钊h岸銳邊必須有適當的倒角，否則當岸部與缸壁壓緊出現毛刺時，就可能把活塞環卡住，成為嚴重漏氣和過熱的原因，但倒角過大又使活塞環漏氣增加。一般該倒角為。（3）環岸和環槽環岸和環槽的設計應保持活塞、活塞環正常工作，降低機油消耗量，防止活塞環粘著卡死和異常磨損，氣環槽下平面應與活塞軸線垂直，以保證環工作時下邊與缸桶接觸，減小向上竄機油的可能性。活塞環側隙在不產生上述損傷的情況下愈小愈好，目前，第一環與環槽側隙一般為0

19、.050.1mm，二、三環適當小些，為0.030.07mm，油環則更小些，這有利于活塞環工作穩定和降低機油消耗量，側隙確定油環槽中必須設有回油孔，并均勻地布置再主次推力面側，回油孔對降低機油消耗量有重要意義，三道活塞環的開口間隙及側隙如表2.1所示:表2.1 活塞環的開口間隙及側隙活塞環開口間隙/側隙/第一道環第二道環第三道環活塞環的背隙比較大，以免環與槽底圓角干涉。一般氣環=0.5毫米，油環的則更大些，如表2.1所示。2.活塞裙部的設計活塞裙部是側壓力的主要承擔者。為保證活塞裙表面能保持住必要厚度的潤滑油膜，其表面比壓不應超過一定的數值。因此，在決定活塞裙部長度是應保持足夠的承壓面積，以減少

20、比壓和磨損。在確定裙部長度時，首先根據裙部比壓最大的允許值，決定需要的最小長度，然后按照結構上的要求加以適當修改。裙部單位面積壓力（裙部比壓）按下式計算： 式中：最大側作用力，由動力計算求得，=2410.83活塞直徑，；裙部高度，。取 。 mpa 一般發動機活塞裙部比壓值約為，所以設計合適。3. 活塞銷的設計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?；钊N與活塞銷座和連桿小頭襯套孔的連接配合，采用“全浮式”?；钊N的外直徑，取，活塞銷的內直徑，取活塞銷長度，取4. 活塞銷座的設計活塞銷座用以支承活塞，并由此傳遞功率。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

21、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?；钊N座的內徑，活塞銷座外徑一般等于內徑的倍，取，活塞銷的彎曲跨度越小，銷的彎曲變形就越小，銷銷座系統的工作越可靠，所以，一般設計成連桿小頭與活塞銷座開擋之間的間隙為，但當制造精度有保證時，兩邊共就足夠了，取間隙為。5. 活塞環的設計該發動機采用三道活塞環，第一和第二環為氣環，第三環為油環。第一道活塞環為桶形扭曲環，材料為球墨鑄鐵，表面鍍鉻。桶形環與缸筒為圓弧接觸，對活塞擺動適應性好，并容易形成楔形潤滑油膜。第二道活塞環為鼻形環，材料為鑄鐵，鼻形環可防止泵油現象，活塞向上運動時潤滑效果好。第三道是油環，是鋼帶組

22、成環，重量輕，比壓高，刮油能力強。 活塞環的主要尺寸為環的高度、環的徑向厚度。氣環，油環，取，。活塞環的徑向厚度，一般推薦值為：當缸徑為時，取。2.1.3 連桿的設計連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復運動，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉運動。因此，連桿體除有上下運動外，還左右擺動，做復雜的平面運動。1. 連桿長度的確定設計連桿時首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長度它通常是用連桿比來說明的，通常0.3125，取，則。2. 連桿小頭的設計連桿小頭主要結構尺寸如圖2.1所示，小頭襯套內徑和小頭寬度已在活塞組設計中確定，。為了改善磨損，小頭孔中以一定過盈量壓入耐磨襯套，襯套大多用耐磨

23、錫青銅鑄造，這種襯套的厚度一般為，取，則小頭孔直徑，小頭外徑，取圖2.1 連桿小頭3.連桿桿身的設計連桿桿身從彎曲剛度和鍛造工藝性考慮，采用工字形斷面，桿身截面寬度約等于(為氣缸直徑)，取，截面高度，取。為使連桿從小頭到大頭傳力比較均勻，在桿身到小頭和大頭的過渡處用足夠大的圓角半徑。4. 連桿大頭的設計連桿大頭的結構與尺寸基本上決定于曲柄銷直徑、長度、連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。其中在、在曲軸設計中確定，則大頭寬度，軸瓦厚度，取，大頭孔直徑。連桿大頭與連桿蓋的分開面采用平切口，大頭凸臺高度，取，取，為了提高連桿大頭結構剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離，取，一般螺栓孔外側壁厚不小于2毫米，取3毫米

24、，螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過渡采用盡可能大的圓角。5.連桿螺栓的設計根據氣缸直徑初選連桿螺紋直徑，根據統計，取。2.1.4 曲軸的設計曲軸的設計從總體結構上選擇整體式，它具有工作可靠、質量輕的特點，而且剛度和強度較高，加工表面也比較少。為了提高曲軸的彎曲剛度和強度，采用全支撐半平衡結構，即四個曲拐，每個曲拐的兩端都有一個主軸頸。1. 曲柄銷的直徑和長度在考慮曲軸軸頸的粗細時，首先是確定曲柄銷的直徑。在現代發動機設計中，一般趨向于采用較大的值，以降低曲柄銷比壓，提高連桿軸承工作的可靠性，提高曲軸的剛度。但是，曲柄銷加粗伴隨著連桿大頭加大，使不平衡旋轉質量的離心力增大，隨曲軸及軸承的工作帶來不

25、利，對于汽油機，為氣缸直徑，已知=80.985，則，曲柄銷直徑取為=0.60=47.80。曲柄銷的長度是在選定的基礎上考慮的。從增加曲軸的剛性和保證軸承的工作能力出發，應使控制在一定范圍內，同時注意曲拐各部分尺寸協調，根據統計/=，取=0.59=28。軸頸的尺寸，最后可以根據承壓面的投影面積與活塞投影面積之比來校核，此比值據統計在范圍內，而且汽油機偏下限。那么由 ，則長度取值合適。2.主軸頸的直徑和長度為了最大限度地增加曲軸的剛度，適當地加粗主軸頸，這樣可以增加曲軸軸頸的重疊度，從而提高曲軸剛度，其次，加粗主軸頸后可以相對縮短其長度，從而給加厚曲柄提高其強度提供可能。從曲軸各部分尺寸協調的觀點

26、，建議取，取=1.13=54。由于主軸承的負荷比連桿軸承輕，主軸頸的長度一般比曲柄銷的長度短，這樣可滿足增強剛性及保證良好潤滑的要求。據統計，取=0.31=25.11。3. 曲柄的設計曲柄應選擇適當的厚度、寬度，以使曲軸有足夠的剛度和強度。為提高曲柄的抗彎能力，適當增加曲柄的厚度，曲柄的形狀采用橢圓形，為了能最大限度地減輕曲軸的重量，并減小曲柄相對于主軸頸中心的不平衡旋轉質量，將曲柄上肩部多余的金屬削去。根據統計，曲柄的寬度，取，厚度，取。曲柄臂以凸肩接主軸頸和曲柄銷。凸肩的厚度根據曲軸加工工藝決定。全加工曲軸的只有0.51，取=1。曲柄銷和主軸頸至曲柄臂凸肩的過渡圓角對應力集中程度影響最大，

27、加大圓角半徑可使圓角應力峰值降低，故宜取大，至少不能小于0.05或2.5，取=3。4.油孔的位置和尺寸為保證曲軸軸承工作可靠，對它們必需有充分的潤滑。曲軸中油道的尺寸和布置直接影響它的強度和剛度，同時也影響軸承工作的可靠性。潤滑油一般從機體上的主油道通過主軸承的上軸瓦引入。從主軸頸向曲柄銷供油采用斜油道，主軸頸上的油孔入口應保證向曲柄銷供油足夠充分，曲柄銷上油孔的出口應設在負荷較低區，用以提高向曲柄銷的供油能力。曲柄銷油孔選擇在曲拐平面運轉前方的范圍內。由于油道位于曲拐平面內，油道出口處應力集中現象嚴重，當油道中心線與軸頸中心線的夾角時，最大應力增加很快，因此油孔設在小于處。油道的孔徑一般在

28、左右，取為42.2活塞的建模2.2.1 活塞的特點分析活塞是在高溫、高壓、高腐蝕的條件下，在汽缸內做高速往復直線運動的。要適應這樣惡劣的工作條件，必須具有相應的結構。（1）活塞頂部外表面設計成凹面形，以利于燃燒室內的氣體形成渦流，使燃料與空氣混合得更均勻，燃燒得更充分。（2）在活塞的頭部有三道環形槽，上邊兩道環形槽為氣環槽，下邊一條為油環槽。（3）活塞的裙部在活塞做直線往復運動時起導向作用。裙部頂端有兩個往里凸起的銷座。（4）活塞裙部的軸截面應制成鼓形，活塞裙部的橫截面應制成橢圓形。由于橢圓的長軸與短軸之間相差極小，所以建模時以圓形代替。2.2.2 活塞的建模思路（1）為了快速準確地創建活塞模

29、型，先抽取活塞模型中的對稱部分，由列表曲線創建活塞的1/4輪廓。（2）鏡像生成活塞的整個輪廓。（3）創建活塞的頂部凹槽特征。（4）創建活塞頭部的氣環槽和油環槽。（5）創建各部分的倒圓角。2.2.3 活塞的建模步驟1、創建活塞1/4輪廓（1）運用【偏移坐標系基準點工具】，選取基準坐標系，完成活塞輪廓點的創建。（2）運用【插入基準曲線】，將上一步創建的點連成曲線（3）運用【旋轉工具】，選擇旋轉角度為“90”。2、創建活塞銷孔（1）運用【旋轉工具】，選擇【去除材料】，創建剪切特征。（2）運用【拉伸工具】創建銷座模型并拉伸出通孔。（3）運用【旋轉工具】，選擇【去除材料】，創建活塞銷卡環槽。.（4）運用

30、【拉伸工具】，拉伸方式為“通孔”，選擇【去除材料】，創建裙部特征。3、創建凸臺（1）新建基準平面，并設置間距。（2）選取草繪平面，運用【拉伸工具】，拉伸方式為【至曲面】，生成凸臺。（3）運用【旋轉工具】，選擇【去除材料】，旋轉切除截面，創建裙部凹面特征。（4）對生成的活塞銷孔邊和凸臺邊分別進行倒圓角。（5）運用【孔工具】，創建【標準孔】，選擇螺紋類型為“m61” ，并添加攻絲和埋頭孔。4、鏡像生成整個活塞（1）在模型樹中選取整個模型，然后運用【鏡像工具】，鏡像生成1/2活塞。（2）再選取整個模型，再次鏡像生成完整的活塞。5、創建頂部凹槽運用【拉伸工具】，拉伸方式為【盲孔】，選擇【去除材料】，生

31、成頂部凹槽。 6、創建頭部氣環槽和油環槽（1）運用【旋轉工具】，【去除材料】，旋轉角度為“360”，創建旋轉剪切特征。（2）選擇【陣列工具】，對上一步創建的特征進行再生，生成一些活塞環槽護圈。（3）運用【旋轉工具】，【去除材料】，創建氣環槽和油環槽。結果如圖2.2所示：7、創建油孔（1）新建基準平面，設置間距。（2）運用“掃描”，“切口”命令，“掃描軌跡”，選取草繪平面，選擇【自由端點】，完成一個油孔掃描。（3）選擇【陣列工具】，修改陣列尺寸，完成1/2活塞的油孔創建，再通過鏡像完成整個活塞油孔創建。8、創建各處倒圓角圖2.2 活塞2.3連桿的創建2.3.1 連桿的特點分析（1）連桿有兩個互相

32、垂直的對稱面，一個對稱面平行于連桿的圓環形端面，也就是鍛造連桿毛坯的模具分型面；另一個對稱面則通過兩端圓孔的軸線。（2）連桿毛坯通過鍛造成型，因此，連桿體和連桿蓋都具有模鍛斜度，包括連桿體上的槽和凸臺。（3）連桿體和連桿蓋屬于配做的成對零件，需要同步加工，在裝配和工作時沒有互換性。2.3.2 連桿的建模思路連桿由連桿體和連桿蓋組成，所以可以對連桿體和連桿蓋分別建模，完成后進行裝配。連桿具有兩個互相垂直的對稱面，建模過程中可以利用兩個對稱平面，對局部特征進行鏡像和復制操作，從而快速完成特征創建。2.3.3 連桿體的建模步驟 1、創建連桿體1/2桿身運用【拉伸工具】，拉伸方式為【盲孔】，拉伸為實體

33、。2、創建連桿體大小頭運用【拉伸工具】分別創建連桿大小頭特征。3、創建連桿體兩側凸臺（1）選取草繪平面，運用【拉伸工具】，生成一側凸臺。（2）運用【拉伸工具】，細化凸臺特征，運用【鏡像工具】生成連桿另一側凸臺，然后對兩條拉伸邊依次進行“倒圓角”命令。 4、創建連桿體拔模特征運用【拔模工具】，設置“拔模曲面”和“拔模樞軸”，完成曲面拔模特征。5、創建連桿體凹槽運用【拉伸工具】，創建連桿體凹槽輪廓，再運用【拔模工具】，完成曲面拔模特征，并參照上述步驟，完成槽的另一側拔模，結果如圖2.3所示。圖2.3 連桿6、鏡像生成完整連桿體特征運用【鏡像工具】，選擇所有特征，生成完整的連桿體特征。7、創建兩側凸

34、臺螺紋孔運用【孔工具】，依次選取主次參照面，創建標準孔，設置通孔，添加攻絲，選擇全螺紋，再運用【鏡像工具】，完成螺紋孔的創建。8、創建連桿體小頭凸臺及孔（1）新建基準平面，完成拉伸草繪，拉伸方式為【拉伸到下一個曲面】。 （2）運用【旋轉工具】，旋轉軸為“內部cl”，旋轉角度為“360”，選擇【除料】，完成小頭孔的特征創建。9、創建連桿大頭內側凹槽新建基準平面，運用【拉伸工具】，選擇【拉伸至指定深度】，【除料】，完成定位凹槽創建。2.3.4 連桿蓋的建模運用【拉伸工具】、【拔模工具】、【旋轉工具】，【孔工具】以及【鏡像工具】，參照連桿體大頭的建模步驟，完成連桿蓋的創建，并進行倒圓角和倒邊角處理，

35、結果如圖2.4所示：圖2.4 連桿蓋2.4曲軸的創建為了保證發動機長期可靠地工作，曲軸具有以下特點：（1）曲軸上的連桿軸頸偏置于曲軸的中心線，在連桿軸頸的相反方向上都設有平衡重，以避免曲軸旋轉時產生嚴重的振動。（2）曲軸上有鉆通的油孔，潤滑油經過油道，從主軸頸流到連桿軸頸，進行潤滑。2.4.1 曲軸的建模思路曲軸的曲拐部分是對稱的，4個平衡塊特征的疊加完成曲軸大致一半的特征，所以先建立一半曲拐特征，再細化平衡塊上的特征，然后鏡像生成完整的曲拐，最后再對曲軸兩端的特征分別創建，即完成特征的操作。2.4.2 曲軸的建模步驟1、創建第平衡塊（1）運用【拉伸工具】創建曲軸主軸頸的1/2部分。（2）在上

36、一步的基礎上創建主軸頸和平衡重連接部分的凸肩。（3）選取上一步完成的凸肩曲面作為草繪平面，并拉伸為實體。2、創建第平衡塊同樣的方法，運用【拉伸工具】，完成第平衡塊的創建。3、創建第、第平衡塊 同樣的方法繪制草圖，創建第平衡塊。4、細化曲軸曲拐特征運用【旋轉工具】，選擇【去除材料】，旋轉角度“180”，依次完成對平衡塊的細化特征。5、曲軸曲拐部分的鏡像連續選取模型樹已經創建好的所有特征，選擇“組”命令，然后對“組”進行“鏡像”，完成特征的創建。6、創建曲軸前端特征（1）運用【拉伸工具】創建曲軸前端軸頸及軸頸處凸臺部分（2）新建基準平面，拉伸去除材料，完成前端鍵槽的創建。7、創建曲軸后端特征（1）

37、同樣的方法拉伸生成曲軸后端軸頸部分。（2）運用【旋轉工具】，選擇【去除材料】，旋轉角度為“360”，調整去除材料方向，完成曲軸后端部分的創建。8、細化曲軸兩端特征在曲軸兩端平面上，運用【孔工具】，【陣列工具】，添加螺紋孔。9、創建倒圓角及油孔（1）運用“倒圓角”命令，分別對曲軸主軸頸、連桿軸頸與平衡塊連接處的邊進行圓角修整。（2）運用【旋轉工具】，新建基準軸，選擇【去除材料】，創建油孔。最后結果如圖2.5所示：圖2.5 曲軸2.5曲柄連桿機構其它零件的創建2.5.1 活塞銷的創建兩次運用【拉伸工具】，首先建立活塞銷的輪廓體，然后選擇【去除材料】，結果如圖2.6所示圖2.6 活塞銷2.5.2 活

38、塞銷卡環的創建運用【拉伸工具】完成活塞銷卡環特征的創建，如圖2.7所示。圖2.7 活塞卡環2.5.3 連桿小頭襯套的創建參照活塞銷的建模步驟創建連桿小頭襯套，然后運用【拉伸工具】創建油孔，如圖2.8所示：圖2.8 連桿小頭襯套2.5.4 大頭軸瓦的創建連桿大頭軸瓦分成上下兩片，因為軸瓦上用于定位的突起的位置不同，所以連桿大頭軸瓦分兩次創建。首先運用【拉伸工具】創建軸瓦輪廓體，然后新建基準平面，拉伸創建軸瓦上的定位突起部分，結果如圖2.9所示。圖2.9 大頭軸瓦2.5.5 連桿螺栓的創建（1）根據所選螺栓參數，運用【拉伸工具】創建螺栓的整體輪廓，然后運用【螺旋掃描】創建螺紋，最后結果如圖2.10

39、所示。圖2.10 螺栓（2）運用【拉伸工具】創建螺母輪廓，然后選擇【去除材料】，并運用【旋轉工具】創建旋轉切削特征，然后運用【螺旋掃描】創建螺紋，如圖2.11所示。圖2.11 螺母2.6 本章小結本章在創建曲柄連桿機構的過程中，主要采用了拉伸和旋轉除料進行特征創建，另外還有輔助的掃描、拔模斜度、倒角及倒圓角等特征，完成了曲柄連桿機構主要零部件的模型創建，為下一步曲柄連桿機構的裝配做好了準備。 金陵科技學院學士學位論文 第3章 曲柄連桿機構的裝配3曲柄連桿機構的裝配3.1活塞及連桿的裝配3.1.1 活塞組件裝配步驟1、向組件中添加活塞新建組件文件，運用【添加元件】，將活塞在缺省位置，完成裝配。2

40、、向組件中添加活塞銷卡環（1）在“約束類型”中選擇“對齊”選項，將卡環中心軸與活塞銷孔中心軸對齊；（2）選擇“匹配”選項，將卡環外圓曲面與卡環槽曲面相匹配，完成兩個活塞銷卡環的裝配。3、向組件中添加活塞銷（1）選擇“對齊”選項，將活塞銷中心軸與活塞銷座孔的中心軸對齊；（2）選擇“匹配”選項，將活塞銷端面與卡環端面相匹配，完成活塞銷的裝配。裝配結果如圖3.1所示：圖3.1 活塞組件3.1.2 連桿組件的裝配步驟1、向組件中添加連桿體 新建組件文件，運用【添加元件】，將連桿體添加在“缺省”位置，完成連桿體的裝配。2、向組件中添加連桿襯套（1）選擇“插入”選項，將連桿襯套的外側圓柱面以連桿體的小端面

41、以插入的方式相配合。（2）選擇“對齊”選項，將連桿襯套的中心軸和連桿體的中心軸對齊，完成連桿襯套的裝配。3、向組件中添加連桿軸瓦（1）選擇“對齊”選項，“偏移”為“重合”，并選擇相重合的平面，然后【反向】。（2）選擇“約束類型”為“插入”，選取軸瓦的外側圓柱面和連桿體的大端孔內側圓柱面，使這兩個曲面以插入的方式相配合。 （3）選擇“匹配”，“偏移”類型為“重合”，使軸瓦凸起和凹槽的兩側面對應重合，完成連桿軸瓦的配合。（4）同樣的方法完成另一塊連桿軸瓦的裝配。4、向組件中添加連桿蓋（1）選擇“約束類型”為“匹配”，“偏移”類型為“重合”，并選取相應的面。（2）分別選取連桿蓋和連桿體的孔內側圓柱面

42、，使其以“插入”方式相配合，完成連桿蓋的添加。5、向組件中添加連桿螺栓（1）選取螺栓的外側圓柱面和孔的內側圓柱面，使其以“插入”的方式相配合。（2）選擇“匹配”選項，并選擇相應的面，使其“重合”，完成連桿螺栓的裝配。（3）添加螺母和墊片，同樣的方法完成另一個連桿螺栓的裝配。連桿組件的裝配結果如圖3.2所示：圖3.2 連桿組件3.2組件裝配的分析3.2.1 組件裝配的分析與思路活塞組件主要包括活塞、活塞銷和活塞銷卡環，連桿由連桿體和連桿蓋兩部分組成，將活塞組與連桿組分別組裝，工作時用螺栓和螺母將連桿體、連桿蓋和曲軸裝配在一起，用活塞銷將連桿小頭和活塞裝配在一起。3.2.2 定義曲軸連桿的連接1、

43、新建裝配基準軸（1）新建組件文件，同時選取“asm_front”和“asm_top”兩個基準平面，新建基準軸“aa_1”，同樣在“asm_right”和“asm_top”上新建基準軸“aa_1”。（2）新建平面“adtm1”、 “adtm2”、 “adtm3”，都平行于“asm_right”面，并設間距。（3）在上一步建立的三個面上新建基準軸“aa_3”、“aa_4”、“aa_5”。2、向組件中添加曲軸選擇“用戶定義”為“銷釘”選項，分別通過【軸對齊】、【平移】，分別選取對應的軸和面，使其相匹配，選取完成曲軸的連接。 3、向組件中添加連桿組件運用【添加元件】，“插入”已創建好的連桿組件，選擇“

44、銷釘”選項，分別選取連桿組件和曲軸的對應面，通過【軸對齊】和【平移】，使其相互匹配，完成連桿組件的連接。4、向組件中添加活塞組件（1）選擇“銷釘”選項，分別選取活塞組件和連桿組件的軸，通過【軸對齊】使其相匹配。（2）分別選取活塞組件和連桿組件的的基準平面，通過【平移】，使這兩個平面相匹配。（3）選擇“滑動桿”選項，再分別設置【軸對齊】和【旋轉】，完成“連接定義”。5、裝配其它組件運用同樣的方法向組件中依次添加其它三組連桿組件和活塞組件，完成曲柄連桿機構的裝配，如圖3.3所示。圖3.3 曲柄連桿機構金陵科技學院學士學位論文 第4章 曲軸疲勞強度的計算4曲軸疲勞強度的計算由于曲軸工作時承受交變載荷

45、，它的破壞往往都由疲勞產生，因此，需要進行疲勞驗算。由于實際的曲軸是一個多支承的靜不定系統，理論上應按照連續梁的概念來求解支承彎矩和支反力，因為它考慮了支承的彈性安裝不同心度以及支座彎矩等因素對曲軸應力的影響。連續梁計算方法為：把曲軸簡化為支承在剛性支承上的圓柱形連續直梁，根據連續梁支承處偏轉角相等的變形協調條件，推導出各支承偏轉角變化總和為零的連續方程，這種方法在各單位曲拐長度相等的情況下認為它們的剛度相等，免去繁雜的曲拐剛度計算，同時又由于不考慮支座彈性等，得到三彎矩方程，借助三彎矩方程進行計算，得各支承處在曲拐平面和曲拐平面的垂直面內的彎矩，然后把第支承和第支承點處的主軸頸截面的彎矩（曲

46、拐平面內）、（曲拐平面的垂直面內）和、作為載荷加到圖4.1中的曲拐受力模型上，再根據此新模型確定各支反力、各危險截面的內力矩，進而計算各名義應力.4.1作用于單元曲拐上的力和力矩1、計算公式及其推導如圖4.1所示，把曲軸簡化為等圓截面梁，且由于假設各軸頸按等高度剛性點支承，即不考慮支座彈性及加工形成的不同軸度，以集中方式加載，且各拐集中力作用在各曲柄銷中央，平衡重離心力作用在平衡塊寬度中，為了保持轉換前后的一致，需在鉸鏈處作用彎矩，再根據支承二端轉角相等的變形協調條件，保證各中間支承的連續性。由材料力學知：在支承處左端梁轉角和右端梁轉角為（若）： （4.1） （4.2）由變形協調條件=，圖4.

47、1 連續梁受力圖=又因為，所以 （4.3）設第一支承和最后一個支承處的彎矩為零，即。上式中包含，三個支承處的內彎矩，故稱三彎矩方程。連續梁有多少個內支承就可以建立多少各這樣的三彎矩方程，以此可求出支承處的內彎矩。2、曲拐平面內支承彎矩計算已知=28+25.11+18.082=89.27，當=2，=3，=4時，由式（5.3）得三彎矩方程組（4.4）： （4.4）根據四缸機工作循環表，參照表知如表4.1所示。將、分別代入方程組，得工況下各支承處的彎矩如表4.2所示。同理根據表4.3各工況下載荷計算曲拐平面的垂直平面內彎矩，計算結果如表4.4所示。表4.1 各工況下載荷數據 （單位：）工況一-346

48、.967997.616122.88-10276.86二7997.61-10276.86-346.966122.88三-10276.866122.887997.61-346.96四6122.88-346.96-10276.867997.61表4.2 各工況下曲拐平面內彎矩計算結果 （單位：）工況一5.45133.87-68.23二8.42-110.0575.89三-66.49-126.79-32.38四2593.32-42.42表4.3各工況下載荷數據 （單位：）工況一-1024.172365.961811.36-304.24二2365.96-3040.24-1024.171811.36三-30

49、40.241811.362365.96-1024.17四1811.36-1024.17-304.242365.96表4.4 曲拐平面的垂直平面內彎矩計算結果 （單位：）工況一1.339.71-20.2二4.15-39.1716.39三-20.239.711.3四16.39-39.174.153、支反力計算求得各支承彎矩后，就可用圖4.3所示的模型來計算各個支座的支反力。圖4.3 支反力計算模型得到支反力表達式如下： （4.5） （4.6）式中：作用在曲柄銷上的徑向力；作用在曲柄銷上的切向力； 連桿旋轉質量、曲柄銷、曲柄臂的總的離心慣性力；已知，由公式（4.5）、（4.6）計算得到各個支座反力，其值如表4.5，表4.6所示。表4.5各工況下曲拐平面內支座反力計算結果 （單位：）工況一-3635.44535.35-401.198599.57-3461.9二536.81-8599.19-3635-401.3-3461.9三-8599.58-401.13-537.38-3635.74-3461.9四-400.74-3636.71-537.38-3461.9表4.6各工況下曲拐平面的垂直平面內支座反力計算結果 （單位：）工況一-512.11182.52905.46-1519.90二1182.9