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1、课程设计说明书2115柴油机连杆设计学生学号：学生姓名：专业班级：指导教师姓名：杜家益/张登攀2018年1月目录第1章绪论11. 1选题的目的和意义11.2设计研究的主要内容1第2章曲柄连杆机构受力分析22. 1曲柄连杆机构的类型及方案选择23. 2曲柄连杆机构运动学31.1.1 1.1活塞位移31.1.2 活塞的速度41.1.3 活塞的加速度52.2曲柄连杆机构中的作用力52. 2.1气缸内工质的作用力53. 2.2机构的惯性力62. 3本章小结11第3章活塞组的设计113. 1活塞的设计113. 1.1活塞的工作条件和设计要求113. 1.2活塞的材料12第4章连杆组的设计134. 1连杆
2、的设计134. 1.1连杆的工作情况、设计要求和材料选用134 .1.2连杆长度的确定135 .1.3连杆小头的结构设计与强度、刚度计算134 .1.4连杆杆身的结构设计与强度计算155 .1.5连杆大头的结构设计与强度、刚度计算174. 2连杆螺栓的设计184. 2.1连杆螺栓的工作负荷与预紧力184. 2.2连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算184. 3本章小结18第5章曲轴的设计195. 1曲轴的结构型式和材料的选择195. 1.1曲轴的工作条件和设计要求195. 1.2曲轴的结构型式195. 1.3曲轴的材料195.2曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计205. 2.1曲柄销的直径和长度2
3、06. 2.2主轴颈的直径和长度207. 2.3曲柄218. 2.4平衡重219. 2.5油孔的位置和尺寸2110. 2.6曲轴两端的结构2211. .7曲轴的止推225.3曲轴的疲劳强度校核225.3.1作用于单元曲拐上的力和力矩235.3.2名义应力的计算245.4本章小结26动力计算及图表28结论41致谢41参考文献41第1章绪论1.1 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
4、。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
5、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。1.2 设计研究的主要内容发动机结构尺寸参数发动机型号2115活塞行程（mm）120连杆长度（mm）185缸径（mr-115汽缸数4发动机转速（r/min）2400质量活塞1240g连杆大头1853g，小头705g课程设计任务要求1、每小组绘制一种2115发动机连杆机构图纸2、课程设计说明书一份。具体要求如下：1、了解连杆的设计基准、工艺基准和加工基准。2、正确
6、表达零件的形状，合理地布置视图。3、正确理解和标注尺寸公差与形状公差。4、能读懂图样上的技术要求。5、正确编写课程设计说明书。6、熟练掌握AutoCad绘制工程图纸。课程设计实施环节（18-20周）1、上课2、上机3、考核（交图纸及说明书电子文档和纸质文档+上机操作）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。2. 1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
7、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、偏心曲柄连杆机构其特点是气缸中心线垂直于曲轴的回转中心线，但不通过曲轴的回转中心，气缸中心线距离曲轴的回转轴线具有一偏移量e。这种曲柄连杆机构可以减小膨胀行程中活塞与气缸壁间的最大侧压力，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
8、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V形内燃机网。经过比较，本设计的型式选择为中心曲柄连杆机构。2.2曲柄连杆机构运动学中心曲柄连杆机构简图如图2.1所示，图2.1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
9、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9o图2.1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。2.1.1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,
10、如图2.1所示。当=0时，活塞销中心A在最上面的位置A1,此位置称为上止点。当=180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：x=A1A=A1OAO=(r+l)(rcoslcos)1,、=r(1cos)(1cos)(2.1)式中：一连杆比。式(2.1)可进一步简化，由图2.1可以看出：rsinlsinr.即sinsinsinl又由于cosJ1sin212sin2(2.2)将式(2.2)带入式(2.1)得：1x=r1cos(1vsin)(2.3)式（2.3）是计算活塞位移x的精确公式，为便于计算，可将式（2.3）中的根号按牛顿二项式定理展开，得：2 22214166V1s
11、in1sin一sinsin816考虑到01/3其二次方以上的数值很小，可以忽略不计。只保留前两项，则&2sin212sin2（2.4）2将式（2.4）带入式（2.3）得.2xr（1cossin）（2.5）22.1.2活塞的速度将活塞位移公式（2.1）对时间t进行微分，即可求得活塞速度v的精确值为dxv 出dx dada dtr (sinsin 22 cos(2.6)将式（2.5）对时间t微分，便可求得活塞速度得近似公式为：vr（sinsin2）rsinrsin2v1v2（2.7）从式（2.7）可以看出，活塞速度可视为由v1rsin与丫2（/2）rsin2两部分简谐运动所组成。当0或180时，活
12、塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当90时，vr,此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。2.1.3活塞的加速度将式(2.6)对时间t微分，可求得活塞加速度的精确值为：32dvdvda2rcos2sin2narcos3(2.8)dtdadtcos4cos将式(2.7)对时间t为微分，可求得活塞加速度的近似值为：222ar(coscos2)rcosrcos2a1a2(2.9)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a1r2cos与a2r2cos2两部分组成。2. 2曲柄连杆机构中的作用力作用于曲柄连杆机构的力分为：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
13、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。2.2. 1气缸内工质的作用力作用在活塞上的气体作用力Pg等于活塞上、下两面的空间内气体压力差与活塞顶g面积的乘积，即D2/cPg-(PP)(2.10)4式中：Pg活塞上的气体作用力，N;p一缸内绝对压力，MPa；p一大气压力，MPa；D活塞直径，mm。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pp,对于四冲程发动机来
14、说，一般取p=0.1MPa,D80.985mm,对于缸内绝对压力p.2. 2.2机构的惯性力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在运动中所产生的惯性力9。(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mL用两个换算质量mi和m2来代换，并假设是m1集中作用在连杆小头中心处，并
15、只做往复运动的质量；m2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2.2所示:图2.2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mLm1m2。连杆重心G的位置不变，即m1l1m2(ll1)连杆相对重心G的转动惯量不变，即mJ2m2。I2)2Ig其中，l连杆长度，li为连杆重心G至小头中心的距离。由条件可得下列换算公式:mimLlim2mLli用平衡力系求合力的索多边形法求出重心位置Go将连杆分成若干简单的几何图形，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Gi和G2,如图2.3所示：图2. 3索多边形法4(2)往复直线运动部分的
