195柴油发动机活塞连杆组设计【含CAD图纸优秀毕业课程设计论文】

购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图纸 内江职业技术学院 毕 业 设 计（论 文） 毕业设计（论文）题目 195柴油发动机活塞连杆组设计 指导教师 职称 所属教研室 教研室主任 学生姓名 专业 班 级 学号 2015 年 2 月 日 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图纸 摘 要 本文 以 195 柴油发动机 的相关参数作为参考 ， 对 195 柴油发动机 的 活塞连杆组 机构的主要零部件进行了结构设计计算，并对 活塞连杆组 进行了 有关 运动学和动力学的理论分析与计算机 仿真 分析。 首先，以运动学和动力学的理论知识为依据 ， 对 活塞连杆组 的运动规律以及在运动中的受力等问题进行详尽的分析 ， 并得到了精确的分析结果。其次分别对活塞组、连杆组以及曲轴进行详细的结构设计 ， 并进行了结构强度和刚度的校核。再次，应用三维 件： 立了 活塞连杆组 各零部件 的几何模型，在此工作的基础上，利用 件的装配功能，将 活塞连杆组 的各组成零件装配成活塞组件、连杆组件和曲轴组件，然后利用 件的机构分析模块，建立 活塞连杆组 的多刚体动力学模型，进行运动学分析和动力学分析模拟，研究了在不考虑外力作用并使曲轴保持匀 速转动的情况下，活塞和连杆的运动规律以及 活塞连杆组 的运动包络 。仿真结果的 分析表明 ， 仿真结果与发动机的实际工作状况基本一致，文章介绍的仿真方法为 活塞连杆组 的选型、优化设计提供了一种新思路。 关键词： 发动机； 活塞连杆组 ；受力分析； 仿真建模 ； 运动分析 ； 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图纸 to by 95 s it on of in on in in in in to as as on on AD of of in of of on it as as of to of It a of in 购买设计文档后加 费领取图纸 目 录 摘要 1 章 绪论 1 题的目的和意义 1 内外的研究现状 1 计研究的主要内容 3 第 2 章 活塞连杆组 受力分析 4 塞连杆组 的类型及方案选择 4 塞连杆组 运动学 4 塞位移 5 塞的速度 6 塞的加速度 6 塞连杆组 中的作用力 7 缸内工质的作用力 7 构的惯性力 7 章小结 14 第 3 章 活塞组的设计 15 塞的设计 15 塞的工作条件和设计要求 15 塞的材料 16 塞头部的设计 16 塞裙部的设计 21 塞销的设计 23 塞销的结构、材料 23 塞销强度和刚度计算 23 塞销座 24 塞销座结构设计 24 购买设计文档后加 费领取图纸 算比压力 24 塞环设计及计算 25 塞环形状及主要尺寸设计 25 塞环强度校核 25 章小结 26 第 4 章 连杆组的设计 27 杆的设计 27 杆的工作情况、设计要求和材料选用 27 杆长度的确定 27 杆小头的结构设计与强度、刚度计算 27 杆杆身的结构设计与强度计算 30 杆大头的结构设计与强度、刚度计算 33 杆螺栓的设计 35 杆螺栓的工作负荷与预紧力 35 杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算 35 章小结 36 第 5 章 曲轴的设计 37 轴的结构型式和材料的选择 37 轴的工作条件和设计要求 37 轴的结构型式 37 轴的材料 37 轴的主要尺寸的确定和结构细节设计 38 柄销的直径和长度 38 轴颈的直径和长度 38 柄 39 衡重 39 孔的位置和尺寸 40 轴两端的结构 40 轴的止推 40 轴的疲劳强度校核 41 用于单元曲拐上的力和力矩 41 购买设计文档后加 费领取图纸 义应力的计算 45 章小结 47 第 6 章 活塞连杆组 的创建 48 件基本功能的介绍 48 塞的创建 48 塞的特点分析 48 塞的建模思路 48 塞的建模步骤 49 杆的创建 50 杆的特点分析 50 杆的建模思路 50 杆体的建模步骤 51 杆盖的建模 52 轴的创建 52 轴的特点分析 52 轴的建模思路 52 轴的建模步骤 53 塞连杆组 其它零件的创建 55 塞销的创建 55 塞销卡环的创建 55 杆小头衬套的创建 55 头轴瓦的创建 55 杆螺栓的创建 56 章小结 56 结论 57 参考文献 56 致谢 56 购买设计文档后加 费领取图纸 1 第 1 章 绪 论 题的目的和意义 活塞连杆组 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， 活塞连杆组 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。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 活塞连杆组 设计的关键性问题1。 通过设计，确定发动机 活塞连杆组 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 活塞连杆组 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 活塞连杆组 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。 内外的研究现状 多刚体动力学模拟是近十年发展起来的机械计算机模拟技术，提供了在设计过程中对设计方案进行分析和优化的有效手段，在机械设计领域获得越来越广泛的应用。它是利用计算机建造的模型对实际系统进行实验研究，将分析的方法用于模拟实验，充分利用已有的基本物 理原理，采用与实际物理系统实验相似的研究方法，在计算机上运行仿真实验。目前多刚体动力学模拟软件主要有 D， 。多刚体动力学模拟软件的最大优点在于分析过程中无需编写复杂仿真程序，在产品的设计分析时无需进行样机的生产和试验。对内燃机产品的部件装配进行机构运动仿真，可校核部件运动轨迹，及时发现运动干涉；对部件装配进行动力学仿真， 可校核机构受力情况；根据机构运动约束及保证性能最优的目标进行机构设计优化，可最大限度地满足性能要求，对设计提供指导和修正 2。目前国内大学和企业已经已进行了机构运动、动力学仿真方面的研究和局部应用 ，能在设计初期及时发 购买设计文档后加 费领取图纸 2 现内燃机 活塞连杆组 干涉，校核配气机构运动、动力学性能等，为设计人员提供了基本的设计依据 3 目前国内外对 发动 机 活塞连杆组 的动力学分析的方法很多，而且已经完善和成熟。其中机构运动学分析是研究两个或两个以上物体间的相对运动，即位移、速度和加速度的变化关系 ： 动力学则是研究产生运动的力。 发动 机 活塞连杆组 的动力学分析主要包括气体力、惯性力、轴承力和曲轴转矩等的分析，传统的内燃机工作机构动力学、运动学分析方法主要有图 解法和解析法 5。 1、解析法 解析法是对构件逐个列出方程，通过各个构件之间的联立线性方程 组 来求解运动副约束反力和平衡力矩，解析法又包括单位向量法、直角坐标法等。 2、图解法 图解法形象比较直观，机构 各 组成部分的位移、速度、加速度以及所受力的大小及改变趋势均能通过图解一目了然。图解法作为解析 法的辅助手段，可用于对计算机结果的判断和选择。 解析法取点数值较少，绘制曲线精度不高。不经任何计算，对 活塞连杆组 直接图解其速度和加速度的方法最早由克莱茵提出，但方法十分复杂 6。 3、复数向量法 复数向 量法是以各个杆件作为向量，把在复平面上的连接过程用复数形式加以表达，对于包括结构参数和时间参数的解析式就时间求导后，可以得到机构的运动性能。该方法是机构运动分析的较好方法。 通过对机构运动学、动力学的分析，我们可以清楚了解内燃机工作机构的运动性能、运动规律等，从而可以更好地对机构进行性能分析和产品设计。但是过去由于手段的原因，大部分复杂的机械运动尽管能够给出解析表达式，却难以计算出供工程设计使用的结果，不得不用粗糙近似的图解法求得数据。近年来随着计算机的发展，可以利用复杂的计算表达式来精确求解各种运动过程和 动态过程，从而形成了机械性能分析和产品设计的现代理论和方法。 通过对机构运动学和动力学分析，我们可以清楚了解内燃机工作机构的运动性能、运动规律等，从而可以更好地对机构进行性能分析和产品设计。但是过去由于手段的原因，大部分复杂的机构运动尽管能够给出解析式，却难以计算出供工程使用的计算结果，不得不用粗糙的图解法求得数据。随着计算机的发展，可以利用复杂的计算表达式来精确求解各种运动过程和动态过程，从而形成机械性能分析和产品设计的现代理论和方法。 机械系统动态仿真技术的核心是利用计算机辅助技术进行机械系统的运动学和 动 购买设计文档后加 费领取图纸 3 力学分析，以确定系统各构件在任意时刻的位置、速度和加速度，进而确定系统及其及其各构件运动所需的作用力 5。 目前 ， 在对内燃机 活塞连杆组 进行动力学分析时 ，大多采用的是专业的虚拟样机商业软件 ， 如 。 这些软件的功能重点是在力学分析上 ， 在建模方面还是有很多不足 ， 尤其是对这些复杂的 活塞连杆组 零部件的三维建模很难实现 。 因而在其仿真分析过程中对于结构复杂的模型就要借助 件来完成 ， 如 4。 当考虑到对多柔体系统进行动力学分析时 ， 有时还需要结合 专 业的有限元分析软件来进行 7。 这一过程十分复杂 ，不仅需要对这些软件有一定了解 ， 还需要处理好软件接口之间的数据传输问题 ， 而且软件使用成本也很高 。 计 研究的 主要 内容 对内燃机运行过程中 活塞连杆组 受力分析 进行 深入研究，其主要的研究内容有 ： （ 1） 对 活塞连杆组 进行运动学和动力学分析， 分析 活塞连杆组 中各种力的作用情况，并根据这些力对 活塞连杆组 的主要零 部 件进行强度、刚度等方面的 计算和 校核 ，以便 达到设计要求； （ 2） 分析 活塞连杆组 中主要零部件如 活塞，曲轴，连杆 等的工作条件和设计要求，进行合理选材，确定出主要的 结构尺寸，并进行相应的尺寸检验校核，以符合零件实际加工的要求 ； （ 3） 应用 件对 活塞连杆组 的零件分别建立实体 模型， 并将其分别组装成活塞组件，连杆组件，然后定义相应的连接关系，最后装配成完整的机构，并进行运动仿真分析，检测其运动干涉，获取分析结果 ； （ 4） 应用 件将零件模型图转化为相应的工程图，并结合使用件， 系统地反应工程图上的各类信息，以便实现对 机构的进一步精确设计和检验。 购买设计文档后加 费领取图纸 4 第 2 章 活塞连杆组 受力分析 研究 活塞连杆组 的受力，关键在于分析 活塞连杆 组 中各种力的作用情况，并根据这些力对 活塞连杆组 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。 塞连杆组 的类型 及方案选择 内燃机中采用 活塞连杆组 的型式很多，按运动学观点可分为三类，即 :中心 活塞连杆组 、偏心 活塞连杆组 和主副连杆式 活塞连杆组 。 1、中心 活塞连杆组 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 活塞连杆组 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 活塞连杆组 都属 于这一类。 2、偏心 活塞连杆组 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 活塞连杆组 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 活塞连杆组 其 特点 是 内燃机的一列气缸用主连杆，其它各列气缸则用副连杆，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 活塞连杆组 ” 。 在关节 活塞连杆 组 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 8。 经过比较，本设计的型式选择为中心 活塞连杆组 。 塞连杆组 运动学 中心 活塞连杆组 简图如 图 示， 图 气缸中心线通过曲轴中心 O， 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 任意点都以 O 点为圆心做等速旋转运动，活塞 A 点沿气缸中心线做往复运动，连杆 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 购买设计文档后加 费领取图纸 5 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 9。 图 塞连杆组 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 活塞连杆组 以及发动机整体工作有很大影响，因此，研究 活塞连杆组 运动规律的主要任务就是研究活塞的运动规律。 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 ，如图 示 。 当 = 0 时，活塞销中心 A 在最上面的位置 位置称为上止点。当 =180 时，A 点在最下面的位置 位置称为下止点。 此时活塞的位移 x 为 : x= 1 =(r+l ) )c = )c o )c o r（ 式中 ： 连杆比。 式（ 进一步简化，由图 以看出 ： 购买设计文档后加 费领取图纸 6 即 s 222 s i i o s （ 将 式 （ 带入式（ ： x= )s c 22 r（ 式 （ 是计算活塞位移 x 的精确公式 ,为便于计算，可将式（ 的根号按牛顿二项式定理展开，得 ： 6642222 s i i i i 考虑到 13，其二次方以上的数值很小，可以忽略不计。只保留前两项，则 2222 s i i （ 将式（ 入式（ )s o 2 （ 塞的速度 将活塞位移公式（ 时间 t 进行微分，即可求得活塞 速度 v 的精确值为 v )c o i s i n 将式（ 时间 t 微分，便可求得活塞速度得近似公式为 ： 212s i i n)2s i s i n （ 从式 （ 可以看出，活塞速度可视为由 与 2s (2 两部分简谐运动所组成。 当 0 或 180 时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当 90 时，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。 塞的加速度 将式（ 时间 t 微分，可求得活塞加速度的精确值为 ： c o s 2s i o s 2c o s c o s 3232 （ 将式（ 时间 t 为微分，可求得活塞加速度的近似值为 ： 21222 2c o sc o s)2c o s( c o s （ 购买设计文档后加 费领取图纸 7 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 与 2 两部分组成。 塞连杆组 中的作用力 作用于 活塞连杆组 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 油机，如附表 1 所示。 缸内工质的作用力 作用在活塞上的气体作用力两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即 )(4 2 （ 式中 ：活塞上的气体作用力 ， N ； p 缸内绝对压力 ， p 大气压力 ， D 活塞直径 ， 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 ，对于四冲程发动机来说，一般取 p = ,对于缸内绝对压力 p ， 在发动机的四个冲程中， 计算结果 如 表 示 ： 则 由式（ 计算气压力 示 。 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 购买设计文档后加 费领取图纸 8 质量，以便进一步计算它们在运动中所产生的惯性力 9。 表 内绝对压力 p 计算结果 四个冲程终点压力 计算公式 计算结果 /进气终点压力缩终点压力 胀终点压力 气终点压力 15.1 ： 1n 平均压缩指数， 1n = 压缩比， =2n 平均膨胀指数，2n = ； 最大爆发压力， 3 5取 此时压力角 = 1510 ，取 = 13 。 表 压力四 个 冲 程 N 进气终点 缩终点 胀终点 气终点 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 两个换算质量 1m 和 2m 来代换，并假设是 1m 集中作用在连杆小头中心处，并只做往复运动的质量； 2m 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 示 ： 购买设计文档后加 费领取图纸 9 图 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 21 。 连杆重心 G 的位置不变，即 )( 1211 。 连杆相对重心 G 的转动惯量 222211 )(。 其中， l 连杆长度， 1l 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： l 11 12 用平衡力系求合力的索多边形法求出重心位置 G 。 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 1G 和 2G ， 如图 示 ： 图 多边形法 4 购买设计文档后加 费领取图纸 10 （ 2） 往复直线运动部分的质量括活塞上的零件）是沿气缸中心做往复直线运动的。它们的质量可以看作是集中在活塞销中心上，并以量m 之和，称为往复运动质量1。 （ 3）不平衡回转质量 曲拐的不平衡质量及其代换质量如图 示 ： 图 拐的不平衡质量及其代换质量 曲拐在绕轴线旋转时，曲柄销和一部分曲柄臂的质量将产生不平衡离心惯性力，称为曲拐的不平衡质量。为了便于计算，所有这些质量都按离心力相等的条件，换算到回转半径为 r 的连杆轴颈中心处，以 换算质量 式中 ：曲拐换算质量， 连杆轴颈的质量， 一个曲柄臂的质量， e 曲柄臂质心位置与曲拐中心的距离， m 。 质量m 之和称为不平衡回转质量 即 2由上述换算 方法 计 算 得 ： 往复直线运动部分的质量不平衡回转质量 购买设计文档后加 费领取图纸 11 2、 活塞连杆组 的惯性 力 把 活塞连杆组 运动件的质量简化为二质量，这些质量的惯性力可以从运动条件求出，归结为两个力。往复质量旋转惯性力 （ 1） 往复惯性力 2c o sc o s)2c o sc o s( 2222 （ 式 中 ：往复运动质量， 连杆比； r 曲柄半径 ， m ； 曲柄旋转角速度， ； 曲轴转角 。 式 （ 前的负号表示a 的方向相反。 其中曲柄的角速度 为 ： 30602 （ 式中 ： n 曲轴转 数， r ； 已知 额定转数 n =5800 r ，则 3058 00 ； 曲柄半径 r =连杆比 = =参照 附录 表 2： 四缸机工作循环表，将每一工况的曲轴转角 代入式（ 计算得往复惯性力果如表 示 ： 表 复惯性力四 个 冲 程 进气终点 缩终点 胀终点 气终点 购买设计文档后加 费领取图纸 12 （ 2） 旋转惯性力 2 （ N 3、 作用在活塞上的总作用力 由前述可知，在活塞销中心处，同时作用着气体作用力于作用力的方向都沿着中心线，故只需代数相加，即可求得合力 （ 计算结果 如 表 示 。 4、 活塞上的总作用力如图 示， 首先，将连杆轴线作用的力 K ，和把活塞压向气缸壁的侧向力 N ， 其中沿连杆的作用力 K 为： 而侧向力 N 为： 表 用在活塞上的总作用力气压力 N 往复惯性力 N 总作用力 P /N 进气终点 压缩终点 膨胀终点 排气终点 购买设计文档后加 费领取图纸 13 图 用在机构上的力和力矩 连杆作用力 K 的方向规定如下：使连杆受压时为正号，使连杆受拉时为负号，缸 壁的侧向力 N 的符号规定为：当侧