畢業(yè)論文定稿-往復(fù)泵曲柄連桿機(jī)構(gòu)仿真和設(shè)計

原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細(xì)圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763摘 要往復(fù)泵（reciprocating pump） 依靠活塞、柱塞或隔膜在泵缸內(nèi)往復(fù)運(yùn)動使缸內(nèi)工作容積交替增大和縮小來輸送液體或使之增壓的容積式泵。往復(fù)泵按往復(fù)元件不同分為活塞泵、柱塞泵和隔膜泵 3 種類型。往復(fù)泵主要用于給水，手動活塞泵是一種應(yīng)用較廣的家庭生活水泵，可作為石油礦場的鉆井泥漿泵、抽油泵。隔膜泵特別適合于輸送有劇毒、放射性、腐蝕性的液體、貴重液體和含有磨礫性固體的液體。隔膜泵和柱塞泵還可當(dāng)作計量泵使用。本設(shè)計對往復(fù)式泵（活塞泵）主要分析設(shè)計了曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行了分析。首先，以運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)的理論知識為依據(jù)，對曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動規(guī)律以及在運(yùn)動中的受力等問題進(jìn)行詳盡的分析，并得到了精確的分析結(jié)果。其次分別對活塞組、連桿組以及曲軸進(jìn)行詳細(xì)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，并進(jìn)行了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度的校核。再次，應(yīng)用三維 CAD 軟件：SolidWorks 建立了曲柄連桿機(jī)構(gòu)各零部件的幾何模型，在此工作的基礎(chǔ)上，利用 SolidWorks 軟件的裝配功能，將曲柄連桿機(jī)構(gòu)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SolidWorks 軟件的機(jī)構(gòu)分析模塊，建立曲柄連桿機(jī)構(gòu)的多剛體動力學(xué)模型，進(jìn)行運(yùn)動學(xué)分析和動力學(xué)分析模擬，研究了在不考慮外力作用并使曲軸保持勻速轉(zhuǎn)動的情況下，活塞和連桿的運(yùn)動規(guī)律以及曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動包絡(luò)。仿真結(jié)果的分析表明，仿真結(jié)果與發(fā)動機(jī)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(jī)構(gòu)的選型、優(yōu)化設(shè)計提供了一種新思路。關(guān)鍵詞：曲柄連桿機(jī)構(gòu)；受力分析；仿真建模；運(yùn)動分析 原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細(xì)圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763ABSTRACTA reciprocating pump rely on the piston, the piston or diaphragm in the pump-cylinder reciprocating movement so that the working volume in cylinder alternately increase and reduce the displacement pump to transport liquid or pressurized. Reciprocating pump reciprocating components are divided into three types of piston pumps, piston and diaphragm pumps.The main features ，particularly suitable for the transport of highly toxic, radioactive, corrosive liquids, the precious liquid and liquid containing molasse solid. Diaphragm pumps and piston pumps can also be used as a metering pump.The design of the reciprocating pump (piston pump) analysis, design the crank linkage analysis. First of all, the basis of theoretical knowledge of the kinematics and dynamics, detailed analysis of the crank linkage law of motion and force in the movement, and to get a precise analysis of the results. Followed by detailed structural design of the piston group, the link group as well as the crankshaft, and the checking of structural strength and stiffness. Again, the application of three-dimensional CAD software: SolidWorks established geometric model of the crank linkage parts, on the basis of this work, the use of SolidWorks software assembly functions, crank linkage of the constituent parts are assembled into the piston assembly, connecting rod assembly and crankshaft assembly, and then use the institutions of SolidWorks software analysis module, the establishment of multi-body dynamics model of the crank linkage kinematic analysis and dynamic analysis simulation to study without taking into account external force and crank maintain uniform rotation, the law of motion of the piston and connecting rod and crank linkage movement envelope. The simulation results of the analysis show that the simulation results with the actual work of the engine situation is basically the same, the article describes the simulation method for the selection of the crank linkage, to optimize the design of a new idea.Keywords: crank linkage; Stress Analysis; simulation modeling; motion analysis,原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載目 錄摘 要 .IABSTRACT II目 錄 1第 1 章 緒 論 11.1 選題的目的和意義 11.2 往復(fù)式真空泵工作原理 111.3 畢業(yè)設(shè)計要求及原始數(shù)據(jù)： 21.4 設(shè)計研究的主要內(nèi)容 .3第 2 章 曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析 42.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的類型及方案選擇 42.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué) 42.1.1 活塞位移 52.1.2 活塞的速度 62.1.3 活塞的加速度 72.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)中的作用力 72.2.1 缸內(nèi)工質(zhì)的作用力 72.2.2 機(jī)構(gòu)的慣性力 7原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載2.3 本章小結(jié) 12第 3 章 連桿組的設(shè)計 123.1 連桿的設(shè)計 123.1.1 連桿的工作情況、設(shè)計要求和材料選用 123.1.2 連桿長度的確定 133.1.3 連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強(qiáng)度、剛度計算 133.1.4 連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強(qiáng)度計算 163.1.5 連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強(qiáng)度、剛度計算 193.2 連桿螺栓的設(shè)計 213.2.1 連桿螺栓的工作負(fù)荷與預(yù)緊力 213.2.2 連桿螺栓的屈服強(qiáng)度校核和疲勞計算 213.3 本章小結(jié) 22第 4 章 曲軸的設(shè)計 234.1 曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇 234.1.1 曲軸的工作條件和設(shè)計要求 234.1.2 曲軸的結(jié)構(gòu)型式 234.1.3 曲軸的材料 234.2 曲軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)設(shè)計 244.2.1 曲柄銷的直徑和長度 244.2.2 主軸頸的直徑和長度 244.2.3 曲柄 254.2.4 平衡重 25原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載4.2.5 油孔的位置和尺寸 254.2.6 曲軸兩端的結(jié)構(gòu) 264.2.7 曲軸的止推 264.3 曲軸的疲勞強(qiáng)度校核 274.3.1 作用于單元曲拐上的力和力矩 274.3.2 名義應(yīng)力的計算 294.4 本章小結(jié) 31第 5 章 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的實體建模 325.1 曲軸的模型 325.2 連桿的模型 335.3 活塞的模型 34第 6 章機(jī)構(gòu)有限元分析 34結(jié) 論 38參考文獻(xiàn) 39致 謝 40原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載1第 1 章 緒 論1.1 選題的目的和意義曲柄連桿機(jī)構(gòu)是往復(fù)泵的傳遞運(yùn)動和動力的機(jī)構(gòu)，通過它外部的動力通過曲軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動轉(zhuǎn)移到活塞的往復(fù)直線運(yùn)動。因此，曲柄連桿機(jī)構(gòu)是往復(fù)泵中主要的受力部件，其工作可靠性就決定了往復(fù)泵工作的可靠性。隨著往復(fù)泵強(qiáng)化指標(biāo)的不斷提高，機(jī)構(gòu)的工作條件更加復(fù)雜。在多種周期性變化載荷的作用下，如何在設(shè)計過程中保證機(jī)構(gòu)具有足夠的疲勞強(qiáng)度和剛度及良好的動靜態(tài)力學(xué)特性成為曲柄連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計的關(guān)鍵性問題。通過設(shè)計，確定往復(fù)泵曲柄連桿機(jī)構(gòu)的總體結(jié)構(gòu)和零部件結(jié)構(gòu)，包括必要的結(jié)構(gòu)尺寸確定、運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)分析、材料的選取等，以滿足實際生產(chǎn)的需要。在傳統(tǒng)的設(shè)計模式中，為了滿足設(shè)計的需要須進(jìn)行大量的數(shù)值計算，同時為了滿足產(chǎn)品的使用性能，須進(jìn)行強(qiáng)度、剛度、穩(wěn)定性及可靠性等方面的設(shè)計和校核計算，同時要滿足校核計算，還需要對曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行動力學(xué)分析。為了真實全面地了解機(jī)構(gòu)在實際運(yùn)行工況下的力學(xué)特性，本文采用了多體動力學(xué)仿真技術(shù)，針對機(jī)構(gòu)進(jìn)行了實時的，高精度的動力學(xué)響應(yīng)分析與計算，因此本研究所采用的高效、實時分析技術(shù)對提高分析精度，提高設(shè)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(jī)構(gòu)在運(yùn)行過程中的受力狀態(tài)，便于進(jìn)行精確計算。1.2 往復(fù)式真空泵工作原理往復(fù)式真空泵（簡稱往復(fù)泵）又名活塞式真空泵，屬于低真空獲得設(shè)備之一。它與旋片式真空泵相比較，它能被制成大抽速的泵；與水環(huán)式真空泵相比，效率稍高。這類泵的主要缺點是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，體積較大，運(yùn)轉(zhuǎn)時振動較大等。其在很多場合可由液環(huán)式真空泵所取代。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載2往復(fù)泵的結(jié)構(gòu)和工作原理如圖所示，主要部件有氣缸 1 及在其中做往復(fù)直線運(yùn)動的活塞 2，活塞的驅(qū)動是用曲柄連桿機(jī)構(gòu) 3（包括十字頭）來完成的。除上述主要部件外還有排氣閥 4 和吸氣閥 5 等重要部件，以及機(jī)座、曲軸箱、動密封和靜密封等輔助部件。運(yùn)轉(zhuǎn)時，在電動機(jī)的驅(qū)動下，通過曲柄連桿機(jī)構(gòu)的作用，使氣缸內(nèi)的活塞做往復(fù)運(yùn)動。當(dāng)活塞在氣缸內(nèi)從左端向右端運(yùn)動時，由于氣缸的左腔體積不斷增大，氣缸內(nèi)氣體的密度減小，而形成抽氣過程，此時被抽容器中的氣體經(jīng)過吸氣閥 5 進(jìn)入泵體左腔。當(dāng)活塞達(dá)到最右位置時，氣缸左腔內(nèi)就完全充滿了氣體。接著活塞從右端向左端運(yùn)動，此時吸氣閥 5 關(guān)閉。氣缸內(nèi)的氣體隨站活塞從右向左運(yùn)動而逐漸被壓縮，當(dāng)氣缸內(nèi)氣體的壓力達(dá)到或稍大于一個大氣壓時，排氣閥 4 被打開，將氣體排到大氣中，完成一個工作循環(huán)。當(dāng)活塞再左向右運(yùn)動時，又重復(fù)前一循環(huán)，如此反復(fù)下去，被抽容器內(nèi)最終達(dá)到某一穩(wěn)定的平衡壓力1.3 畢業(yè)設(shè)計要求及原始數(shù)據(jù)：往復(fù)泵結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造工藝難度大。曲軸、連桿、十字頭、介桿、閥箱、與箱體等是關(guān)鍵部件。曲軸是整個泵的核心傳動部件。因此對往復(fù)泵曲柄連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計就尤為重要。要求對某特定往復(fù)泵的曲柄連桿部分做出合理的設(shè)計。原始數(shù)據(jù)已知泵的參數(shù)：缸套直徑 D 101.6mm額定排出壓力 P 34.3MPa額定流量 Q 13.92 /h輸入軸功率 588kW柱塞沖次 n 150 /min 原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載31.4 設(shè)計研究的主要內(nèi)容對往復(fù)泵運(yùn)行過程中曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析進(jìn)行深入研究，其主要的研究內(nèi)容有：（1）對曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)分析，分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要零部件進(jìn)行計算和校核；（2）分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)中主要零部件如活塞，曲軸，連桿等的工作條件和設(shè)計要求，進(jìn)行合理選材，確定出主要的結(jié)構(gòu)尺寸，并進(jìn)行相應(yīng)的校核，以符合零件實際加工的要求；（3）應(yīng)用 SolidWorks 軟件對曲柄連桿機(jī)構(gòu)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(yīng)的連接關(guān)系，最后裝配成完整的機(jī)構(gòu)。（4）應(yīng)用 SolidWorks 軟件將零件模型圖轉(zhuǎn)化為相應(yīng)的工程圖，并結(jié)合使用AutoCAD 軟件，系統(tǒng)地反應(yīng)工程圖上的各類信息，以便實現(xiàn)對機(jī)構(gòu)的進(jìn)一步精確設(shè)計和檢驗。 原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載4第 2 章 曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析研究曲柄連桿機(jī)構(gòu)的受力，關(guān)鍵在于分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要零件進(jìn)行強(qiáng)度、剛度、磨損等方面的分析、計算和設(shè)計，以便達(dá)到往復(fù)泵的設(shè)計要求。2.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的類型及方案選擇往復(fù)泵中采用曲柄連桿機(jī)構(gòu)的型式很多，按運(yùn)動學(xué)觀點可分為三類，即:中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)、偏心曲柄連桿機(jī)構(gòu)和主副連桿式曲柄連桿機(jī)構(gòu)。1、中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)其特點是氣缸中心線通過曲軸的旋轉(zhuǎn)中心，并垂直于曲柄的回轉(zhuǎn)軸線。這種型式的曲柄連桿機(jī)構(gòu)往復(fù)泵中應(yīng)用最為廣泛。2、偏心曲柄連桿機(jī)構(gòu)其特點是氣缸中心線垂直于曲軸的回轉(zhuǎn)中心線，但不通過曲軸的回轉(zhuǎn)中心，缸體中心線距離曲軸的回轉(zhuǎn)軸線具有一偏移量 e。這種曲柄連桿機(jī)構(gòu)可以減小膨脹行程中活塞與缸體壁間的最大側(cè)壓力，使活塞在行程時作用在氣缸壁兩側(cè)的側(cè)壓力大小比較均勻。 經(jīng)過比較，本設(shè)計的型式選擇為中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)。2.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)簡圖如圖 2.1 所示，圖 2.1 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(dāng)曲柄按等角速度 旋轉(zhuǎn)時，曲柄 OB 上任意點都以 O 點為圓心做等速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，活塞 A 點沿氣缸中心線做往復(fù)運(yùn)動，連桿 AB 則做復(fù)合的平面運(yùn)動，其大頭 B點與曲柄一端相連，做等速的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，而連桿小頭與活塞相連，做往復(fù)運(yùn)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(zhì)量，認(rèn)為它們分別做旋轉(zhuǎn)和往復(fù)運(yùn)動，這樣就不需要對連桿的運(yùn)動規(guī)律進(jìn)行單獨研究 9。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載5圖 2.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動簡圖活塞做往復(fù)運(yùn)動時，其速度和加速度是變化的。它的速度和加速度的數(shù)值以及變化規(guī)律對曲柄連桿機(jī)構(gòu)以及發(fā)動機(jī)整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動規(guī)律的主要任務(wù)就是研究活塞的運(yùn)動規(guī)律。2.1.1 活塞位移假設(shè)在某一時刻，曲柄轉(zhuǎn)角為 ，并按順時針方向旋轉(zhuǎn)，連桿軸線在其運(yùn)動平面內(nèi)偏離氣缸軸線的角度為 ，如圖 2.1 所示。當(dāng) = 時，活塞銷中心 A 在最上面的位置 A1，此位置稱為上止點。當(dāng) =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:原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載6x= = =(r+ )A1Ol)cos(lr= cos1()cos(r（2.1）式中： 連桿比。式（2.1）可進(jìn)一步簡化，由圖 2.1 可以看出： sinilr即 snl又由于 22sin1sin1cos（2.2）將式（2.2）帶入式（2.1）得：x= )sin1(cos12r（2.3）式（2.3）是計算活塞位移 x 的精確公式,為便于計算，可將式（2.3）中的根號按牛頓二項式定理展開，得： 6422 sin1si8sin1sin1考慮到 13，其二次方以上的數(shù)值很小，可以忽略不計。只保留前兩項，則22sisi（2.4）將式（2.4）帶入式（2.3）得)sinco1(2rx（2.5）2.1.2 活塞的速度 將活塞位移公式（2.1）對時間 t 進(jìn)行微分，即可求得活塞速度 的精確值為v(2.6)v )cos2in(sirdtaxt將式（2.5）對時間 微分，便可求得活塞速度得近似公式為：21sin2si)2sin(i vrrrv 原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載7（2.7）從式（2.7）可以看出，活塞速度可視為由 與 兩部分sin1rv2sin)(2rv簡諧運(yùn)動所組成。當(dāng) 或 時，活塞速度為零，活塞在這兩點改變運(yùn)動方向。當(dāng) 時，018 90，此時活塞得速度等于曲柄銷中心的圓周速度。rv2.1.3 活塞的加速度將式（2.6）對時間 微分，可求得活塞加速度的精確值為：tcos2in4cs2o32 rdtavta（2.8）將式（2.7）對時間 為微分，可求得活塞加速度的近似值為：t21222 coscos)cos( arrra （2.9）因此，活塞加速度也可以視為兩個簡諧運(yùn)動加速度之和，即由 與cos21r兩部分組成。2cos2ra2.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)中的作用力作用于曲柄連桿機(jī)構(gòu)的力分為：缸內(nèi)氣壓力、運(yùn)動質(zhì)量的慣性力、摩擦阻力和作用在曲軸上的負(fù)載阻力。由于摩擦力的數(shù)值較小且變化規(guī)律很難掌握，受力分析時把摩擦阻力忽略不計。而負(fù)載阻力與主動力處于平衡狀態(tài)，無需另外計算，因此主要研究氣壓力和運(yùn)動質(zhì)量慣性力變化規(guī)律對機(jī)構(gòu)構(gòu)件的作用。2.2.1 缸內(nèi)工質(zhì)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(nèi)氣體壓力差與活塞gP頂面積的乘積，即)(4'2pDPg（2.10）式中： 活塞上的氣體作用力， ；gPN原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載8缸內(nèi)絕對壓力， ；pMPa大氣壓力， ；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(nèi)氣體壓力差 ，一般取 =0.1 ， ,pPamD985.02.2.2 機(jī)構(gòu)的慣性力慣性力是由于運(yùn)動不均勻而產(chǎn)生的，為了確定機(jī)構(gòu)的慣性力，必須先知道其加速度和質(zhì)量的分布。加速度從運(yùn)動學(xué)中已經(jīng)知道，現(xiàn)在需要知道質(zhì)量分布。實際機(jī)構(gòu)質(zhì)量分布很復(fù)雜，必須加以簡化。為此進(jìn)行質(zhì)量換算。1、機(jī)構(gòu)運(yùn)動件的質(zhì)量換算質(zhì)量換算的原則是保持系統(tǒng)的動力學(xué)等效性。質(zhì)量換算的目的是計算零件的運(yùn)動質(zhì)量，以便進(jìn)一步計算它們在運(yùn)動中所產(chǎn)生的慣性力。（1）連桿質(zhì)量的換算連桿是做復(fù)雜平面運(yùn)動的零件。為了方便計算，將整個連桿（包括有關(guān)附屬零件）的質(zhì)量 用兩個換算質(zhì)量 和 來代換，并假設(shè)是 集中作用在連桿小頭中心處，Lm1m21m并只做往復(fù)運(yùn)動的質(zhì)量； 是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓周做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動的質(zhì)量，如圖 2.2 所示：圖 2.2 連桿質(zhì)量的換算簡圖為了保證代換后的質(zhì)量系統(tǒng)與原來的質(zhì)量系統(tǒng)在力學(xué)上等效，必須滿足下列三個原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載9條件： 連桿總質(zhì)量不變，即 。21mL 連桿重心 的位置不變，即 。G)(1ll 連桿相對重心 G 的轉(zhuǎn)動慣量 不變，即 。GI GIl22)(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 2.3 所示：12圖 2.3 索多邊形法 4（2）往復(fù)直線運(yùn)動部分的質(zhì)量 jm活塞（包括活塞上的零件）是沿氣缸中心做往復(fù)直線運(yùn)動的。它們的質(zhì)量可以看作是集中在活塞銷中心上，并以 表示。質(zhì)量 與換算到連桿小頭中心的質(zhì)量 之hh 1m和，稱為往復(fù)運(yùn)動質(zhì)量 ，即 。j 1j（3）不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量 rm曲拐的不平衡質(zhì)量及其代換質(zhì)量如圖 2.4 所示： 原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載10圖 2.4 曲拐的不平衡質(zhì)量及其代換質(zhì)量曲拐在繞軸線旋轉(zhuǎn)時，曲柄銷和一部分曲柄臂的質(zhì)量將產(chǎn)生不平衡離心慣性力，稱為曲拐的不平衡質(zhì)量。為了便于計算，所有這些質(zhì)量都按離心力相等的條件，換算到回轉(zhuǎn)半徑為 的連桿軸頸中心處，以 表示，換算質(zhì)量 為：rkmkmrebg2式中： 曲拐換算質(zhì)量， ；kmk連桿軸頸的質(zhì)量， ；g一個曲柄臂的質(zhì)量， ；b kg曲柄臂質(zhì)心位置與曲拐中心的距離， 。e m質(zhì)量 與換算到大頭中心的連桿質(zhì)量 之和稱為不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量 ，即km2 rm2kr由上述換算方法計算得：往復(fù)直線運(yùn)動部分的質(zhì)量 =0.583 ，不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量 =0.467 。jmgrkg2、曲柄連桿機(jī)構(gòu)的慣性力把曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動件的質(zhì)量簡化為二質(zhì)量 和 后，這些質(zhì)量的慣性力可以jmr從運(yùn)動條件求出，歸結(jié)為兩個力。往復(fù)質(zhì)量 的往復(fù)慣性力 和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量 的旋轉(zhuǎn)j jPrm慣性力 。rP（1）往復(fù)慣性力2coscos)2coscs( 22 rrmrrma jjjj 原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載11（2.11）式中： 往復(fù)運(yùn)動質(zhì)量， ；jmkg連桿比；曲柄半徑， ；r曲柄旋轉(zhuǎn)角速度， ；srad/曲軸轉(zhuǎn)角。是沿氣缸中心線方向作用的，公式（2.11）前的負(fù)號表示 方向與活塞加速度jP jP的方向相反。a其中曲柄的角速度 為： 3062n（2.12）式中： 曲軸轉(zhuǎn)數(shù)， ；nmin/r已知額定轉(zhuǎn)數(shù) =5800 ，則 ；7.3058srad/曲柄半徑 =40.23 ，連桿比 =0.250.315，取 =0.27，旋轉(zhuǎn)慣性力r2rmPr（2.13）79.630.7430672N3、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(fù)慣性力 ，由gPjP于作用力的方向都沿著中心線，故只需代數(shù)相加，即可求得合力jg（2.14）計算結(jié)果如表 2.4 所示。4、活塞上的總作用力 分解與傳遞P如圖 2.5 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(cè)向力 ，N其中沿連桿的作用力 為：K原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載12cos1PK（2.15）而側(cè)向力 為：NtanPN（2.16）圖 2.5 作用在機(jī)構(gòu)上的力和力矩連桿作用力 的方向規(guī)定如下：使連桿受壓時為正號，使連桿受拉時為負(fù)號，K缸壁的側(cè)向力 的符號規(guī)定為：當(dāng)側(cè)向力所形成的反扭矩與曲軸旋轉(zhuǎn)方向相反時，側(cè)N向力為正值，反之為負(fù)值。當(dāng) = 時，根據(jù)正弦定理，可得：13 sinirl求得 48.3192.40arcsnarcil力 通過連桿作用在曲軸的曲柄臂上，此力也分解成兩個力，即推動曲軸旋轉(zhuǎn)K的切向力 ，T原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載13即 cos)in()sin(PKT（2.17）和壓縮曲柄臂的徑向力 ，即Zcos)()cos(PKZ（2.18）規(guī)定力 和曲軸旋轉(zhuǎn)方向一致為正，力 指向曲軸為正。T2.3 本章小結(jié)本章首先分析了曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動情況，重點分析了活塞的運(yùn)動，在此基礎(chǔ)上分析了每個工作過程的氣體壓力變化情況，進(jìn)一步推導(dǎo)出各過程氣體力的理論計算公式，進(jìn)行了機(jī)構(gòu)中運(yùn)動質(zhì)量的換算，第 3 章 連桿組的設(shè)計3.1 連桿的設(shè)計3.1.1 連桿的工作情況、設(shè)計要求和材料選用1、工作情況連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復(fù)運(yùn)動，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動。因此，連桿體除有上下運(yùn)動外，還左右擺動，做復(fù)雜的平面運(yùn)動。2、設(shè)計要求 連桿主要承受氣體壓力和往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，因此，在設(shè)計時應(yīng)首先保證連桿具有在足夠的疲勞強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)鋼度。如果強(qiáng)度不足，就會發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成嚴(yán)重事故，同樣，如果連桿組剛度不足，也會對曲柄連桿機(jī)構(gòu)的工作帶來不好的影響。所以設(shè)計連桿的一個主要要求是在盡可能輕巧的結(jié)構(gòu)下保證足夠的剛度和強(qiáng)度。為此，必須選用高強(qiáng)度的材料；合理的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。3、材料的選擇為了保證連桿在結(jié)構(gòu)輕巧的條件下有足夠的剛度和強(qiáng)度，采用精選含碳量的優(yōu)質(zhì)原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載14中碳結(jié)構(gòu)鋼 45 模鍛，表面噴丸強(qiáng)化處理，提高強(qiáng)度。3.1.2 連桿長度的確定設(shè)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l來說明的，通常 0.3125，取 ， ，則lr/25.027.0mr3.4。m14923.07.3.1.3 連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強(qiáng)度、剛度計算1、連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計連桿小頭主要結(jié)構(gòu)尺寸如圖 4.1 所示，小頭襯套內(nèi)徑 和小頭寬度 已在活塞1d1B組設(shè)計中確定， ， 。m2d1m3826B為了改善磨損，小頭孔中以一定過盈量壓入耐磨襯套，襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，這種襯套的厚度一般為 ，取 ，則小頭孔直徑 ，2.24.md小頭外徑 ，取 。d)35.12(D173407.1D2、連桿小頭的強(qiáng)度校核以過盈壓入連桿小頭的襯套，使小頭斷面承受拉伸壓力。若襯套材料的膨脹系數(shù)比連桿材料的大，則隨工作時溫度升高，過盈增大，小頭斷面中的應(yīng)力也增大。此外，連桿小頭在工作中還承受活塞組慣性力的拉伸和扣除慣性力后氣壓力的壓縮，可見工作載荷具有交變性。上述載荷的聯(lián)合作用可能使連桿小頭及其桿身過渡處產(chǎn)生疲勞破壞，故必須進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計算 9。圖 4.1 連桿小頭主要結(jié)果尺寸（1）襯套過盈配合的預(yù)緊力及溫度升高引起的應(yīng)力計算時把連桿小頭和襯套當(dāng)作兩個過盈配合的圓筒，則在兩零件的配合表面，由于壓入過盈及受熱膨脹，小頭所受的徑向壓力為：原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載15MPadDEdDEt 11)(p212（4.1）式中： 襯套壓入時的過盈， ；m一般青銅襯套 ，取 ，05.2.d1 m0176.20.8其中： 工作后小頭溫升,約 ；t C 連桿材料的線膨脹系數(shù)，對于鋼 ； )/(1.5C襯套材料的線膨脹系數(shù)，對于青銅 ； 08、 連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)，可取 ； 3.連桿材料的彈性模數(shù)，鋼 10；EMPa12.4E5襯套材料的彈性模數(shù)，青銅 ； ' 0計算小頭承受的徑向壓力為： 3.02.4102.32.473.012.4 .8.6.p 55 5 ）（ 16.74N由徑向均布力 引起小頭外側(cè)及內(nèi)側(cè)纖維上的應(yīng)力，可按厚壁筒公式計算，外表面應(yīng)力 63.542.734.0.6Ddp21 a 2/m（4.2）內(nèi)表面應(yīng)力 37.12.473.0865.3dp21 i 2/N（4.3）的允許值一般為 ，校核合格。i和a 5012/mN（2）連桿小頭的疲勞安全系數(shù)連桿小頭的應(yīng)力變化為非對稱循環(huán)，最小安全系數(shù)在桿身到連桿小頭的過渡處的原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載16外表面上為：ma1-n（4.4）式中： 材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，1-（合金鋼），取 ；21- 05.32N/ 21-032/mN材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取 =0.2； 應(yīng)力幅， ；a 623.547.1a 2/平均應(yīng)力， ；m 87.9mmN工藝系數(shù)， ，取 0.5；.04則 34.287.95.0631n2連桿小頭的疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)，一般約在 范圍之內(nèi) 4。5.03、連桿小頭的剛度計算當(dāng)采用浮動式活塞銷時，必須計算連桿小頭在水平方向由于往復(fù)慣性力而引起的直徑變形，其經(jīng)驗公式為:623jmax10)9(PEId（4.5）式中： 連桿小頭直徑變形量， ；連桿小頭的平均直徑， ；md連桿小頭斷面積的慣性矩，I 4331 .61254.8.62BI mh則 m053.043.0.497059652）（對于一般發(fā)動機(jī)，此變形量的許可值應(yīng)小于直徑方向間隙的一半，標(biāo)準(zhǔn)間隙一般原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載17為 ，則校核合格。m031.2.3.1.4 連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強(qiáng)度計算1、連桿桿身結(jié)構(gòu)的設(shè)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B于 ( 為氣缸直徑)，取 ，截面高度 ，D3.026.( mDB87.21.0H)8.15(取 。mBH851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。2、連桿桿身的強(qiáng)度校核連桿桿身在不對稱的交變循環(huán)載荷下工作，它受到位于計算斷面以上做往復(fù)運(yùn)動的質(zhì)量的慣性力的拉伸，在爆發(fā)行程，則受燃?xì)鈮毫蛻T性力差值的壓縮，為了計算疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，必須現(xiàn)求出計算斷面的最大拉伸、壓縮應(yīng)力。（1）最大拉伸應(yīng)力由最大拉伸力引起的拉伸應(yīng)力為：mjfPax1（4.6）式中： 連桿桿身的斷面面積， ， 為活塞投影面積，取mf Af)035.2.(。Df 45.103.2則最大拉伸應(yīng)力為： 1.6845.681.091MPa（2）桿身的壓縮與縱向彎曲應(yīng)力桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃?xì)庾饔昧?時，并可認(rèn)為maxgp是在上止點，最大壓縮力為：jgcPpmax（4.7） N614.752)68.1059(3.70連桿承受最大壓縮力時，桿身中間斷面產(chǎn)生縱向彎曲。此時連桿在擺動平面內(nèi)的原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載18彎曲，可認(rèn)為連桿兩端為鉸支，長度為 ；在垂直擺動平面內(nèi)的彎曲可認(rèn)為ml149桿身兩端為固定支點，長度為 ，因此在擺動平面內(nèi)的l 328.7.2' 合成應(yīng)力為：mcxxfPIl)1(2（4.8）式中： 系數(shù)，對于常用鋼材， ，取 ；c 04.3.c02.c計算斷面對垂直于擺動平面的軸線的慣性矩， 。xI 4)2.473.().87.21(.87.21)(12 3333 htBH；90.454m將式（4.8）改為：mcxfPk1（4.9）式中 連桿系數(shù)， ；1k 14.5.902.4150.121 mxfIlck則擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為： 3156724.xMPa同理，在垂直于擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：mcyyfIl)41(2（4.10） 374.2734.08.2).7308(12)(12 33 htBHIy57.394m將式（4.10）改成mcyfPk2（4.11）原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載19式中： 連桿系數(shù)， 。2k 1.45.7.239410.14122 myfIlck則在垂直于擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為： .5.1672.yMPa和 的許用值為 ，所以校核合格。xy4025MPa（3）連桿桿身的安全系數(shù)連桿桿身所受的是非對稱的交變循環(huán)載荷，把 或 看作循環(huán)中的最大應(yīng)力，xy看作是循環(huán)中的最小應(yīng)力，即可求得桿身的疲勞安全系數(shù)。循環(huán)的應(yīng)力幅 和平均應(yīng)力 ，在連桿擺動平面為：am61.302.8.192xa MPa（4.12）72.982192xm a（4.13）在垂直擺動平面內(nèi)為：34.281.679.21ya MPa（4.13）45.9621.7.21ym a（4.14）連桿桿身的安全系數(shù)為：ma1-n（4.15）式中： 材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限， （合金鋼）1- 21-105.32N/原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載20，取 ；21-05.2N/m材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取 =0.2； 工藝系數(shù)， ，取 0.45。6.04則在連桿擺動平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為： 8.27.9045.613.2n在垂直擺動平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為： 0.345.962045.381.n桿身安全系數(shù)許用值在 的范圍內(nèi)，則校核合格。5.13.1.5 連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強(qiáng)度、剛度計算1、連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與主要尺寸連桿大頭的結(jié)構(gòu)與尺寸基本上決定于曲柄銷直徑 、2D長度 、連桿軸瓦厚度 和連桿螺栓直徑 。其中在 、2B2md在 曲軸設(shè)計中確定， ， ，則D8.47B73.62大頭寬度 ，軸瓦厚度 ，取mb73.62）（ 5.1，大頭孔直徑 。5.2d3.02連桿大頭與連桿蓋的分開面采用平切口，大頭凸臺高度 ，取 ，221)5.3.0(HmdH64.25.1取 ，為了提高連桿大頭結(jié)構(gòu)剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距md614離 ，取 ，一般螺栓孔外側(cè)壁厚不小于 2 毫米，2)(CC8.37.2取 3 毫米，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。2、連桿大頭的強(qiáng)度校核假設(shè)通過螺栓的緊固連接，把大頭與大頭蓋近似視為一個整體，彈性的大頭蓋支原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載21承在剛性的連桿體上，固定角為 ， 通常取 ，作用力通過曲柄銷作用在大頭040蓋上按余弦規(guī)律分布，大頭蓋的斷面假定是不變的，且其大小與中間斷面一致，大頭的曲率半徑為 。2C連桿蓋的最大載荷是在進(jìn)氣沖程開始的，計算得： NPrj 48.1739.6281.059max2 作用在危險斷面上的彎矩 和法向力 由經(jīng)驗公式求得：1M1N2.540.0.2.34.7)083.7.(201 ）（CPMNN 7198)450(85 （4.16）由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為：IM1（4.17）作用于大頭蓋中間斷面的法向力為：AN1（4.18）式中： ， 大頭蓋及軸瓦的慣性矩， ，I 4m43323 72.5912.08.6(7.1)( mdCBhI ），4332I， 大頭蓋及軸瓦的斷面面積， ，A m，22 51.82.01.67.hBA，.3在中間斷面的應(yīng)力為：ANWM（4.18）原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載22式中： 大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)，W32 9.146)23.508.(73.6mhB計算連桿大頭蓋的應(yīng)力為： 29.6351.87.93.14725.11 ANWIM MPa一般發(fā)動機(jī)連桿大頭蓋的應(yīng)力許用值為 ，則校核合格。0a3.2 連桿螺栓的設(shè)計3.2.1 連桿螺栓的工作負(fù)荷與預(yù)緊力根據(jù)氣缸直徑 初選連桿螺紋直徑 ，根據(jù)統(tǒng)計 ，取DMdDdM)12.0(。mdM09.8.發(fā)動機(jī)工作時連桿螺栓受到兩種力的作用：預(yù)緊力 和最大拉伸載荷 ，預(yù)緊PjP力由兩部分組成：一是保證連桿軸瓦過盈度所必須具有的預(yù)緊力 ；二是保證發(fā)動機(jī)1工作時，連桿大頭與大頭蓋之間的結(jié)合面不致因慣性力而分開所必須具有的預(yù)緊力15。2P連桿上的螺栓數(shù)目為 2，則每個螺栓承受的最大拉伸載荷 為往復(fù)慣性力 和jPjP旋轉(zhuǎn)慣性力 在氣缸中心線上的分力之和，r即 NPrjj 01.86321cos79.6381.0592cos （4.19）軸瓦過盈量所必須具有的預(yù)緊力 由軸瓦最小應(yīng)力 ，由實1 MPa0min測統(tǒng)計可得 一般為 ，取 30 ，由于發(fā)動機(jī)可能超速，也可能發(fā)生活塞拉1PN650缸， 應(yīng)較理論計算值大些，一般取 ，取2 max28.075.jPP）（。.3475.0max原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載233.2.2 連桿螺栓的屈服強(qiáng)度校核和疲勞計算連桿螺栓預(yù)緊力不足不能保證連接的可靠性，但預(yù)緊力過大則可能引起材料超出屈服極限，則應(yīng)校核屈服強(qiáng)度，滿足nFPsmi（4.20）式中： 螺栓最小截面積， ；minF 222min 38.51409.mdM螺栓的總預(yù)緊力， ；P NP.7.321安全系數(shù)， ，取 1.7；0.5材料的屈服極限，一般在 800 以上 16。sa那么連桿螺栓的屈服強(qiáng)度為： MP43.258.1307則校核合格。MPans59.470.183.3 本章小結(jié)本章在設(shè)計連桿的過程中，首先分析了連桿的工作情況，設(shè)計要求，并選擇了適當(dāng)?shù)牟牧?，然后分別確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，并進(jìn)行了強(qiáng)度了剛度的校核，使其滿足實際加工的要求，最后根據(jù)工作負(fù)荷和預(yù)緊力選擇了連桿螺栓，并行檢驗校核。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載24原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載25第 4 章 曲軸的設(shè)計4.1 曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇4.1.1 曲軸的工作條件和設(shè)計要求曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力、往復(fù)和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動質(zhì)量的慣性力以及它們的力矩作用下工作的，使曲軸既扭轉(zhuǎn)又彎曲，產(chǎn)生疲勞應(yīng)力狀態(tài)。由于曲軸彎曲與扭轉(zhuǎn)振動而產(chǎn)生附加應(yīng)力，再加上曲軸形狀復(fù)雜，結(jié)構(gòu)變化急劇，產(chǎn)生的嚴(yán)重的應(yīng)力集中。特別在曲柄至軸頸的圓角過渡區(qū)、潤滑油孔附近以及加工粗糙的部位應(yīng)力集中現(xiàn)象尤為突出。所以在設(shè)計曲軸時，要使它具有足夠的疲勞強(qiáng)度，盡量減小應(yīng)力集中現(xiàn)象，克服薄弱環(huán)節(jié)，保證曲軸可靠工作。如果曲軸彎曲剛度不足，就會大大惡化活塞、連桿的工作條件，影響它們的工作可靠性和耐磨性，曲軸扭轉(zhuǎn)剛度不足則可能在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)產(chǎn)生強(qiáng)烈的扭轉(zhuǎn)振動，所以設(shè)計曲軸時，應(yīng)保證它有盡可能高的彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度。此外，曲軸主軸頸與曲柄銷時再高比壓下進(jìn)行高速轉(zhuǎn)動的，因而還會產(chǎn)生強(qiáng)烈的磨損。所以設(shè)計曲軸時，要使其各摩擦表面耐磨，各軸頸應(yīng)具有足夠的承壓面積同時給予盡可能好的工作條件。4.1.2 曲軸的結(jié)構(gòu)型式曲軸的設(shè)計從總體結(jié)構(gòu)上選擇整體式，它具有工作可靠、質(zhì)量輕的特點，而且剛度和強(qiáng)度較高，加工表面也比較少。為了提高曲軸的彎曲剛度和強(qiáng)度，采用全支撐半平衡結(jié)構(gòu)。4.1.3 曲軸的材料在結(jié)構(gòu)設(shè)計和加工工藝正確合理的條件下，主要是材料強(qiáng)度決定著曲軸的體積、重量和壽命，作為曲軸的材料，除了應(yīng)具有優(yōu)良的機(jī)械性能以外，還要求高度的耐磨性、耐疲勞性和沖擊韌性。同時也要使曲軸的加工容易和造價低廉。在保證曲軸有足夠強(qiáng)度的前提下，盡可能采用一般材料。以鑄代鍛，以鐵代鋼。高強(qiáng)度球墨鑄鐵的出現(xiàn)為鑄造曲軸的廣泛采用提供了前提。球墨鑄鐵就其機(jī)械性能和使用性能而言，比其它多種鑄鐵都要好。球墨鑄鐵曲軸可以鑄成復(fù)雜的合理的結(jié)構(gòu)形狀，使其應(yīng)力分布均勻，金屬材料更有效地利用，加上球鐵材料對斷面缺口的敏感性小，使得球鐵曲軸的實際彎曲疲勞強(qiáng)度與正火中碳鋼相