I本科生畢業(yè)設(shè)計（論文）（ 20 屆）設(shè) 計 （ 論 文 ） 題 目 基于 SolidWorks 的連桿機構(gòu)的運動分析作 者 （三號黑體） 分 院 （三號黑體） 專 業(yè) 班 級 （三號黑體） 指導教師（職稱） （三號黑體） 論 文 字 數(shù) （三號黑體，阿拉伯數(shù)字） 論 文 完 成 時 間 （三號黑體，阿拉伯數(shù)字，年 月 日） 摘 要本文主要介紹連桿的設(shè)計計算，以及后期使用 solidworks 軟件仿真其廓線。連桿輪廓曲線是連桿機構(gòu)設(shè)計的關(guān)鍵，常用的設(shè)計方法有解析法和圖解法。本文將對這兩這種方法進行大致分析與應(yīng)用設(shè)計，利用 solidworks 軟件繪制連桿機構(gòu)實體模型，并用 solidworks 軟件的 solidworks Motion 插件設(shè)計連桿機構(gòu)運動模型，進行機構(gòu)運動學仿真分析，可以較準確掌握機械產(chǎn)品零部件的位移、速度和加速度等動力學參數(shù)，進而可分析機構(gòu)動作的可靠性。主要技術(shù)要求為：熟悉連桿設(shè)計基本原理及相關(guān)理論計算；連桿機構(gòu)運動仿真及受力分析；指定內(nèi)容的翻譯和 solidworks 軟件的熟練應(yīng)用。本文將重點研究平行連桿建模，受力分析和運動仿真與分析。通過理論上的計算和研究，結(jié)合圖解以及解析的方法，算出連桿廓線的大致數(shù)據(jù)，用 solidworks 軟件將其繪制出，進行運動仿真，記錄和研究其位移、速度和加速度等動力參數(shù)，最后分析出機構(gòu)動作的可靠性。使以后工作中，可以更準確掌握機械產(chǎn)品零部件的動力方面?zhèn)€參數(shù)，減少事故的發(fā)生，降低設(shè)計的難度。關(guān)鍵詞：連桿，solidworks，三維造型，仿真IIIAbstractThis paper mainly introduces the design calculation of the connecting rod, and the later use of the SolidWorks software to simulate the profile.Connecting rod profile curve is the key to the design of linkage mechanism, and the common design method is analytic method and graphic method. The two such methods were generally analysis and application design, using SolidWorks software rendering the entity model of the linkage, and using Solidworks Software Solidworks motion plug design of kinematic model, kinematics simulation analysis, can accurately grasp the mechanical products and components of the displacement, velocity and acceleration etc. kinetic parameters, which can analyze the mechanism action reliability.The main technical requirements are as follows: familiar with the basic principles of the connecting rod design and related theoretical calculation; linkage mechanism motion simulation and stress analysis; the content of the translation and SolidWorks software.This paper will focus on the modeling of parallel link, stress analysis and motion simulation and analysis. Through theoretical calculation and research, combined with graphical and analytical methods, calculate link profile roughly data, using SolidWorks software will draw, motion simulation, to record and study the displacement, velocity and acceleration and other dynamic parameters. Finally, the reliability of the agency action. After the work, can more accurately grasp the mechanical parts of the power parameters, reduce the occurrence of accidents, reduce the difficulty of design.Key words: connecting rod, Solidworks, 3D modeling, simulationIV目 錄摘 要 IIAbstract.III目 錄 IV第 1 章 緒論.11.1 課題的目的、意義 11.2 國內(nèi)外技術(shù)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 21.3 連桿機構(gòu)的分類 21.4 連桿機構(gòu)的性能及其運動參數(shù) 3第 2 章 以發(fā)動機為例分析連桿機構(gòu)的設(shè)計.52.1 發(fā)動機連桿機構(gòu)的部件組成 52.2 工作行程 52.3 參數(shù)的確定 62.3.1 制定設(shè)計參數(shù)要求 72.3.2 發(fā)動機結(jié)構(gòu)設(shè)計 72.3.3 發(fā)動機主要參數(shù)的確定 72.4 熱學計算 102.4.1 參數(shù)的確定 102.4.2 壓縮過程 102.4.3 膨脹過程 102.4.4 熱力學校核 112.5 動力學計算 112.5.1 氣體壓力 112.5.2 活塞的設(shè)計 112.5.3 活塞銷的設(shè)計 .152.6 曲軸的設(shè)計 172.6.1 曲軸的材料及結(jié)構(gòu) 172.6.2 曲軸尺寸的設(shè)計 18V2.7 連桿的設(shè)計 192.7.1 連桿的材料 192.7.2 連桿的機構(gòu)尺寸設(shè)計 192.7.3 連桿小頭 202.7.4 連桿桿身設(shè)計 212.7.5 連桿大頭設(shè)計 222.8 設(shè)計結(jié)果 23第 3 章 以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)各零件建模.333.1 以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)的工作原理 333.1.1 吸氣沖程 .333.1.2 壓縮沖程 .333.1.3 做功沖程 333.1.4 排氣沖程 .333.2 以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)的運動循環(huán)圖 .343.3 以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)各個零件的建模 353.3.1 活塞的建模 .353.3.2 氣缸建模 .363.3.3 曲軸建模 .383.3.4 小帶輪建模 .403.3.5 大帶輪建模 413.3.6 凸輪軸建模 .413.3.7 凸輪建模 .423.3.8 擺臂建模 .433.3.9 彈簧座建模 .443.3.10 氣門頭部建模 .443.3.11 氣缸蓋建模 .453.3.12 活塞銷建模 .453.3.13 連桿建模 .46第 4 章 以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)各零件的裝配.47VI第 5 章 以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)的運動仿真.49總結(jié).51致 謝.52參考文獻.531第 1 章 緒論1.1 課題的目的、意義在工業(yè)生產(chǎn)中，經(jīng)常要求機器的某些部件按照規(guī)定的運動軌跡運動，僅僅應(yīng)用連桿機構(gòu)已難以滿足這個要求，所以需要利用工作表面具有一定形狀的連桿。連桿機構(gòu)是機械中一種常用的機構(gòu)，它結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，工作可靠，設(shè)計方便，利用不同的連桿輪廓曲線能夠使從動件實現(xiàn)任意復(fù)雜給定的運動規(guī)律。同時它兼有傳動、導向及控制機構(gòu)的各種功能等優(yōu)點。因此在紡織機、包裝機、印刷機、以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)、計算機以及農(nóng)業(yè)機具等自動機械和自動控制裝置中，都獲得了廣泛應(yīng)用。連桿機構(gòu)是工程中用以實現(xiàn)機械化和自動化的一種主要驅(qū)動和控制機構(gòu)，就連桿機構(gòu)而言，必須進一步提高其設(shè)計水平，在現(xiàn)有的基礎(chǔ)上開展計算機輔助設(shè)計的研究。在產(chǎn)品的開發(fā)過程中，有關(guān)產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)、功能、操作性能、生產(chǎn)工藝、裝配性能，甚至維護性能等等許多問題都需要在開發(fā)過程的前期解決。一般，人們借助理論分析、CAD 系統(tǒng)和各種比例的實物模型，或參考先前產(chǎn)品的開發(fā)經(jīng)驗來解決有關(guān)新產(chǎn)品開發(fā)的各種問題。由于有關(guān)裝配、操作和維修的問題往往只會在產(chǎn)品開發(fā)的后期或在最終產(chǎn)品試車過程中、甚至在投入使用一段時間后才能暴露出來，尤其是有關(guān)維修的問題往往是在產(chǎn)品已經(jīng)售出很長是以后才能被發(fā)現(xiàn)。為了解決這些問題，有時產(chǎn)品就不得不返回到設(shè)計構(gòu)造階段以便進行必要的設(shè)計變更。這樣的產(chǎn)品開發(fā)程序不但效率低、耗時，費用也高。通過本課題對平行連桿的設(shè)計，參數(shù)化三維建模與運動仿真技術(shù)的研究，目標是可以使我系統(tǒng)掌握平行連桿的設(shè)計原理和方法，并掌握利用三維建模軟件對連桿機構(gòu)進行設(shè)計，計算及驗算的全過程，掌握參數(shù)化方法在設(shè)計過程中的應(yīng)用技術(shù)。通過這一系列的研究設(shè)計工作，最終實現(xiàn)平行連桿機構(gòu)設(shè)計的參數(shù)化，系列化設(shè)計，提高平行連桿的設(shè)計效率。連 桿 機 構(gòu) 廣 泛 應(yīng) 用 于 各 種 自 動 機 械 、 儀 器 和 操 縱 控 制 裝 置 。 連 桿 機 構(gòu) 之 所 以得 到 如 此 廣 泛 的 應(yīng) 用 ， 主 要 是 由 于 連 桿 機 構(gòu) 可 以 實 現(xiàn) 各 種 復(fù) 雜 的 運 動 要 求 ， 而 且結(jié) 構(gòu) 簡 單 、 緊 湊 。 但 是 在 連 桿 的 傳 統(tǒng) 設(shè) 計 過 程 中 ， 設(shè) 計 著 主 要 根 據(jù) 以 往 的 設(shè) 計 經(jīng) 驗 ，結(jié) 合 大 量 的 經(jīng) 驗 公 式 和 設(shè) 計 參 數(shù) 來 進 行 具 體 的 設(shè) 計 ， 很 難 實 現(xiàn) 連 桿 的 優(yōu) 化 設(shè) 計 。 加上 連 桿 在 加 工 過 程 中 也 比 較 復(fù) 雜 的 問 題 ， 造 成 了 連 桿 的 設(shè) 計 周 期 長 ， 設(shè) 計 成 本 高 ，傳 動 質(zhì) 量 較 低 的 問 題 。 本 文 把 仿 真 技 術(shù) 應(yīng) 用 到 連 桿 輪 廓 線 設(shè) 計 中 ， 實 現(xiàn) 對 連 桿 輪 廓2的 優(yōu) 化 ， 了 解 其 運 動 的 各 參 數(shù) ， 如 速 度 、 加 速 度 、 轉(zhuǎn) 角 等 等 。1.2 國內(nèi)外技術(shù)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢我國對連桿機構(gòu)的應(yīng)用和研究已有多年的歷史, 目前仍在繼續(xù)擴展和深入。1983年全國第三屆機構(gòu)學學術(shù)討論會上關(guān)于連桿機構(gòu)的論文只有 8 篇, 涉及設(shè)計、運動規(guī)律、分析、廓線的綜合等四個研究方向。到了 1990 年第七屆會議, 連桿機構(gòu)方面的論文 22 篇, 又增加了 CAD/CAM 和誤差分析等研究方向?，F(xiàn)在連桿機構(gòu)已經(jīng)在包裝機械、食品機械、紡織機械、交通運輸機械、動力機械、印刷機械等領(lǐng)域得到廣泛的應(yīng)用。但是, 與先進國家相比，我國還存在較大差距尤其是在對振動的研究、連桿架構(gòu)的加工及產(chǎn)品開發(fā)等方面。在歐美各國, 很多學者為連桿機構(gòu)的研究作出了貢獻。 早在三十年代，F(xiàn).D.FURMAN 就寫了一本系統(tǒng)介紹連桿設(shè)計的著作，當時的研究工作主要集中在低速連桿機構(gòu)。到了四十年代，人們開始對配氣連桿機構(gòu)的振動進行深入研究，并從經(jīng)驗設(shè)計過渡到有理論根據(jù)的運動學和經(jīng)濟學分析。四十年代末，J.A.Hrones 等人已經(jīng)注意到從動件的剛度對連桿機構(gòu)動力學響應(yīng)有明顯的影響。五十年代初，D.B.Mitchell 最先對連桿機構(gòu)進行實驗研究。隨著計算機的發(fā)展，連桿機構(gòu)的 CAD/CAM 獲得巨大成功，連桿機構(gòu)的研究經(jīng)歷了從經(jīng)驗設(shè)計到優(yōu)化設(shè)計，從單純的運動分析道動力學研究，從手工加工到 CAM 等發(fā)展階段。由于電子技術(shù)的發(fā)展,某些設(shè)備的控制元件可以采用電子元器件, 但它們一般只能傳遞較小的功率, 連桿機構(gòu)卻能在實現(xiàn)控制功能的同時傳遞較大的功率 , 因此, 連桿機構(gòu)在生產(chǎn)中具有無可替代的優(yōu)越性, 尤其在高速度、高精度傳動中更有突出的優(yōu)點?？梢哉f, 對連桿機構(gòu)的進一步研究，特別是對高速連桿機構(gòu)及其動力學問題的進一步研究，是長期，持續(xù)并有重大意義的工作。1.3 連桿機構(gòu)的分類平面連桿機構(gòu) 兩活動構(gòu)件之間的相對運動為平面運動的連桿機構(gòu)。其按連桿形狀又可分為盤形連桿、移動連桿。其中，盤形連桿為連桿的基本形式。是一個相對機架作定軸轉(zhuǎn)動或為機架且具有變化向徑的盤形構(gòu)件；而移動連桿則可視為盤形連桿的演化形式。是一個相對機架作直線移動或為機架且具有變化輪廓的構(gòu)件。31.4 連桿機構(gòu)的性能及其運動參數(shù) 連桿機構(gòu)中，可按設(shè)計要求作間歇步進轉(zhuǎn)為運動。這種連桿不需要其他附屬裝置即可完成較精確的定位。表 1-1 連桿機構(gòu)中主要運動參數(shù)的符號及意義名稱 符號 公式無量綱時間 T t——轉(zhuǎn)盤轉(zhuǎn)動時間，s；tf——轉(zhuǎn)盤期時間，s；T= = θ——連桿角位移，rad 或(。)；θf——連桿期轉(zhuǎn)角，rad 或（。 ）無量綱位移 S S= 連桿中 S 恒為正； ——轉(zhuǎn)盤角位移，rad 或(。) ——轉(zhuǎn)盤期轉(zhuǎn)位角，rad 或(。)無量綱速度 V V= = = 連桿中 V 恒為正，ω1——連桿角速度， ；ω2——轉(zhuǎn)盤角速度，4無量綱加速度 A A= = = A和 V 同向為正異向為負；?2——轉(zhuǎn)盤角加速度，無量綱躍度 J J= = = J和 V 同向為正異向為負；j2——轉(zhuǎn)盤角躍度，5第 2 章 以發(fā)動機為例分析連桿機構(gòu)的設(shè)計2.1 發(fā)動機連桿機構(gòu)的部件組成一部完整的發(fā)動機是由缸體、缸蓋、曲軸箱、活塞、活塞環(huán)、活塞銷、連桿、曲軸、曲軸軸頸、連桿小頭、連桿大頭、主摩擦副、行程線、上止點和下止點、曲柄半徑、活塞行程等組成。2.2 工作行程汽油機吸入可燃的空氣油混合氣，并將這種混合氣進行壓縮后在精確的時刻由火花塞點燃。因此這類發(fā)動機稱為火花塞火式發(fā)動機。這類發(fā)動機需要四個活塞行程來完成一個工作循環(huán)：活塞朝遠離缸蓋的方向移動，吸入空氣燃油混合氣的行程：活塞朝缸蓋方向運動，壓縮空燃混合氣充量的行程；活塞朝遠離缸蓋方向移動的做工行程和活塞朝缸蓋方向運動的排氣行程。⑴、進氣行程。進氣門開啟，排氣門關(guān)閉?；钊滦羞h離缸蓋?；钊貧飧卓焖僖苿赢a(chǎn)生壓力下降或真空，在距上止點三分之一行程處缸內(nèi)負壓達到最大值，約比大氣壓力低 0.3 .bar實際產(chǎn)生的真空度將取決于發(fā)動機的轉(zhuǎn)速和負荷的大小，典型的平均真空度比大氣壓低 0.12 ,。缸內(nèi)產(chǎn)生的真空度可吸入由空氣和霧化汽油組成的重量比為 10—17:1bar的新鮮充量和。利用缸內(nèi)真空吸入新鮮充量的發(fā)動機叫做正常吸氣或自然吸氣發(fā)動機。6⑵、壓縮行程進氣門和排氣門均關(guān)閉。活塞開始上行，朝缸蓋方向移動。吸入的空氣燃油混合氣被逐漸壓縮，在活塞處于上止點時被壓縮到氣缸原有容積的八分之一至十分之一。壓縮過程將空氣和霧化了的汽油分子緊緊的擠壓在一起。壓縮過程不僅提高了缸內(nèi)氣體的壓力，還升高了其溫度。在節(jié)氣門開啟發(fā)動機帶負荷運轉(zhuǎn)時，缸內(nèi)氣體最大壓縮壓力一般可達到 8—14 。壓縮終了時，氣缸內(nèi)氣體的壓力約為 0.8—1.5 ，溫度bar aMP約為 600—750K。⑶、做功行程進氣門和排氣門均關(guān)閉，且就在活塞接近壓縮上止點之時，火花塞點燃被壓縮后的高密度的可燃充量。當活塞到達上止點時，缸內(nèi)可燃混合氣開始燃燒，產(chǎn)生熱量，促使缸內(nèi)氣體壓力迅速升高。當作用在活塞上的氣體壓力超過作用在其上阻力時，燃燒氣體還是膨脹，改變活塞運動方向，并將活塞退至下止點。于是，缸內(nèi)壓力從滿負荷下大約 60 的峰值壓力降低到活塞接近下止點時的 4 左右。做功行程中，燃燒氣bar bar體的最大壓力可達到 3.0—6.5 ，最高溫度可達到 2200—2800K，隨著活塞向下止aMP點移動，氣缸容積不斷增大，氣體壓力和溫度逐漸降低。在做功行程結(jié)束時，壓力約為 0.35—0.5 ，溫度約為 1200—1500K。aP⑷、排氣過程做功行程結(jié)束時，進氣門仍保持關(guān)閉狀態(tài)，而排氣門開啟。活塞改變運動方向，從下止點向上止點位置移動。大部分廢氣靠其自身的能量排出氣缸，而剩余的廢氣將在活塞上移的過程中被活塞強行推入排氣道排入大氣中。排氣過程中，缸內(nèi)氣體的壓力將會從排氣門開啟時的壓力，根據(jù)發(fā)動機的轉(zhuǎn)速和節(jié)氣門開度的不同可能為 2—5 范圍內(nèi)的某個值逐漸下降，到活塞缸蓋方向移動接近bar上止點時缸內(nèi)氣體壓力為大氣壓力，或者更低。排氣終了時，在燃燒室內(nèi)尚殘留少量的廢氣，稱其為殘余廢氣，因為排氣系統(tǒng)有阻力，所以殘余廢氣的壓力比大氣壓力略高，約為 0.105—0.12 ，溫度約為 900—1100K。aMP以發(fā)動機為例連桿機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計2.3 參數(shù)的確定設(shè)計一臺雙缸型發(fā)動機，首先要確定它的基本結(jié)構(gòu)參數(shù)，包括平均有效壓力，活塞平均速度，氣缸數(shù) i，轉(zhuǎn)數(shù) n，氣缸直徑 D，活塞行程 S，壓縮比等。72.3.1 制定設(shè)計參數(shù)要求設(shè)計條件為：⑴、制定雙缸發(fā)動機的排量為 120mL 四沖程汽油機⑵、平均有效壓力：P me=0.8～1.2MPa；⑶、活塞的平均速度：V m18m/s。⑷、體積小，結(jié)構(gòu)簡單2.3.2 發(fā)動機結(jié)構(gòu)設(shè)計將本次設(shè)計對象定為一臺 120mL 四沖程汽油機，初步選擇采用雙缸風冷形式，即確定氣缸數(shù) i=2，沖程數(shù) =4。?2.3.3 發(fā)動機主要參數(shù)的確定參考楊連生版《發(fā)動機設(shè)計》 ，汽車發(fā)動機的缸徑行程比 S/D 一般在 0.8～1.2 之間，取 S/D=0.85。以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)學基本公式： sin30meepv??VS=πD 2S/4其中 —為發(fā)動機的有效功率; —為發(fā)動機的平均有效功率； —氣缸的工作容積；epmepsv—發(fā)動機的氣缸數(shù)目； —發(fā)動機的轉(zhuǎn)速； —活塞的平均速度； —發(fā)動機活塞的i nmv行程； —發(fā)動機氣缸直徑； —發(fā)動機行程數(shù)。D?氣缸的工作容積：上下止點間所包容的氣缸容積稱為氣缸的工作容積，記為 ，根據(jù)sv公式：VS=πD 2S/4代入計算得： 發(fā)動機氣缸直徑 D=56.4mm，活塞行程 S=47.9mm.將其圓整可得：D=56mm，S=48mm.= =118mL，??sV42SD?8以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)的排量：以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)所有氣缸工作容積的總和稱為以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)的排量，記做 ，lvlsvi??21836lsiml燃燒室容積：活塞位于上止點時，活塞頂面以上氣缸蓋底面一下所形成的空間叫做燃燒室，其容積稱為燃燒室容積，也叫做壓縮容積，記做 。cv氣缸總?cè)莘e：氣缸工作容積與燃燒室容積之和稱為氣缸總?cè)莘e，記做 ，avascv??壓縮比：氣缸總?cè)莘e也燃燒室總?cè)莘e之比稱為壓縮比，記做 。對于汽油機壓縮比的范圍為：?8～12，取 =8，根據(jù)《以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)學》公式，壓縮比為：cscaV??1?計算得：壓縮容積 =16.86mL，氣缸總?cè)莘e =134.86mL.壓縮比的大小表示活塞由上止點運動到下止點時，氣缸內(nèi)的氣體被壓縮的程度。壓縮比越大，壓縮終了時氣缸內(nèi)氣體的壓力和問題就越高。工況：以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)在某一時刻的運動情況叫做工況，以該時刻以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)輸出的有效功率和曲軸轉(zhuǎn)速表示。曲軸轉(zhuǎn)速即為以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)的轉(zhuǎn)速。負荷率：以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)在某一轉(zhuǎn)速下發(fā)生的有效功率與相同轉(zhuǎn)速下所能發(fā)生的最大的有效功率的比值稱為負荷率，負荷率通常稱為負荷。發(fā)動機的動力性能指標：動力性能指標是指發(fā)動機做功大小的指標，一般用發(fā)動機的有效轉(zhuǎn)矩、有效功率、轉(zhuǎn)速和平均有效壓力等作為評價發(fā)動機動力性能好壞的的指標。發(fā)動機的轉(zhuǎn)速：發(fā)動機每軸的曲軸每分鐘的回轉(zhuǎn)數(shù)稱為發(fā)動機的轉(zhuǎn)速，用 表示，單位是 r/min。發(fā)n動機轉(zhuǎn)速的高低，關(guān)系到單位時間內(nèi)做功次數(shù)的多少或發(fā)動機有效功率的大小，即發(fā)動機的有效功率隨轉(zhuǎn)速的不同而改變。因此。在說明發(fā)動機有效功率的大小時，必須9同時指明其相應(yīng)的轉(zhuǎn)速，在發(fā)動機產(chǎn)品的標明牌上規(guī)定的有效功率及相應(yīng)的轉(zhuǎn)速分別稱作標定功率和標定轉(zhuǎn)速。發(fā)動機的標定功率和轉(zhuǎn)速小的工作狀況稱作標定工況。標定功率不是發(fā)動機所能發(fā)出的最大功率，它是根據(jù)發(fā)動機的用途而制定的有效功率最大的使用限度。同一型號的發(fā)動機，當其用途不同時，其標定功率值并不相同。由初始條件，活塞的平均速度：Vm18m/s，取 Vm=14m/s.根據(jù)公式：Vm=n 可得：n=30/S=8750r/min.角速度： =n/30=3.148750/30=915.83rad/s.?發(fā)動機平均有效壓力：單位氣缸工作容積發(fā)出的有效功。Pme=0.8～1.2MPa，取 Pme=0.9MPa.則發(fā)動機有效功率：發(fā)動機在單位時間對外輸出的有效功率。Pe= =7.6kw?30niVSm升功率：發(fā)動機在標定工況下，單位發(fā)動機排量輸出的有效熱功率稱為升功率。升功率大表明每升氣缸工作容積發(fā)出的有效功率大，發(fā)動機的熱負荷和機械負荷都高。PL= =65.625kw/h?30nme曲柄連桿機構(gòu)：作用在曲柄連桿機構(gòu)上的力有氣體力和運動質(zhì)量慣性力。氣體力作用于活塞頂上，在活塞的四個行程中始終存在，但只有作功行程中的氣體力是發(fā)動機對外作功的原動力。氣體力通過連桿、曲柄銷傳到主軸承。氣體力同時也作用于氣缸蓋上，并通過氣缸蓋螺栓傳給機體。作用于活塞上和氣缸蓋上的氣體力大小相等、方向相反，在機體中相互抵消而不傳至機體外的支承上，但使機體受到拉伸。曲柄連桿機構(gòu)可視為由往復(fù)運動質(zhì)量和旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量組成的當量系統(tǒng)。往復(fù)運動質(zhì)量包括活塞組零件質(zhì)量和連桿小頭集中質(zhì)量，它沿氣缸軸線作往復(fù)變速直線運動，產(chǎn)生往復(fù)慣性力；旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量包括曲柄質(zhì)量和連桿大頭集中質(zhì)量，它繞曲軸軸線旋轉(zhuǎn)，10產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)慣性力，也稱離心力。往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力通過主軸承和機體傳給發(fā)動機支承。通過查《汽車設(shè)計手冊》和《以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)設(shè)計》確定：曲柄半徑：r=S/2=24mm.曲柄連桿比：λ=r/l 的范圍在 1/3～1/4 之間，選取 λ=1/4.則連桿長度：l=r/λ=24/0.25=96mm.2.4 熱學計算通常根據(jù)以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)所用的燃料，混合氣形成方式，缸內(nèi)燃燒過程（加熱方式）等特點，把汽油機實際循環(huán)近似看成等容加熱循環(huán)。四沖程汽油機的工作過程包括進氣、壓縮、做功和排氣四沖程。在本次設(shè)計過程中，先確定熱力循環(huán)基本參數(shù)，然后重點針對壓縮和膨脹過程進行計算，繪制 p-v 圖并校核。2.4.1 參數(shù)的確定根據(jù)參考文獻《工程熱力學》壓縮過程絕熱指數(shù) n1=1.32～1.35，初步取 n1=1.34，膨脹過程絕熱指數(shù) n2=1.23～1.28，初步取 n2=1.26。根據(jù)參考文獻《以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)原理》 p?=6～9，初步取 p?=8。2.4.2 壓縮過程把壓縮過程簡化為絕熱過程，多變指數(shù) n1=1.34，p-v 滿足關(guān)系 p=常數(shù)。壓縮起點的氣體壓強=（0.8～0.9） ，其中為大氣的壓強，取=0.8=0.0808MPa ，此時氣體體積 Va=134.86mL，壓縮終點氣體積 Vc=16.86mL。故 = ，此時的氣體壓強PC=Pa =1.31MPa1nca??????2.4.3 膨脹過程把膨脹過程簡化為絕熱過程，其多變指數(shù)為 n2=1.26，p-v 滿足關(guān)系PVn2=常數(shù)11=10.48MPaczcP????pVc=16.86mL，V a=134.86mLPzVcn2=PbVan2 0.763MPa2)(nczb2.4.4 熱力學校核由熱力學計算所繪制的示功圖為理論循環(huán)的示功圖，其圍成的面積表示的是汽油機所做的指示功，統(tǒng)計其共有 78 個單元格，每小格面積表示 2J 的有效功，計算得：Wi=156J，汽油機的機械效率 ，取 m?=0.9，則9.0~8?m?Pme =0.9 1.32=1.19MPai?滿足設(shè)計要求（P me=0.8～1.2MPa） ，所以校核合格。2.5 動力學計算2.5.1 氣體壓力隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化，缸內(nèi)的氣體壓力也會隨之發(fā)生變化。將熱力學計算中的 p-v圖轉(zhuǎn)化為 p- 圖，即氣缸氣體壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。為排氣行程， 氣缸內(nèi)的氣?體壓力在理論循環(huán)下基本可認為是一恒定值且小于大氣壓力；為壓縮行程，氣缸內(nèi)的氣體壓力可由絕熱方程求出；為膨脹過程，氣缸內(nèi)的氣體壓力可由絕熱方程求出；為排氣行程，可以認為氣缸內(nèi)的氣體壓力是均勻下降至（0.8～1）P 0。求出相應(yīng)轉(zhuǎn)角對應(yīng)氣缸壓力 p 的數(shù)據(jù)，列入下表。利用上面求解出的數(shù)據(jù)，作出 p- 圖，如下圖 1。?圖 3-1 p- 圖?122.5.2 活塞的設(shè)計活塞的主要功用是承受燃燒氣體壓力，并將此力通過活塞銷傳給連桿以推動曲軸旋轉(zhuǎn)。此外活塞頂部與氣缸蓋、氣缸壁共同組成燃燒室?；钊前l(fā)動機中工作條件最嚴酷的零件。作用在活塞上的有氣體力和往復(fù)慣性力，這些力都是周期性變化的，且其最大值都很大。如增壓發(fā)動機的最高燃燒壓力可達這樣大的機械負荷作用在形狀復(fù)雜的活塞上，可能引起活塞變形，活塞銷座開裂，第一道環(huán)岸折斷?；钊斉c高溫燃氣直接接觸，使活賽頂?shù)臏囟群芨?，活塞各部的溫差很大。溫度高使活塞材料的機械強度顯著下降，活塞的熱膨脹量增大，從而使活塞與其相關(guān)零件的正確配合遭到破壞。另外，由于冷熱不均所產(chǎn)生的熱應(yīng)力容易使活塞頂表面開裂。柴油機活塞的熱負荷比汽油機活塞更為嚴重，這是因為柴油機活塞與燃燒氣體的對流換熱比較強烈，燃燒生成的炭煙使火焰的熱輻射能力增強，活塞頂上的燃燒室凹坑使活塞受熱面積增大等造成的?；钊趥?cè)壓力的作用下沿氣缸壁面高速滑動，由于潤滑條件差，因此摩擦損失大，磨損嚴重?；钊诠ぷ鞴こ讨兄饕仄妆谧鐾鶑?fù)只想運動，由于要保持氣缸的密封性，對氣體與缸壁的配合精度要求較高，這就造成其磨損較為嚴重，潤滑較為重要，由于運動的換向和氣體燃燒時的爆發(fā)壓力，導致氣缸所受的慣性沖擊較大，對其剛度要求較高，所以，氣缸的工作環(huán)境較為惡劣，設(shè)計時對它的尺寸選材及材料的熱處理都有較高的要求?；钊哪p速度決定著發(fā)動機的使用壽命。圖 4-1 活塞結(jié)構(gòu)2.5.2.1 活塞的材料活塞結(jié)構(gòu)及所用材料應(yīng)滿足下列要求：⑴、活塞應(yīng)該具有足夠的強度和剛度，合理的形狀和壁厚。合理的活塞裙部形狀，可13以獲得最佳的配合間隙。活塞質(zhì)量應(yīng)盡可能的小。⑵、受熱面小、散熱好。高強化發(fā)動機的活塞應(yīng)進行冷卻。⑶、活塞材料應(yīng)該是熱膨脹系數(shù)小、導熱性能好、比重小，具有較好的減摩性和熱強度。活塞在工作工程中受到高的機械負荷和熱負荷，同時沿氣缸壁面高速滑動，容易造成潤滑不良，使它遭受到強烈的磨損，這就要求活塞的材料滿足一下的要求：熱強度高，熱導性好，吸熱性差，膨脹系數(shù)小，比重小，有良好的減磨性能，耐磨，耐腐蝕，工藝性好，經(jīng)濟性好。在實際中，現(xiàn)在常采用的是鋁合金，共晶鋁合金，膨脹系數(shù)低，比重小，耐磨性，耐腐蝕性好，硬度、剛度、疲勞強度較高。鑄造流動性好，而被廣泛采用，本次設(shè)計的活塞采用共晶合金材料，鑄造。2.5.2.2 活塞的主要尺寸的設(shè)計活塞的主要結(jié)構(gòu)尺寸如下圖 2 所示：圖 4-2 活塞主要尺寸圖根據(jù)《以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)設(shè)計》 （楊連生）P289 汽油機活塞主要尺寸比例如下表 1 所示：表 1 汽油機活塞主要尺寸比例范圍活塞直徑：D=56mm.主要參數(shù) 比例范圍 主要參數(shù) 比例范圍H/D 0.9～1.1 h/D 0.06～0.08H /D20.45～0.6 H /D20.45～0.55H /H30.6～0.65 δ/D 0.06～0.114活塞高度：H=0.9D=50.4mm≈50mm.壓縮高度：H 2=0.5D=28mm.火力岸高度：h=460.06≈3mm.活塞頂部厚度：δ=0.0846≈4mm.活塞銷孔離底端距離：H 2=H-H1.活塞裙部高度：H 3=H2/0.65≈34mm現(xiàn)代四沖程發(fā)動機一般采用二道氣環(huán)和一道油環(huán)。根據(jù)《以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)設(shè)計》 （楊連生）P290，小型高速以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)上，一般氣環(huán)高度：b1=b2=2~3mm，油環(huán)高度：b 3=4~6mm。環(huán)岸要求有足夠的強度，使其在最大氣壓下不致被損壞，第一道環(huán)的環(huán)岸高度：c1=(1.5~2.0)b1，第二、三道環(huán)的環(huán)岸高度:c 2=c3=(1~2)b1。故設(shè)計尺寸為：b 1=2mm b2=2mm b3=4mm，c 1=3mm c2=3mm c3=3mm，則環(huán)帶高度：h3=b1+b2+b3+c1+c2+c3=17mm上裙部尺寸:h， ??hHm87?2.5.2.3 活塞質(zhì)量計算將活塞簡化為薄壁圓筒，從而計算出其體積和質(zhì)量：活塞體積： ????HDV2214????式中：D-活塞直徑，D=56mm；H-活塞高度，H=50mm；-活塞厚度， =4mm；??活塞質(zhì)量： 所以 =88.2g1VM??12.5.2.4 活塞的計算及校核活塞上的壓力狀況比較復(fù)雜化，以經(jīng)驗設(shè)計計算活塞時，一般只計算第一環(huán)岸的強度、裙部及銷座的單位壓力。取工質(zhì)最高燃燒壓力 =6.1MPa，大氣壓力 =0.1MPa，所以工質(zhì)最高燃燒氣體壓zp0p力。= zP??204zD???根據(jù)已知數(shù)據(jù)代入得 =19595N。z第一環(huán)岸強度校核,第一環(huán)岸主要計算在最大氣體爆發(fā)壓力 Pgmax 時的剪切與彎曲強度。當活塞頂受到最大氣體壓力 Pgmax 時，通常第一道環(huán)作用在第一環(huán)岸上面的氣體壓力可取為 P1=0.9Pgmax=5.4MPa,環(huán)岸下面的氣體壓力可取為 P2=0.22 Pgmax =1.32MPa。一15般情況下，可取環(huán)槽深度 t=0.05D，則 D’=0.9D。根據(jù)公式： max12gjpqdl??式中，P gmax——最大氣體作用力Pjmax——活塞與活塞環(huán)最大往復(fù)慣性力帶入已知數(shù)據(jù)得， 。135.26aqMP?許用應(yīng)力的大小與活塞材料有關(guān)，一般范圍是：鋁合金 30～40MPa ；鑄鐵60～80MPa；鋼 100～150MPa。本設(shè)計活塞缸采用的是鋁合金，所以計算的許用應(yīng)力沒有超過該材料的許用應(yīng)力。所以設(shè)計符合。2.5.3 活塞銷的設(shè)計活塞工作時頂部承受很大的氣體壓力，它們?nèi)客ㄟ^銷座傳給活塞銷，再傳到連桿。因而，活塞銷與銷座必須有足夠的剛度，足夠的承載面積和耐磨性。其中活塞銷的剛度有著關(guān)鍵意義，如果縱向剛度不足，則引起負荷分布不均勻，使銷座疲勞破壞，導致活塞縱向開裂；橫向剛度不足，使銷的失圓變形過大，潤滑油膜遭受破壞，引起活塞銷咬作 2.5.3.1 活塞銷的材料活塞銷上作用著很大的氣體作用力和往復(fù)慣性力，這些載荷的大小及方向都呈現(xiàn)周期性變化，并帶有沖擊性。而且活塞銷與銷座之間擺動角度小，難以得到完全的液體潤滑，這使它磨損較大?；钊N設(shè)計時應(yīng)盡量滿足如下要求。（1）在保證足夠的強度與剛度的條件下具有最小的質(zhì)量。（2）外表面耐磨，而內(nèi)部沖擊韌性好。（3）足夠的承壓面積?；钊N一般用低碳鋼或低碳合金鋼。本設(shè)計選用 20Mn，經(jīng)外表面滲碳淬火至硬度HRC56～66，深度 0.8～1.2mm，但滲碳淬火層中的殘余奧氏體必須切實消除，所以必須嚴格控制熱處理工藝質(zhì)量，盡量避免脫碳，表面也需要進行精磨和拋光。2.5.3.2 活塞銷尺寸的計算參考《以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)設(shè)計》 （楊連生）P291，活塞銷的尺寸比例如下：活塞銷外徑：16Dd)30.~25.(1?D 為活塞直徑，D=56mm活塞銷內(nèi)徑： 12)75.0~6.(dd活塞銷長度： 21DL??故根據(jù)以上要求，設(shè)計尺寸為：d1=16mm ， d2=10mm， =54mm21dDL??2.5.3.3 活塞銷的的計算及校核⑴、活塞銷表面比壓活塞銷工作表面所受的單位壓力對潤滑情況有影響，應(yīng)加以驗算。對全浮式活塞銷而言，連桿小頭部分的活塞銷表面單位壓力為 maxax21gjpkqdb??式中，q 2——活塞銷座表面單位壓力，MPa；Pgmax——最大氣體作用力， MN；Pjmax——活塞組最大往復(fù)慣性力，MN；——考慮活塞銷質(zhì)量的系數(shù)，k=0.68～0.81，取 k=0.81k代入已知數(shù)據(jù)得 q2=58MPa。⑵、活塞銷的彎曲應(yīng)力沿活塞銷長度方向的載荷分布與活塞銷及銷座的剛度之比有關(guān)，也與活塞銷與連桿小頭襯套間的間隙及活塞銷與銷座的間隙有關(guān)。實驗表明，在銷座部分，銷表面受到的壓力大致呈三角形規(guī)律分布，在銷與連桿小頭接觸部分，壓力分布可認為相當于均勻載荷。其彎曲應(yīng)力的計算公式為 ????maxax13482.51gjpklBbd???????代入已知數(shù)據(jù)得 σ=199MPa。本設(shè)計的活塞銷彎曲應(yīng)力的許用值為 100～250MPa ，故本設(shè)計故符合要求。⑶、活塞銷的剪應(yīng)力最大剪應(yīng)力 τ gmax 作用在銷座和連桿小頭之間的截面上，發(fā)生的中性軸所在的直徑17上，其值為 ???2maxaxax24813gjpkd??????代入已知數(shù)據(jù)得 τ gmax=83MPa。一般，汽車、工程機械用以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)的活塞銷最大剪應(yīng)力許用值為60～250MPa，本設(shè)計符合要求。2.6 曲軸的設(shè)計曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力、往復(fù)和旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量的慣性力以及它們的力矩（扭矩和彎矩）共同作用下工作的，使曲軸既扭轉(zhuǎn)又彎曲，產(chǎn)生疲勞應(yīng)力狀態(tài)。曲軸形狀復(fù)雜，應(yīng)力集中現(xiàn)象相當嚴重，特別在曲軸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。曲軸各軸頸在很高的比壓下，以很大的相當速度在軸承中發(fā)生滑動摩擦。這些軸承在實際變工況運轉(zhuǎn)條件下并不總能保證液體摩擦，故設(shè)計曲軸時，要使其各摩擦表面耐磨性，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。曲軸是曲柄連桿機構(gòu)中的中心環(huán)節(jié)，其剛度亦很重要。由于以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)轉(zhuǎn)速較高，同時要求其質(zhì)量較輕。故曲軸在強度、剛度、耐磨、輕巧上都有要求，但它們之間又存在相互矛盾。2.6.1 曲軸的材料及結(jié)構(gòu)曲軸是發(fā)動機中承受沖擊載荷、傳遞動力的重要零件，在發(fā)動機五大件中最難以保證加工質(zhì)量。目前車用發(fā)動機曲軸材質(zhì)有球墨鑄鐵和鋼兩類。由于球墨鑄鐵的切削性能良好，可獲得較理想的結(jié)構(gòu)形狀，并且和鋼質(zhì)曲軸一樣可以進行各種熱處理和表面強化處理來提高曲軸的抗疲勞強度、硬度和耐磨性。球墨鑄鐵曲軸成本只有調(diào)質(zhì)鋼曲軸成本的 1/3 左右，所以球墨鑄鐵曲軸在國內(nèi)外得到了廣泛應(yīng)用。曲軸從整體結(jié)構(gòu)上看，可以分為整體式和組合式。隨著復(fù)雜結(jié)構(gòu)鑄造技術(shù)的進步，現(xiàn)代以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)幾乎全部采用整體式曲軸。從支撐方式看，曲軸有全支持結(jié)構(gòu)和浮動支撐結(jié)構(gòu)。但本次設(shè)計為單缸高速發(fā)動機,用于大型雙缸車，故曲軸需采用組合式和全支撐結(jié)構(gòu)。由于曲軸采用組合式，故選用鍛造制造。鋼制曲軸除少數(shù)應(yīng)用鑄鋼外，絕大多數(shù)采用鍛造。鍛造曲軸的材料有碳素鋼和合金鋼。本次設(shè)計曲軸采用鍛造制造，選用 45 號碳鋼模鍛曲軸，但曲軸在鍛造后應(yīng)進行第一次熱處理（退火或正火） ，在精磨前應(yīng)進行18第二次熱處理（調(diào)質(zhì)）以改善鋼的機械性能并能提高周靜表面硬度。對軸頸表面、圓角和油孔邊緣應(yīng)拋光，以提高曲軸的疲勞強度。綜上所述，曲軸采用 45 號鋼模鍛，采用組合式結(jié)構(gòu)和全支撐式結(jié)構(gòu)。2.6.2 曲軸尺寸的設(shè)計曲軸主要由曲軸前端（自由端） 、曲拐（包括主軸頸、連桿軸頸和曲柄）和曲軸后端（功率輸出端）三個部分組成。其中曲拐的數(shù)目與氣缸數(shù)目及排列方式有關(guān)。直列式以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)曲軸的曲拐數(shù)與氣缸數(shù)相等。曲軸主要尺寸如下圖 6-1 所示：圖 6-1 曲軸的主要尺寸圖參考《以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)設(shè)計》 （楊連生）可得到主要尺寸范圍如下表二：表二 曲軸主要尺寸比例范圍主要參數(shù) 比例范圍 主要參數(shù) 比例范圍D2/D 0.60～0.65 D2/d2 0.40～0.60L2/D 0.35～0.45 D1/D 0.65～0.75L1/D1 0.40～0.60 b/D 0.75～1.20h/D 0.18～0.25曲柄銷直徑 =33.636.4mm，取，D 2=35mm 采用滾針軸承，曲柄銷)65.0~.(2?長度 L2與軸承寬度配合。d2=(0.40～0.60)=14～21mm,取=16mm.主軸頸直徑：d 1=(0.65～0.75)D=36.4～42mm,取.D 1=40mm主軸頸長度：L 1=(0.40～0.60)D 1=16～24mm,取.L 1=17mm曲柄銷厚度：h=(0.18～0.25)D=10.08～14mm,取 h=12mm.曲柄寬度：b=(0.75～1.20)D=42～67.2mm,取 b=60mm.由于曲軸轉(zhuǎn)速高，曲柄銷與連桿大頭處采用滾針軸承，選用型號為:K35 ,204?即 L2=22mm.19由比例范圍可得：L 2=（0.35～0.45）D=19.6～25.2mm，取 L2=22mm，符合要求。此處的主要是指與連桿大頭的配合長度，由于采用組合結(jié)構(gòu)，需要與曲柄臂連接，故兩端還需各加上曲柄臂的厚度。主軸頸采用深溝球軸承，型號為 6208，由于轉(zhuǎn)速較高，故采用油潤滑。2.7 連桿的設(shè)計連桿總成的作用是將活塞的往復(fù)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運動，并把作用在活塞上的力傳給曲軸。連桿主要承受氣體壓力和活塞組往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷。此外，由連桿變速擺動而產(chǎn)生的慣性力矩，還使連桿承受數(shù)值較小的彎矩。如果連桿在交變載荷的作用下發(fā)生斷裂，則將招致惡性破壞事故，甚至整臺發(fā)動機報廢；如果連桿剛度不足，則會對曲軸連桿的工作帶來不好的影響。這就要求連桿在設(shè)計時，在盡可能輕巧的結(jié)構(gòu)下保證足夠的剛度和強度。為此，必須選用較強的材料和合理的結(jié)構(gòu)形狀及尺寸，并采取表面強化措施。2.7.1 連桿的材料為了保證連桿在結(jié)構(gòu)輕巧的條件下有足夠的剛度和強度，一般多用精選含碳量高的優(yōu)質(zhì)中碳結(jié)構(gòu)鋼 45 模鍛，只有在特別強化且產(chǎn)量不太大的柴油機中用 40Cr 等合金鋼。由于本次設(shè)計的單缸機轉(zhuǎn)速、升功率較高，故連桿選用 40MnB 合金鋼鍛造，在機械加工前應(yīng)經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，以得到較高的綜合機械性能，既強又韌。為了提高連桿的疲勞強度，不經(jīng)機械加工的表面應(yīng)經(jīng)過噴丸處理。連桿還必須經(jīng)過磁力探傷檢驗，以求工作可靠。對于連桿的形狀設(shè)計、過渡圓滑性、毛皮表面質(zhì)量等，必須給以更多的注意。連桿縱斷面內(nèi)宏觀金相組織要求金屬纖維方向與連桿外形相符合，纖維無環(huán)曲及中斷現(xiàn)象2.7.2 連桿的機構(gòu)尺寸設(shè)計連桿由連桿小頭、桿身和連桿大頭組成，主要結(jié)構(gòu)尺寸如下圖 7-1 所示20圖 7-1 連桿主要尺寸圖2.7.3 連桿小頭2.7.3.1 連桿小頭尺寸計算連桿小頭用來安裝活塞銷，以連接活塞。在活塞銷與連桿小頭之間采用全浮式連接時，通常在連桿小頭孔內(nèi)以一定的過盈量壓入減磨青銅襯套或鐵基粉末冶金襯套，用以減小磨損和提高使用壽命。近年來，鐵基粉末冶金襯套以其自潤滑性好、成本低的優(yōu)點被廣泛應(yīng)用。松花江微型連桿小頭與活塞銷采用全浮式連接。 連桿小頭采用薄壁圓環(huán)結(jié)構(gòu)，小頭孔內(nèi)壓有青銅襯套。參考《以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)設(shè)計》 （楊連生） ，連桿小頭的尺寸比例如下：襯套內(nèi)徑由活塞銷外徑?jīng)Q定,d 1=16mm襯套厚度:δ=2～3mm連小頭內(nèi)徑/襯套外徑:D 2=d1+δ連桿小頭外徑:D 1=(1.2～1.35)D 2連桿小頭寬度:B 1=(1.2～1.4)d 1根據(jù)以上要求，設(shè)計連桿小頭尺寸如下:d1=16mm;δ=2mm;D 2=18mm;D1=24mm;B1=22mm連桿的潤滑方式:飛濺潤滑,在連桿小頭開設(shè)集油孔。2.7.3.2 連桿小頭計算及校核連桿的受力情況，在其桿身的每一橫截面上都受到彎矩、剪力和法向力的作用，不過彎矩和剪力都不大，桿身的主要載荷還是是交變的拉壓載荷。當曲拐轉(zhuǎn)角為 時?0（進、排氣上止點時） ，P A 和 PL 均與連桿中心線重合，且 PA 達到其最大負值（向上） ，21PL 也達到其最大負值（向下） ，這時連桿桿身受到最大的拉伸載荷，可以忽略此時的氣體作用力而近似認為 2(1)ahzpmrw???帶入數(shù)據(jù)得， 639apN?2()()lhzabrr帶入數(shù)據(jù)得， 152l2.7.4 連桿桿身設(shè)計2.7.4.1 連桿桿身尺寸計算連桿桿身是連接連桿大頭和連桿小頭的部分。桿身一般采用工字形斷面，以使連桿能在較小的質(zhì)量下保證足夠的剛度和強度。某些連桿桿身上還鉆有油道，使連桿軸承的潤滑油流向連桿小頭進行潤滑。高速以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)連桿桿身斷面都是“I”字形的，而且其長軸應(yīng)在連桿擺動平面內(nèi)。從制造工藝方面看， “I”字形截面連桿桿身到小頭和大頭的過渡圓角處必須有足夠大的圓角半徑?！癐”字形斷面的平均相對高度 H/D=0.2～0.3，高寬比 H/B=1.4～1.8。一般把桿身斷面 H 從小到大逐漸加大， 值最大到 1.3 左右。minax/H連桿長度由曲柄連桿比來確定，而，值越大，連桿越短，則發(fā)動機高度越小。λ 值的范圍 1/3～1/4，取 λ=0.25，則連桿長度：l=24/0.25=96mm。連桿桿身設(shè)計尺寸：H=14mm，B=9mm，l=96mm。2.7.4.2 連桿桿身應(yīng)力計算及校核對連桿桿身的強度校核，應(yīng)考慮以下幾種工況⑴、最大拉伸應(yīng)力 max1jpf??代入已知數(shù)據(jù)得 σ 1=101.4MPa。式中，σ 1——連桿桿身最大拉伸應(yīng)力，MPa；fm——連桿桿身的斷面面積，m 2⑵、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氣作用力 Pjmax 時，并可認為是在上止點。最大壓縮力的計算公式為22'' 23()(1)0jhlpmwR?????帶入數(shù)據(jù)得： '15327jpN?' 'axcgjp帶入數(shù)據(jù)得： '6c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)的彎曲，可認為連桿兩端為鉸支，長度為 L；在垂直擺動平面內(nèi)的彎曲者可認為桿身兩端為固定支點，長度為 L’。因此，在擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為 '21cxmxpfI?????????代入已知數(shù)據(jù)得：σ k=117MPa '214cymypLfI??????代入已知數(shù)據(jù)得：σ y=149MPa查設(shè)計手冊得出 σ 1 和 σ 2 的許用值位 250～400MPa ，故符合要求。2.7.5 連桿大頭設(shè)計2.7.5.1 連桿大頭尺寸設(shè)計連桿大頭是連桿與曲軸軸頸相連接的部分。連桿大頭是剖分形式的，被剖分開的連桿蓋和連桿體之間用螺栓緊固。其中接合面與連桿軸線垂直的稱為平切口連桿，接合面與連桿軸線成 30°至 60°夾角的稱為斜切口連桿。由于本次設(shè)計的發(fā)動機是雙缸機，曲軸又采用組合式，故連桿大頭做成一體，不用切開，不需使用連桿螺栓。連桿大頭的結(jié)構(gòu)與基本尺寸主要決定于曲柄銷直徑 D2、長度 L2、所選軸承類型。此處選用滾針軸承 K35*42*20，故連桿大頭內(nèi)徑 D2=42mm，連桿大頭寬度：B 2=22mm。對于連桿大頭外徑，由于取出連桿必須從氣缸中取出，所以其外徑應(yīng)小于活塞直徑，先暫取連桿大頭外徑：D 3=50mm。2.7.5.2 連桿大頭應(yīng)力計算和校核目前還沒有比較合適的演算連桿強度的公式，一般采用經(jīng)驗公式進行計算。連桿蓋最大載荷是在進氣沖程開始時，用下式計算 '22maxjpRw??23帶入數(shù)據(jù)得： 2370pN?式中 P2——連桿蓋所受最大載荷，Pjmax——全部往復(fù)運動質(zhì)量的慣性力，m’2——除去大頭蓋后的連桿旋轉(zhuǎn)質(zhì)量。在中間斷面應(yīng)力 105aMNPWA???以發(fā)動機為例的連桿機構(gòu)連桿大頭蓋的材料為 45Mn 鋼許用應(yīng)力值 150～200MPa, 故符合要求2.8 設(shè)計結(jié)果經(jīng)校核合格，得到本次設(shè)計的主要結(jié)構(gòu)和性能參數(shù)如下表 3.表 3 主要設(shè)計結(jié)果活塞直徑 D(mm) 56 活塞行程 S(mm） 48氣缸容積(L) 118 壓縮比 8余隙容積(mL) 16.86 活塞平均速度(m/s) 14轉(zhuǎn)速 n(r/min) 8750 角速度(rad/s) 915.83曲柄半徑 r(mm) 24 曲柄連桿比 λ 0.25連桿長度 l(mm) 96 平均有效壓力（MPa）1.19升功率（KW/L） 62.625 進氣壓力（MPa） 0.0808大小齒輪計算 齒輪模數(shù)取 4，大齒輪齒數(shù)取 47 小齒輪齒數(shù)為 23. 傳動比 1：21. 選擇齒輪精度等級、材料、齒數(shù)1）屬于一般機械，且轉(zhuǎn)速不高，故選擇 8 級精度。2）因載荷平穩(wěn)，傳遞功率較小，可采用軟齒面齒輪。參考表 11-1，小齒輪選用45 鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度 217~255HBS，σ HLim1=595MPa，σ FE1=460MPa；大齒輪選用 45鋼正火處理，齒面硬度 162~217HBS，σ HLim2=390MPa，σ FE2=320MPa。對于齒面硬度小于 350 HBS 的閉式軟齒面齒輪傳動，應(yīng)按齒面接觸強度設(shè)計，再24按齒根彎曲強度校核。2. 按齒面接觸強度設(shè)計設(shè)計公式 11-3 ??3212??????????HEdZuKT?1）查表 11-3，原動機為電動機，工作機械是輸送機，且工作平穩(wěn)，取載荷系數(shù)K=1.2。2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 mNnP??????736120.15.905.961613）查表 11-6，齒輪為軟齒面，對稱布置，取齒寬系數(shù) φ d=1。4）查表 11-4，兩齒輪材料都是鍛鋼，故取彈性系數(shù) ZE=189.8 MPa1/2。5）兩齒輪為標準齒輪，且正確安裝，故節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH=2.5。6）計算許用接觸應(yīng)力??SZHNLim??①應(yīng)力循環(huán)次數(shù)小齒輪 N1=60n1jLh=60×350×1×(2×8×300×10)=10.08×108大齒輪 N2= N1/i=10.08×108/3.58=2.82×108②據(jù)齒輪材料、熱處理以及 N1、N 2，查接觸疲勞壽命系數(shù)圖表，不允許出現(xiàn)點蝕，得接觸疲勞壽命系數(shù) ZN1=1，Z N2=1。③查表 11-5，取安全系數(shù) SH=1.1。④計算許用接觸應(yīng)力??MPaHNLim9.5401.11????i .3.22取小值[σ H2]代入計算。7）計算??mZuKTHEd 56.4.352819.17362.33211 ?????????????????3. 驗算輪齒彎曲強度