曲柄连杆设计分析

工程软件技能训练

课程设计说明书

院系名称： 专业班级： 学生姓名： 指导教师： 职 称：

工程软件技能训练

课程设计任务书

学生姓名 指导教师姓名 题目名称 院系 职称 从事 专业 专业、班级 是否外聘 □是■否 曲柄连杆机构设计 设计内容： 学会利用AutoCAD、UG及ANSYS等工程应用软件对汽车零部件进行设计和分析，为将来的工程实际应用打下基础。 自选某品牌轿车发动机的曲轴活塞连杆组进行设计，要求对曲轴活塞连杆组进行设计和校核计算，利用UG软件完成三维设计及装配，利用ANSYS软件对曲轴、活塞及连杆进行静力学分析，并最终利用AutoCAD软件完成二维总装配图A1一张，曲轴、活塞及连杆的零件图A2三张。 设计完成后应提交的成果： 1、设计说明书1份，字数为3000字以上，主体包括绪论、零部件的结构设计及校核计算、UG三维设计及装配、ANSYS有限元分析。 2、二维总装配图1张，A1大小，零件图3张，A2大小；

目 录

第1章 绪论 ······················································································································· 1

1.1 选题的目的和意义 ································································································· 1 1.2 国内外的研究现状 ································································································· 1 1.3 设计研究的主要内容 ····························································································· 1

第2章 活塞组的设计 ····································································································· 2

2.1 活塞的设计 ············································································································· 2 2.2 活塞销的设计 ········································································································· 5 3.3 活塞销座 ················································································································· 5 3.4 活塞环设计 ············································································································· 5

第3章 连杆组的设计 ····································································································· 6

4.1 连杆的设计 ············································································································· 6 4.2 连杆螺栓的设计 ····································································································· 9

第4章 曲轴的设计 ······································································································· 10 第5章 曲柄连杆机构的创建 ··················································································· 100

5.1 活塞的创建 ··········································································································· 10 5.2 连杆的创建 ··········································································································· 11 5.3 曲轴的创建 ··········································································································· 12

第6章 曲柄连杆机构 ··································································································· 13 第7章 ANSYS分析 ····································································································· 14 结论 ······································································································································ 15 参考文献 ···························································································································· 15

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。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。

1.2 国内外的研究现状

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CAD、CATIA、ANSYS等。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。

1.3 设计研究的主要内容

对内燃机运行过程中曲柄连杆机构受力分析进行深入研究，其主要的研究内容有： （1）对曲柄连杆机构进行运动学和动力学分析，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）分析曲柄连杆机构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CATIA软件对曲柄连杆机构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；

1

第2章 活塞组的设计

2.1 活塞的设计

2.1.1 活塞头部的设计

1、压缩高度的确定

活塞压缩高度的选取将直接影响发动机的总高度，以及气缸套、机体的尺寸和质量。尽量降低活塞压缩高度是现代发动机活塞设计的一个重要原则，压缩高度H1是由火力岸高度h1、环带高度h2和上裙尺寸h3构成的，即H1=h1+h2+h3

为了降低压缩高度，保证强度的基础上尽量压缩环岸、环槽的高度及销孔的直径。

（1）第一环位置

根据活塞环的布置确定活塞压缩高度时，首先须定出第一环的位置，即所谓火力岸高度h1。为缩小H1，当然希望h1尽可能小，火力岸高度的选取原则是：在满足第一环槽热载荷要求的前提下，尽量取得小些。一般汽油机h1?(0.06~0.12)D，D为活塞直径，该发动机的活塞标准直径D?80.985mm，确定火力岸高度为：

h1?0.09D?0.09?80.985?7.289mm取h1=9

（2）环带高度

为减小活塞高度，活塞环槽轴向高度b应尽可能小，这样活塞环惯性力也小，会减轻对环槽侧面冲击，有助于提高环槽耐久性。但b太小，使制环工艺困难。在小型高速内燃机上，一般气环高b?1.5~2.5mm，油环高b?2~5mm。

该发动机采用三道活塞环，第一和第二环称之为压缩环（气环），第三环称之为油环。取b1?1.5mm，b2?1.75mm，b3?3mm。

环岸的高度c，应保证它在气压力造成的负荷下不会破坏。当然，第二环岸负荷要比第一环岸小得多，温度也低，只有在第一环岸已破坏的情况下，它才可能被破坏。因此，环岸高度一般第一环最大，其它较小。实际发动机的统计表明，

c1?(0.04~0.05)D，c2?(1~2)b1，汽油机接近下限。 则 c1?0.045D?3.64mm，

c2?1.5b1?1.5?2?3mm。

2

因此，环带高度h2?b1?c1?b2?c2?b3?1.5?3.64?1.75?3?3?12.89mm。

（3）上裙尺寸

对于汽油机H1?(0.35~0.6)D，所以H1?0.4?D?0.4?80.985?32.394mm。 则 h3?H1?h1?h2?32.394?7.289?12.89?12.761mm。 2、活塞顶和环带断面 （1）活塞顶

活塞顶的形状主要取决于燃烧室的选择和设计。仅从活塞设计角度，为了减轻活塞组的热负荷和应力集中，希望采用受热面积最小、加工最简单的活塞顶形状，即平顶。大多数汽油机正是采用平顶活塞，由于EA113 5V 1.6L发动机为高压缩比??9.3，因而采用近似于平顶的活塞。实际统计数据表明，活塞顶部最小厚度，汽油机为

??(0.06~0.1)D，即??(0.074?80.985)?5.993mm取6。活塞头部要安装活塞环，侧壁必须加厚，一般取(0.05~0.1)D，取0.076D为6.16mm，取6.活塞顶与侧壁之间应该采用较大的过渡圆角，一般取r?(0.05~0.1)D，取0.074D为5.993mm.取6.为了减少积炭和受热，活塞顶表面应光洁，在个别情况下甚至抛光。复杂形状的活塞顶要特别注意避免尖角，所有尖角均应仔细修圆，以免在高温下熔化。

（2）环带断面

为了保证高热负荷活塞的环带有足够的壁厚?'使导热良好，不让热量过多地集中在最高一环，其平均值为?'?(1.5~2.0)t'。正确设计环槽断面和选择环与环槽的配合间隙，对于环和环槽工作的可靠性与耐久性十分重要。槽底圆角一般为0.2~0.5mm。活塞环岸锐边必须有适当的倒角，否则当岸部与缸壁压紧出现毛刺时，就可能把活塞环卡住，成为严重漏气和过热的原因，但倒角过大又使活塞环漏气增加。一般该倒角为

(0.2~0.5)?45?。

（3）环岸和环槽

第一环与环槽侧隙一般为0.05~0.1mm，二、三环适当小些，为0.03~0.07mm，油环则更小些，这有利于活塞环工作稳定和降低机油消耗量，侧隙确定油环槽中必须设有回油孔，并均匀地布置再主次推力面侧，回油孔对降低机油消耗量有重要意义，三道活塞环的开口间隙及侧隙如表2.1所示:

表2.1 活塞环的开口间隙及侧隙

3

活塞环 第一道环 第二道环 第三道环 开口间隙/mm 侧隙/mm 0.20~0.40 0.20~0.40 0.05~0.09 0.03~0.06 0.25~0.45 0.03~0.06 活塞环的背隙???比较大，以免环与槽底圆角干涉。一般气环???=0.5毫米，油环的???则更大些，如图2.1所示。 2.1.2 活塞裙部的设计

把活塞裙部的横断面设计成与裙部变形相适应的形状。在设计时把裙部横断截面制成长轴是在垂直与活塞销中心线方向上，短轴平行于销轴方向的椭圆形。常用的椭圆形状是按下列公式设计的： ???D?d(1?cos2?) （3.4） 4式中D、d分别为椭圆的长短轴，如图2.3所示。

缸径小于100mm的裙部开槽的活塞，椭圆度（?）的大小，一般为??0.1~0.25mm。

图2.3 活塞销裙部的椭圆形状[9]

1、裙部的尺寸

活塞裙部是侧压力N的主要承担者。为保证活塞裙表面能保持住必要厚度的润滑油膜，其表面比压q不应超过一定的数值。因此，在决定活塞裙部长度是应保持足够的承压面积，以减少比压和磨损。

q?Nmax （3.5） DH2式中：Nmax—最大侧作用力，由动力计算求得，Nmax=2410.83N

4

D—活塞直径，mm；

H2—裙部高度，mm。

取H2?0.46D?0.46?84.985?37.253mm，取38。 则 q?2410.83?0.799MPa

80.985?37.253一般发动机活塞裙部比压值约为0.5~1.5MPa，所以设计合适。 2、销孔的位置

活塞销与活塞裙轴线不相交，而是向承受膨胀侧压力的一面（称为主推力面，相对的一面称为次推力面）偏移了1~2mm，这是因为，如果活塞销中心布置，即销轴线与活塞轴线相交，则在活塞越过上止点，侧压力作用方向改变时，活塞从次推力面贴紧气缸壁的一面突然整个地横扫过来变到主推力面贴紧气缸壁的另一面，与气缸发生“拍击”，产生噪音，有损活塞耐久性。

2.2 活塞销的设计

活塞销的结构和尺寸

活塞销的结构为一圆柱体，中空形式，可减少往复惯性质量，有效利用材料。活塞销与活塞销座和连杆小头衬套孔的连接配合，采用“全浮式”。活塞销的外直径

d1?(0.25~0.3)D，取d1?0.271D?22mm，活塞销的内直径d2?(0.65~0.75)d1，取

d2?0.7d1?15.393mm活塞销长度l?(0.8~0.9)D，取l?0.8D?64.788mm取65

2.3 活塞销座

活塞销座的内径d0?22mm，活塞销座外径d一般等于内径的1.4~1.6倍，取

d?1.5d0?33mm，取32

活塞销的弯曲跨度越小，销的弯曲变形就越小，销—销座系统的工作越可靠，所以，一般设计成连杆小头与活塞销座开挡之间的间隙为4~5mm，但当制造精度有保证时，两边共2~3mm就足够了，取间隙为3mm。

2.4 活塞环设计

该发动机采用三道活塞环，第一和第二环为气环，第三环为油环。

活塞环的主要尺寸为环的高度b、环的径向厚度t。气环b?1.5~3mm，油环

b?3~5mm，取b1?1.5mm，b2?1.75mm，b3?3mm。活塞环的径向厚度t，一般推

5

荐值为：当缸径D为50~100mm时，t/D?0.45~0.6，取t?0.5D?4.05mm。取5

第3章 连杆组的设计

3.1 连杆的设计

3.1.1 连杆长度的确定

设计连杆时首先要确定连杆大小头孔间的距离，即连杆长度l它通常是用连杆比

??r/l来说明的，通常??0.25~0.3125，取??0.27，r?40.23mm，则

l?0.27?40.23?149mm。

3.1.2 连杆小头的结构设计

1、连杆小头的结构设计

连杆小头主要结构尺寸如图4.1所示，小头衬套内径d1和小头宽度B1已在活塞组设计中确定，d1?22mm，B1?26.388mm。

为了改善磨损，小头孔中以一定过盈量压入耐磨衬套，衬套大多用耐磨锡青铜铸造，这种衬套的厚度一般为??2~3mm，取??2.2mm，则小头孔直径d?24.2mm，小头外径D1?(1.2~1.35)d，取D1?1.27?24.2?30.734mm。

2、连杆小头的强度校核

图3.1 连杆小头主要结果尺寸

（1）衬套过盈配合的预紧力及温度升高引起的应力

计算时把连杆小头和衬套当作两个过盈配合的圆筒，则在两零件的配合表面，由于压入过盈及受热膨胀，小头所受的径向压力为：

??d?t(????)dMPa （4.1） p? 22221D1?d1D1?d1[2??]?[2???]22ED1?dE?D1?d16

0.0176?24.2?120?（1.8?1.0）?10?524.2?16.74 N p?2222130.734?24.2124.2?22[?0.3]?[?0.3]5225224.2?1030.734?24.22.2?1024.2?22由径向均布力p引起小头外侧及内侧纤维上的应力，可按厚壁筒公式计算，

2d22?24.222N/mm外表面应力 ?a?p2 ?16.74??54.63222D1?d30.734?24.22D1?d230.7342?24.22内表面应力 ?i?p2?31.865??71.37N/mm2 222D1?d30.734?24.2?a和?i的允许值一般为100~150N/mm2，校核合格。

3.1.3 连杆杆身的结构设计与强度计算

1、连杆杆身结构的设计

连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形断面，杆身截面宽度B约等于(0.26~0.3)D(D为气缸直径)，取B?0.27D?21.87mm，截面高度H?(1.5~1.8)B，取H?1.65B?36.08mm。

为使连杆从小头到大头传力比较均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的圆角半径。

2、连杆杆身的强度校核 （1）最大拉伸应力

由最大拉伸力引起的拉伸应力为：

?1?Pjmaxfm 式中：fm—连杆杆身的断面面积，汽油机fm?(0.02~0.035)A，A为活塞投影面积，取fm?0.03??D24?154.45mm。

则最大拉伸应力为：

?1?10519.681154.45?68.11MPa

（2）杆身的压缩与纵向弯曲应力

杆身承受的压缩力最大值发生在做功行程中最大燃气作用力pgmax时，并可认为是

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在上止点，最大压缩力为：

Pc?pgmax?Pj

?7001.933?(?10519.681)?17521.614N

连杆承受最大压缩力时，杆身中间断面产生纵向弯曲。此时连杆在摆动平面内的弯曲，可认为连杆两端为铰支，长度为l?149mm；在垂直摆动平面内的弯曲可认为杆身两端为固定支点，长度为l'?l?24.22?47.82?113mm，因此在摆动平面内的合成

Pl2应力为： ?x?(1?cfm)c

Ixfm式中：c—系数，对于常用钢材，c?0.0003~0.004，取c?0.002；

Ix—计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩，mm4。 Ix?1130.734?24.23[BH3?(B?t)h3]?[21.87?30.083?(21.87?4.374)?()]12122

?49155.902mm4；

将式改为： ?x?k1Pc fml21492式中 k1—连杆系数，k1?1?cfm?1?0.002??154.45?1.14；

Ix49155.902则摆动平面内的合成应力为：

17521.614?129.33MPa

154.45?x?1.14?同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为：

Pl2 ?y?(1?cfm)c

4IyfmIy?1130.734?24.230.734?24.2[(H?h)B3?ht3]?[(30.08?)?21.873??4.3743]121222 ?23395.57mm4 将式（4.10）改成 ?y?k2Pc fml21492式中：k2—连杆系数，k2?1?cfm?1?0.002??154.45?1.1。

4Iy4?23395.578

则在垂直于摆动平面内的合成应力为：

17521.614?y?1.1??124.79MPa

154.45?x和?y的许用值为250~400MPa ，所以校核合格。 3.1.4 连杆大头的结构设计

1、连杆大头的结构设计与主要尺寸

连杆大头的结构与尺寸基本上决定于曲柄销直径D2、长度B2、连杆轴瓦厚度?2和连杆螺栓直径dm。其中在D2、B2在曲轴设计中确定，D2?47.8mm，B2?26.73mm，则大头宽度b2?26.73mm，轴瓦厚度?2?（1.5~3）mm，取?2?2.5mm，大头孔直径

d2?50.3mm。

连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度H1?H2?(0.35~0.5)d2，取H1?0.45d2?22.64mm，取H2?0.43d2?21.63mm，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离C?(1.24~1.31)d2，取C?1.27d2?63.881mm，一般螺栓孔外侧壁厚不小于2毫米，取3毫米，螺栓头支承面到杆身或大头盖的过渡采用尽可能大的圆角。

3.2 连杆螺栓的设计

根据气缸直径D初选连杆螺纹直径dM，根据统计dM?(0.1~0.12)D，取

dM?0.1D?8.09mm。

?连杆上的螺栓数目为2，则每个螺栓承受的最大拉伸载荷Pj为往复惯性力Pj和旋

转惯性力Pr在气缸中心线上的分力之和， 即 Pj??Pj?Pr?cos?210519.681?6923.799?cos13???18633.01N （4.19）

2轴瓦过盈量所必须具有的预紧力P1由轴瓦最小应力?min?200~300MPa，由实测统计可得P1一般为10~65N，取30N，由于发动机可能超速，也可能发生活塞拉缸，

??13043P2应较理论计算值大些，一般取P2? （0.75~0.8）Pj?max，取P2?0.75Pmax.11N。

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第4章 曲轴的设计

1 曲柄销的直径和长度

首先是确定曲柄销的直径D2。在现代发动机设计中，一般趋向于采用较大的D2

值，曲柄销加粗伴随着连杆大头加大，使不平衡旋转质量的离心力增大，随曲轴及轴承的工作带来不利，对于汽油机，D2/D?0.60~0.65，D为气缸直径，已知

D=80.985mm，则，曲柄销直径取为D2=0.60D=47.80mm。

曲柄销的长度l2是在选定的基础上考虑的。从增加曲轴的刚性和保证轴承的工作能力出发，应使l2控制在一定范围内，同时注意曲拐各部分尺寸协调，根据统计

l2/D2=0.50~0.70，取l2=0.59D2=28mm。

2 主轴颈的直径和长度

从曲轴各部分尺寸协调的观点，建议取D1?(1.05~1.25)D2，取

D1=1.13D2=54mm。

据统计l1/D?0.3~0.4，取l1=0.31D=25.11mm，取26。 3 曲柄

曲柄的宽度b/D?0.75~1.2，取b?1.1D?89.3mm，取80，厚度h/D?0.18~0.25，取h?0.22D?18.08mm,取18。

曲柄臂以凸肩接主轴颈和曲柄销。凸肩的厚度?根据曲轴加工工艺决定。全加工曲轴?的只有0.5~1mm，取?=1mm。

曲柄销和主轴颈至曲柄臂凸肩的过渡圆角对应力集中程度影响最大，加大圆角半径?可使圆角应力峰值降低，至少不能小于0.05D2或2.5mm，取?=3mm。

第5章 曲柄连杆机构的创建

运用CATIA软件分别对曲柄连杆机构的各个零件进行模型的建立，步骤如下：

5.1 活塞的创建

1、创建活塞轮廓

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2、创建活塞销座、

5.2 连杆的创建

1、创建连杆体杆身、连杆体大小头

2、创建连杆体两侧凸台、两侧凸台螺纹孔

5.3 曲轴的创建

1、创建平衡块、主轴颈、曲拐

2、曲轴曲拐部分的镜像

3、创建曲轴两端特征

第6章 曲柄连杆机构

活塞及连杆的装配

1、向组件中添加连杆体 2、向组件中添加连杆衬套

选择“插入”选项，将连杆衬套的外侧圆柱面以连杆体的小端面以插入的方式相配合。

3、向组件中添加连杆轴瓦

（1）选择“对齐”选项，“偏移”为“重合”，并选择相重合的平面，然后【反向】。 （2）选择“约束类型”为“插入”，选取轴瓦的外侧圆柱面和连杆体的大端孔内侧圆柱面，使这两个曲面以插入的方式相配合。

（3）同样的方法完成另一块连杆轴瓦的装配。 4、向组件中添加连杆盖 5、向组件中添加连杆螺栓 6、向组件中添加曲轴

选择“用户定义”为“销钉”选项，分别通过【轴对齐】、【平移】，分别选取对应

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的轴和面，使其相匹配，选取完成曲轴的连接。

7、向组件中添加连杆组件

运用【添加元件】，“插入”已创建好的连杆组件，选择“销钉”选项，分别选取连杆组件和曲轴的对应面，通过【轴对齐】和【平移】。

8、向组件中添加活塞组件

第7章ANSYS分析

1、活塞的ANSYS分析 导入活塞的CATIA模型

2、连杆的ANSYS分析

连杆导入、网格化分、施加力、约束、生出结果

结论 在完成整个设计过程后，总结了以下结论：

（1）首先经过几种方案的比较，最终确定了设计方案，本设计以捷达EA113汽油机作为参照，确定了相关参数，以便进行下一步的设计计算。

（2）以传统运动学和动力学的理论知识为依据，对曲柄连杆机构的受力进行了系统的分析，并以此作为零件强度、刚度和和磨损等问题的依据。在此基础上，又进行了动力学方面的理论分析，重点分析了活塞的运动规律。

（3）对曲柄连杆机构的主要零部件曲轴、活塞、连杆以及机构的其它零件如螺栓等进行了主要结构参数的设计计算，并通过校核检验尺寸选取的是否合适。分析了零部件的工作条件，总结应满足的设计要求，合理选择材料，以满足强度和刚度的校核。

参考文献

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