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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 摘　　要 本設(shè)計(jì)以4G63發(fā)動機(jī)的相關(guān)參數(shù)作為參考，對四缸汽油機(jī)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要零部件曲軸等進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算，并對曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行了有關(guān)運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)的理論分析與計(jì)算機(jī)有限元分析。 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。其次分別對曲軸進(jìn)行詳細(xì)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，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：Pro/Engineer建立了曲柄連桿機(jī)構(gòu)中曲軸的幾何模型。而曲軸，作為發(fā)動機(jī)的主要運(yùn)動部件，其性能優(yōu)劣直接影響到發(fā)動機(jī)的可靠性和壽命。在周期性

2、變化的動載荷作用下，曲軸內(nèi)將產(chǎn)生交變的彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，極易在過渡圓角等應(yīng)力集中部位發(fā)生彎曲疲勞破壞和扭轉(zhuǎn)破壞。隨著發(fā)動機(jī)的不斷強(qiáng)化，曲軸的工作條件愈加苛刻。本文對發(fā)動機(jī)曲軸進(jìn)行符合實(shí)際條件的建模，采用ANSYS對其進(jìn)行三維有限元分析，研究了整體曲軸的變形和應(yīng)力狀況，根據(jù)應(yīng)力響應(yīng)結(jié)果并結(jié)合材料特性，校核了載荷下的強(qiáng)度，為發(fā)動機(jī)曲軸改進(jìn)設(shè)計(jì)中的分析提供了理論依據(jù)。 關(guān)鍵詞：發(fā)動機(jī)；曲柄連桿機(jī)構(gòu)；受力分析；曲軸；Pro/E；有限元分析  ABSTRACT The 4G63 engine design parameters

3、as a reference, on four-cylinder gasoline engine crank crankshaft, etc. The main components of structural design calculations, and the crank was on the theory of kinematics and dynamics analysis Finite element analysis computer. First, the kinematics and dynamics of theoretical knowledge as the bas

4、is, the motion law of crank rod system and the structural problems in sports, and a comprehensive analysis of the precise analysis results obtained. Next to the crankshaft respectively detailed structure design, and a structure strength and stiffness checking. Again, use 3d CAD software: Pro/e estab

5、lished in crank rod system of crankshaft geometric model. And, as the main engine crankshaft, its performance movement part quality directly affect the engine reliability and life expectancy. In periodically dynamic load, crankshaft will produce alternating within the bending stress of the torsional

6、 stress, easily with the stress concentration areas such as transitional fillet bending fatigue damage occurred and twisting damage. With the engine crankshaft constantly strengthened, the more harsh working conditions. This paper to accord with the actual conditions of engine crankshaft modeling, u

7、sing ANSYS, the three-dimensional finite element analysis of the whole of the crankshaft research, according to the deformation and stress conditions stress response results and material properties, checked with the strength of the load for design improvement, the analysis engine crankshaft provides

8、 theoretical basis. Key words: Engine；Crank；Stress Analysis；Crankshaft Pro / E；Finite Element Analysis 專心---專注---專業(yè) 目　　錄 I 第1章 緒　　論 1.1 選題的目的和意義 曲軸是發(fā)動機(jī)中最重要、載荷最大的零件之一。曲軸承受著氣缸內(nèi)的氣體壓力及往復(fù)和旋轉(zhuǎn)質(zhì)

9、量慣性力引起的周期性變化的雜合，并對外輸出扭矩，理論和實(shí)踐表明，發(fā)動機(jī)的曲軸的破壞形式主要是彎曲破壞。因此在曲軸內(nèi)產(chǎn)生交變的彎曲應(yīng)力，可以引起曲軸疲勞失效，而一旦曲軸失效，就可能引起其他零件隨之破壞。所以對于整體式多缸曲軸，如何比較準(zhǔn)確地得到應(yīng)力、變形的大小及分布，對用于指導(dǎo)曲軸的設(shè)計(jì)和改進(jìn)，具有重要意義。隨著發(fā)動機(jī)的不斷強(qiáng)化，曲軸的工作條件愈加苛刻，保證曲軸的工作可靠性至關(guān)重要，其設(shè)計(jì)是否可靠，對柴油機(jī)的使用壽命有很大影響，因此在研制過程中需要給予高度重視。由于曲軸的形狀及其載荷比較復(fù)雜，對其采用經(jīng)典力學(xué)的方法進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析往往有局限性。有限元法是根據(jù)變分原理求解數(shù)學(xué)物理問題的一種數(shù)值計(jì)算方法

10、，是分析各種結(jié)構(gòu)問題的強(qiáng)有力的工具，使用有限元法可以方便地進(jìn)行分析并為設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。 曲軸連桿機(jī)構(gòu)作為發(fā)動機(jī)的傳遞運(yùn)動和動力的機(jī)構(gòu)，通過它把活塞的往復(fù)直線運(yùn)動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動而輸出動力。因此，曲柄連桿機(jī)構(gòu)是發(fā)動機(jī)中主要的受力部件，其工作可靠性就決定了發(fā)動機(jī)工作的可靠性。隨著發(fā)動機(jī)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(jì)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(jì)的關(guān)鍵性問題[1]。 通過設(shè)計(jì)，確定發(fā)動機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的總體結(jié)構(gòu)和部件結(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(shí)際

11、生產(chǎn)的需要。 在傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)模式中，為滿足設(shè)計(jì)的需要須進(jìn)行大量的數(shù)值計(jì)算，同時(shí)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(jì)和校核計(jì)算。同時(shí)要滿足校核計(jì)算，需要對機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動學(xué)分析。而為了真是全面地了解機(jī)構(gòu)在運(yùn)動工況下的力學(xué)特性，本文采用了運(yùn)動學(xué)仿真，針對機(jī)構(gòu)進(jìn)行了實(shí)時(shí)的，高精度的動力學(xué)響應(yīng)分析與計(jì)算，對提高設(shè)計(jì)水平具有重要意義，而且更直觀清晰的反應(yīng)曲柄連桿機(jī)構(gòu)在運(yùn)行過程中的受力狀況，便于精確計(jì)算，同時(shí)應(yīng)用有限元分析，對機(jī)構(gòu)疲勞等強(qiáng)度與剛度的計(jì)算能夠直觀的了解，充分保證曲軸在工況下的強(qiáng)度，對進(jìn)一步研究發(fā)動機(jī)的平和與震動、發(fā)動機(jī)增壓的改造等均有較為實(shí)用的應(yīng)用價(jià)值。 1.2

12、 國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀 多剛體運(yùn)動學(xué)模擬是近十年來發(fā)展起來的機(jī)械計(jì)算機(jī)模擬技術(shù)，提供了在設(shè)計(jì)過程中對設(shè)計(jì)方案進(jìn)行分析和優(yōu)化的有效手段，在機(jī)械設(shè)計(jì)領(lǐng)域獲得越來越廣泛的應(yīng)用。它是利用計(jì)算機(jī)建造的模型對實(shí)際系統(tǒng)進(jìn)行試驗(yàn)研究，將分析的方法運(yùn)用于模擬實(shí)驗(yàn)，充分利用已有的基本物理原理，采用與實(shí)際物理系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)相似的研究方法，在計(jì)算機(jī)上運(yùn)行仿真實(shí)驗(yàn)。 目前國內(nèi)對發(fā)動機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的動力學(xué)分析的方法有很多，而且已經(jīng)完善和成熟。其中機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)分析是研究兩個(gè)或者兩個(gè)以上的物體間的相對運(yùn)動，即位移、速度和加速度的變化關(guān)系：動力學(xué)則是研究產(chǎn)生運(yùn)動的力。發(fā)動機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的動力學(xué)分析主要包括氣體力、慣性力、軸承力、和曲軸

13、轉(zhuǎn)矩等的分析，傳統(tǒng)的內(nèi)燃機(jī)工作機(jī)構(gòu)運(yùn)動力學(xué)、運(yùn)動學(xué)分析方法主要有圖解法和解分析法[2]。 1、解析法 解析法是對構(gòu)件逐個(gè)列出方程，通過各個(gè)構(gòu)件之間的聯(lián)立線性方程組來求解運(yùn)動副約束反力和平衡力矩，解析法又包括單位向量法、直角坐標(biāo)法等。 2、圖解法 圖解法形象比較直觀，機(jī)構(gòu)各組成部分的位移、速度、加速度以及所受力的大小及改變趨勢均能通過圖解一目了然。圖解法作為解析法的輔助手段，可用于對計(jì)算機(jī)結(jié)果的判斷和選擇。解析法取點(diǎn)數(shù)值較少，繪制曲線精度不高。不經(jīng)任何計(jì)算，對曲柄連桿機(jī)構(gòu)直接圖解其速度和加速度的方法最早由克萊茵提出，但方法十分復(fù)雜[3]。 3、復(fù)數(shù)向量法 復(fù)數(shù)向量法是以各個(gè)桿

14、件作為向量，把在復(fù)平面上的連接過程用復(fù)數(shù)形式加以表達(dá)，對于包括結(jié)構(gòu)參數(shù)和時(shí)間參數(shù)的解析式就時(shí)間求導(dǎo)后，可以得到機(jī)構(gòu)的運(yùn)動性能。該方法是機(jī)構(gòu)運(yùn)動分析的較好方法。 通過對機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)、動力學(xué)的分析，我們可以清楚了解內(nèi)燃機(jī)工作機(jī)構(gòu)的運(yùn)動性能、運(yùn)動規(guī)律等，從而可以更好地對機(jī)構(gòu)進(jìn)行性能分析和產(chǎn)品設(shè)計(jì)。但是過去由于手段的原因，大部分復(fù)雜的機(jī)械運(yùn)動盡管能夠給出解析表達(dá)式，卻難以計(jì)算出供工程設(shè)計(jì)使用的結(jié)果，不得不用粗糙近似的圖解法求得數(shù)據(jù)。近年來隨著計(jì)算機(jī)的發(fā)展，可以利用復(fù)雜的計(jì)算表達(dá)式來精確求解各種運(yùn)動過程和動態(tài)過程，從而形成了機(jī)械性能分析和產(chǎn)品設(shè)計(jì)的現(xiàn)代理論和方法。 通過對機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)分析，我們可

15、以清楚了解內(nèi)燃機(jī)工作機(jī)構(gòu)的運(yùn)動性能、運(yùn)動規(guī)律等，從而可以更好地對機(jī)構(gòu)進(jìn)行性能分析和產(chǎn)品設(shè)計(jì)。但是過去由于手段的原因，大部分復(fù)雜的機(jī)構(gòu)運(yùn)動盡管能夠給出解析式，卻難以計(jì)算出供工程使用的計(jì)算結(jié)果，不得不用粗糙的圖解法求得數(shù)據(jù)。隨著計(jì)算機(jī)的發(fā)展，可以利用復(fù)雜的計(jì)算表達(dá)式來精確求解各種運(yùn)動過程和動態(tài)過程，從而形成機(jī)械性能分析和產(chǎn)品設(shè)計(jì)的現(xiàn)代理論和方法。 隨著計(jì)算技術(shù)的飛速發(fā)展，出現(xiàn)了開發(fā)對象的自動離線及有限元分析結(jié)果可視化顯示的熱潮，使有限元分析的“瓶頸”得以逐步解決。對象的離散從手工到全自動，從簡單對象的一維單一網(wǎng)絡(luò)到復(fù)雜對象的多維多種網(wǎng)絡(luò)單元，從單材料到多種材料，從單純的離散到自適應(yīng)離散，從對象的

16、性能校核到自動適應(yīng)動態(tài)設(shè)計(jì)、分析。這些重大的發(fā)展使有限元分析拜托了僅為性能校核的工具的原始階段計(jì)算結(jié)果的可視化顯示從簡單的應(yīng)力、位移和溫度場等的靜動態(tài)顯示、色彩色調(diào)顯示，一躍變成對模型可能出現(xiàn)缺陷的位置、形狀、大小以及可能波及區(qū)域的顯示。這種從抽象數(shù)據(jù)到計(jì)算機(jī)形象化現(xiàn)實(shí)的飛躍，是現(xiàn)在甚至將來計(jì)算程序設(shè)計(jì)、分析的重要組成部分。 有限元法隨著計(jì)算機(jī)科學(xué)的發(fā)展，在包括汽車發(fā)動機(jī)在內(nèi)的幾乎所有工程領(lǐng)域得到愈來愈廣泛的運(yùn)用。有限元技術(shù)的出現(xiàn)，為工程設(shè)計(jì)領(lǐng)域提供了一個(gè)強(qiáng)有力的計(jì)算工具，經(jīng)過迄今約辦半個(gè)世紀(jì)的發(fā)展，它已日趨成熟使用，在近乎所有的工程設(shè)計(jì)領(lǐng)域發(fā)揮著越來越重要的作用。而汽車發(fā)動機(jī)零部件的設(shè)計(jì)是

17、有限元技術(shù)最早的應(yīng)用領(lǐng)域之一。有限元技術(shù)的應(yīng)用提高了汽車發(fā)動機(jī)零部件設(shè)計(jì)的可靠性，縮短了設(shè)計(jì)周期，大大推動了汽車發(fā)動機(jī)工業(yè)的發(fā)展?，F(xiàn)今，高性能的產(chǎn)品需要有高水品的設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)技術(shù)是決定產(chǎn)品性能的關(guān)進(jìn)因素之一。隨著科技的進(jìn)步和使用要求的不斷提高，設(shè)計(jì)方法和設(shè)計(jì)手段也不斷改善，以經(jīng)驗(yàn)和試制、實(shí)驗(yàn)為典型特征的傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法已遠(yuǎn)不能滿足現(xiàn)代產(chǎn)品對性能的需求，取而代之的是以計(jì)算機(jī)為基本工具，以數(shù)值仿真分析為主要手段的現(xiàn)代設(shè)計(jì)理論和方法的廣泛應(yīng)用。汽車發(fā)動機(jī)設(shè)計(jì)是典型的機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)，針對汽車發(fā)動機(jī)的現(xiàn)代設(shè)計(jì)技術(shù)研究具有代表性意義。曲軸是汽車發(fā)動機(jī)至今為止關(guān)鍵的部件之一，其性能優(yōu)劣直接影響著汽車發(fā)動機(jī)的可靠性和

18、壽命，所以利用計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)對曲軸設(shè)計(jì)及生產(chǎn)有著積極的指導(dǎo)作用。實(shí)現(xiàn)了曲軸建模和分析計(jì)算的自動化、智能化[3]。 1.3 設(shè)計(jì)研究的主要內(nèi)容 對內(nèi)燃機(jī)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)行強(qiáng)度、剛度等方面的計(jì)算和校核，以便達(dá)到設(shè)計(jì)要求； （2）分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)中主要零部件曲軸，連桿等的工作條件和設(shè)計(jì)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)的尺寸檢驗(yàn)校核，以符合零件實(shí)際加工的要求； （3）應(yīng)用Pro/E軟件對曲柄連桿機(jī)構(gòu)的零件

19、分別建立實(shí)體模型； （4）應(yīng)用Pro/E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(shí)現(xiàn)對機(jī)構(gòu)的進(jìn)一步精確設(shè)計(jì)和檢驗(yàn)； （5）應(yīng)用ANSYS軟件對模型進(jìn)行有限元分析。  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(jì)算和設(shè)計(jì)，以便達(dá)到發(fā)動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速的要求。 2.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的類型及方案選擇 內(nèi)燃機(jī)中采用曲柄連桿機(jī)構(gòu)的型式很多，按運(yùn)動學(xué)觀點(diǎn)可分為三類，即:中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)、偏心曲柄連桿機(jī)

20、構(gòu)和主副連桿式曲柄連桿機(jī)構(gòu)。 第3章 曲軸的設(shè)計(jì) 3.1 曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇 3.1.1 曲軸的工作條件和設(shè)計(jì)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(jì)曲軸

21、時(shí)，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(jì)曲軸時(shí)，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(shí)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(jì)曲軸時(shí)，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(shí)給予盡可能好的工作條件[6]。 3.1.2 曲軸的結(jié)構(gòu)型式 曲軸的設(shè)計(jì)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(diǎn)，而且剛度和強(qiáng)度較高，加工表面也比較少

22、。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)，即四個(gè)曲拐，每個(gè)曲拐的兩端都有一個(gè)主軸頸，如圖3.1所示： 圖3.1 曲軸的結(jié)構(gòu)型式 3.1.3 曲軸的材料 在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(shí)也要使曲軸的加工容易和造價(jià)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

23、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(shí)際彎曲疲勞強(qiáng)度與正火中碳鋼相近。 該發(fā)動機(jī)曲軸采用球墨鑄鐵鑄造而成。 3.2 曲軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)設(shè)計(jì) 3.2.1 曲柄銷的直徑和長度 在考慮曲軸軸頸的粗細(xì)時(shí)，首先是確定曲柄銷的直徑。在現(xiàn)代發(fā)動機(jī)設(shè)計(jì)中，一般趨向于采用較大的值，以降低曲柄銷比壓，提高連桿軸承工作的可靠性，提高曲軸的剛度。但是，曲柄銷加粗伴隨著連桿大頭加大，使不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的離心力增大，隨曲軸及軸承的工作帶來不利，對于汽油機(jī)，，為氣缸直徑，已知=85，則，曲柄銷直徑取為=51。 曲柄銷的長度是在選定的基礎(chǔ)上考慮的。

24、從增加曲軸的剛性和保證軸承的工作能力出發(fā)，應(yīng)使控制在一定范圍內(nèi)，同時(shí)注意曲拐各部分尺寸協(xié)調(diào)，根據(jù)統(tǒng)計(jì)/=，取=31。 軸頸的尺寸，最后可以根據(jù)承壓面的投影面積與活塞投影面積之比來校核，此比值據(jù)統(tǒng)計(jì)在范圍內(nèi)，而且汽油機(jī)偏下限。 那么由，則長度取值合適[5]。 3.2.2 主軸頸的直徑和長度 為了最大限度地增加曲軸的剛度，適當(dāng)?shù)丶哟种鬏S頸，這樣可以增加曲軸軸頸的重疊度，從而提高曲軸剛度，其次，加粗主軸頸后可以相對縮短其長度，從而給加厚曲柄提高其強(qiáng)度提供可能。從曲軸各部分尺寸協(xié)調(diào)的觀點(diǎn)，建議取，取=59。 由于主軸承的負(fù)荷比連桿軸承輕，主軸頸的長度一般比曲柄銷的長度短，這樣可滿足增強(qiáng)剛性及

25、保證良好潤滑的要求[5]。 據(jù)統(tǒng)計(jì)，取=37。 3.2.3 曲柄 曲柄應(yīng)選擇適當(dāng)?shù)暮穸?、寬度，以使曲軸有足夠的剛度和強(qiáng)度。為提高曲柄的抗彎能力，適當(dāng)增加曲柄的厚度，曲柄的形狀采用橢圓形，為了能最大限度地減輕曲軸的重量，并減小曲柄相對于主軸頸中心的不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量，將曲柄上肩部多余的金屬削去。根據(jù)統(tǒng)計(jì)，曲柄的寬度，取，厚度，取。 曲柄臂以凸肩接主軸頸和曲柄銷。凸肩的厚度根據(jù)曲軸加工工藝決定。全加工曲軸的只有0.5~1，取=1。 曲柄銷和主軸頸至曲柄臂凸肩的過渡圓角對應(yīng)力集中程度影響最大，加大圓角半徑可使圓角應(yīng)力峰值降低，故宜取大，至少不能小于0.05或2.5，取=3。 3.2.4 平衡

26、重 對四拐曲軸來說，作用在第1、2拐和第3、4拐上的離心慣性力互成力偶。這兩個(gè)力偶大小相等、方向相反，所以從整體上講是平衡的，但是這兩個(gè)力偶卻還是作用在曲袖上了，曲軸這兩個(gè)對稱力偶的作用下可能發(fā)生彎曲變形。由于曲軸是安裝在機(jī)體的主軸承中的，所以曲軸發(fā)生彎曲變形時(shí)上述力偶就將也部分地作用在機(jī)體上，使機(jī)體承受附加彎曲力偶的作用，尤其是在此情況下主軸承的工作條件也要變壞。安裝平衡重，改善曲軸本身和機(jī)體的受力情況，尤其改善了主軸承的工作條件。 設(shè)計(jì)時(shí)，平衡重對主軸承工作情況的影響是利用主軸頸載荷圖來進(jìn)行估算的。沒有平衡重時(shí)，由于離心慣性力的影響，主軸頸表面所受載荷的分布可能很不均勻，一部分軸頸表面

27、所受載荷很大，但另一部分軸頸表面卻完全不承受載荷。通過安裝平衡重可以抵消一部分離心慣性力，從而使軸頸表面的載荷分布比較均勻些，與此同時(shí)軸頸和軸承表面的平均載荷也可以相應(yīng)下降。它意味著軸頸的磨損也可以比較均勻，而不是集中磨一處，防止因偏磨而很決失圓損壞。 設(shè)計(jì)平衡重時(shí)，應(yīng)盡可能使平衡重的重心遠(yuǎn)離曲軸旋轉(zhuǎn)中心，即用較輕的重量達(dá)到較好的效果，以便盡可能減輕曲軸重量。平衡重徑向尺寸和厚度以不碰活塞裙底和連桿大頭能通過為限度。將平衡重與曲軸鑄成一體，時(shí)加工較簡單，并且工作可靠[7]。 3.2.5 油孔的位置和尺寸 為保證曲軸軸承工作可靠，對它們必需有充分的潤滑。曲軸中油道的尺寸和布置直接影響它的強(qiáng)

28、度和剛度，同時(shí)也影響軸承工作的可靠性。 潤滑油一般從機(jī)體上的主油道通過主軸承的上軸瓦引入。從主軸頸向曲柄銷供油采用斜油道，主軸頸上的油孔入口應(yīng)保證向曲柄銷供油足夠充分，曲柄銷上油孔的出口應(yīng)設(shè)在負(fù)荷較低區(qū)，用以提高向曲柄銷的供油能力。曲柄銷油孔選擇在曲拐平面運(yùn)轉(zhuǎn)前方的范圍內(nèi)。由于油道位于曲拐平面內(nèi)，油道出口處應(yīng)力集中現(xiàn)象嚴(yán)重，當(dāng)油道中心線與軸頸中心線的夾角時(shí)，最大應(yīng)力增加很快，因此油孔設(shè)在小于處[5]。 油道的孔徑一般在左右，取為5。 3.2.6 曲軸兩端的結(jié)構(gòu) 曲軸上帶動輔助系統(tǒng)的正時(shí)齒輪和皮帶輪一般裝在曲軸的前端，因?yàn)榻Y(jié)構(gòu)簡單，維修方便。發(fā)動機(jī)的配氣機(jī)構(gòu)也是由曲軸自由端驅(qū)動。這是應(yīng)為

29、曲軸自由端的軸頸允許較細(xì)，可以采用節(jié)圓直徑小的齒輪，消除扭轉(zhuǎn)振動的減振器裝在曲軸前端，因?yàn)檫@里的振幅最大。 在曲軸自由端從曲軸箱伸出去額地方必須考慮密封。一方面防止曲軸箱中的機(jī)油由這里漏出去，另一方面也防止外面的塵土等進(jìn)入。密封是用甩油環(huán)和密封裝置所組成，密封裝置可以是密封圈，也可以是螺紋迷宮槽。所謂迷宮槽是在軸上或在曲軸箱的對應(yīng)孔壁上制出螺紋，螺紋的螺旋方向與軸的螺旋方向相反。當(dāng)機(jī)油漏入軸與孔之間的間隙中時(shí)，依靠機(jī)油的粘性和螺紋，把機(jī)油像個(gè)螺母一樣地退了回去，不使它漏出機(jī)體外[4]。 曲軸后端（功率輸出端）一般設(shè)有法蘭，飛輪與后端用螺栓和定位銷連接。螺栓應(yīng)擰得足夠緊，以便能夠依靠飛輪與法

30、蘭之間的摩擦力矩傳輸出曲軸的最大轉(zhuǎn)矩。定位銷用來保證重裝飛輪時(shí)保持飛輪與曲軸的裝配位置。故定位銷的布置是不對稱的或只有一個(gè)。這種連接方式結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠。為了提高曲軸的扭轉(zhuǎn)剛度，從最后一道主軸承到飛輪法蘭這一軸段應(yīng)該盡量粗短[5]。 3.2.7 曲軸的止推 曲軸由于受熱膨脹而伸長或受斜齒輪即離合器等的軸向力會產(chǎn)生軸向移動，為了控制發(fā)動機(jī)在工作時(shí)曲軸的軸向竄動，在曲軸上設(shè)置有軸向定位裝置，同時(shí)為了保證曲軸在受熱膨脹時(shí)有一定的自由伸長量，所以曲軸上只能有一處軸向定位。 從降低曲軸和機(jī)體加工尺寸鏈精度要求出發(fā)，止推軸承設(shè)在中間主軸承的兩邊。在第三主軸頸處設(shè)置軸向止推片，止推片為四片。 曲軸

31、軸向間隙應(yīng)保持，其它各主軸承端面間隙應(yīng)保證曲軸受熱伸長時(shí)能自由延伸。 3.3 曲軸的疲勞強(qiáng)度校核 由于曲軸工作時(shí)承受交變載荷，它的破壞往往都由疲勞產(chǎn)生，因此，需要進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。由于實(shí)際的曲軸是一個(gè)多支承的靜不定系統(tǒng)，理論上應(yīng)按照連續(xù)梁的概念來求解支承彎矩和支反力，因?yàn)樗紤]了支承的彈性安裝不同心度以及支座彎矩等因素對曲軸應(yīng)力的影響。 連續(xù)梁計(jì)算方法為：把曲軸簡化為支承在剛性支承上的圓柱形連續(xù)直梁，根據(jù)連續(xù)梁支承處偏轉(zhuǎn)角相等的變形協(xié)調(diào)條件，推導(dǎo)出各支承偏轉(zhuǎn)角變化總和為零的連續(xù)方程，這種方法在各單位曲拐長度相等的情況下認(rèn)為它們的剛度相等，免去繁雜的曲拐剛度計(jì)算，同時(shí)又由于不考慮支座彈性等，得

32、到三彎矩方程，借助三彎矩方程進(jìn)行計(jì)算，得各支承處在曲拐平面和曲拐平面的垂直面內(nèi)的彎矩，然后把第支承和第支承點(diǎn)處的主軸頸截面的彎矩（曲拐平面內(nèi)）、（曲拐平面的垂直面內(nèi)）和、作為載荷加到圖3.2中的曲拐受力模型上，再根據(jù)此新模型確定各支反力、各危險(xiǎn)截面的內(nèi)力矩，進(jìn)而計(jì)算各名義應(yīng)力[8]。 3.3.1 作用于單元曲拐上的力和力矩 1、計(jì)算公式及其推導(dǎo) 如圖3.2所示，把曲軸簡化為等圓截面梁，且由于假設(shè)各軸頸按等高度剛性點(diǎn)支承，即不考慮支座彈性及加工形成的不同軸度，以集中方式加載，且各拐集中力作用在各曲柄銷中央，平衡重離心力作用在平衡塊寬度中，為了保持轉(zhuǎn)換前后的一致，需在鉸鏈處作用彎矩，再根據(jù)支

33、承二端轉(zhuǎn)角相等的變形協(xié)調(diào)條件，保證各中間支承的連續(xù)性。 由材料力學(xué)知：在支承處左端梁轉(zhuǎn)角和右端梁轉(zhuǎn)角為（若）： （3.1） （3.2） 由變形協(xié)調(diào)條件=， 圖3.2 連續(xù)梁受力圖[8] = 又因?yàn)?，所? （3.3） 設(shè)第一支承和最后一個(gè)支承處的彎矩為零，即。 上式中包含，，三個(gè)支承處的內(nèi)彎矩，故稱三彎矩方程。連續(xù)梁有多少個(gè)內(nèi)支承就可以建立多少各這樣的三彎矩方程，以此可求出支承處的內(nèi)彎矩。 2、曲拐平面內(nèi)支承彎矩計(jì)算 已知=28+25.11+18.082=89.27，當(dāng)=2，

34、=3，=4時(shí)，由式（3.3）得三彎矩方程組（3.4）： （3.4） 根據(jù)表2.2四缸機(jī)工作循環(huán)表，參照表2.6知如表3.1所示。 將、分別代入方程組，得工況下各支承處的彎矩如表3.2所示。 同理根據(jù)表3.3各工況下載荷計(jì)算曲拐平面的垂直平面內(nèi)彎矩，計(jì)算結(jié)果如表3.4所示。 表3.1 各工況下載荷數(shù)據(jù) （單位：） 工況 一 -346.96 7997.61 6122.88 -10276.86 二 7997.61 -10276.86 -346.96 6122.88 三 -10276.86

35、 6122.88 7997.61 -346.96 四 6122.88 -346.96 -10276.86 7997.61 表3.2 各工況下曲拐平面內(nèi)彎矩計(jì)算結(jié)果 （單位：） 工況 一 -118.78 71.86 197.22 二 88.96 -1116.53 153.31 三 -449.17 935.97 -334.8 四 545.84 -2686.65 -772.48 表3.3各工況下載荷數(shù)據(jù) （單位：） 工況 一 -14

36、952.01 11833.11 11059.39 -17716.43 二 11833.11 -17716.43 -14952.01 11059.39 三 -17716.43 11059.39 11833.11 -14952.01 四 11059.39 -14952.01 -17716.43 11833.11 表3.4 曲拐平面的垂直平面內(nèi)彎矩計(jì)算結(jié)果 （單位：） 工況 一 -99.05 276.89 -132.89 二 26.32 -330.32 90.71 三 -132.88 276.89 -99.05

37、四 15.14 -209.47 -4.00 3、支反力計(jì)算 求得各支承彎矩后，就可用圖3.3所示的模型來計(jì)算各個(gè)支座的支反力。 圖3.3 支反力計(jì)算模型[8] 得到支反力表達(dá)式如下： （3.5） （3.6） 式中：—作用在曲柄銷上的徑向力； —作用在曲柄銷上的切向力； —連桿旋轉(zhuǎn)質(zhì)量、曲柄銷、曲柄臂的總的離心慣性力； 已知，由公式（3.5）、（3.6）計(jì)算得到各個(gè)支座反力，其值如表3.5，表3.6所示。 表3.5各工況下曲拐

38、平面內(nèi)支座反力計(jì)算結(jié)果 （單位：） 工況 一 -37424.796 7141.24 2735.51 -45195 -13318.35 二 5809.08 -33187.34 -29145.97 3870.51 -13318.35 三 -38857.94 601.00 787.42 -41871.66 -13318.35 四 22.18 -17600.97 14254.57 -13318.35 表3.6各工況下曲拐平面的垂直平面內(nèi)支座反力計(jì)算結(jié)果 （單位：） 工況

39、 一 -6504.93 4173.03 4117.93 -7555.37 0 二 5658.52 -5877.82 -5126.89 4640.38 0 三 7555.47 4117.83 4173.03 -6504.93 0 四 5381.26 -5570.81 -6765.37 5955.77 0 可見，各支座在曲拐平面內(nèi)的值比曲拐平面的垂直面內(nèi)的值大得多。 3.3.2 名義應(yīng)力的計(jì)算 應(yīng)力計(jì)算的任務(wù)是求出曲拐上曲柄銷圓角處的名義應(yīng)力幅、和名義應(yīng)力的平均值、。由于疲勞破壞總是發(fā)生在曲柄臂截面上，扭轉(zhuǎn)疲勞破壞總是發(fā)生在軸頸上，因此彎曲

40、和扭轉(zhuǎn)時(shí)的名義應(yīng)力應(yīng)分別取為曲柄臂中央截面和曲柄銷軸頸橫截面上的彎曲和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力[8]。一般情況，四缸機(jī)是在第二、三缸受到最大爆發(fā)壓力作用時(shí)曲軸所受的應(yīng)力最大，現(xiàn)選擇對第三缸曲拐進(jìn)行名義應(yīng)力計(jì)算： 曲軸材料：QT900-2，極限強(qiáng)度，對稱循環(huán)彎曲疲勞極限，對稱循環(huán)扭轉(zhuǎn)疲勞極限，單拐計(jì)算模型見圖3.4。 圖3.4 單拐計(jì)算模型[8] 1、彎曲應(yīng)力 首先由表3.5和圖3.3可知，最大支反力，對應(yīng)的支承彎矩，最小支反力，對應(yīng)的支承彎矩，然后計(jì)算曲拐平面內(nèi)曲柄臂中央處彎矩，彎矩最大值為： （3.7） 彎矩最小值為：

41、 （3.8） 曲柄臂抗彎截面模量為： （3.9） 圓角名義彎曲應(yīng)力為： （3.10） （3.11） 最后得到，圓角彎曲應(yīng)力幅和平均應(yīng)力為： （3.12） （3.13） 2、扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 首先由表3.4和表3.6可知，單拐扭矩，，對應(yīng)的曲拐垂直平面內(nèi)支反力，對應(yīng)的曲拐垂直平面內(nèi)支反力。 然后計(jì)算圓角承受的扭矩： （3.14） （3.15） 曲柄銷抗扭截面系數(shù)為：

42、 （3.16） 圓角名義切應(yīng)力為： （3.17） （3.18） 最后得： （3.19） （3.20） 計(jì)算結(jié)果遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于許用值，則校核合格。 3.4 本章小結(jié) 本章首先分析了曲軸的工作條件和設(shè)計(jì)要求，在合理選擇材料的基礎(chǔ)上，對曲軸的各個(gè)部分進(jìn)行結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計(jì)，并進(jìn)行有關(guān)的尺寸校核，使其符合實(shí)際加工的要求，還對曲軸的一些細(xì)節(jié)進(jìn)行了設(shè)計(jì)，如油孔的位置等問題，給予了合理的解釋，最后對曲軸進(jìn)行了疲勞強(qiáng)

43、度校核。  第4章 曲軸的有限元分析 4.1 對Pro/E軟件基本功能的介紹 Pro/E軟件是美國PTC公司推出的大型CAD/CAM/CAE一體化軟件。無論是造型設(shè)計(jì)、工程出圖，以及3D裝配等方面，Pro/E都具有操作容易、使用方便、可動態(tài)修改的特點(diǎn)。 Pro/E更是以其基于特征的參數(shù)化設(shè)計(jì)、單一數(shù)據(jù)庫下的全相關(guān)性等新概念而聞名于世。另外還具有模具設(shè)計(jì)，動態(tài)、靜態(tài)干涉檢查，計(jì)算質(zhì)量特征（如質(zhì)心、慣性矩）等功能模塊。用Pro/E創(chuàng)建的三維參數(shù)化零件模型，不但可以在屏幕上自由的翻轉(zhuǎn)動態(tài)觀察結(jié)構(gòu)形體，更可以進(jìn)行方便的動態(tài)修改和調(diào)整。進(jìn)行力學(xué)分析、運(yùn)動分析、

44、數(shù)控加工等。 4.2 曲軸的創(chuàng)建 4.2.1 曲軸的特點(diǎn)分析 為了保證發(fā)動機(jī)長期可靠地工作，曲軸具有以下特點(diǎn)： （1）曲軸上的連桿軸頸偏置于曲軸的中心線，在連桿軸頸的相反方向上都設(shè)有平衡重，以避免曲軸旋轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生嚴(yán)重的振動。 （2）曲軸上有鉆通的油孔，潤滑油經(jīng)過油道。 4.2.2 曲軸的建模思路 曲軸的曲拐部分是對稱的，4個(gè)平衡塊特征的疊加完成曲軸大致一半的特征，所以先建立一半曲拐特征，再細(xì)化平衡塊上的特征，然后鏡像生成完整的曲拐，最后再對曲軸兩端的特征分別創(chuàng)建，即完成特征的操作。 4.2.3 曲軸的建模步驟 1、創(chuàng)建第Ⅰ平衡塊 （1）運(yùn)用【拉伸工具】創(chuàng)建曲軸主軸頸的1/2部

45、分。 （2）在上一步的基礎(chǔ)上創(chuàng)建主軸頸和平衡重連接部分的凸肩。 （3）選取上一步完成的凸肩曲面作為草繪平面，并拉伸為實(shí)體，如圖4.1所示。 2、創(chuàng)建曲柄臂 同樣的方法，運(yùn)用【拉伸工具】，完成曲柄臂的創(chuàng)建，如圖4.2所示。 3、創(chuàng)建第平衡塊 同樣的方法繪制草圖，創(chuàng)建平衡塊，結(jié)果如圖4.3所示。 圖4.1 拉伸結(jié)果 圖4.2 拉伸結(jié)果 　 　 圖4.3 拉伸結(jié)果 　　 　　 4、曲軸曲拐部分的鏡像 連續(xù)選取模型樹已經(jīng)創(chuàng)建好的所有特征

46、，選擇“組”命令，然后對“組”進(jìn)行“鏡像”，完成特征的創(chuàng)建，如圖4.4所示： 　　 圖4.4 曲軸對稱部分的鏡像 5、創(chuàng)建曲軸前端特征 （1）運(yùn)用【拉伸工具】創(chuàng)建曲軸前端軸頸及軸頸處凸臺部分 （2）新建基準(zhǔn)平面，拉伸去除材料，完成前端鍵槽的創(chuàng)建。 6、創(chuàng)建曲軸后端特征 （1）同樣的方法拉伸生成曲軸后端軸頸部分。 （2）去除材料，調(diào)整去除材料方向，完成曲軸后端部分的創(chuàng)建。 7、細(xì)化曲軸兩端特征 在曲軸兩端平面上，運(yùn)用【孔工具】，【陣列工具】，添加孔。 最后結(jié)果如圖4.5、圖4.6所示。 圖4.5 曲軸前端特征 　

47、 圖4.6 曲軸后端特征 8、創(chuàng)建倒圓角及油孔 （1）運(yùn)用“倒圓角”命令，分別對曲軸主軸頸、連桿軸頸與平衡塊連接處的邊進(jìn)行圓角修整。 （2）運(yùn)用【旋轉(zhuǎn)工具】，新建基準(zhǔn)軸，選擇【去除材料】，創(chuàng)建油孔。 最后結(jié)果如圖4.7所示： 圖4.7 曲軸整體特征 4. 3 對ANSYS軟件的介紹 ANSYS軟件是融結(jié)構(gòu)、熱、流體、電磁、聲學(xué)于一體，以有限元分析為基礎(chǔ)的大型通用CAE軟件，它由美國賓夕法尼亞州匹茲堡的ANSYS公司開發(fā)，可廣泛應(yīng)用于機(jī)械制造、石油化工、輕工、造船、航空航天、汽車交通、電子、土木工程、水利、鐵道、日用家電、生物醫(yī)學(xué)等眾多工業(yè)領(lǐng)域及科學(xué)研究。 ANSYS具有強(qiáng)大

48、而廣泛的分析功能、一體化的處理技術(shù)、完善的開放體系。 4. 4 曲軸的有限元分析 4.4.1 曲軸受力條件與簡化 曲軸在運(yùn)動過程中，由于主軸頸上后到約束，而連桿軸頸上受到相應(yīng)的合力，所以對于曲軸的受力來說是復(fù)雜的合力，由表3-1、3-5可以看出，在曲軸第三個(gè)曲拐處受到的力是最大的，所以在曲軸第三個(gè)曲拐受力最大的情況下進(jìn)行分析，要進(jìn)行有限元化并分析，需要對曲軸進(jìn)行相應(yīng)的曲軸網(wǎng)格劃分與節(jié)點(diǎn)劃分，做一個(gè)完全瞬態(tài)分析，而由于計(jì)算機(jī)的配置等諸多方面的因素，使得需簡化模型，降低模型的復(fù)雜程度。 4.4.2 曲軸的靜力學(xué)分析 1、曲軸模型的導(dǎo)入 由于使用的Pro/E建模，所以可以吧Pro/E中的

49、曲軸模型導(dǎo)入到ANSYS中，應(yīng)用接口串聯(lián)，可以把模型導(dǎo)入到ANSYS 8.0中，如圖4.8所示。 圖4.8 導(dǎo)入到ANSYS中的曲軸模型 2、曲軸體分割與整合 由于曲軸的受力情況，在進(jìn)行節(jié)點(diǎn)劃分前需要進(jìn)行體分割，才能在受力點(diǎn)位置產(chǎn)生節(jié)點(diǎn)，否則在網(wǎng)格劃分的過程中可能出現(xiàn)網(wǎng)格未掃描出節(jié)點(diǎn)，從而對分析的結(jié)果產(chǎn)生影響。 （1）先對模型坐標(biāo)系進(jìn)行空間平移，移動到所要的分割平面位置，在利用布爾運(yùn)算，對X軸實(shí)體模型進(jìn)行體分割，然后繼續(xù)移動坐標(biāo)系，重復(fù)分割實(shí)體模型，在旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)，對Y軸方向上進(jìn)行分割，最后還原坐標(biāo)系。最后結(jié)果如4.9圖所示。 （2）同樣利用布爾運(yùn)算，對體分割后的實(shí)體模型進(jìn)行布爾加運(yùn)

50、算，進(jìn)行體整合，整合成為一體的實(shí)體模型。 3、網(wǎng)格劃分與材料設(shè)置 （1）定義屬性單元類型（Element Type），編輯單元類型，添加確定為Solid>Tet 10node 187。 圖4.9 模型的分割 （2）屬性材料設(shè)置，定義材料模型、材料屬性和模型組合（Material Models），Structural>Linear>Isotropic，彈性模量輸入為1.6e11，泊松比為0.29，在Density中輸入密度鑄鐵為7300，如圖4.10、4.11所示。 圖4.10 材料彈性模量和泊松比圖 圖4.11 材料

51、密度 （3）利用網(wǎng)絡(luò)劃分工具（Mesh Tool）,對曲軸模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，結(jié)果如圖4.12所示。 圖4.12 網(wǎng)格劃分 4、加載與求解 （1）約束條件的施加（Displacement）,對于曲軸的約束，先選取主軸頸上受力的節(jié)點(diǎn)，在5個(gè)主軸頸上分別對節(jié)點(diǎn)其施加全約束。 （2）載荷的施加（Pressure）,對于連桿軸頸上力的施加，是一個(gè)完全的瞬態(tài)分析，4個(gè)軸頸受到的力分別為3.9e6，-0.2e6，-6.5e6，5e6。 （3）計(jì)算求解（Solve），在施加約束和載荷完畢后，求解當(dāng)前載荷步(Solve>Current LS) ，如圖4.13所示。 圖4.13 計(jì)算求解

52、 5、通用后處理 （1）曲軸瞬態(tài)位移，如圖圖4.14所示，在3缸點(diǎn)火的條件下，最大位移量DMX為0.mm。 圖4.14 總位移 （2）X軸的位移解UX，如圖4.15所示，在X軸位移的極大值SMX為0.mm，極小值SMN為-0.mm。 圖4.15 X軸的位移解 （3）Y軸的位移解UY，如圖4.16所示，在Y軸位移的極大值為SMX為0.mm，極小值SMN為-0.mm。 圖4.16 Y方向的位移解 （4）Z軸的位移解UZ，如圖4.17所示，在Z軸位移的極大值為SMX為0.mm，極小值SMN為-0. mm。 圖4.17 Z軸的位移解 （5）X 軸的應(yīng)力解SX, 如圖

53、4.18所示，在X方向應(yīng)力的極大值為SMX為0.140E+9，極小值SMN為-0.716E+8。 圖4.18 X軸的應(yīng)力解 (6) Y 軸的應(yīng)力解SY, 如圖4.19所示，在Y軸應(yīng)力的極大值為SMX為0.245E+9，極小值SMN為-0.170E+9。 圖4.19 Y軸的應(yīng)力解 (7) Z 軸的應(yīng)力解SZ, 如圖4.20所示，在Z軸應(yīng)力的極大值為SMX為0.192E+9，極小值SMN為-0.108E+9。 圖4.20 Y軸的應(yīng)力解 4.5 本章小結(jié) 本章在創(chuàng)建曲軸的過程中，主要采用了拉伸和旋轉(zhuǎn)除料進(jìn)行特征創(chuàng)建，另外還有倒角及倒圓角等特征，完成了發(fā)動機(jī)主要零部件的模型創(chuàng)

54、建，為下一步有限元分析以及工程圖的創(chuàng)建做好了準(zhǔn)備，而對于曲軸的有限元分析，通過對瞬態(tài)的分析，求得了曲軸在受到最大的力時(shí)所產(chǎn)生的位移，3缸的曲柄臂和連桿軸頸受到的力最大，和曲軸受力時(shí)最危險(xiǎn)的部位，這為今后設(shè)計(jì)曲軸時(shí)對于強(qiáng)度的計(jì)算與考慮起到了一定的作用。  結(jié)　　論 在完成整個(gè)設(shè)計(jì)過程后，總結(jié)了以下結(jié)論： （1）首先經(jīng)過幾種方案的比較，最終確定了設(shè)計(jì)方案，本設(shè)計(jì)以4G63汽油機(jī)作為參照，確定了相關(guān)參數(shù)，以便進(jìn)行下一步的設(shè)計(jì)計(jì)算。 （2）以傳統(tǒng)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)的受力進(jìn)行了系統(tǒng)的分析，并以此作為零件強(qiáng)度、剛度和和磨損等問題的依據(jù)。在此基礎(chǔ)上，又進(jìn)行了動力學(xué)

55、方面的理論分析，重點(diǎn)分析了活塞的運(yùn)動規(guī)律。 （3）對曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要零部件曲軸零件進(jìn)行了主要參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算，并通過校核檢驗(yàn)尺寸選取的是否合適。分析了曲軸的工作條件，總結(jié)應(yīng)滿足的設(shè)計(jì)要求，合理選擇材料，以滿足強(qiáng)度和剛度的校核。 （4）應(yīng)用三維CAD軟件Pro/ENGINEER建立了曲柄連桿機(jī)構(gòu)中曲軸零部件的實(shí)體分析模型。 （5）運(yùn)用ANSYS軟件的有限元分析模塊模擬研究了曲軸靜力分析下的情況特性，有限元分析表明，在對曲軸進(jìn)行靜力學(xué)分析過程中，3缸的曲柄臂和連桿軸頸受到的力最大，為危險(xiǎn)截面。 畢業(yè)設(shè)計(jì)雖已完成了，但由于實(shí)際經(jīng)驗(yàn)缺乏，知識水平的局限，加上時(shí)間較倉促，設(shè)計(jì)中還存在很多不足之處

56、，有許多地方還需要改進(jìn)，在此感謝老師的批評指導(dǎo)。  參考文獻(xiàn) [1]丁培杰,吳昌華.柴油機(jī)曲軸計(jì)算方法發(fā)展的回顧、現(xiàn)狀與展望[J].汽車發(fā)動機(jī)工程.2003． [2]張保成,張先林,蘇鐵雄.汽車發(fā)動機(jī)曲軸動態(tài)設(shè)計(jì)技術(shù)研究[J].現(xiàn)代車用動力.2001． [3]尤小梅,馬星國.發(fā)動機(jī)曲軸動力學(xué)仿真研究[J].沈陽工業(yè)學(xué)院學(xué)報(bào).2004． [4]周龍保.內(nèi)燃機(jī)學(xué)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社.2005． [5]楊連生.內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)[M].北京：中國農(nóng)業(yè)機(jī)械出版社.1981． [6]吳兆漢.內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)[M].北京:北京理工大學(xué)出版社.1990． [7]張小虞.汽車工程手冊[M].

57、北京：人民交通出版社.2007． [8]徐 兀.汽車發(fā)動機(jī)現(xiàn)代設(shè)計(jì)[M].北京：人民交通出版社，2007． [9]蘇鐵雄,張儒華,蔡 坪等.利用有限元法研究曲軸彎曲應(yīng)力的變化規(guī)律[J].1995． [10]陸際青.汽車發(fā)動機(jī)設(shè)計(jì)[M].北京：清華大學(xué)出版社.1990． [11]龔曙光，謝桂蘭.ANSYS操作命令與參數(shù)化編程[M].北京：中國農(nóng)業(yè)機(jī)械出版社.2001． [12]臧 杰．汽車構(gòu)造：上冊[M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005． [13]劉必榮.基于ANSYS的R175A柴油機(jī)曲軸應(yīng)力分析[J].鹽城工學(xué)院報(bào).2002． [14]徐 波,陳國華,王曉瑜.一種對整

58、體曲軸有限元分析模型的改進(jìn)[J].小型汽車發(fā)動機(jī)與摩托車.2003． [15]Athavale,Swati.Sajanpawar,P.R.Finite element model generator for assessment and optimization of crankshaft design,Proceedings of the 6th Intermational Pacific Conference on Automotive Engingeering.1991． [16]Green,John Source,Going into analysis,Automotive Eng

59、ineer(London).v 24,n 1,Jan.1999．  致　　謝 在本設(shè)計(jì)完成之際，首先向我最尊敬的導(dǎo)師朱榮福老師致以最誠摯的敬意和最衷心的感謝。幾個(gè)月以來，他不遺余力地對我的設(shè)計(jì)進(jìn)行了指導(dǎo)。在我畢業(yè)設(shè)計(jì)這段時(shí)間，無論是在學(xué)習(xí)還是在生活上，都給予了我無微不至的關(guān)懷，同時(shí)還要感謝王強(qiáng)老師。他們以其淵博的知識，寬厚的胸懷、無私的敬業(yè)精神以及嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度和開拓進(jìn)取的精神激勵(lì)著我，并言傳身教，身體力行地不斷培養(yǎng)我獨(dú)立思考，深入探索，解決實(shí)際問題的能力，使我受益匪淺。本設(shè)計(jì)之能完成，朱榮福老師給與了關(guān)鍵性的技術(shù)指導(dǎo)，并指明了研究的方向，朱老師雖然平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)

60、設(shè)計(jì)的過程中，特別在說明書的撰寫和修改上給予了我悉心的指導(dǎo)，特此向兩位老師表示衷心的感謝和敬意! 此外還要感謝那些給予過我關(guān)心、幫助的老師和同學(xué)，正是有了大家的關(guān)懷、鼓力和我自己的努力，此設(shè)計(jì)才得以順利完成。同時(shí)還要感謝大學(xué)四年來所有的老師，為我們打下良好的汽車專業(yè)知識的基礎(chǔ)，為我們以后的工作實(shí)踐做好了鋪墊。 畢業(yè)設(shè)計(jì)雖已完成了，但由于知識水平的局限，實(shí)際經(jīng)驗(yàn)缺乏，設(shè)計(jì)還存在許多不足，有很多地方需要改進(jìn)。例如對于平衡重的設(shè)計(jì)，以及曲柄連桿機(jī)構(gòu)中其他零部件的具體設(shè)計(jì)、校核以及對零件的建模后的運(yùn)動干涉分析。對于這些不足，我會在今后的工作、生活中努力去改正，并利用自已所學(xué)到的知識，為社會作更多的

61、貢獻(xiàn)，成為一個(gè)對社會有用的人。 附 錄 Crankshaft design requirements and working conditions Crankshaft is in constant cyclical changes in the gas pressure, reciprocating and rotating motion of the inertial force and the quality of their work under the joint action of the mome

62、nt, so that both the torsion and bending the crankshaft, resulting in fatigue, stress state; internal imbalance of the engine crankshaft also withstand bending moment and shear force; not taken measures to make the crankshaft torsional vibration damping effect may also be a large amplitude torsional

63、 elastic torque. These loads are cross degeneration, may cause fatigue failure of the crankshaft. Practice shows that the bending has a decisive role in bending fatigue failure is the main failure modes. Therefore, the structural strength of the crankshaft bending fatigue strength is the focus, the

64、crankshaft is designed to be committed to improving the fatigue strength of the crankshaft. Crankshaft complex shape, stress concentration is very serious, especially in the connecting rod journal and the crank arm of the fillet and lubricants at the stress concentration near the exit hole is pa

65、rticularly prominent. Common crankshaft fracture, fatigue crack begins with fillet and the hole place. Figure 7-1 shows the crankshaft bending fatigue and fatigue failure of the reverse situation. Root bending fatigue cracks in the surface of the fillet from the journal at the development of the cra

66、nk, the crank is basically broken into 450; torsion fatigue damage is usually bad from the machining start hole edge, about 450 cut into the crank pin. Therefore, in the design of the crankshaft, pay special attention to finding ways to ease stress concentration, strengthen the stress concentration. Crankshaft journal at a very high ratio of pressure to a large relative velocity of sliding friction in the bearings in place. The bearings in the actual operation conditions changed conditions d