畢業(yè)設(shè)計（論文）-捷達EA113四缸汽油機的曲柄連桿機構(gòu)設(shè)計【畢業(yè)論文】捷達EA113四缸汽油機的曲柄連桿機構(gòu)設(shè)計摘要本文捷達EA113汽油機對四缸汽油機的曲柄連桿機構(gòu)的主要零部件進行了結(jié)構(gòu)設(shè)計計算并對曲柄連桿機構(gòu)進行了運動學(xué)和動力學(xué)的理論分析與計算機分析首先以運動學(xué)和動力學(xué)的理論知識為依據(jù)對曲柄連桿機構(gòu)的運動規(guī)律以及在運動中的受力等問題進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行詳細的結(jié)構(gòu)設(shè)計并進行了結(jié)構(gòu)強度和剛度的校核再次應(yīng)用三維CAD軟件ProEngineer建立了曲柄連桿機構(gòu)的幾何模型在此工作的基礎(chǔ)上利用ProE軟件的裝配功能將曲柄連桿機構(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ProE軟件的機構(gòu)分析模塊ProMechanism建立曲柄連桿機構(gòu)的多剛體動力學(xué)模型進行運動學(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動規(guī)律以及曲柄連桿機構(gòu)的運動包絡(luò)關(guān)鍵詞發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)受力分析ABSTRACTThisarticlereferstobytheJeetaEA113gasolineenginesrelatedparameterachievementithascarriedonthestructuraldesigncomputionformainpartsofthecranklinkmechanisminthegasolineenginewithfourcylindersandhascarriedontheoreticalanalysisandsimulationanalysisincomputerinkinematicsanddynamicsforthecranklinkmechanismFirstmotionlawsandstressinmovementaboutthecranklinkmechanismareanalyzedindetailandthepreciseanalysisresultsareobtainedNextseparatelytothepistongroupthelinkageaswellasthecrankcarriesonthedetailedstructuraldesignandhascarriedonthestructuralstrengthandtherigidityexaminationOncemoreapplysthree-dimensionalCADsoftwareProEngineerestablishingthegeometrymodelsofallkindsofpartsinthecranklinkmechanismthenuseingtheProEsoftwareassemblingfunctionassemblesthecomponentsofcranklinkintothepistonmoduletheconnectingrodmoduleandthecrankmodulethenusingProEsoftwaremechanismanalysismoduleProMechanismestablishesthemulti-rigiddynamicsmodelofthecranklinkandcarriesonthekinematicsanalysisandthedynamicsanalysissimulationanditstudiesthepistonandtheconnectingrodmovementruleaswellascranklinkmotiongearmovementenvelopmentTheanalysisofsimulationresultsshowsthatthosesimulationresultsaremeettotrueworkingstateofengineItalsoshowsthatthesimulationmethodintroducedherecanofferanewefficientandconvenientwayforthemechanismchoosingandoptimizeddesignofcrank-connectingrodmechanisminengineKeywordsEngineCrankshaft-ConnectingRodMechanismAnalysisofForceModelingofSimulationMovementAnalysisProE目錄摘要 IAbstract II第1章緒論 111選題的目的和意義 112國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀 113設(shè)計研究的主要內(nèi)容 3第2章曲柄連桿機構(gòu)受力分析 421曲柄連桿機構(gòu)的類型及方案選擇 422曲柄連桿機構(gòu)運動學(xué) 4com活塞位移 5com活塞的速度 6com活塞的加速度 622曲柄連桿機構(gòu)中的作用力 7com氣缸內(nèi)工質(zhì)的作用力 7com機構(gòu)的慣性力 723本章小結(jié) 14第3章活塞組的設(shè)計 1531活塞的設(shè)計 15com活塞的工作條件和設(shè)計要求 15com活塞的材料 16com活塞頭部的設(shè)計 16com活塞裙部的設(shè)計 2132活塞銷的設(shè)計 23com活塞銷的結(jié)構(gòu)材料 23com活塞銷強度和剛度計算 2333活塞銷座 24com活塞銷座結(jié)構(gòu)設(shè)計 24com驗算比壓力 2434活塞環(huán)設(shè)計及計算 25com活塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)計 25com活塞環(huán)強度校核 2535本章小結(jié) 26第4章連桿組的設(shè)計 2741連桿的設(shè)計 27com連桿的工作情況設(shè)計要求和材料選用 27com連桿長度的確定 27com連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度剛度計算 27com連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度計算 30com連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度剛度計算 3342連桿螺栓的設(shè)計 35com連桿螺栓的工作負荷與預(yù)緊力 35com連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算 3543本章小結(jié) 36第5章曲軸的設(shè)計 3751曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇 37com曲軸的工作條件和設(shè)計要求 37com曲軸的結(jié)構(gòu)型式 37com曲軸的材料 3752曲軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細節(jié)設(shè)計 38com曲柄銷的直徑和長度 38com主軸頸的直徑和長度 38com曲柄 39com平衡重 39com油孔的位置和尺寸 40com曲軸兩端的結(jié)構(gòu) 40com曲軸的止推 4053曲軸的疲勞強度校核 41com作用于單元曲拐上的力和力矩 41com名義應(yīng)力的計算 4554本章小結(jié) 47第6章曲柄連桿機構(gòu)的創(chuàng)建 4861對ProE軟件基本功能的介紹 4862活塞的創(chuàng)建 48com活塞的特點分析 48com活塞的建模思路 48com活塞的建模步驟 4963連桿的創(chuàng)建 50com連桿的特點分析 50com連桿的建模思路 50com連桿體的建模步驟 51com連桿蓋的建模 5264曲軸的創(chuàng)建 52com曲軸的特點分析 52com曲軸的建模思路 52com曲軸的建模步驟 5365曲柄連桿機構(gòu)其它零件的創(chuàng)建 55com活塞銷的創(chuàng)建 55com活塞銷卡環(huán)的創(chuàng)建 55com連桿小頭襯套的創(chuàng)建 55com大頭軸瓦的創(chuàng)建 55com連桿螺栓的創(chuàng)建 5666本章小結(jié) 56第7章曲柄連桿機構(gòu)運動分析 5771活塞及連桿的裝配 57com組件裝配的分析與思路 57com活塞組件裝配步驟 57com連桿組件的裝配步驟 5872定義曲軸連桿的連接 5973定義伺服電動機 6074建立運動分析 6075進行干涉檢驗與視頻制作 6176獲取分析結(jié)果 6277對結(jié)果的分析 6478本章小結(jié) 64結(jié)論 65參考文獻 66致謝 67附錄 68第1章緒論11選題的目的和意義曲柄連桿機構(gòu)是機的傳遞運動和動力的機構(gòu)通過它把活塞的往復(fù)直線運動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運動而輸出動力因此曲柄連桿機構(gòu)是機中主要的受力部件其工作可靠性就決定了機工作的可靠性在傳統(tǒng)的設(shè)計模式中為了滿足設(shè)計的需要須進行大量的數(shù)值計算同時為了滿足產(chǎn)品的使用性能須進行強度剛度穩(wěn)定性及可靠性等方面的設(shè)計和校核計算要滿足校核計算要對曲柄連桿機構(gòu)進行動力學(xué)分析可以更直觀清晰地了解曲柄連桿機構(gòu)在運行過程中的受力狀態(tài)便于進行精確計算對進一步研究機的平衡與振動機增壓的改造等均有較為實用的應(yīng)用價值12國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀目前國內(nèi)外對機的動力學(xué)分析的方法很多而且已經(jīng)完善和成熟其中機構(gòu)運動學(xué)分析是研究兩個或兩個以上物體間的相對運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)生運動的力機曲柄連桿機構(gòu)的動力學(xué)分析主要包括氣體力慣性力軸承力和曲軸轉(zhuǎn)矩等的分析傳統(tǒng)的內(nèi)燃機工作機構(gòu)動力學(xué)運動學(xué)分析方法主要有圖解法和解析法1解析法是對構(gòu)件逐個列出方程通過各個構(gòu)件之間的聯(lián)立線性方程來求解運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法等2圖解法形象比較直觀機構(gòu)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算機結(jié)果的判斷和選擇解析法取點數(shù)值較少繪制曲線精度不高不經(jīng)任何計算對曲柄連桿機構(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復(fù)數(shù)向量法是以各個桿件作為向量把在復(fù)平面上的連接過程用復(fù)數(shù)形式加以表達對于包括結(jié)構(gòu)參數(shù)和時間參數(shù)的解析式就時間求導(dǎo)后可以得到機構(gòu)的運動性能該方法是機構(gòu)運動分析的較好方法通過對機構(gòu)運動學(xué)和動力學(xué)分析我們可以清楚了解內(nèi)燃機工作機構(gòu)的運動性能運動規(guī)律等從而可以更好地對機構(gòu)進行性能分析和產(chǎn)品設(shè)計但是過去由于手段的原因大部分復(fù)雜的機構(gòu)運動盡管能夠給出解析式卻難以計算出供工程使用的計算結(jié)果不得不用粗糙的圖解法求得數(shù)據(jù)隨著計算機的發(fā)展可以利用復(fù)雜的計算表達式來精確求解各種運動過程和動態(tài)過程從而形成機械性能分析和產(chǎn)品設(shè)計的現(xiàn)代理論和方法13設(shè)計研究的內(nèi)容對內(nèi)燃機運行過程中曲柄連桿機構(gòu)受力分析深入研究其主要的研究內(nèi)容有對曲柄連桿機構(gòu)進行運動學(xué)和動力學(xué)分析分析曲柄連桿機構(gòu)中各種力的作用情況并根據(jù)這些力對曲柄連桿機構(gòu)的主要零件進行強度剛度等方面的計算和以便分析曲柄連桿機構(gòu)中主要零部件如活塞曲軸連桿等的工作條件和設(shè)計要求進行合理選材確定出主要的結(jié)構(gòu)尺寸并進行相應(yīng)的尺寸檢驗校核以符合零件實際加工的要求應(yīng)用ProE軟件對曲柄連桿機構(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構(gòu)并進行運動仿真分析檢測其運動干涉獲取分析結(jié)果應(yīng)用ProE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)對機構(gòu)的進一步精確設(shè)計和檢驗

第2章曲柄連桿機構(gòu)受力分析研究曲柄連桿機構(gòu)的受力關(guān)鍵在于分析曲柄連桿機構(gòu)中各種力的作用情況并根據(jù)這些力對曲柄連桿機構(gòu)的主要零件進行強度剛度磨損等方面的分析計算和設(shè)計以便達到機輸出轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速的要求21曲柄連桿機構(gòu)的類型內(nèi)燃機中采用曲柄連桿機構(gòu)的型式很多按運動學(xué)觀點可分為三類即中心曲柄連桿機構(gòu)偏心曲柄連桿機構(gòu)和主副連桿式曲柄連桿機構(gòu)1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構(gòu)在內(nèi)燃機中應(yīng)用最為廣泛一般的單列式內(nèi)燃機采用并列連桿與叉形連桿的V形內(nèi)燃機以及對置式活塞內(nèi)燃機的曲柄連桿機構(gòu)都屬于這一類2偏心曲柄連桿機構(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)中心氣缸中心線距離曲軸的回轉(zhuǎn)軸線具有一偏移量這種曲柄連桿機構(gòu)可以減小膨脹行程中活塞與氣缸壁間的最大側(cè)壓力使活塞在膨脹行程與壓縮行程時作用在氣缸壁兩側(cè)的側(cè)壓力大小比較均勻3特點內(nèi)燃機的一列氣缸用主連桿其它各列氣缸則用副連桿這些連桿的下端不是直接接在曲柄銷上而是通過副連桿銷裝在主連的大頭上形成了關(guān)節(jié)式運動所以這種機構(gòu)有時也稱為關(guān)節(jié)曲柄連桿機構(gòu)在關(guān)節(jié)曲柄連桿機構(gòu)中一個曲柄可以同時幾套副連桿和活塞這種結(jié)構(gòu)可使內(nèi)燃機長度縮短結(jié)構(gòu)緊湊廣泛的應(yīng)用于大功率的坦克和機車用V形內(nèi)燃機22曲柄連桿機構(gòu)運動學(xué)中心曲柄連桿機構(gòu)簡圖如圖21所示圖21中氣缸中心線通過曲軸中心OOB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(shè)點為圓心做等速旋轉(zhuǎn)運動活塞A點沿氣缸中心線做往復(fù)運動連桿AB則做復(fù)合的平面運動其大頭B點與曲柄一端相連做等速的旋轉(zhuǎn)運動而連桿小頭與活塞相連做往復(fù)運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)量認為它們分別做旋轉(zhuǎn)和往復(fù)運動這樣就不需要對連桿的運動規(guī)律進行單獨研究圖21曲柄連桿機構(gòu)運動簡圖活塞做往復(fù)運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)律對曲柄連桿機構(gòu)以及發(fā)動機整體工作有很大影響因此研究曲柄連桿機構(gòu)運動規(guī)律的主要任務(wù)就是研究活塞的運動規(guī)律com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)連桿軸線在其運動平面內(nèi)偏離氣缸軸線的角度為如圖21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)180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xr21式中連桿比式1可進一步簡化由圖21可以看出即又由于22將式22帶入式21得x23式23是計算活塞位移x的精確公式為便于計算可將式2中的根號按牛頓二項式定理展開得考慮到≤1∕3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24將式24帶入式23得25com活塞的速度將活塞位移公式21對時間t進行微分即可求得活塞速度的精確值為26將式25對時間微分便可求得活塞速度得近似公式為27從式27可以看出活塞速度可視為由與兩部分簡諧運動所組成當(dāng)或時活塞速度為零活塞在這兩點改變運動方向當(dāng)時此時活塞得速度等于曲柄銷中心的圓周速度com活塞的加速度將式26對時間微分可求得活塞加速度的精確值為28將式27對時間為微分可求得活塞加速度的近似值為29因此活塞加速度也可以視為兩個簡諧運動加速度之和即由與兩部分組成22曲柄連桿機構(gòu)中的作用力作用于曲柄連桿機構(gòu)的力分為缸內(nèi)氣壓力運動質(zhì)量的慣性力摩擦阻力和作用在發(fā)動機曲軸上的負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動質(zhì)量慣性力變化規(guī)律對機構(gòu)構(gòu)件的作用com氣缸內(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)氣體壓力差與活塞頂面積的乘積即210式中活塞上的氣體作用力缸內(nèi)絕對壓力大氣壓力活塞直徑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)氣體壓力差對于四沖程發(fā)動機來說一般取01對于缸內(nèi)絕對壓力在發(fā)動機的四個沖程中計算com22機構(gòu)的慣性力慣性力是由于運動不均勻而產(chǎn)生的為了確定機構(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動學(xué)中已經(jīng)知道現(xiàn)在需要知道質(zhì)量分布實際機構(gòu)質(zhì)量分布很復(fù)雜必須加以簡化為此進行質(zhì)量換算1機構(gòu)運動件的質(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動質(zhì)量以便進一步計算它們在運動中所產(chǎn)生的慣性力表21缸內(nèi)絕對壓力計算結(jié)果四個沖程終點壓力 計算公式 計算結(jié)果 進氣終點壓力 008 壓縮終點壓力 146 膨脹終點壓力 045 排氣終點壓力 0115 注平均壓縮指數(shù)com壓縮比93平均膨脹指數(shù)com最大爆發(fā)壓力35取45此時壓力角取表22氣壓力計算結(jié)果四個沖程 進氣終點 7723 壓縮終點 -10297 膨脹終點 7001933 排氣終點 1801968 連桿質(zhì)量的換算連桿是做復(fù)雜平面運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并只做往復(fù)運動的質(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)運動的質(zhì)量如圖22所示圖22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條件①連桿總質(zhì)量不變即②連桿重心的位置不變即③連桿相對重心G的轉(zhuǎn)動慣量不變即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式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23所示圖23索多邊形法往復(fù)直線運動部分的質(zhì)量活塞包括活塞上的零件是沿氣缸中心做往復(fù)直線運動的它們的質(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)量之和稱為往復(fù)運動質(zhì)量即3不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量曲拐的不平衡質(zhì)量及其代換質(zhì)量如圖24所示圖24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)量式中曲拐換算質(zhì)量連桿軸頸的質(zhì)量一個曲柄臂的質(zhì)量曲柄臂質(zhì)心位置與曲拐中心的距離質(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)量即由上述換算計得往復(fù)直線運動部分的質(zhì)量0583不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量04672曲柄連桿機構(gòu)的慣性力把曲柄連桿機構(gòu)運動件的質(zhì)量簡化為二質(zhì)量和后這些質(zhì)量的慣性力可以從運動條件求出歸結(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)慣性力1往復(fù)慣性力211式中往復(fù)運動質(zhì)量連桿比曲柄半徑曲柄旋轉(zhuǎn)角速度曲軸轉(zhuǎn)角是沿氣缸中心線方向作用的公式211前的負號表示方向與活塞加速度的方向相反其中曲柄的角速度為212式中曲軸轉(zhuǎn)數(shù)額定轉(zhuǎn)數(shù)5800則曲柄半徑4023連桿比0250315取027參照表2四缸機工作循環(huán)表將每一工況的曲軸轉(zhuǎn)角代入式211計算得往復(fù)慣性力結(jié)com往復(fù)慣性力計算結(jié)果四個沖程 進氣終點 -1051968 壓縮終點 63245 膨脹終點 -1051968 排氣終點 632451 2旋轉(zhuǎn)慣性力2133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214計算結(jié)果表244活塞上的總作用力分解與傳遞首先將分解成兩個分力沿連桿軸線作用的力和把活塞壓向氣缸壁的側(cè)向力其中沿連桿的作用力為21而側(cè)向力為21表24作用在活塞上的總作用力四個沖程 氣壓力 往復(fù)慣性力 總作用力 進氣終點 7723 壓縮終點 -10297 63245 膨脹終點 7001933 排氣終點 1801968 63245 圖25作用在機構(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號缸壁的側(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)向力為正值反之為負值當(dāng)時根據(jù)正弦定理求得將分別代入式21式21計算com連桿力側(cè)向力的計算結(jié)果四個沖程 連桿力 側(cè)向力 進氣終點 壓縮終點 638519 1436356 膨脹終點 排氣終點 8340237 1896923 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)的切向力即21和壓縮曲柄臂的徑向力即21規(guī)定力和曲軸旋轉(zhuǎn)方向一致為正力指向曲軸為正求得切向力徑向com切向力徑向力的計算結(jié)果四個沖程 切向力 徑向力 進氣終點 壓縮終點 1811355 61228789 膨脹終點 排氣終點 236596 799761 23本章小結(jié)本章首先分析了曲柄連桿機構(gòu)的運動情況重點分析了活塞的運動在此基礎(chǔ)上分析了每個工作過程的氣體壓力變化情況進一步推導(dǎo)出各過程氣體力的理論計算公式進行了機構(gòu)中運動質(zhì)量的換算并根據(jù)EA113型汽油機的具體結(jié)構(gòu)參數(shù)計算出了各過程的氣體力為后面章節(jié)的動力仿真提供了理論數(shù)據(jù)的依據(jù)第3章活塞組的設(shè)計31活塞的設(shè)計活塞組包括活塞活塞銷和活塞環(huán)等在氣缸里作往復(fù)運動的零件它們是發(fā)動機中工作條件最嚴酷的組件發(fā)動機的工作可靠性與使用耐久性在很大程度上與活塞組的工作情況有關(guān)311活塞的工作條件和設(shè)計要求1活塞的機械負荷在發(fā)動機工作中活塞承受的機械載荷包括周期變化的氣體壓力往復(fù)慣性力以及由此產(chǎn)生的側(cè)向作用力在機械載荷的作用下活塞各部位了各種不同的應(yīng)力活塞頂部動態(tài)彎曲應(yīng)力活塞銷座承受拉壓及彎曲環(huán)岸承受彎曲及剪應(yīng)力此外在環(huán)槽及裙部還有較大的磨損為適應(yīng)機械負荷設(shè)計活塞時要求各處有合適的壁厚和合理的形狀即在保證足夠的強度剛度前提下結(jié)構(gòu)要盡量簡單輕巧截面變化處的過渡要圓滑以減少應(yīng)力集中2活塞的熱負荷活塞在氣缸內(nèi)工作時活塞頂面承受瞬變高溫燃氣的作用燃氣的最高溫度可達因而活塞頂?shù)臏囟纫埠芨呋钊粌H溫度高而且溫度分布不均勻各點間有很大的溫度梯度就成為熱應(yīng)力的根源正是這些熱應(yīng)力對活塞頂部表面發(fā)生的開裂起了重要作用3磨損強烈發(fā)動機在工作中所產(chǎn)生的側(cè)作用力是較大的同時活塞在氣缸中的高速往復(fù)運動活塞組與氣缸表面之間產(chǎn)生強烈磨損由于此處潤滑條件較差磨損情況比較嚴重4活塞組的設(shè)計要求1要選用熱強度好耐磨比重小熱膨脹系數(shù)小導(dǎo)熱性好具有良好減磨性工藝性的材料2有合理的形狀和壁厚使散熱良好強度剛度符合要求盡量減輕重量避免應(yīng)力集中3保證燃燒室氣密性好竄氣竄油要少又不增加活塞組的摩擦損失4在不同工況下都能保持活塞與缸套的最佳配合5減少活塞從燃氣吸收的熱量而已吸收的熱量則能順利地散走6在較低的機油耗條件下保證滑動面上有足夠的潤滑油com活塞的材料根據(jù)上述對活塞設(shè)計的要求活塞材料應(yīng)滿足如下要求1熱強度高即在高溫下仍有足夠的機械性能使零件不致?lián)p壞2導(dǎo)熱性好吸熱性差以降低頂部及環(huán)區(qū)的溫度并減少熱應(yīng)力3膨脹系數(shù)小使活塞與氣缸間能保持較小間隙4比重小以降低活塞組的往復(fù)慣性力從而降低了曲軸連桿組的機械負荷和平衡配重5有良好的減磨性能即與缸套材料間的摩擦系數(shù)較小耐磨耐蝕6工藝性好低廉在發(fā)動機中灰鑄鐵由于耐磨性耐蝕性好膨脹系數(shù)小熱強度高成本低工藝性好等原因曾廣泛地被作為活塞材料但近幾十年來由于發(fā)動機轉(zhuǎn)速日益提高工作過程不斷強化灰鑄鐵活塞因此比重大和導(dǎo)熱性差兩個根本缺點而逐漸被鋁基輕合金活塞所淘汰鋁合金的優(yōu)缺點與灰鑄鐵正相反鋁合金比重小約占有灰鑄鐵的13結(jié)構(gòu)重量僅占鑄鐵活塞的因此其慣性小這對高速發(fā)動機具有重大意義鋁合金另一突出優(yōu)點是導(dǎo)熱性好其熱傳導(dǎo)系數(shù)約為鑄鐵的倍使活塞溫度顯著下降對汽油機來說采用鋁活塞還為提高壓縮比改善發(fā)動機性能創(chuàng)造了重要的條件共晶鋁硅合金是目前國內(nèi)外應(yīng)用最廣泛的活塞材料既可鑄造也可鍛造含硅9左右的亞共晶鋁硅合金熱膨脹系數(shù)稍大一些但由于鑄造性能好適應(yīng)大量生產(chǎn)工藝的要求應(yīng)用也很廣該發(fā)動機活塞采用鋁硅合金材料鑄造而成com活塞頭部的設(shè)計1設(shè)計要點活塞頭部包括活塞頂和環(huán)帶部分其主要功用是承受氣壓力并通過銷座把它傳給連桿同時與活塞環(huán)一起配合氣缸密封工質(zhì)因此活塞頭部的設(shè)計要點是1保證它具有足夠的機械強度與剛度以免開裂和產(chǎn)生過大變形因為環(huán)槽的變形過大勢必影響活塞環(huán)的正常工作2保證溫度不過高溫差小防止產(chǎn)生過大的熱變形和熱應(yīng)力為活塞環(huán)的正常工作創(chuàng)造良好條件并避免頂部熱疲勞開裂3尺寸盡可能緊湊因為一般壓縮高度縮短1單位整個發(fā)動機高度就可以縮短單位并顯著減輕活塞重量而則直接受頭部尺寸的影響2壓縮高度的確定活塞壓縮高度的選取將直接影響發(fā)動機的總高度以及氣缸套機體的尺寸和質(zhì)量盡量降低活塞壓縮高度是現(xiàn)代發(fā)動機活塞設(shè)計的一個重要原則壓縮高度是由火力岸高度環(huán)帶高度和上裙尺寸構(gòu)成的即為了降低壓縮高度應(yīng)在保證強度的基礎(chǔ)上盡量壓縮環(huán)岸環(huán)槽的高度及銷孔的直徑1第一環(huán)位置根據(jù)活塞環(huán)的布置確定活塞壓縮高度時首先須定出第一環(huán)的位置即所謂火力岸高度為縮小當(dāng)然希望盡可能小但過小會使第一環(huán)溫度過高導(dǎo)致活塞環(huán)彈性松弛粘結(jié)等故障因此火力岸高度的選取原則是在滿足第一環(huán)槽熱載荷要求的前提下盡量取得小些一般汽油機為活塞直徑該發(fā)動機的活塞標準直徑確定火力岸高度為2環(huán)帶高度為減小活塞高度活塞環(huán)槽軸向高度應(yīng)盡可能小這樣活塞環(huán)慣性力也小會減輕對環(huán)槽側(cè)面沖擊有助于提高環(huán)槽耐久性但太小使制環(huán)工藝困難在小型高速內(nèi)燃機上一般氣環(huán)高油環(huán)高該發(fā)動機采用三道活塞環(huán)第一和第二環(huán)稱之為壓縮環(huán)氣環(huán)第三環(huán)稱之為油環(huán)取環(huán)岸的高度應(yīng)保證它在氣壓力造成的負荷下不會破壞當(dāng)然第二環(huán)岸負荷要比第一環(huán)岸小得多溫度也低只有在第一環(huán)岸已破壞的情況下它才可能被破壞因此環(huán)岸高度一般第一環(huán)最大其它較小實際發(fā)動機的統(tǒng)計表明汽油機接近下限則因此環(huán)帶高度3上裙尺寸確定好活塞頭部環(huán)的布置以后壓縮高度最后決定于活塞銷軸線到最低環(huán)槽油環(huán)槽的距離為了保證油環(huán)工作良好環(huán)在槽中的軸向間隙是很小的環(huán)槽如有較大變形就會使油環(huán)卡住而失效所以在一般設(shè)計中選取活塞上裙尺寸一般應(yīng)使銷座上方油環(huán)槽的位置處于銷座外徑上面并且保證銷座的強度不致因開槽而削弱同時也不致因銷座處材料分布不均引起變形影響油環(huán)工作綜上所述可以決定活塞的壓縮高度對于汽油機所以則3活塞頂和環(huán)帶斷面1活塞頂活塞頂?shù)男螤钪饕Q于燃燒室的選擇和設(shè)計僅從活塞設(shè)計角度為了減輕活塞組的熱負荷和應(yīng)力集中希望采用受熱面積最小加工最簡單的活塞頂形狀即平頂大多數(shù)汽油機正是采用平頂活塞由于EA1135V16L發(fā)動機為高壓縮比因而采用近似于平頂?shù)幕钊麑嶋H統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明活塞頂部最小厚度汽油機為即活塞頂接受的熱量主要通過活塞環(huán)傳出專門的實驗表明對無強制冷卻的活塞來說經(jīng)活塞環(huán)傳到氣缸壁的熱量占70～80經(jīng)活塞本身傳到氣缸壁的占10～20而傳給曲軸箱空氣和機油的僅占10左右所以活塞頂厚度應(yīng)從中央到四周逐漸加大而且過渡圓角應(yīng)足夠大使活塞頂吸收的熱量能順利地被導(dǎo)至第二三環(huán)以減輕第一環(huán)的熱負荷并降低了最高溫度活塞頭部要安裝活塞環(huán)側(cè)壁必須加厚一般取取為616mm活塞頂與側(cè)壁之間應(yīng)該采用較大的過渡圓角一般取comm為了減少積炭和受熱活塞頂表面應(yīng)光潔在個別情況下甚至拋光復(fù)雜形狀的活塞頂要特別注意避免尖角所有尖角均應(yīng)仔細修圓以免在高溫下熔化2環(huán)帶斷面為了保證高熱負荷活塞的環(huán)帶有足夠的壁厚使導(dǎo)熱良好不讓熱量過多地集中在最高一環(huán)其平均值為正確設(shè)計環(huán)槽斷面和選擇環(huán)與環(huán)槽的配合間隙對于環(huán)和環(huán)槽工作的可靠性與耐久性十分重要槽底圓角com活塞環(huán)岸銳邊必須有適當(dāng)?shù)牡菇欠駝t當(dāng)岸部與缸壁壓緊出現(xiàn)毛刺時就可能把活塞環(huán)卡住成為嚴重漏氣和過熱的原因但倒角過大又使活塞環(huán)漏氣增加一般該倒角為環(huán)岸和環(huán)槽環(huán)岸和環(huán)槽的設(shè)計應(yīng)保持活塞活塞環(huán)正常工作降低機油消耗量防止活塞環(huán)粘著卡死和異常磨損氣環(huán)槽下平面應(yīng)與活塞軸線垂直以保證環(huán)工作時下邊與缸桶接觸減小向上竄機油的可能性活塞環(huán)側(cè)隙在不產(chǎn)生上述損傷的情況下愈小愈好目前第一環(huán)與環(huán)槽側(cè)隙com二三環(huán)適當(dāng)小些com油環(huán)則更小些這有利于活塞環(huán)工作穩(wěn)定和降低機油消耗量側(cè)隙確定油環(huán)槽中必須設(shè)有回油孔并均勻地布置再主次推力面?zhèn)然赜涂讓档蜋C油消耗量有重要意義三道活塞環(huán)的開口間隙及側(cè)隙表1所示表1活塞環(huán)的開口間隙及側(cè)隙活塞環(huán) 開口間隙 側(cè)隙 第一道環(huán) 第二道環(huán) 第三道環(huán) 活塞環(huán)的背隙比較大以免環(huán)與槽底圓角干涉一般氣環(huán)05毫米油環(huán)的則更大些如圖31所示4環(huán)岸的強度校核在膨脹沖程開始時在爆發(fā)壓力作用下第一道活塞環(huán)緊壓在第一環(huán)岸上由于節(jié)流作用第一環(huán)岸上面的壓力比下面壓力大得多不平衡力會在岸根產(chǎn)生很大的彎曲和剪切應(yīng)力當(dāng)應(yīng)力值超過鋁合金在其工作溫度下的強度極限或疲勞極限時岸根有可能斷裂專門的試驗表明當(dāng)活塞頂上作用著最高爆發(fā)壓力時已知45則圖31環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及環(huán)槽結(jié)構(gòu)圖32第一環(huán)岸的受力情況環(huán)岸是一個厚內(nèi)外圓直徑為的圓環(huán)形板沿內(nèi)圓柱面固定要精確計算固定面的應(yīng)力比較復(fù)雜可以將其簡化為一個簡單的懸臂梁進行大致的計算在通常的尺寸比例下可假定槽底岸根直徑環(huán)槽深為于是作用在岸根的彎矩為31而環(huán)岸根斷面的抗彎斷面系數(shù)近似等于所以環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應(yīng)力32同理得剪切應(yīng)力33接合成應(yīng)力公式34考慮到鋁合金在高溫下的強度下降以及環(huán)岸根部的應(yīng)力集中鋁合金的許用應(yīng)力校com活塞裙部的設(shè)計活塞裙部是指活塞頭部最低一個環(huán)槽以下的那部分活塞活塞沿氣缸往復(fù)運動時依靠裙部起導(dǎo)向作用并承受由于連桿擺動所產(chǎn)生的側(cè)壓力所以裙部的設(shè)計要求是保證活塞得到良好的導(dǎo)向具有足夠的實際承壓面積能形成足夠厚的潤滑油膜既不因間隙過大發(fā)生敲缸引起噪音和加速損傷也不因間隙過小而導(dǎo)致活塞拉傷分析活塞在發(fā)動機中工作時裙部的變形情況首先活塞受到側(cè)向力的作用承受側(cè)向力作用的裙部表面一般只是在兩個銷孔之間的弧形表面這樣裙部就有被壓偏的傾向使它在活塞銷座方向上的尺寸增大其次由于加在活塞頂上的爆發(fā)壓力和慣性力的聯(lián)合作用使活塞頂在活塞銷座的跨度內(nèi)發(fā)生彎曲變形使整個活塞在銷座方向上的尺寸變大再次由于溫度升高引起熱膨脹其中銷座部分因壁厚較其它部分要厚所以熱膨脹比較嚴重三種情況共同作用的結(jié)果都使活塞在工作時沿銷座方向漲大使裙部截面的形狀變成為橢圓形使得在橢圓形長軸方向上的兩個端面與氣缸間的間隙消失以致造成拉毛現(xiàn)象在這些因素中機械變形影響一般來說并不嚴重主要還是受熱膨脹產(chǎn)生變形的影響比較大因此為了避免拉毛現(xiàn)象在活塞裙部與氣缸之間必須預(yù)先流出較大的間隙當(dāng)然間隙也不能留得過大否則又會產(chǎn)生敲缸現(xiàn)象解決這個問題的比較合理的方法應(yīng)該使盡量減少從活塞頭部流向裙部的熱量使裙部的膨脹減低至最小活塞裙部形狀應(yīng)與活塞的溫度分布裙部壁厚的大小等相適應(yīng)把活塞裙部的橫斷面設(shè)計成與裙部變形相適應(yīng)的形狀在設(shè)計時把裙部橫斷截面制成長軸是在垂直與活塞銷中心線方向上短軸平行于銷軸方向的橢圓形常用的橢圓形狀是按下列公式設(shè)計的34式中分別為橢圓的長短軸如圖33所示缸徑小于的裙部開槽的活塞橢圓度的大小一般為圖33活塞銷裙部的橢圓形狀1裙部的尺寸活塞裙部是側(cè)壓力的主要承擔(dān)者為保證活塞裙表面能保持住必要厚度的潤滑油膜其表面比壓不應(yīng)超過一定的數(shù)值因此在決定活塞裙部長度是應(yīng)保持足夠的承壓面積以減少比壓和磨損在確定裙部長度時首先根據(jù)裙部比壓最大的允許值決定需要的最小長度然后按照結(jié)構(gòu)上的要求加以適當(dāng)修改裙部單位面積壓力裙部比壓按下式計算35式中最大側(cè)作用力由動力計算求得241083活塞直徑裙部高度取則一般發(fā)動機活塞裙部比壓值約為所以設(shè)計合適2銷孔的位置活塞銷與活塞裙軸線不相交而是向承受膨脹側(cè)壓力的一面稱為主推力面相對的一面稱為次推力面偏移了這是因為如果活塞銷中心布置即銷軸線與活塞軸線相交則在活塞越過上止點側(cè)壓力作用方向改變時活塞從次推力面貼緊氣缸壁的一面突然整個地橫掃過來變到主推力面貼緊氣缸壁的另一面與氣缸發(fā)生拍擊產(chǎn)生噪音有損活塞耐久性如果把活塞銷偏心布置則能使瞬時的過渡變成分布的過渡并使過渡時刻先于達到最高燃燒壓力的時刻因此改善了發(fā)動機的工作平順性32活塞銷的設(shè)計com活塞銷的結(jié)構(gòu)材料1活塞銷的結(jié)構(gòu)和尺寸活塞銷的結(jié)構(gòu)為一圓柱體中空形式可減少往復(fù)慣性質(zhì)量有效利用材料活塞銷與活塞銷座和連桿小頭襯套孔的連接配合采用全浮式活塞銷的外直徑取活塞銷的內(nèi)直徑取活塞銷長度取2活塞銷的材料活塞銷材料為低碳合金鋼表面滲碳處理硬度高耐磨內(nèi)部沖擊韌性好表面加工精度及粗糙度要求極高高溫下熱穩(wěn)定性好com活塞銷強度和剛度計算由運動學(xué)知活塞銷表面受到氣體壓力和往復(fù)慣性力的共同作用總的作用力活塞銷長度連桿小頭高度活塞銷跨度1最大彎曲應(yīng)力計算活塞銷中央截面的彎矩為36空心銷的抗彎斷面系數(shù)為其中所以彎曲應(yīng)力為即372最大剪切應(yīng)力計算最大剪切應(yīng)力出現(xiàn)在銷座和連桿小頭之間的截面上橫斷截面的最大剪切應(yīng)力發(fā)生在中性層上其值按下式計算38已知許用彎曲應(yīng)力許用剪切應(yīng)力那么校核合格33活塞銷座com活塞銷座結(jié)構(gòu)設(shè)計活塞銷座用以支承活塞并由此傳遞功率銷座應(yīng)當(dāng)有足夠的強度和適當(dāng)?shù)膭偠仁逛N座能夠適應(yīng)活塞銷的變形避免銷座產(chǎn)生應(yīng)力集中而導(dǎo)致疲勞斷裂同時要有足夠的承壓表面和較高的耐磨性活塞銷座的內(nèi)徑活塞銷座外徑一般等于內(nèi)徑的倍取活塞銷的彎曲跨度越小銷的彎曲變形就越小銷銷座系統(tǒng)的工作越可靠所以一般設(shè)計成連桿小頭與活塞銷座開擋之間的間隙為但當(dāng)制造精度有保證時兩邊共就足夠了取間隙為com驗算比壓力銷座比壓力為39一般34活塞環(huán)設(shè)計及計算com活塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)計該發(fā)動機采用三道活塞環(huán)第一和第二環(huán)為氣環(huán)第三環(huán)為油環(huán)第一道活塞環(huán)為桶形扭曲環(huán)材料為球墨鑄鐵表面鍍鉻桶形環(huán)與缸筒為圓弧接觸對活塞擺動適應(yīng)性好并容易形成楔形潤滑油膜第二道活塞環(huán)為鼻形環(huán)材料為鑄鐵鼻形環(huán)可防止泵油現(xiàn)象活塞向上運動時潤滑效果好第三道是油環(huán)是鋼帶組成環(huán)重量輕比壓高刮油能力強活塞環(huán)的主要尺寸為環(huán)的高度環(huán)的徑向厚度氣環(huán)油環(huán)取活塞環(huán)的徑向厚度一般推薦值為當(dāng)缸徑為時取com活塞環(huán)強度校核活塞環(huán)在工作時因剪應(yīng)力和軸向力影響較小所以只計算彎矩活塞環(huán)的平均半徑與徑向厚度之比一般都大于5所以可按直桿彎曲正應(yīng)力公式計算1工作狀態(tài)下的彎曲應(yīng)力活塞斷面的最大彎矩為310由此可得最大彎曲應(yīng)力為311對于斷面均壓環(huán)其開口間隙與活塞環(huán)平均接觸壓力之間有如下關(guān)系312將式312帶入311并整理得313式中材料的彈性模量對合金鑄鐵活塞環(huán)的開口間隙取為氣缸直徑活塞環(huán)徑向厚度則活塞環(huán)工作時的許用彎曲應(yīng)力為則校核合格2套裝應(yīng)力活塞環(huán)往活塞上套裝時要把切口扳得比自由狀態(tài)的間隙還大對于均壓環(huán)此時的正對切口處的最大套裝彎曲應(yīng)力為314式中與套裝方法有關(guān)的系數(shù)根據(jù)套裝方法的不同其值為一般取則因環(huán)的套裝時在常溫下進行的承受的應(yīng)力時間甚短所以套裝應(yīng)力的許用值大于工作應(yīng)力的許用值所以校核合格35本章小結(jié)在活塞的設(shè)計過程中使其符合實際要求第４章連桿組的設(shè)計41連桿的設(shè)計com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)運動連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運動因此連桿體除有上下運動外還左右擺動做復(fù)雜的平面運動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度和結(jié)構(gòu)鋼度如果強度不足就會發(fā)生連桿螺栓大頭蓋或桿身的斷裂造成嚴重事故同樣如果連桿組剛度不足也會對曲柄連桿機構(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度為此必須選用高強度的材料合理的結(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度采用精選含碳量的優(yōu)質(zhì)中碳結(jié)構(gòu)鋼45模鍛表面噴丸強化處理提高強度com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來說明的通常取則com連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度剛度計算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41所示小頭襯套內(nèi)徑和小頭寬度已在活塞組設(shè)計中確定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小頭外徑取2連桿小頭的強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行疲勞強度計算圖41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41式中襯套壓入時的過盈一般青銅襯套取其中工作后小頭溫升約連桿材料的線膨脹系數(shù)對于鋼襯套材料的線膨脹系數(shù)對于青銅連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)可取連桿材料的彈性模數(shù)鋼襯套材料的彈性模數(shù)青銅計算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42內(nèi)表面應(yīng)力43的允許值一般為校核合格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外表面上為44式中材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限合金鋼取材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)取02應(yīng)力幅平均應(yīng)力工藝系數(shù)取05則連桿小頭的疲勞強度的安全系數(shù)一般約在范圍之內(nèi)3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45式中連桿小頭直徑變形量連桿小頭的平均直徑連桿小頭斷面積的慣性矩則對于一般發(fā)動機此變形量的許可值應(yīng)小于直徑方向間隙的一半標準間隙一般為則校核合格com連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度計算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為氣缸直徑截面高度取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)運動的質(zhì)量的慣性力的拉伸在爆發(fā)行程則受燃氣壓力和慣性力差值的壓縮為了計算疲勞強度安全系數(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46式中連桿桿身的斷面面積汽油機為活塞投影面積取則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氣作用力時并可認為是在上止點最大壓縮力為47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在垂直擺動平面內(nèi)的彎曲可認為桿身兩端為固定支點長度為因此在擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為48式中系數(shù)對于常用鋼材取將式48改為49連桿系數(shù)同理在垂直于擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為410將式410改成411式中連桿系數(shù)則在垂直于擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為和的許用值為所以校核合格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412413在垂直擺動平面內(nèi)為413414連桿桿身的安全系數(shù)為415式中材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限合金鋼取材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)取02工藝系數(shù)取045則在連桿擺動平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為在垂直擺動平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為桿身安全系數(shù)許用值在的范圍內(nèi)校核合格com連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度剛度計算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長度連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑其中在在曲軸設(shè)計中確定則大頭寬度軸瓦厚度取大頭孔直徑連桿大頭與連桿蓋的分開面采用平切口大頭凸臺高度取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離取一般螺栓孔外側(cè)壁厚不小于2毫米取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連桿蓋的最大載荷是在進氣沖程開始的計算得作用在危險斷面上的彎矩和法向力由經(jīng)驗公式求得416由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為417作用于大頭蓋中間斷面的41式中大頭蓋及軸瓦的慣性矩大頭蓋及軸瓦的斷面面積在中間斷面的應(yīng)力為418式中大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)計算一般發(fā)動機連桿大頭蓋的應(yīng)力許用值為則校核合格42連桿螺栓的設(shè)計com連桿螺栓的工作負荷與預(yù)緊力根據(jù)氣缸直徑初選連桿螺紋直徑根據(jù)統(tǒng)計取發(fā)動機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)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力在氣缸中心線上的分力之和即419軸瓦過盈量所必須具有的預(yù)緊力由軸瓦最小應(yīng)力由實測統(tǒng)計可得一般為取30由于發(fā)動機可能超速也可能發(fā)生活塞拉缸應(yīng)較理論計算值大些一般取取com連桿螺栓的屈服強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)校核屈服強度滿足420式中螺栓最小截面積螺栓的總預(yù)緊力安全系數(shù)取17材料的屈服極限一般在800以上那么則校核合格43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)牟牧先缓蠓謩e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)并進行了強度了剛度的校核使其滿足實際加工的要求最后根據(jù)工作負荷和預(yù)緊力選擇了連桿螺栓并行檢驗校核第章曲軸的設(shè)計51曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇com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行高速轉(zhuǎn)動的因而還會產(chǎn)生強烈的磨損所以設(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com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度較高加工表面也比較少為了提高曲軸的彎曲剛度和強度采用全支撐半平衡結(jié)構(gòu)即四個曲拐每個曲拐的兩端都有一個主軸頸如圖51所示圖51曲軸的結(jié)構(gòu)型式com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度的前提下盡可能采用一般材料以鑄代鍛以鐵代鋼高強度球墨鑄鐵的出現(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度與正火中碳鋼相近該發(fā)動機曲軸采用球墨鑄鐵鑄造而成52曲軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細節(jié)設(shè)計com曲柄銷的直徑和長度在考慮曲軸軸頸的粗細時首先是確定曲柄銷的直徑在現(xiàn)代發(fā)動機設(shè)計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為氣缸直徑已知80985則曲柄銷直徑取為0604780曲柄銷的長度是在選定的基礎(chǔ)上考慮的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)同時注意曲拐各部分尺寸協(xié)調(diào)根據(jù)統(tǒng)計取05928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)計在范圍內(nèi)而且汽油機偏下限則長度取值合適com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度提供可能從曲軸各部分尺寸協(xié)調(diào)的觀點建議取取11354由于主軸承的負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取0312511com曲柄曲柄應(yīng)選擇適當(dāng)?shù)暮穸葘挾纫允骨S有足夠的剛度和強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051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com取3com平衡重對四拐曲軸來說作用在第12拐和第34拐上的離心慣性力互成力偶這兩個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力偶卻還是作用在曲袖上了曲軸這兩個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體的主軸承中的所以曲軸發(fā)生彎曲變形時上述力偶就將也部分地作用在機體上使機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體的受力情況尤其改善了主軸承的工作條件設(shè)計時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行估算的沒有平衡重時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)計平衡重時應(yīng)盡可能使平衡重的重心遠離曲軸旋轉(zhuǎn)中心即用較輕的重量達到較好的效果以便盡可能減輕曲軸重量平衡重的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加工較簡單并且工作可靠com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度和剛度同時也影響軸承工作的可靠性潤滑油一般從機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)象嚴重當(dāng)油道中心線與軸頸中心線的夾角時最大應(yīng)力增加很快因此油孔設(shè)在小于處油道的孔徑一般在左右取為4com曲軸兩端的結(jié)構(gòu)曲軸上帶動輔助系統(tǒng)的正時齒輪和皮帶輪一般裝在曲軸的前端因為結(jié)構(gòu)簡單維修方便發(fā)動機的配氣機構(gòu)也是由曲軸自由端驅(qū)動這是應(yīng)為曲軸自由端的軸頸允許較細可以采用節(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為這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油由這里漏出去另一方面也防止外面的塵土等進入密封是用甩油環(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)機油漏入軸與孔之間的間隙中時依靠機油的粘性和螺紋把機油像個螺母一樣地退了回去不使它漏出機體外曲軸后端功率輸出端設(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com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)生軸向移動為了曲軸只從降低曲軸和機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設(shè)曲軸軸向間隙應(yīng)保持其它各主軸承端面間隙應(yīng)保證曲軸受熱伸長時能自由延伸53曲軸的疲勞強度校核由于曲軸工作時承受交變載荷它的破壞往往都由疲勞產(chǎn)生因此需要進行疲勞驗算由于實際的曲軸是一個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為它考慮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為它們的剛度相等免去繁雜的曲拐剛度計算同時又由于不考慮支座彈性等得到三彎矩方程借助三彎矩方程進行計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52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截面的內(nèi)力矩進而計算各名義應(yīng)力com作用于單元曲拐上的力和力矩1計算公式及其推導(dǎo)如圖52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5152由變形協(xié)調(diào)條件圖52連續(xù)梁受力圖又因為所以53設(shè)第一支承和最后一個支承處的彎矩為零即上式中包含三個支承處的內(nèi)彎矩故稱三彎矩方程連續(xù)梁有多少個內(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)支承彎矩計算已知282511180828927當(dāng)234時由式53得三彎矩方程組5454根據(jù)表22四缸機工作循環(huán)表com將分別代入方程組得工況下各支承處的彎矩表52同理根據(jù)表53各工況下載荷計算曲拐平面的垂直平面內(nèi)彎矩計算結(jié)果表54表51各工況下載荷數(shù)據(jù)單位工況 一 -34696 799761 612288 -1027686 二 799761 -1027686 -34696 612288 三 -1027686 612288 799761 -34696 四 612288 -34696 -1027686 799761 表52各工況下曲拐平面內(nèi)彎矩計算結(jié)果單位工況 一 545 13387 二 842 7589 三 四 25 9332 表53各工況下載荷數(shù)據(jù)單位工況 一 236596 181136 -30424 二 236596 181136 三 181136 236596 -102417 四 181136 236596 表54曲拐平面的垂直平面內(nèi)彎矩計算結(jié)果單位工況 一 13 3971 二 415 1639 三 3971 13 四 1639 415 3支反力計算求得各支承彎矩后就可用圖53所示的模型來計算各個支座的支反力圖53支反力計算模型得到支反力表達式如下5556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5556計算得到各個支座反力其值如表55表56所示表55各工況下曲拐平面內(nèi)支座反力計算結(jié)果單位工況 一 53535 -40119 859957 -34619 二 53681 三 四 -53738 -34619 表56各工況下曲拐平面的垂直平面內(nèi)支座反力計算結(jié)果單位工況 一 118252 90546 -15199 0 二 118297 9055 0 三 90546 -118252 -5121 0 四 9055 118293 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 com名義應(yīng)力的計算應(yīng)力計算的任務(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和扭轉(zhuǎn)時的名義應(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)力一般情況四缸機是在第二三缸受到最大爆發(fā)壓力作用時曲軸所受的應(yīng)力最大現(xiàn)選擇對第三缸曲拐進行名義應(yīng)力計算曲軸材料QT900-2極限強度對稱循環(huán)彎曲疲勞極限對稱循環(huán)扭轉(zhuǎn)疲勞極限單拐計算模型見圖54圖54單拐計算模型1彎曲應(yīng)力com最大支反力對應(yīng)的支承彎矩最小支反力對應(yīng)的支承彎矩然后計算曲拐平面內(nèi)曲柄臂中央處彎矩彎矩最大值為57彎矩最小值為58曲柄臂抗彎截面模量為59圓角名義彎曲應(yīng)力為510511最后得到圓角彎曲應(yīng)力幅和平均應(yīng)力為5125132扭轉(zhuǎn)應(yīng)力首先由表54和表56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)支反力然后計算圓角承受的扭矩514515曲柄銷抗扭截面系數(shù)為516圓角名義切應(yīng)力為517518最后得519520計算結(jié)果遠遠小于許用值則校核合格54本章小結(jié)本章首先分析了曲軸的工作條件和設(shè)計要求在合理選擇材料的基礎(chǔ)上對曲軸的各個部分進行結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計并進行有關(guān)的尺寸校核使其符合實際加工的要求還對曲軸的一些細節(jié)進行了設(shè)計如油孔的位置以及曲軸的軸向定位等問題給予了合理的解釋最后對曲軸進行了疲勞強度校核第章曲柄連桿機構(gòu)的創(chuàng)建61對ProE軟件基本功能的介紹ProE軟件是美國PTC公司推出的大型CADCAMCAE一體化軟件無論是造型設(shè)計工程出圖以及3D裝配等方面ProE都具有操作容易使用方便可動態(tài)修改的特點ProE更是以其基于特征的參數(shù)化設(shè)計單一數(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)計動態(tài)靜態(tài)干涉檢查計算質(zhì)量特征如質(zhì)心慣性矩等功能模塊用ProE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)形體更可以進行方便的動態(tài)修改和調(diào)整進行力學(xué)分析運動分析數(shù)控加工等62活塞的創(chuàng)建61活塞的特點分析活塞是在高溫高壓高腐蝕的條件下在汽缸內(nèi)做高速往復(fù)直線運動的要適應(yīng)這樣惡劣的工作條件必須具有相應(yīng)的結(jié)構(gòu)1活塞頂部外表面設(shè)計成凹面形以利于燃燒室內(nèi)的氣體形成渦流使燃料與空氣混合得更均勻燃燒得更充分2在活塞的頭部有三道環(huán)形槽上邊兩道環(huán)形槽為氣環(huán)槽下邊一條為油環(huán)槽3活塞的裙部在活塞做直線往復(fù)運動時起導(dǎo)向作用裙部頂端有兩個往里凸起的銷座4活塞裙部的軸截面應(yīng)制成鼓形活塞裙部的橫截面應(yīng)制成橢圓形由于橢圓的長軸與短軸之間相差極小所以建模時以圓形代替62活塞的建模思路1為了快速準確地創(chuàng)建活塞模型先抽取活塞模型中的對稱部分由列表曲線創(chuàng)建活塞的14輪廓2鏡像生成活塞的整個輪廓3創(chuàng)建活塞的頂部凹槽特征4創(chuàng)建活塞頭部的氣環(huán)槽和油環(huán)槽5創(chuàng)建各部分的倒圓角63活塞的建模步驟1創(chuàng)建活塞14輪廓1運用偏移坐標系基準點工具選取基準坐標系完成活塞輪廓點的創(chuàng)建2運用插入基準曲線將上一步創(chuàng)建的點連成曲線3運用旋轉(zhuǎn)工具選擇旋轉(zhuǎn)角度為90完成結(jié)果如圖61所示2創(chuàng)建活塞銷孔1運用旋轉(zhuǎn)工具選擇去除材料創(chuàng)建剪切特征2運用拉伸工具創(chuàng)建銷座模型并拉伸出通孔3運用旋轉(zhuǎn)工具選擇去除材料創(chuàng)建活塞銷卡環(huán)槽4運用拉伸工具拉伸方式為通孔選擇去除材料創(chuàng)建裙部特征結(jié)果如圖62所示圖61創(chuàng)建的活塞14輪廓圖62拉伸切除結(jié)果3創(chuàng)建凸臺1新建基準平面并設(shè)置間距2選取草繪平面運用拉伸工具拉伸方式為至曲面生成凸臺3運用旋轉(zhuǎn)工具選擇去除材料旋轉(zhuǎn)切除截面創(chuàng)建裙部凹面特征4對生成的活塞銷孔邊和凸臺邊分別進行倒圓角5運用孔工具創(chuàng)建標準孔選擇螺紋類型為M61并添加攻絲和埋頭孔4鏡像生成整個活塞1在模型樹中選取整個模型然后運用鏡像工具鏡像生成12活塞結(jié)果如圖63所示2再選取整個模型再次鏡像生成完整的活塞5創(chuàng)建頂部凹槽運用拉伸工具拉伸方式為盲孔選擇去除材料生成頂部凹槽6創(chuàng)建頭部氣環(huán)槽和油環(huán)槽1運用旋轉(zhuǎn)工具去除材料旋轉(zhuǎn)角度為360創(chuàng)建旋轉(zhuǎn)剪切特征2選擇陣列工具對上一步創(chuàng)建的特征進行再生生成一些活塞環(huán)槽護圈3運用旋轉(zhuǎn)工具去除材料創(chuàng)建氣環(huán)槽和油環(huán)槽結(jié)果如圖64所示7創(chuàng)建油孔1新建基準平面設(shè)置間距2運用掃描切口命令掃描軌跡選取草繪平面選擇自由端點完成一個油孔掃描3選擇陣列工具修改陣列尺寸完成12活塞的油孔創(chuàng)建再通過鏡像完成整個活塞油孔創(chuàng)建8創(chuàng)建各處倒圓角圖63創(chuàng)建鏡像特征圖64旋轉(zhuǎn)切除結(jié)果連桿的創(chuàng)建連桿的特點分析1連桿有兩個互相垂直的對稱面一個對稱面平行于連桿的圓環(huán)形端面也就是鍛造連桿毛坯的模具分型面另一個對稱面則通過兩端圓孔的軸線2連桿毛坯通過鍛造成型因此連桿體和連桿蓋都具有模鍛斜度包括連桿體上的槽和凸臺3連桿體和連桿蓋屬于配做的成對零件需要同步加工在裝配和工作時沒有互換性62連桿的建模思路連桿由連桿體和連桿蓋組成所以可以對連桿體和連桿蓋分別建模完成后進行裝配連桿具有兩個互相垂直的對稱面建模過程中可以利用兩個對稱平面對局部特征進行鏡像和復(fù)制操作從而快速完成特征創(chuàng)建63連桿體的建模步驟1創(chuàng)建連桿體12桿身運用拉伸工具拉伸方式為盲孔拉伸為實體如圖65所示圖65拉伸創(chuàng)建連桿體12桿身圖66連桿大小端拉伸特征2創(chuàng)建連桿體大小頭運用拉伸工具分別創(chuàng)建連桿大小頭特征如圖66所示3創(chuàng)建連桿體兩側(cè)凸臺1選取草繪平面運用拉伸工具生成一側(cè)凸臺2運用拉伸工具細化凸臺特征運用鏡像工具生成連桿另一側(cè)凸臺然后對兩條拉伸邊依次進行倒圓角命令4創(chuàng)建連桿體拔模特征運用拔模工具設(shè)置拔模曲面和拔模樞軸完成曲面拔模特征如圖67所示圖67曲面拔模設(shè)置圖68完成曲面拔模特征5創(chuàng)建連桿體凹槽運用拉伸工具創(chuàng)建連桿體凹槽輪廓再運用拔模工具完成曲面拔模特征并參照上述步驟完成槽的另一側(cè)拔模結(jié)果如圖68所示6鏡像生成完整連桿體特征運用鏡像工具選擇所有特征生成完整的連桿體特征7創(chuàng)建兩側(cè)凸臺螺紋孔運用孔工具依次選取主次參照面創(chuàng)建標準孔設(shè)置通孔添加攻絲選擇全螺紋再運用鏡像工具完成螺紋孔的創(chuàng)建8創(chuàng)建連桿體小頭凸臺及孔1新建基準平面完成拉伸草繪拉伸方式為拉伸到下一個曲面2運用旋轉(zhuǎn)工具旋轉(zhuǎn)軸為內(nèi)部CL旋轉(zhuǎn)角度為360選擇除料完成小頭孔的特征創(chuàng)建9創(chuàng)建連桿大頭內(nèi)側(cè)凹槽新建基準平面運用拉伸工具選擇拉伸至指定深度除料完成定位凹槽創(chuàng)建64連桿蓋的建模運用拉伸工具拔模工具旋轉(zhuǎn)工具孔工具以及鏡像工具參照連桿體大頭的建模步驟完成連桿蓋的創(chuàng)建并進行倒圓角和倒邊角處理結(jié)果如圖69所示圖69連桿蓋特征6曲軸的創(chuàng)建61曲軸的特點分析為了保證發(fā)動機長期可靠地工作曲軸具有以下特點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)時產(chǎn)生嚴重的振動2曲軸上有鉆通的油孔潤滑油經(jīng)過油道從主軸頸流到連桿軸頸進行潤滑62曲軸的建模思路曲軸的曲拐部分是對稱的4個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63曲軸的建模步驟1創(chuàng)建第Ⅰ平衡塊1運用拉伸工具創(chuàng)建曲軸主軸頸的12部分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體如圖610所示2創(chuàng)建第Ⅱ平衡塊同樣的方法運用拉伸工具完成第平衡塊的創(chuàng)建如圖611所示3創(chuàng)建第Ⅲ第Ⅳ平衡塊同樣的方法繪制草圖創(chuàng)建第平衡塊結(jié)果如圖612所示4細化曲軸曲拐特征運用旋轉(zhuǎn)工具選擇去除材料旋轉(zhuǎn)角度180依次完成對平衡塊的細化特征如圖613所示圖610拉伸結(jié)果圖611拉伸結(jié)果圖612拉伸結(jié)果圖613旋轉(zhuǎn)去除材料結(jié)果5曲軸曲拐部分的鏡像連續(xù)選取模型樹已經(jīng)創(chuàng)建好的所有特征選擇組命令然后對組進行鏡像完成特征的創(chuàng)建如圖614所示圖614曲軸對稱部分的鏡像6創(chuàng)建曲軸前端特征1運用拉伸工具創(chuàng)建曲軸前端軸頸及軸頸處凸臺部分2新建基準平面拉伸去除材料完成前端鍵槽的創(chuàng)建7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運用旋轉(zhuǎn)工具選擇去除材料旋轉(zhuǎn)角度為360調(diào)整去除材料方向完成曲軸后端部分的創(chuàng)建8細化曲軸兩端特征在曲軸兩端平面上運