强度，对称循环弯曲疲劳极限，对称循环扭转疲劳极限，单拐计算模型见图。

图单拐计算模型弯曲应力首先由表和图可知，最大支反力，对应的支承弯矩最小支反力，对应的支承弯矩摘要本文以捷达汽油机的相关参数作为参考，对四缸汽油机的曲柄连杆机构的主要零部件进行了结构设计计算，并对曲柄连杆机构进行了有关运动学和动力学的理论分析与计算机仿真分析。

首先，以运动学和动力学的理论知识为依据，对曲柄连杆机构的运动规律以及在运动中的受力等问题进行详尽的分析，并得到了精确的分析结果。

其次分别对活塞组连杆组以及曲轴进行详细的结构设计，并进行了结构强度和刚度的校核。

再次，应用三维软件建立了曲柄连杆机构各零部件的几何模型，在此工作的基础上，利用软件的装配功能，将曲柄连杆机构的各组成零件装配成活塞组件连杆组件和曲轴组件，然后利用软件的机构分析模块，建立曲柄连杆机构的多刚体动力学模型，进行运动学分析和动力学分析模拟，研究了在不考虑外力作用并使曲轴保持匀速转动的情况下，活塞和连杆的运动规律以及曲柄连杆机构的运动包络。

仿真结果的分析表明，仿真结果与发动机的实际工作状况基本致，文章介绍的仿真方法为曲柄连杆机构的选型优化设计提供了种新思路。

关键词发动机曲柄连杆机构受力分析仿真建模运动分析目录摘要第章绪论选题的目的和意义国内外的研究现状设计研究的主要内容第章曲柄连杆机构受力分析，荷。

通过安装平衡重可以抵消部分离心惯性力，从而使轴颈表面的载荷分布比较均匀些，与此同时轴颈和轴承表面的平均载荷也可以相应下降。

它意味着轴颈的磨损也可以比较均匀，而不是集中磨处，防止因偏磨而很决失圆损坏。

设计平衡重时，应尽可能使平衡重的重心远离曲轴旋转中心，即用较轻的重量达到较好的效果，以便尽可能减轻曲轴重量。

平衡重的径向尺寸和厚度以不碰活塞裙底和连杆大头能通过为限度。

将平衡重与曲轴铸成体，时加工较简单，并且工作可靠。

油孔的位置和尺寸为保证曲轴轴承工作可靠，对它们必需有充分的润滑。

曲轴中油道的尺寸和布置直接影响它的强度和刚度，同时也影响轴承工作的可靠性。

润滑油般从机体上的主油道通过主轴承的上轴瓦引入。

从主轴颈向曲柄销供油采用斜油道，主轴颈上的油孔入口应保证向曲柄销供油足够充分，曲柄销上油孔的出口应设在负荷较低区，用以提高向曲柄销的供油能力。

曲柄销油孔选择在曲拐平面运转前方的范围内。

由于油道位于曲拐平面内，油道出口处应力集中现象严重，当油道中心线与轴颈中心线的夹角时，最大应力增加很快，因此油孔设在小于处。

油道的孔径般在左右，取为。

曲轴两端的结构曲轴上带动辅助系统的正时齿轮和皮带轮般装在曲轴的前端，因为结构简单，维修方便。

发动机的配气机构也是由曲轴自由端驱动。

这是应为曲轴自由端的轴颈允许较细，可以采用节圆直径小的齿轮，消除扭转振动的减振器装在曲轴前端，因为这里的振幅最大。

在曲轴自由端从曲轴箱伸出去额地方必须考虑密封。

方面防止曲轴箱中的机油由这里漏出去，另方面也防止外面的尘土等进入。

密封是用甩油环和密封装置所组成，密封装置可以是密封圈，也可以是螺纹迷宫槽。

所谓迷宫槽是在轴上或在曲轴箱的对应孔壁上制出螺纹，螺纹的螺旋方向与轴的螺旋方向相反。

当机油漏入轴与孔之间的间隙中时，依靠机油的粘性和螺纹，把机油像个螺母样地退了回去，不使它漏出机体外。

曲轴后端功率输出端设有法兰，飞轮与后端用螺栓和定位销连接。

螺栓应拧得足够紧，以便能够依靠飞轮与法兰之间的摩擦力矩传输出曲轴的最大转矩。

定位销用来保证重装飞轮时保持飞轮与曲轴的装配位置。

故定位销的布置是不对称的或只有个。

这种连接方式结构简单，工作可靠。

为了提高曲轴的扭转刚度，从最后道主轴承到飞轮法兰这轴段应该尽量，所以设第支承和最后个支承处的弯矩为零，即。

上式中包含三个支承处的内弯矩，故称三弯矩方程。

连续梁有多少个内支承就可以建立多少各这样的三弯矩方程，以此可求出支承处的内弯矩。

曲拐平面内支承弯矩计算已知，当时，由式得三弯矩方程组根据表四缸机工作循环表，参照表知如表所示。

将分别代入方程组，得工况下各支承处的弯矩如表所示。

同理根据表各工况下载荷计算曲拐平面的垂直平面内弯矩，计算结果如表所示。

表各工况下载荷数据单位工况二三四表各工况下曲拐平面内弯矩计算结果单位工况二三四表各工况下载荷数据单位工况二三四表曲拐平面的垂直平面内弯矩计算结果单位工况二三四支反力计算求得各支承弯矩后，就可用图所示的模型来计算各个支座的支反力。

图支反力计算模型得到支反力表达式如下式中作用在曲柄销上的径向力作用在曲柄销上的切向力连杆旋转质量曲柄销曲柄臂的总的离心惯性力已知，由公式计算得到各个支座反力，其值如表，表所示。

表各工况下曲拐平面内支座反力计算结果单位工况二三四表各工况下曲拐平面的垂直平面内支座反力计算结果单位工况二三四可见，各支座在曲拐平面内的值比曲拐平面的垂直面内的值大得多。

名义应力的计算应力计算的任务是求出曲拐上曲柄销圆角处的名义应力幅和名义应力的平均值。

由于疲劳破坏总是发生在曲柄臂截面上，扭转疲劳破坏总是发生在轴颈上，因此弯曲和扭转时的名义应力应分别取为曲柄臂中央截面和曲柄销轴颈横截面上的弯曲和扭转应力。

般情况，四缸机是在第二三缸受到最大爆发压力作用时曲轴所受的应力最大，现选择对第三缸曲拐进行粗短。

曲轴的止推曲轴由于受热膨胀而伸长或受斜齿轮即离合器等的轴向力会产生轴向移动，为了控制发动机在工作时曲轴的轴向窜动，在曲轴上设置有轴向定位装置，同时为了保证曲轴在受热膨胀时有定的自由伸长量，所以曲轴上只能有处轴向定位。

从降低曲轴和机体加工尺寸链精度要求出发，止推轴承设在中间主轴承的两边。

在第三主轴颈处设置轴向止推片，止推片为四片。

曲轴轴向间隙应保持，其它各主轴承端面间隙应保证曲轴受热