（全套设计打包）汽车曲柄连杆机构设计（喜欢就下吧）

.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。

对内燃机产品的部件装配进行机构运动仿真，可校核部件运动轨迹，及时发现运动干涉对部件装配进行动力学仿真，可校核机构受力情况根据机构运动约束及保证性能最优的目标进行机构设计优化，可最大限度地满足性能要求，对设计提供指导和修正。

目前国内大学和企业已经已进行了机构运动动力学仿真方面的研究和局部应用，能在设计初期及时发现内燃机曲柄连杆机构干涉，校核配气机构运动动力学性能等，为设计人员提供了基本的设计依据。

目前国内外对发动机曲柄连杆机构的动力学分析的方法很多，而且已经完善和成熟。

其中机构运动学分析是研究两个或两个以上物体间的相对运动，即位移速度和加速度的变化关系动力学则是研究产生运动的力。

发动机曲柄连杆机构的动力学分析主要包括气体力惯性力轴承力和曲轴转矩等的分析，传统的内燃机工作机构动力学运动学分析方法主要有图解法和解析法。

解析法解析法是对构件逐个列出方程，通过各个构件之间的联立线性方程组来求解运动副约束反力和平衡力矩，解析法又包括单位向量法直角坐标法等。

图解法图解法形象比较直观，机构各组成部分的位移速度加速度以及所受力的大小及改变趋势均能通过图解目了然。

图解法作为解析法的辅助手段，可用于对计算机结果的判断和选择。

解析法取点数值较少，绘制曲线精度不高。

不经任何计算，对曲柄连杆机构直接图解其速度和加速度的方法最早由克莱茵提出，但方法十分复杂。

复数向量法复数向量法是以各个杆件作为向量，把在复平面上的连接过程用复数形式加以表达，对于包括结构参数和时间参数的解析式就时间求导后，可以得到机构的运动性能。

该方法是机构运动分析的较好方法。

通过对机构运动学动力学的分析，我们可以清楚了解内燃机工作机构的运动性能运动规律等，从而可以更好地对机构进行性能分析和产品设计。

但是过去由于手段的原因，大部分复杂的机械运动尽管能够给出解析表达式，却难以计算出供工程设计使用的结果，不得不用粗糙近似的图解法求得数据。

近年来随着计算机的发展，可以利用复杂的计算表达式来精确求解各种运动过程和动态过程，从而形成了机械性能分析和产品设计的现代理论和方法。

通过对机构运动学和动力学分析，我们可以清楚了解内燃机工作机构的运动性能运动规律等，从而可以更好地对机构进行性能分析和产品设计。

但是过去由于手段的原因，大部分复杂的机构运动尽管能够给出解析式，却难以计算出供工程使用的计算结果，不得不用粗糙的图解法求得数据。

随着计算机的发展，可以利用复杂的计算表达式来精确求解各种运动过程和动态过程，从而形成机械性能分析和产品设计的现代理论和方法。

机械系统动态仿真技术的核心是利用计算机辅助技术进行机械系统的运动学和动力学分析，以确定系统各构件在任意时刻的位置速度和加速度，进而确定系统及其及其各构件运动所需的作用力。

目前，在对内燃机曲柄连杆机构进行动力学分析时，大多采用的是专业的虚拟样机商业软件，如等。

这些软件的功能重点是在力学分析上，在建模方面还是有很多不足，尤其是对这些复杂的曲柄连杆机构零部件的三维建模很难实现。

因而在其仿真分析过程中对于结构复杂的模型就要借助软件来完成，如等。

当考虑到对多柔体系统进行动力学分析时，有时还需要结合等专业的有限元分析软件来进行。

这过程十分复杂，不仅需要对这些软件有定了解，还需要处理好软件接口之间的数据传输问题，而且软件使用成本也很高。

.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应用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，获取分析结果应用软件将零件模型图转化为相应的工程图，并结合使用软件，系统地反应工程图上的各类信息，以便实现对机构的进步精确设计和检验。

第章曲柄连杆机构受力分析研究曲柄连杆机构的受力，关键在于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件进行强度刚度磨损等方面的分析计算和设计，以便达到发动机输出转矩及转速的要求。

.曲柄连杆机构的类型及方案选择内燃机中采用曲柄连杆机构的型式很多，按运动学观点可分为三类，即中心曲柄连杆机构偏心曲柄连杆机构和主副连杆式曲柄连杆机构。

中心曲柄连杆机构其特点是气缸中心线通过曲轴的旋转中心，并垂直于曲柄的回转轴线。

这种型式的曲柄连杆机构在内燃机中应用最为广泛。

般的单列式内燃机，采用并列连杆与叉形连杆的形内燃机，以及对置式活塞内燃机的曲柄连杆机构都属于这类。

偏心曲柄连杆机构其特点是气缸中心线垂直于曲轴的回转中心线，但不通过曲轴的回转中心，气缸中心线距离曲轴的回转轴线具有偏移量。

这种曲柄连杆机构可以减小膨胀行程中活塞与气缸壁间的最大侧压力，使活塞在膨胀行程与压缩行程时作用在气缸壁两侧的侧压力大小比较均匀。

主副连杆式曲柄连杆机构其特点是内燃机的列气缸用主连杆，其它各列气缸则用副连杆，这些连杆的下端不是直接接在曲柄销上，而是通过副连杆销装在主连杆的大头上，形成了“关节式”运动，所以这种机构有时也称为“关节曲柄连杆机构”。

在关节曲柄连杆机构中，个曲柄可以同时带动几套副连杆和活塞，这种结构可使内燃机长度缩短，结构紧凑，广泛的应用于大功率的坦克和机车用形内燃机。

经过比较，本设计的型式选择为中心曲柄连杆机构。

.曲柄连杆机构运动学中心曲柄连杆机构简图如图.所示，图.中气缸中心线通过曲轴中心，为曲柄，为连杆，为曲柄销中心，为连杆小头孔中心或活塞销中心。

当曲柄按等角速度旋转时，曲柄上任意点都以点为圆心做等速旋转运动，活塞点沿气缸中心线做往复运动，连杆则做复合的平面运动，其大头点与曲柄端相连，做等速的旋转运动，而连杆小头与活塞相连，做往复运动。

在实际分析中，为使问题简单化，般将连杆简化为分别集中于连杆大头和小头的两个集中质量，认为它们分别做旋转和往复运动，这样就不需要对连杆的运动规律进行单独研究。

图.曲柄连杆机构运动简图活塞做往复运动时，其速度和加速度是变化的。

它的速度和加速度的数值以及变化规律对曲柄连杆机构以及发动机整体工作有很大影响，因此，研究曲柄连杆机构运动规律的主要任务就是研究活塞的运动规律。

活塞位移假设在时刻，曲柄转角为，并按顺时针方向旋转，连杆轴线在其运动平面内偏离气缸轴线的角度为，如图.所示。

当时，活塞销中心在最上面的位置，此位置称为上止点。

当时，点在最下面的位置，此位置称为下止点。

此时活塞的位移为.式中连杆比。

式.可进步简化，由图.可以看出即又由于.将式.带入式.得.式.是计算活塞位移的精确公式，为便于计算，可将式.中的根号按牛顿二项式定理展开，得考虑到∕，其二次方以上的数值很小，可以忽略不计。

只保留前两项，则.将式.带入式.得.活塞的速度将活塞位移公式.对时间进行微分，即可求得活塞速度的精确值为.将式.对时间微分，便可求得活塞速度得近似公式为.从式.可以看出，活塞速度可视为由与两部分简谐运动所组成。

当或时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。

当时此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。

活塞的加速度将式.对时间微分，可求得活塞加速度的精确值为.将式.对时间为微分，可求得活塞加速度的近似值为.因此，活塞加速度也可以视为两个简谐运动加速度之和，即由与两部分组成。

.曲柄连杆机构中的作用力作用于曲柄连杆机构的力分为缸内气压力运动质量的惯性力摩擦阻力和作用在发动机曲轴上的负载阻力。

由于摩擦力的数值较小且变化规律很难掌握，受力分析时把摩擦阻力忽略不计。

而负载阻力与主动力处于平衡状态，无需另外计算，因此主要研究气压力和运动质量惯性力变化规律对机构构件的作用。

计算过程中所需的相关数据参照汽油机，如附表所示。

气缸内工质的作用力作用在活塞上的气体作用力等于活塞上下两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即.式中活塞上的气体作用力，缸内绝对压力，大气压力，活塞直径，。

由于活塞直径是定的，活塞上的气体作用力取决于活塞上下两面的空间内气体压力差，对于四冲程发动机来说，般取.对于缸内绝对压力，在发动机的四个冲程中，计算结果如表.所示则由式.计算气压力如表.所示。

机构的惯性力惯性力是由于运动不均匀而产生的，为了确定机构的惯性力，必须先知道其加速度和质量的分布。

加速度从运动学中已经知道，现在需要知道质量分布。

实际机构质量分布很复杂，必须加以简化。

为此进行质量换算。

机构运动件的质量换算质量换算的原则是保持系统的动力学等效性。

质量换算的目的是计算零件的运动质量，以便进步计算它们在运动中所产生的惯性力。

表.缸内绝对压力计算结果四个冲程终点压力计算公式计算结果进气终点压力.压缩终点压力.膨胀终点压力.排气终点压力.注平均压缩指数，压缩比，.平均膨胀指数，最大爆发压力取.此时压力角，取。

表.气压力计算结果四个冲程进气终点.压缩终点.膨胀终点.排气终点.连杆质量的换算连杆是做复杂平面运动的零件。

为了方便计算，将整个连杆包括有关附属零件的质量用两个换算质量和来代换，并假设是集中作用在连杆小头中心处，并只做往复运动的质量是集中作用在连杆大头中心处，并只沿着圆周做旋转运动的质量，如图.所示图.连杆质量的换算简图为了保证代换后的质量系统与原来的质量系统在力学上等效，必须满足下列三个条件连杆总质量不变，即。

连杆重心的位置不变，即。

连杆相对重心的转动惯量不变，即。

其中，连杆长度，为连杆重心至小头中心的距离。

由条件可得下列换算公式用平衡力系求合力的索多边形法求出重心位置。

将连杆分成若干简单的几何图形，分别计算出各段连杆重量和它的重心位置，再按照索多边形作图法，求出整个连杆的重心位置以及折算到连杆大小头中心的重量和，如图.所示图.索多边形法往复直线运动部分的质量活塞包括活塞上的零件是沿气缸中心做往复直线运动的。

它们的质量可以看作是集中在活塞销中心上，并以表示。

质量与换算到连杆小头中心的质量之和，称