4G63发动机曲轴设计及有限元分析

摘  要 本 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 以4G63发动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曲轴等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有限元分析。 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 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 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CAD软件：Pro/Engineer建立了曲柄连杆机构中曲轴的几何模型。而曲轴，作为发动机的主要运动部件，其性能优劣直接影响到发动机的可靠性和寿命。在周期性变化的动载荷作用下，曲轴内将产生交变的弯曲应力和扭转应力，极易在过渡圆角等应力集中部位发生弯曲疲劳破坏和扭转破坏。随着发动机的不断强化，曲轴的工作条件愈加苛刻。本文对发动机曲轴进行符合实际条件的建模，采用ANSYS对其进行三维有限元分析，研究了整体曲轴的变形和应力状况，根据应力响应结果并结合材料特性，校核了载荷下的强度，为发动机曲轴改进设计中的分析提供了理论依据。 关键词：发动机；曲柄连杆机构；受力分析；曲轴；Pro/E；有限元分析     ABSTRACT The 4G63 engine design parameters 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 basis, 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 established 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 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, using 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 theoretical basis. Key words: Engine；Crank；Stress Analysis；Crankshaft Pro / E；Finite Element Analysis 目  录 摘要    I Abstract    II 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    2 1.3 设计研究的主要内容    3 第2章 曲柄连杆机构受力分析    5 2.1 曲柄连杆机构的类型及 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 选择    5 2.2 曲柄连杆机构运动学    5 2.1.1 活塞位移    6 2.1.2 活塞的速度    7 2.1.3 活塞的加速度    7 2.2 曲柄连杆机构中的作用力    8 2.2.1 气缸内工质的作用力    8 2.2.2 机构的惯性力    8 2.3 本章小结    16 第3章 曲轴的设计    17 3.1 曲轴的结构型式和材料的选择    17 3.1.1 曲轴的工作条件和设计要求    17 3.1.2 曲轴的结构型式    17 3.1.3 曲轴的材料    18 3.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计    18 3.2.1 曲柄销的直径和长度    18 3.2.2 主轴颈的直径和长度    18 3.2.3 曲柄    19 3.2.4 平衡重    19 3.2.5 油孔的位置和尺寸    19 3.2.6 曲轴两端的结构    20 3.2.7 曲轴的止推    20 3.3 曲轴的疲劳强度校核    21 3.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩    21 3.3.2 名义应力的计算    25 3.4 本章小结    27 第4章 曲轴的有限元分析    28 4.1 对Pro/E软件基本功能的介绍    28 4.2 曲轴的创建    28 4.2.1 曲轴的特点分析    28 4.2.2 曲轴的建模思路    28 4.2.3 曲轴的建模步骤    28 4.3 对ANSYS软件的介绍    30 4.4曲轴的有限元分析    30 4.4.1 曲轴受力条件与简化    30 4.4.2 曲轴的静力学分析    31 4.5本章小结    37 结论    38 参考文献    39 致谢    40 第1章 绪  论 1.1 选题的目的和意义 曲轴是发动机中最重要、载荷最大的零件之一。曲轴承受着气缸内的气体压力及往复和旋转质量惯性力引起的周期性变化的杂合，并对外输出扭矩，理论和实践表明，发动机的曲轴的破坏形式主要是弯曲破坏。因此在曲轴内产生交变的弯曲应力，可以引起曲轴疲劳失效，而一旦曲轴失效，就可能引起其他零件随之破坏。所以对于整体式多缸曲轴，如何比较准确地得到应力、变形的大小及分布，对用于指导曲轴的设计和改进，具有重要意义。随着发动机的不断强化，曲轴的工作条件愈加苛刻，保证曲轴的工作可靠性至关重要，其设计是否可靠，对柴油机的使用寿命有很大影响，因此在研制过程中需要给予高度重视。由于曲轴的形状及其载荷比较复杂，对其采用经典力学的方法进行结构分析往往有局限性。有限元法是根据变分原理求解数学物理问题的一种数值计算方法，是分析各种结构问题的强有力的工具，使用有限元法可以方便地进行分析并为设计提供理论依据。 曲轴连杆机构作为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。随着发动机强化指标的不断提高，机构的工作条件更加复杂。在多种周期性变化载荷的作用下，如何在设计过程中保证机构具有足够的疲劳强度和刚度及良好的动静态力学特性成为曲柄连杆机构设计的关键性问题[1]。 通过设计，确定发动机曲柄连杆机构的总体结构和部件结构，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，需要对机构进行运动学分析。而为了真是全面地了解机构在运动工况下的力学特性，本文采用了运动学仿真，针对机构进行了实时的，高精度的动力学响应分析与计算，对提高设计水平具有重要意义，而且更直观清晰的反应曲柄连杆机构在运行过程中的受力状况，便于精确计算，同时应用有限元分析，对机构疲劳等强度与刚度的计算能够直观的了解，充分保证曲轴在工况下的强度，对进一步研究发动机的平和与震动、发动机增压的改造等均有较为实用的应用价值。 1.2 国内外的研究现状 多刚体运动学模拟是近十年来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 关于薪酬设计方案通用技术作品设计方案停车场设计方案多媒体教室设计方案农贸市场设计方案 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试验研究，将分析的方法运用于模拟实验，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。 目前国内对发动机曲柄连杆机构的动力学分析的方法有很多，而且已经完善和成熟。其中机构运动学分析是研究两个或者两个以上的物体间的相对运动，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运动力学、运动学分析方法主要有图解法和解分析法[2]。 1、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。 2、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一目了然。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[3]。    3、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。 随着计算技术的飞速发展，出现了开发对象的自动离线及有限元分析结果可视化显示的热潮，使有限元分析的“瓶颈”得以逐步解决。对象的离散从手工到全自动，从简单对象的一维单一网络到复杂对象的多维多种网络单元，从单材料到多种材料，从单纯的离散到自适应离散，从对象的性能校核到自动适应动态设计、分析。这些重大的发展使有限元分析拜托了仅为性能校核的工具的原始阶段计算结果的可视化显示从简单的应力、位移和温度场等的静动态显示、色彩色调显示，一跃变成对模型可能出现缺陷的位置、形状、大小以及可能波及区域的显示。这种从抽象数据到计算机形象化现实的飞跃，是现在甚至将来计算程序设计、分析的重要组成部分。 有限元法随着计算机科学的发展，在包括汽车发动机在内的几乎所有工程领域得到愈来愈广泛的运用。有限元技术的出现，为工程设计领域提供了一个强有力的计算工具，经过迄今约办半个世纪的发展，它已日趋成熟使用，在近乎所有的工程设计领域发挥着越来越重要的作用。而汽车发动机零部件的设计是有限元技术最早的应用领域之一。有限元技术的应用提高了汽车发动机零部件设计的可靠性，缩短了设计周期，大大推动了汽车发动机工业的发展。现今，高性能的产品需要有高水品的设计，设计技术是决定产品性能的关进因素之一。随着科技的进步和使用要求的不断提高，设计方法和设计手段也不断改善，以经验和试制、实验为典型特征的传统设计方法已远不能满足现代产品对性能的需求，取而代之的是以计算机为基本工具，以数值仿真分析为主要手段的现代设计理论和方法的广泛应用。汽车发动机设计是典型的机械系统设计，针对汽车发动机的现代设计技术研究具有代表性意义。曲轴是汽车发动机至今为止关键的部件之一，其性能优劣直接影响着汽车发动机的可靠性和寿命，所以利用计算机仿真技术对曲轴设计及生产有着积极的指导作用。实现了曲轴建模和分析计算的自动化、智能化[3]。 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Pro/E软件对曲柄连杆机构的零件分别建立实体模型； （4）应用Pro/E软件将零件模型图转化为相应的工程图，并结合使用AutoCAD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一步精确设计和检验； （5）应用ANSYS软件对模型进行有限元分析。 第2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。 2.1 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。 第3章 曲轴的设计 3.1 曲轴的结构型式和材料的选择 3.1.1 曲轴的工作条件和设计要求 曲轴是在不断周期性变化的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态。 由于曲轴弯曲与扭转振动而产生附加应力，再加上曲轴形状复杂，结构变化急剧，产生的严重的应力集中。特别在曲柄至轴颈的圆角过渡区、润滑油孔附近以及加工粗糙的部位应力集中现象尤为突出。所以在设计曲轴时，要使它具有足够的疲劳强度，尽量减小应力集中现象，克服薄弱环节，保证曲轴可靠工作。 如果曲轴弯曲刚度不足，就会大大恶化活塞、连杆的工作条件，影响它们的工作可靠性和耐磨性，曲轴扭转刚度不足则可能在工作转速范围内产生强烈的扭转振动，所以设计曲轴时，应保证它有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度。 此外，曲轴主轴颈与曲柄销时再高比压下进行高速转动的，因而还会产生强烈的磨损。所以设计曲轴时，要使其各摩擦表面耐磨，各轴颈应具有足够的承压面积同时给予尽可能好的工作条件[6]。 3.1.2 曲轴的结构型式 曲轴的设计从总体结构上选择整体式，它具有工作可靠、质量轻的特点，而且刚度和强度较高，加工表面也比较少。为了提高曲轴的弯曲刚度和强度，采用全支撑半平衡结构，即四个曲拐，每个曲拐的两端都有一个主轴颈，如图3.1所示： 图3.1 曲轴的结构型式 3.1.3 曲轴的材料 在结构设计和加工工艺正确合理的条件下，主要是材料强度决定着曲轴的体积、重量和寿命，作为曲轴的材料，除了应具有优良的机械性能以外，还要求高度的耐磨性、耐疲劳性和冲击韧性。同时也要使曲轴的加工容易和造价低廉。在保证曲轴有足够强度的前提下，尽可能采用一般材料。以铸代锻，以铁代钢。高强度球墨铸铁的出现为铸造曲轴的广泛采用提供了前提。 球墨铸铁就其机械性能和使用性能而言，比其它多种铸铁都要好。球墨铸铁曲轴可以铸成复杂的合理的结构形状，使其应力分布均匀，金属材料更有效地利用，加上球铁材料对断面缺口的敏感性小，使得球铁曲轴的实际弯曲疲劳强度与正火中碳钢相近。 该发动机曲轴采用球墨铸铁铸造而成。 3.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计 3.2.1 曲柄销的直径和长度 在考虑曲轴轴颈的粗细时，首先是确定曲柄销的直径。在现代发动机设计中，一般趋向于采用较大的值，以降低曲柄销比压，提高连杆轴承工作的可靠性，提高曲轴的刚度。但是，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，，为气缸直径，已知=85，则，曲柄销直径取为=51。 曲柄销的长度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/=，取=31。 轴颈的尺寸，最后可以根据承压面的投影面积与活塞投影面积之比来校核，此比值据统计在范围内，而且汽油机偏下限。 那么由，则长度取值合适[5]。 3.2.2 主轴颈的直径和长度 为了最大限度地增加曲轴的刚度，适当地加粗主轴颈，这样可以增加曲轴轴颈的重叠度，从而提高曲轴刚度，其次，加粗主轴颈后可以相对缩短其长度，从而给加厚曲柄提高其强度提供可能。从曲轴各部分尺寸协调的观点，建议取，取=59。 由于主轴承的负荷比连杆轴承轻，主轴颈的长度一般比曲柄销的长度短，这样可满足增强刚性及保证良好润滑的要求[5]。 据统计，取=37。 3.2.3 曲柄 曲柄应选择适当的厚度、宽度，以使曲轴有足够的刚度和强度。为提高曲柄的抗弯能力，适当增加曲柄的厚度，曲柄的形状采用椭圆形，为了能最大限度地减轻曲轴的重量，并减小曲柄相对于主轴颈中心的不平衡旋转质量，将曲柄上肩部多余的金属削去。根据统计，曲柄的宽度，取，厚度，取。 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0.5~1，取=1。 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，故宜取大，至少不能小于0.05或2.5，取=3。 3.2.4 平衡重 对四拐曲轴来说，作用在第1、2拐和第3、4拐上的离心惯性力互成力偶。这两个力偶大小相等、方向相反，所以从整体上讲是平衡的，但是这两个力偶却还是作用在曲袖上了，曲轴这两个对称力偶的作用下可能发生弯曲变形。由于曲轴是安装在机体的主轴承中的，所以曲轴发生弯曲变形时上述力偶就将也部分地作用在机体上，使机体承受附加弯曲力偶的作用，尤其是在此情况下主轴承的工作条件也要变坏。安装平衡重，改善曲轴本身和机体的受力情况，尤其改善了主轴承的工作条件。 设计时，平衡重对主轴承工作情况的影响是利用主轴颈载荷图来进行估算的。没有平衡重时，由于离心惯性力的影响，主轴颈表面所受载荷的分布可能很不均匀，一部分轴颈表面所受载荷很大，但另一部分轴颈表面却完全不承受载荷。通过安装平衡重可以抵消一部分离心惯性力，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，而不是集中磨一处，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一体，时加工较简单，并且工作可靠[7]。 3.2.5 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。 润滑油一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[5]。 油道的孔径一般在左右，取为5。 3.2.6 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一般装在曲轴的前端，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。一方面防止曲轴箱中的机油由这里漏出去，另一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，把机油像个螺母一样地退了回去，不使它漏出机体外[4]。 曲轴后端（功率输出端）一般设有法兰，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一个。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，从最后一道主轴承到飞轮法兰这一轴段应该尽量粗短[5]。 3.2.7 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一定的自由伸长量，所以曲轴上只能有一处轴向定位。 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伸长时能自由延伸。 3.3 曲轴的疲劳强度校核 由于曲轴工作时承受交变载荷，它的破坏往往都由疲劳产生，因此，需要进行疲劳验算。由于实际的曲轴是一个多支承的静不定系统，理论上应按照连续梁的概念来求解支承弯矩和支反力，因为它考虑了支承的弹性安装不同心度以及支座弯矩等因素对曲轴应力的影响。 连续梁计算方法为：把曲轴简化为支承在刚性支承上的圆柱形连续直梁，根据连续梁支承处偏转角相等的变形协调条件，推导出各支承偏转角变化总和为零的连续方程，这种方法在各单位曲拐长度相等的情况下认为它们的刚度相等，免去繁杂的曲拐刚度计算，同时又由于不考虑支座弹性等，得到三弯矩方程，借助三弯矩方程进行计算，得各支承处在曲拐平面和曲拐平面的垂直面内的弯矩，然后把第支承和第支承点处的主轴颈截面的弯矩（曲拐平面内）、（曲拐平面的垂直面内）和、作为载荷加到图3.2中的曲拐受力模型上，再根据此新模型确定各支反力、各危险截面的内力矩，进而计算各名义应力[8]。 3.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩 1、计算公式及其推导 如图3.2所示，把曲轴简化为等圆截面梁，且由于假设各轴颈按等高度刚性点支承，即不考虑支座弹性及加工形成的不同轴度，以集中方式加载，且各拐集中力作用在各曲柄销中央，平衡重离心力作用在平衡块宽度中，为了保持转换前后的一致，需在铰链处作用弯矩，再根据支承二端转角相等的变形协调条件，保证各中间支承的连续性。 由材料力学知：在支承处左端梁转角和右端梁转角为（若）：                   （3.1）                     （3.2） 由变形协调条件=， 图3.2 连续梁受力图[8] = 又因为，所以          （3.3） 设第一支承和最后一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。 2、曲拐平面内支承弯矩计算 已知=28+25.11+18.082=89.27，当=2，=3，=4时，由式（3.3）得三弯矩方程组（3.4）：                 （3.4） 根据表2.2四缸机工作循环表，参照表2.6知如表3.1所示。 将、分别代入方程组，得工况下各支承处的弯矩如表3.2所示。 同理根据表3.3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3.4所示。 表3.1 各工况下载荷数据              （单位：） 工况 一 -346.96 7997.61 6122.88 -10276.86 二 7997.61 -10276.86 -346.96 6122.88 三 -10276.86 6122.88 7997.61 -346.96 四 6122.88 -346.96 -10276.86 7997.61 表3.2 各工况下曲拐平面内弯矩计算结果      （单位：） 工况 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各工况下载荷数据              （单位：） 工况 一 -14952.01 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内弯矩计算结果    （单位：）    工况 一 -99.05 276.89 -132.89 二 26.32 -330.32 90.71 三 -132.88 276.89 -99.05 四 15.14 -209.47 -4.00 3、支反力计算 求得各支承弯矩后，就可用图3.3所示的模型来计算各个支座的支反力。 图3.3 支反力计算模型[8] 得到支反力表达式如下：                 （3.5）                         （3.6） 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（3.5）、（3.6）计算得到各个支座反力，其值如表3.5，表3.6所示。               表3.5各工况下曲拐平面内支座反力计算结果      （单位：） 工况 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各工况下曲拐平面的垂直平面内支座反力计算结果   （单位：） 工况 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。    3.3.2 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[8]。一般情况，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名义应力计算： 曲轴材料：QT900-2，极限强度，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3.4。 图3.4 单拐计算模型[8] 1、弯曲应力  首先由表3.5和图3.3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，然后计算曲拐平面内曲柄臂中央处弯矩，弯矩最大值为：                           （3.7） 弯矩最小值为：                       （3.8） 曲柄臂抗弯截面模量为：                 （3.9） 圆角名义弯曲应力为：             （3.10）           （3.11） 最后得到，圆角弯曲应力幅和平均应力为：       （3.12）       （3.13） 2、扭转应力 首先由表3.4和表3.6可知，单拐扭矩，，对应的曲拐垂直平面内支反力，对应的曲拐垂直平面内支反力。 然后计算圆角承受的扭矩：             （3.14）         （3.15） 曲柄销抗扭截面系数为：                       （3.16） 圆角名义切应力为：                       （3.17）                   （3.18） 最后得：                 （3.19）                   （3.20） 计算结果远远小于许用值，则校核合格。 3.4 本章小结 本章首先分析了曲轴的工作条件和设计要求，在合理选择材料的基础上，对曲轴的各个部分进行结构参数的设计，并进行有关的尺寸校核，使其符合实际加工的要求，还对曲轴的一些细节进行了设计，如油孔的位置等问题，给予了合理的解释，最后对曲轴进行了疲劳强度校核。 第4章 曲轴的有限元分析 4.1 对Pro/E软件基本功能的介绍 Pro/E软件是美国PTC公司推出的大型CAD/CAM/CAE一体化软件。无论是造型设计、工程出图，以及3D装配等方面，Pro/E都具有操作容易、使用方便、可动态修改的特点。 Pro/E更是以其基于特征的参数化设计、单一数据库下的全相关性等新概念而闻名于世。另外还具有模具设计，动态、静态干涉检查，计算质量特征（如质心、惯性矩）等功能模块。用Pro/E创建的三维参数化零件模型，不但可以在屏幕上自由的翻转动态观察结构形体，更可以进行方便的动态修改和调整。进行力学分析、运动分析、数控加工等。 4.2 曲轴的创建 4.2.1 曲轴的特点分析 为了保证发动机长期可靠地工作，曲轴具有以下特点： （1）曲轴上的连杆轴颈偏置于曲轴的中心线，在连杆轴颈的相反方向上都设有平衡重，以避免曲轴旋转时产生严重的振动。 （2）曲轴上有钻通的油孔，润滑油经过油道。 4.2.2 曲轴的建模思路 曲轴的曲拐部分是对称的，4个平衡块特征的叠加完成曲轴大致一半的特征，所以先建立一半曲拐特征，再细化平衡块上的特征，然后镜像生成完整的曲拐，最后再对曲轴两端的特征分别创建，即完成特征的操作。 4.2.3 曲轴的建模步骤 1、创建第Ⅰ平衡块 （1）运用【拉伸工具】创建曲轴主轴颈的1/2部分。 （2）在上一步的基础上创建主轴颈和平衡重连接部分的凸肩。 （3）选取上一步完成的凸肩曲面作为草绘平面，并拉伸为实体，如图4.1所示。 2、创建曲柄臂 同样的方法，运用【拉伸工具】，完成曲柄臂的创建，如图4.2所示。 3、创建第平衡块     同样的方法绘制草图，创建平衡块，结果如图4.3所示。               图4.1 拉伸结果                      图4.2 拉伸结果 　              　  图4.3 拉伸结果                  4、曲轴曲拐部分的镜像 连续选取模型树已经创建好的所有特征，选择“组”命令，然后对“组”进行“镜像”，完成特征的创建，如图4.4所示：     图4.4 曲轴对称部分的镜像 5、创建曲轴前端特征 （1）运用【拉伸工具】创建曲轴前端轴颈及轴颈处凸台部分 （2）新建基准平面，拉伸去除材料，完成前端键槽的创建。 6、创建曲轴后端特征 （1）同样的方法拉伸生成曲轴后端轴颈部分。 （2）去除材料，调整去除材料方向，完成曲轴后端部分的创建。 7、细化曲轴两端特征 在曲轴两端平面上，运用【孔工具】，【阵列工具】，添加孔。 最后结果如图4.5、图4.6所示。       图4.5 曲轴前端特征          　           图4.6 曲轴后端特征 8、创建倒圆角及油孔 （1）运用“倒圆角”命令，分别对曲轴主轴颈、连杆轴颈与平衡块连接处的边进行圆角修整。 （2）运用【旋转工具】，新建基准轴，选择【去除材料】，创建油孔。 最后结果如图4.7所示： 图4.7 曲轴整体特征 4. 3 对ANSYS软件的介绍 ANSYS软件是融结构、热、流体、电磁、声学于一体，以有限元分析为基础的大型通用CAE软件，它由美国宾夕法尼亚州匹兹堡的ANSYS公司开发，可广泛应用于机械制造、石油化工、轻工、造船、航空航天、汽车交通、电子、土木工程、水利、铁道、日用家电、生物医学等众多工业领域及科学研究。 ANSYS具有强大而广泛的分析功能、一体化的处理技术、完善的开放体系。 4. 4 曲轴的有限元分析 4.4.1 曲轴受力条件与简化 曲轴在运动过程中，由于主轴颈上后到约束，而连杆轴颈上受到相应的合力，所以对于曲轴的受力来说是复杂的合力，由表3-1、3-5可以看出，在曲轴第三个曲拐处受到的力是最大的，所以在曲轴第三个曲拐受力最大的情况下进行分析，要进行有限元化并分析，需要对曲轴进行相应的曲轴网格划分与节点划分，做一个完全瞬态分析，而由于计算机的配置等诸多方面的因素，使得需简化模型，降低模型的复杂程度。 4.4.2 曲轴的静力学分析 1、曲轴模型的导入 由于使用的Pro/E建模，所以可以吧Pro/E中的曲轴模型导入到ANSYS中，应用接口串联，可以把模型导入到ANSYS 8.0中，如图4.8所示。 图4.8 导入到ANSYS中的曲轴模型 2、曲轴体分割与整合 由于曲轴的受力情况，在进行节点划分前需要进行体分割，才能在受力点位置产生节点，否则在网格划分的过程中可能出现网格未扫描出节点，从而对分析的结果产生影响。 （1）先对模型坐标系进行空间平移，移动到所要的分割平面位置，在利用布尔运算，对X轴实体模型进行体分割，然后继续移动坐标系，重复分割实体模型，在旋转坐标，对Y轴方向上进行分割，最后还原坐标系。最后结果如4.9图所示。 （2）同样利用布尔运算，对体分割后的实体模型进行布尔加运算，进行体整合，整合成为一体的实体模型。 3、网格划分与材料设置 （1）定义属性单元类型（Element Type），编辑单元类型，添加确定为Solid>Tet 10node 187。 图4.9 模型的分割 （2）属性材料设置，定义材料模型、材料属性和模型组合（Material Models），Structural>Linear>Isotropic，弹性模量输入为1.6e11，泊松比为0.29，在Density中输入密度铸铁为7300，如图4.10、4.11所示。     图4.10 材料弹性模量和泊松比图                        图4.11 材料密度 （3）利用网络划分工具（Mesh Tool）,对曲轴模型进行网格划分，结果如图4.12所示。 图4.12 网格划分 4、加载与求解 （1）约束条件的施加（Displacement）,对于曲轴的约束，先选取主轴颈上受力的节点，在5个主轴颈上分别对节点其施加全约束。 （2）载荷的施加（Pressure）,对于连杆轴颈上力的施加，是一个完全的瞬态分析，4个轴颈受到的力分别为3.9e6，-0.2e6，-6.5e6，5e6。 （3）计算求解（Solve），在施加约束和载荷完毕后，求解当前载荷步(Solve>Current LS) ，如图4.13所示。 图4.13 计算求解 5、通用后处理 （1）曲轴瞬态位移，如图图4.14所示，在3缸点火的条件下，最大位移量DMX为0.143893mm。 图4.14 总位移 （2）X轴的位移解UX，如图4.15所示，在X轴位移的极大值SMX为0.001508mm，极小值SMN为-0.001489mm。 图4.15 X轴的位移解 （3）Y轴的位移解UY，如图4.16所示，在Y轴位移的极大值为SMX为0.120092mm，极小值SMN为-0.005687mm。 图4.16 Y方向的位移解 （4）Z轴的位移解UZ，如图4.17所示，在Z轴位移的极大值为SMX为0.075493mm，极小值SMN为-0.084786 mm。 图4.17 Z轴的位移解 （5）X 轴的应力解SX, 如图4.18所示，在X方向应力的极大值为SMX为0.140E+9，极小值SMN为-0.716E+8。 图4.18 X轴的应力解 (6) Y 轴的应力解SY, 如图4.19所示，在Y轴应力的极大值为SMX为0.245E+9，极小值SMN为-0.170E+9。 图4.19 Y轴的应力解 (7) Z 轴的应力解SZ, 如图4.20所示，在Z轴应力的极大值为SMX为0.192E+9，极小值SMN为-0.108E+9。 图4.20 Y轴的应力解 4.5 本章小结 本章在创建曲轴的过程中，主要采用了拉伸和旋转除料进行特征创建，另外还有倒角及倒圆角等特征，完成了发动机主要零部件的模型创建，为下一步有限元分析以及工程图的创建做好了准备，而对于曲轴的有限元分析，通过对瞬态的分析，求得了曲轴在受到最大的力时所产生的位移，3缸的曲柄臂和连杆轴颈受到的力最大，和曲轴受力时最危险的部位，这为今后设计曲轴时对于强度的计算与考虑起到了一定的作用。 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4G63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零件进行了主要参数的设计计算，并通过校核检验尺寸选取的是否合适。分析了曲轴的工作条件，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。 （4）应用三维CAD软件Pro/ENGINEER建立了曲柄连杆机构中曲轴零部件的实体分析模型。 （5）运用ANSYS软件的有限元分析模块模拟研究了曲轴静力分析下的情况特性，有限元分析表明，在对曲轴进行静力学分析过程中，3缸的曲柄臂和连杆轴颈受到的力最大，为危险截面。 毕业设计虽已完成了，但由于实际经验缺乏，知识水平的局限，加上时间较仓促，设计中还存在很多不足之处，有许多地方还需要改进，在此感谢老师的批评指导。 参考文献 [1]丁培杰,吴昌华.柴油机曲轴计算方法发展的回顾、现状与展望[J].汽车发动机工程.2003． [2]张保成,张先林,苏铁雄.汽车发动机曲轴动态设计技术研究[J].现代车用动力.2001． [3]尤小梅,马星国.发动机曲轴动力学仿真研究[J].沈阳工业学院学报.2004． [4]周龙保.内燃机学[M].北京：机械工业出版社.2005． [5]杨连生.内燃机设计[M].北京：中国农业机械出版社.1981． [6]吴兆汉.内燃机设计[M].北京:北京理工大学出版社.1990． [7]张小虞.汽车工程手册[M].北京：人民交通出版社.2007． [8]徐  兀.汽车发动机现代设计[M].北京：人民交通出版社，2007． [9]苏铁雄,张儒华,蔡  坪等.利用有限元法研究曲轴弯曲应力的变化规律[J].1995． [10]陆际青.汽车发动机设计[M].北京：清华大学出版社.1990． [11]龚曙光，谢桂兰.ANSYS操作命令与参数化编程[M].北京：中国农业机械出版社.2001． [12]臧  杰．汽车构造：上册[M]．北京：机械工业出版社，2005． [13]刘必荣.基于ANSYS的R175A柴油机曲轴应力分析[J].盐城工学院报.2002． [14]徐  波,陈国华,王晓瑜.一种对整体曲轴有限元分析模型的改进[J].小型汽车发动机与摩托车.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 Engineer(London).v 24,n 1,Jan.1999． 致  谢 在本设计完成之际，首先向我最尊敬的导师朱荣福老师致以最诚挚的敬意和最衷心的感谢。几个月以来，他不遗余力地对我的设计进行了指导。在我毕业设计这段时间，无论是在学习还是在生活上，都给予了我无微不至的关怀，同时还要感谢王强老师。他们以其渊博的知识，宽厚的胸怀、无私的敬业精神以及严谨的治学态度和开拓进取的精神激励着我，并言传身教，身体力行地不断培养我独立思考，深入探索，解决实际问题的能力，使我受益匪浅。本设计之能完成，朱荣福老师给与了关键性的技术指导，并指明了研究的方向，朱老师虽然平日里工作繁多，但在我做毕业设计的过程中，特别在说明书的撰写和修改上给予了我悉心的指导，特此向两位老师表示衷心的感谢和敬意! 此外还要感谢那些给予过我关心、帮助的老师和同学，正是有了大家的关怀、鼓力和我自己的努力，此设计才得以顺利完成。同时还要感谢大学四年来所有的老师，为我们打下良好的汽车专业知识的基础，为我们以后的工作实践做好了铺垫。 毕业设计虽已完成了，但由于知识水平的局限，实际经验缺乏，设计还存在许多不足，有很多地方需要改进。例如对于平衡重的设计，以及曲柄连杆机构中其他零部件的具体设计、校核以及对零件的建模后的运动干涉分析。对于这些不足，我会在今后的工作、生活中努力去改正，并利用自已所学到的知识，为社会作更多的贡献，成为一个对社会有用的人。 附    录 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 moment, 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 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 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 particularly 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 crank, 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 does not always guarantee a liquid friction, especially when the oil is not clean, the journal was a strong abrasive wear surface, making the actual life of the crankshaft greatly reduced. Therefore, the design, to wear to the friction surface, and the appropriate material bearing a good match.     Crank in the crankshaft is the central link, the stiffness is very important. If the crankshaft bending stiffness, then the possible occurrence of more severe bending, the piston rod and bearing deterioration in working conditions greatly affect the reliability of these parts work and durability, even the crankcase is too large and the local stress cracking. Crankshaft's torsional stiffness is poor, the working speed range may be a strong torsional vibration. Ranging from noise, such as transmission gear on the crank to accelerate the wear; while in the crankshaft fracture. Therefore, the design should ensure it has the highest possible bending stiffness and torsional stiffness.     As the crankshaft by the power complex, geometric cross-section shape is rather special, in the design, has yet to reflect the objective reality of a theoretical formula for Universal. Therefore, the current design of the crankshaft design relies mainly on experience. 曲轴的工作条件和设计要求 曲轴是在不断周期性变化的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩共同作用下工作的，从而使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态；对内不平衡的发动机曲轴还承受内弯矩和剪力；未采取扭转振动减振 措施 《全国民用建筑工程设计技术措施》规划•建筑•景观全国民用建筑工程设计技术措施》规划•建筑•景观软件质量保证措施下载工地伤害及预防措施下载关于贯彻落实的具体措施 使曲轴还可能作用着幅值较大的扭转振动弹性力矩。这些载荷都是交变性的，可能引起曲轴疲劳失效。实践表明，弯曲载荷具有决定性作用，弯曲疲劳失效是主要破坏形式。因此曲轴结构强度的研究重点是弯曲疲劳强度，曲轴设计上要致力于提高曲轴的疲劳强度。 曲轴形状复杂，应力集中现象相当严重，特别在连杆轴颈与曲柄臂的过渡圆角处和润滑油孔出口附近的应力集中尤为突出。通常的曲轴断裂、疲劳裂纹都始于过渡圆角和油孔处。图7-1表明了曲轴弯曲疲劳破坏和扭转疲劳破坏的情况。弯曲疲劳裂缝从轴颈根部表面的圆角处发展到曲柄上，基本上成450折断曲柄；扭转疲劳破坏通常是从机械加工不良的油孔边缘开始，约成450剪断曲柄销。所以，在设计曲轴时，要特别注意设法缓和应力集中现象，强化应力集中部位。 曲轴各轴颈在很高的比压下，以很大的相对速度在轴承中发生滑动摩擦。这些轴承在实际变工况运转条件下并不总能保证为液体摩擦，尤其当润滑油不洁净时，轴颈表面遭到强烈的磨料磨损，使得曲轴的实际使用寿命大大降低。所以，设计时，要使其各摩擦表面耐磨，并匹配好适当材料的轴瓦。 曲轴是曲柄连杆机构中的中心环节，其刚度亦很重要。如果曲轴弯曲刚度不足，则可能发生较剧烈的弯曲振动，使活塞连杆和轴承的工作条件大为恶化，影响这些零件的工作可靠性和耐久性，甚至使曲轴箱局部应力过大而开裂。曲轴的扭转刚度差，则可能在工作转速范围内产生强烈的扭转振动。轻则引起噪音，加速曲柄上齿轮等传动件的磨损；重则使曲轴断裂。所以，设计时，应保证它有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度。 由于曲轴受力复杂，几何断面形状比较特殊，在设计时，至今还没有一个能反映客观实际的理论公式可供通用。因此，目前曲轴的设计主要是依靠经验来设计。朗读显示对应的拉丁字符的拼音   字典