曲柄连杆机构设计方案.docx

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曲柄连杆机构设计方案

课程设计说明书

题目：

曲柄连杆机构设计

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学号：

指导老师：

完成时间：

第1章绪论4

1.1题目分析4

1.2设计研究的主要内容4

第2章连杆组的设计15

2.1连杆的工作情况、设计要求和材料选用15

2.2连杆长度的确定16

2.3连杆小头的设计16

2.4连杆杆身的设计17

2.5连杆大头的设计17

2.6连杆强度计算18

2.7连杆螺栓设计25

2.8本章小结27

第3章活塞组的设计5

3.1活塞的工作条件和设计要求5

3.2活塞的材料6

3.3活塞的主要尺寸7

3.4活塞的头部设计9

3.5活塞的销座设计9

3.6活塞的裙部设计10

3.7活塞强度计算11

3.8活塞销的设计12

3.9活塞环的设计13

3.10本章小结15

第4章曲轴组的设计27

4.1曲轴的结构型式和材料的选择27

4.2曲轴的主要尺寸确定28

4.3曲轴油孔位置30

4.4曲轴端部结构30

4.5曲轴平衡块31

4.6曲轴的轴向定位31

4.7曲轴疲劳强度计算32

4.8飞轮的设计41

4.9本章小结42

总结43

参考文献44

致谢45

第1章绪论

1.1题目分析

曲柄连杆机构是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。

通过设计，确定发动机曲柄连杆机构的总体结构和零部件结构，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，为了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，还需要对曲柄连杆机构进行动力学分析。

为了真实全面地了解机构在实际运行工况下的力学特性，本文采用了多体动力学仿真技术，针对机构进行了实时的，高精度的动力学响应分析与计算，因此本研究所采用的高效、实时分析技术对提高分析精度，提高设计水平具有重要意义，而且可以更直观清晰地了解曲柄连杆机构在运行过程中的受力状态，便于进行精确计算，对进一步研究发动机的平衡与振动、发动机增压的改造等均有较为实用的应用价值。

本次设计柴油机型号为4105型柴油机，基本参数为：

缸径D=105mm

行程S=120mm

转速n=1500rpn

最高爆发压力Pz=70kgf/cm2

1.2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。

第2章连杆组的设计

2.1连杆的工作情况、设计要求和材料选用

1、工作情况连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起做往复运动，连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起做旋转运动。

因此，连杆体除有上下运动外，还左右摆动，做复杂的平面运动。

2、设计要求

<1）结构简单，尺寸紧凑，可靠耐用。

<2）在保证具有足够强度和刚度的前提下，尽可能减轻重量，以降低惯性力。

<3）尽量缩短长度，以降低发动机的总体尺寸和总重量。

<4）大小头轴承工作可靠，耐磨性好。

<5）连杆螺栓疲劳强度高，连接可靠。

<6）易于制造，成本低。

连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷，因此，在设计时应首先保证连杆具有在足够的疲劳强度和结构钢度。

如果强度不足，就会发生连杆螺栓、大头盖或杆身的断裂，造成严重事故，同样，如果连杆组刚度不足，也会对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响。

所以设计连杆的一个主要要求是在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。

为此，必须选用高强度的材料；合理的结构形状和尺寸。

3、材料的选择

为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，采用精选含碳量的优质中碳结构钢45模锻，表面喷丸强化处理，提高强度。

2.2连杆长度的确定

近代中小型告诉柴油机，为使发动机结构紧凑，最适合的连杆长度应该是，在保证连杆及相关机件在运动不与其他机件相碰的情况下，选取最小的连杆长度。

连杆长度l

与结构参数■=-R

■=0.286。

RS120

l210mm

人2九2汉0.286

2.3连杆小头的设计

小头主要尺寸为连杆衬套内径d和小头宽度b。

1.连杆衬套内径d

d=0.36D=0.36105=38mm

2.衬套厚度

、=0.066d=0.06638=2.5mm

3.小头内径d1

d1=d2、=3822.5二43mm

4.小头宽度bi

6=1.05X1.0538=40mm

5.小头外径d2

d2=1.214=1.2143=52mm

2.4连杆杆身的设计

连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形截面。

1.杆身截面高度H

H=0.32D=0.32105=34mm

2.杆身截面宽度B

B=0.65H=0.6534=22mm

3.杆身截面中间宽度t

t=0.15H=0.1534=5mm

为使连杆从小头到大头传力比较均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的圆角半径。

2.5连杆大头的设计

本次大头采用斜切口大头的结构形式，切口角"-45

1.大头孔直径Di

D^0.72^0.72105=76mm

2.大头宽度b2

b2=0.59D1=0.5976=45mm

3.连杆轴瓦厚度J

I

6=3mm

4.连杆螺栓直径dM

dM=0.13D=0.13105=14mm

5.连杆螺栓孔中心距l1

h=1.21D=1.2176=92mm

螺栓孔外侧壁厚不小于2毫M，取3毫M，螺栓头支承面到杆身或大头盖的过渡采用尽可能大的圆角。

6.大头高度H1,H2

H2=（0.41~0.58）D1

取0.50

H2=0.5D^38mm

7.疋位方式

H1=（0.19~0.24）Dj取0.21

比=0.21D^16mm

定位方式采用锯齿定位，齿形角为60，齿距为4mm

2.6连杆强度计算

1.连杆小头计算

（1）由衬套过盈配合和受热膨胀产生的应力衬套最大装配过盈量

4

厶=81038=0.0304mm

衬套温度过盈量

t=C-）=（1.8-1.0）10'12043=0.041mm

式中〉为连杆材料线膨胀系数，对于钢〉=1.010*1C

:

'为衬套材料线膨胀系数，对于青铜「=1.810^1C

由总过盈量产生的径向均布压力

二亠乙t

P_2222

d2+d1d1+dd；-d12d'-d2

d1[—E1飞—

0.003+0.0041

-5.22+4.32“c4.32+3.82no

43x[5.22-4.32+4.32-3.82]

2.2"061.15"06

=179.2kgf/cm2

式中E为连杆材料的弹性模量，对于钢E=2.2106kgf/cm2

E'为衬套材料的弹性模量，对于青铜E'=1.15106kgf/cm2

丄为泊桑比，」=0.3

小头外表面由P引起的应力

（2）由惯性力拉伸引起的小头应力

活塞组的最大惯性力

'G22552

片噺2R

（1）15720.06（10.286）=494kgf

g9.81

式中g'为活塞组重量

■为角速度

固定角

34+50

=90arccos」2118

26+50

小头平均半径

r—V严3-2.375cm

44

小头中心截面＜=0）上的弯矩

M。

二Pjmaxr（0.00033c-0.0297）

-4942.375（0.00033118-0.0297）

=10.84kgfcm

小头中心截面＜—0）上的法向力

No=Pj'max（0.572-0.0008c）=494（0.572-0.0008118）-235.93kgf

小头固定截面＜「=：

c）上的弯矩

M2二M。

N°r（1-cosJ-0.5Pjmaxr（sinc—cosJ

=10.84235.932.375（1-cos118）-0.54942.3751.352=41.12kgfcm

查表可知sin118-cos118=1.352

小头固定截面＜「=c）上的法向力

N2二Nocos：

：

c0.5Pj'max（sinc-cos「c）

=235.93cos1180.54941.352

=223.18kgf

=382.49kgf/cm2

（3）由最大压缩力Pc引起的应力

小头承受的最大压缩力

'314^1052

Pc"4

Pjmax=70494=5564kgf

辅助参数业和N

PcrFc

查表可得

M。

Pcr

一0.0010

No

Pc

-0.0025

小头受压时中央截面上的弯矩和法向力

Mo二一O.OOIORr二一0.001055642.375二一13.21kgfcm

No=0.0025R=0.00255564=13.91kgf

小头固定截面处—c）的f（=）值

查表得f（「c）=f（118）=0.01228

小头受压时固定截面处v「=「c）的弯矩和法向力

M2二M。

N0r（1-cos「c）-Pcrf（c）

=「13.2113.912.375（1-cos118）-55642.3750.01228

--126.94kgfcm

N2=Pcf（c）N0cos\=55640.0122813.91cos118=61.80kgf

小头受压时固定截面处外表面应力

2

--858kgf/cm

（4）小头安全系数

材料的机械性能查表可得45钢二B=60kgf/cm2

二4=（0.45~0.55）6756=3000kgf/cm2

2-4z=（0.7~0.9）匚4二0.8二/二2400kgf/cm

2

二0二（1.4~W=1.5—=4500kgf/cm

角系数

在固定角c截面的外表面处

11

应力幅二a（；爲-；二）[382.49-（-858）]=620.2kgf/cm2

22

11

平均应力二m（；j；「ac公a）[382.49（-858）2775.07]=537.3kgf/cm2

22

小头安全系数

小头安全系数应不小于1.5，所以满足要求

（5）小头横向直径减小量

小头平均直径

dm=2r=4.75cm

小头截面的惯性矩

b1h34.00.4534

J0.0304cm

1212

横向直径减小量

Pjmaxdm（：

c-90）2

Q.=

1106ej

32

4944.75（118-90）

66

102.2100.0304

=0.000621cm

为保证活塞销和连杆衬套不致咬死，应使r，实际计算结果「一，

22

所以满足要求。

2.连杆杆身计算<1）杆身中间截面处最大拉伸力Pj和最大压缩力Pc

G+G2-

P=时2R（1+h）

g

255+1115720.06（10.286）

9.81

=708kgf

Pc二PzDPj=703.1410.5-708=5350kgf

44

式中G',G分别为活塞组重量和位于计算截面以上那一部分连杆重量

（2）杆身中间截面处的应力和安全系数

由最大拉伸力引起的拉伸应力

Pj708

2

=221.25kgf/cm

式中F为杆身中间截面积，计算约为:

F2.20.4420.5（3.4-0.88）=3.2cm2

杆身中间截面的惯性矩

133

Jx[BH3-（B-t）h3]

12

1[2.23.43-（2.2-0.5）2.523]

12

二4.94cm4

Jy

=L[（H-h）B3ht3]

12

133

[（3.4-2.52）2.232.520.53]12

4

=0.81cm

由最大压缩力引起的合成应力

5350212

二L辰O.。

0035帝5350=1839kgf/cm2

'2

二』C」

F4J

2

535015.0522

-Pc0.000355350=1803kgf/cm2

y3.240.81

式中C为系数，对于各种钢材C=0.0002~0.0005

.'.d1D1一4.37.6

l=l--=2115.05cm

22

杆身中间截面在摆动平面内的应力幅和平均应力

1

ax：

V

2

j

2

1839-（-221）2

1030kgf/cm2

1839（-221）2

809kgf/cm

在垂直于摆动平面内的应力幅和平均应力

（J—（J

a=—

ay2

<5+CT

-2Ij

2

my二

=1803（221）「012kgf/cm2

2

1803（-221）

2

二791kgf/cm

在摆动平面和垂直于摆动平面内的安全系数

安全系数满足要求。

（3）连杆大头计算

大头盖所受惯性力

GG2-G32

Pjmax

=[

（1）22r

gg

3.651.652

=[（10.286）]15720.06

9.819.81

二956kgf

yc

根据大头盖截面图＜图1）计算重心坐标

7

12

7

ZF

1207

4.51.2•2[0.70.7（•1.2）]

22

4.51.220.70.7

0.75cm

大头盖截面的惯性矩

J=JZFiri2

二451.232M0.731.24.5（0.75-負）220.70.7（1.207-0.75）2121222

=1.44cm4

大头盖计算截面的抗弯断面模数

1.44

1.9—0.75

=1.25cm

ymax

轴瓦计算截面的惯性矩

大头盖中央截面上的应力

大头盖横向直径减小值

经轴承选择，“值小于轴承间隙的一半，所以满足要求。

2.7连杆螺栓设计

1.连杆螺栓的结构尺寸和材料选择

根据气缸直径D初选连杆螺纹直径dM

dM=0.13D=0.13105=14mm

根据dM选择螺栓，螺母，垫片标准件如下:

螺栓GB/T5782M14x80

螺母GB/T6170M14

垫片GB/T84814

螺栓与螺母材料均采用40Cr。

2.螺栓装配预紧力和屈服强度校核

<1）装配预紧力

每个螺栓由惯性力引起的工作负荷

式中「为斜切口大头的切口角

发动机工作时连杆螺栓受到两种力的作用：

预紧力P和最大拉伸载荷Pj,

预紧力由两部分组成：

一是保证连杆轴瓦过盈度所必须具有的预紧力P；二是

保证发动机工作时，连杆大头与大头盖之间的结合面不致因惯性力而分开所必须具有的预紧力Poo

P0=P+（2~2.5）Pji=1200+2.2x338=1944kgf

（2）材料屈服强度校核

确定Po后，校核螺栓材料是否屈服，应满足：

式中Fmin为螺栓最小截面积，经计算Fmin=153.86mm2

二s为材料的屈服极限，一般二s-80kgf/mm2

n为安全系数，一般为1.5~2.0

于是经计算

-^94412.6kgf/mm2

153.86

802

45.7kgf/mm1.75

得匚:

:

6，所以满足要求

n

2.8本章小结

本章在设计连杆的过程中，首先分析了连杆的工作情况，设计要求，并选择了适当的材料，然后分别确定了连杆小头、连杆杆身、连杆大头的主要结构参数，并进行了强度了刚度的校核，使其满足实际加工的要求，最后根据工作负荷和预紧力选择了连杆螺栓，并行检验校核。

第3章活塞组的设计

3.1活塞的工作条件和设计要求

1.活塞的机械负荷在发动机工作中,活塞承受的机械载荷包括周期变化的气体压力、往复惯性力以及由此产生的侧向作用力。

在机械载荷的作用下，活塞各部位了各种不同的应力：

活塞顶部动态弯曲应力；活塞销座承受拉压及弯曲应力；环岸承受弯曲及剪应力。

此外，在环槽及裙部还有较大的磨损。

为适应机械负荷，设计活塞时要求各处有合适的壁厚和合理的形状，即在保证足够的强度、刚度前提下，结构要尽量简单、轻巧，截面变化处的过渡要圆滑，以减少应力集中。

2.活塞的热负荷活塞在气缸内工作时，活塞顶面承受瞬变高温燃气的作用，燃气的最高温度可达。

因而活塞顶的温度也很高。

活塞不仅温度高，而且温度分布不均匀，各点间有很大的温度梯度，这就成为热应力的根源，正是这些热应力对活塞顶部表面发生的开裂起了重要作用。

3.磨损强烈发动机在工作中所产生的侧向作用力是较大的，同时，活塞在气缸中的高速往复运动，活塞组与气缸表面之间会产生强烈磨损，由于此处润滑条件较差，磨损情况比较严重。

4.活塞组的设计要求<1）要选用热强度好、耐磨、比重小、热膨胀系数小、导热性好、具有良好减磨性、工艺性的材料；

<2）有合理的形状和壁厚。

使散热良好，强度、刚度符合要求，尽量减轻重量，避免应力集中；

<3）保证燃烧室气密性好，窜气、窜油要少又不增加活塞组的摩擦损失；<4）在不同工况下都能保持活塞与缸套的最佳配合；

<5）减少活塞从燃气吸收的热量，而已吸收的热量则能顺利地散走；

<6）在较低的机油耗条件下，保证滑动面上有足够的润滑油

3.2活塞的材料

根据上述对活塞设计的要求，活塞材料应满足如下要求：

<1）热强度高。

即在300~400C高温下仍有足够的机械性能，使零件不致损坏；

<2）导热性好，吸热性差。

以降低顶部及环区的温度，并减少热应力；

<3）膨胀系数小。

使活塞与气缸间能保持较小间隙；

<4）比重小。

以降低活塞组的往复惯性力，从而降低了曲轴连杆组的机械负荷和平衡配重；

<5）有良好的减磨性能<即与缸套材料间的摩擦系数较小），耐磨、耐

蚀；

<6）工艺性好，低廉。

在发动机中，灰铸铁由于耐磨性、耐蚀性好、膨胀系数小、热强度高、成本低、工艺性好等原因，曾广泛地被作为活塞材料。

但近几十年来，由于发动机转速日益提高，工作过程不断强化，灰铸铁活塞因此比重大和导热性差两个根本缺点而逐渐被铝基轻合金活塞所淘汰。

铝合金的优缺点与灰铸铁正相反，铝合金比重小，约占有灰铸铁的1/3，结

构重量仅占铸铁活塞的50〜70%。

因此其惯性小，这对高速发动机具有重大意义。

铝合金另一突出优点是导热性好，其热传导系数约为铸铁的3~4倍，使活

塞温度显著下降。

对汽油机来说，采用铝活塞还为提高压缩比、改善发动机性能创造了重要的条件。

共晶铝硅合金是目前国内外应用最广泛的活塞材料，既可铸造，也可锻

造。

含硅9%左右的亚共晶铝硅合金，热膨胀系数稍大一些，但由于铸造性能

好，适应大量生产工艺的要求，应用也很广。

综合分析，该发动机活塞采用铝硅合金材料铸造而成。

3.3活塞的主要尺寸

1.活塞高度H

活塞高度取决于下列因素：

（1）对柴油机高度尺寸的要求

（2）转速n

（3）燃烧室形状与尺寸

（4）活塞裙部承压面积

HT.2D=1.2105=126mm

2.压缩高度H

活塞压缩高度的选取将直接影响发动机的总高度，以及气缸套、机体的尺寸和质量。

尽量降低活塞压缩高度是现代发动机活塞设计的一个重要原则。

Hi=0.7D=0.7105=74mm

3.顶岸高度h（即第一道活塞环槽到活塞顶的距离）

（1）h越小，第一道环本身的热负荷也越高，应根据热负荷与活塞冷却状况确

定h。

（2）在保证第一道环工作可靠的情况下，尽量缩小h，以力求降低活塞高度和重量。

（3）高速柴油机铝活塞h/D一般为0.14~0.20。

h=0.18D=0.18105=19mm

4.活塞环的数目及排列

数目选择为4道活塞环，前三道为气环，最后一道为油环。

5.环槽尺寸

环岸和环槽的设计应保持活塞、活塞环正常工作，降低机油消耗量，防止活塞环粘着卡死和异常磨损，气环槽下平面应与活塞轴线垂直，以保证环工作时下边与缸桶接触，减小向上窜机油的可能性。

环槽的轴向高度等于活塞环的轴向高度：

气环b=3mm

油环b=6mm

环槽底径D'取决于活塞环的背面间隙，D'按下式估算：

气环槽D'=[D—（2t+KD）+0.5]；.25=96.47；25mm

油环槽D'=[D—（2t+KD）+1.5]：

25=97.47：

25mm

6.环岸高度

第一环岸温度较高，承受的气体压力最大，又容易受环的冲击而断裂。

所以第一环岸高度g—般比其余环岸高度要大一些。

0=0.038D=0.038105=4mm

7.活塞顶厚度

「.是根据活塞顶部应力，刚度及散热要求来决定的。

、.二0.067D=0.067105=7mm

8.裙部长度H2

出=0.75D=0.75105=79mm

9.裙部壁厚:

.g

g=0.028D=0.028105=3mm

10.活塞销直径d和销座间隔B

高速机D100mm，d/D应在0.33~0.40之间，普通销座B/D应在

0.35~0.42之间。

d=0.36D=0.36105=38mm

B=0.41D二0.41105=43mm

3.4活塞的头部设计

1.设计要点

活塞头部包括活塞顶和环带部分，其主要功用是承受气压力，并通过销座把它传给连杆，同时与活塞环一起配合气缸密封工质。

因此，活塞头部的设计要点是：

<1）保证它具有足够的机械强度与刚度，以免开裂和产生过大变形，因为环槽的变形过大势必影响活塞环的正常工作；

<2）保证温度不过高，温差小，防止产生过大的热变形和热应力，为活塞环的正常工作创造良好条件，并避免顶部热疲劳开裂；

<3）尺