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桿的大頭上，形成了“關節式”運動，所以這種機構有時也稱為“關節曲柄連桿機構”。

在關節曲柄連桿機構中，個曲柄可以同時帶動幾套副連桿和活塞，這種結構可使內燃機長度縮短，結構緊湊，廣泛的應用于大功率的坦克和機車用形內燃機。

經過比較，本設計的型式選擇為中心曲柄連桿機構。

.曲柄連桿機構運動學中心曲柄連桿機構簡圖如圖.所示，圖.中氣缸中心線通過曲軸中心，為曲柄，為連桿，為曲柄銷中心，為連桿小頭孔中心或活塞銷中心。

當曲柄按等角速度旋轉時，曲柄上任意點都以點為圓心做等速旋轉運動，活塞點沿氣缸中心線做往復運動，連桿則做復合的平面運動，其大頭點與曲柄端相連，做等速的旋轉運動，而連桿小頭與活塞相連，做往復運動。

在實際分析中，為使問題簡單化，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量，認為它們分別做旋轉和往復運動，這樣就不需要對連桿的運動規律進行單獨研究。

圖.曲柄連桿機構運動簡圖活塞做往復運動時，其速度和加速度是變化的。

它的速度和加速度的數值以及變化規律對曲柄連桿機構以及發動機整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機構運動規律的主要任務就是研究活塞的運動規律。

活塞位移假設在時刻，曲柄轉角為，并按順時針方向旋轉，連桿軸線在其運動平面內偏離氣缸軸線的角度為，如圖.所示。

當時，活塞銷中心在最上面的位置，此位置稱為上止點。

當時，點在最下面的位置，此位置稱為下止點。

此時活塞的位移為.式中連桿比。

式.可進步簡化，由圖.可以看出即又由于.將式.帶入式.得.式.是計算活塞位移的精確公式，為便于計算，可將式.中的根號按牛頓二項式定理展開，得考慮到∕，其二次方以上的數值很小，可以忽略不計。

只保留前兩項，則.將式.帶入式.得.活塞的速度將活塞位移公式.對時間進行微分，即可求得活塞速度的精確值為.將式.對時間微分，便可求得活塞速度得近似公式為.從式.可以看出，活塞速度可視為由與兩部分簡諧運動所組成。

當或時，活塞速度為零，活塞在這兩點改變運動方向。

當時此時活塞得速度等于曲柄銷中心的圓周速度。

活塞的加速度將式.對時間微分，可求得活塞加速度的精確值為.將式.對時間為微分，可求得活塞加速度的近似值為.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。

.曲柄連桿機構中的作用力作用于曲柄連桿機構的力分為缸內氣壓力運動質量的慣性力摩擦阻力和作用在發動機曲軸上的負載阻力。

由于摩擦力的數值較小且變化規律很難掌握，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，無需另外計算，因此主要研究氣壓力和運動質量慣性力變化規律對機構構件的作用。

計算過程中所需的相關數據參照汽油機，如附表所示。

氣缸內工質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氣體壓力差與活塞頂面積的乘積，即.式中活塞上的氣體作用力，缸內絕對壓力，大氣壓力，活塞直徑，。

由于活塞直徑是定的，活塞上的氣體作用力取決于活塞上下兩面的空間內氣體壓力差，對于四沖程發動機來說，般取.對于缸內絕對壓力，在發動機的四個沖程中，計算結果如表.所示則由式.計算氣壓力如表.所示。

機構的慣性力慣性力是由于運動不均勻而產生的，為了確定機構的慣性力，必須先知道其加速度和質量的分布。

加速度從運動學中已經知道，現在需要知道質量分布。

實際機構質量分布很復雜，必須加以簡化。

為此進行質量換算。

機構運動件的質量換算質量換算的原則是保持系統的動力學等效性。

質量換算的目的是計算零件的運動質量，以便進步計算它們在運動中所產生的慣性力。

表.缸內絕對壓力計算結果四個沖程終點壓力計算公式計算結果進氣終點壓力.捷達汽車，曲柄，連桿機構，設計，畢業設計，全套，圖紙摘要本文以捷達汽油機的相關參數作為參考，對四缸汽油機的曲柄連桿機構的主要零部件進行了結構設計計算，并對曲柄連桿機構進行了有關運動學和動力學的理論分析與計算機仿真分析。

首先，以運動學和動力學的理論知識為依據，對曲柄連桿機構的運動規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果。

其次分別對活塞組連桿組以及曲軸進行詳細的結構設計，并進行了結構強度和剛度的校核。

再次，應用三維軟件建立了曲柄連桿機構各零部件的幾何模型，在此工作的基礎上，利用軟件的裝配功能，將曲柄連桿機構的各組成零件裝配成活塞組件連桿組件和曲軸組件，然后利用軟件的機構分析模塊，建立曲柄連桿機構的多剛體動力學模型，進行運動學分析和動力學分析模擬，研究了在不考慮外力作用并使曲軸保持勻速轉動的情況下，活塞和連桿的運動規律以及曲柄連桿機構的運動包絡。

仿真結果的分析表明，仿真結果與發動機的實際工作狀況基本致，文章介紹的仿真方法為曲柄連桿機構的選型優化設計提供了種新思路。

關鍵詞發動機曲柄連桿機構受力分析仿真建模運動分析摘要第章緒論.選題的目的和意義.國內外的研究現狀.設計研究的主要內容第章曲柄連桿機構受力分析.曲柄連桿機構的類型及方案選擇.曲柄連桿機構運動學活塞位移活塞的速度活塞的加速度.曲柄連桿機構中的作用力氣缸內工質的作用力機構的慣性力.本章小結第章活塞組的設計.活塞的設計活塞的工作條件和設計要求活塞的材料活塞頭部的設計活塞裙部的設計.活塞銷的設計活塞銷的結構材料活塞銷強度和剛度計算.活塞銷座活塞銷座結構設計驗算比壓力.活塞環設計及計算活塞環形狀及主要尺寸設計活塞環強度校核.本章小結第章連桿組的設計.連桿的設計連桿的工作情況設計要求和材料選用連桿長度的確定連桿小頭的結構設計與強度剛度計算連桿桿身的結構設計與強度計算連桿大頭的結構設計與強度剛度計算.連桿螺栓的設計連桿螺栓的工作負荷與預緊力連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算.本章小結第章曲軸的設計.曲軸的結構型式和材料的選擇曲軸的工作條件和設計要求曲軸的結構型式曲軸的材料.曲軸的主要尺寸的確定和結構細節設計曲柄銷的直徑和長度主軸頸的直徑和長度曲柄平衡重油孔的位置和尺寸曲軸兩端的結構曲軸的止推.曲軸的疲勞強度校核作用于單元曲拐上的力和力矩名義應力的計算.本章小結第章曲柄連桿機構的創建.對軟件基本功能的介紹.活塞的創建活塞的特點分析活塞的建模思路活塞的建模步驟.連桿的創建連桿的特點分析連桿的建模思路連桿體的建模步驟連桿蓋的建模.曲軸的創建曲軸的特點分析曲軸的建模思路曲軸的建模步驟.曲柄連桿機構其它零件的創建活塞銷的創建活塞銷卡環的創建連桿小頭襯套的創建大頭軸瓦的創建連桿螺栓的創建.本章小結第章曲柄連桿機構運動分析.活塞及連桿的裝配組件裝配的分析與思路活塞組件裝配步驟連桿組件的裝配步驟.定義曲軸連桿的連接.定義伺服電動機.建立運動分析.進行干涉檢驗與視頻制作.獲取分析結果.對結果的分析.本章小結結論參考文獻致謝附錄第章緒論.選題的目的和意義曲柄連桿機構是發動機的傳遞運動和動力的機構，通過它把活塞的往復直線運動轉變為曲軸的旋轉運動而輸出動力。

因此，曲柄連桿機構是發動機中主要的受力部件，其工作可靠性就決定了發動機工作的可靠性。

隨著發動機強化指標的不斷提高，機構的工作條件更加復雜。

在多種周期性變化載荷的作用下，如何在設計過程中保證機構具有足夠的疲勞強度和剛度及良好的動靜態力學特性成為曲柄連桿機構設計的關鍵性問題。

通過設計，確定發動機曲柄連桿機構的總體結構和零部件結構，包括必要的結構尺寸確定運動學和動力學分析材料的選取等，以滿足實際生產的需要。

在傳統的設計模式中，為了滿足設計的需要須進行大量的數值計算，同時為了滿足產品的使用性能，須進行強度剛度穩定性及可靠性等方面的設計和校核計算，同時要滿足校核計算，還需要對曲柄連桿機構進行動力學分析。

為了真實全面地了解機構在實際運行工況下的力學特性，本文采用了多體動力學仿真技術，針對機構進行了實時的，高精度的動力學響應分析與計算，因此本研究所采用的高效實時分析技術對提高分析精度，提高設計水平具有重要意義，而且可以更直觀清晰地了解曲柄連桿機構在運行過程中的受力狀態，便于進行精確計算，對進步研究發動機的平衡與振動發動機增壓的改造等均有較為實用的應用價值。

.國內外的研究現狀多剛體動力學模擬是近十年發展起來的機械計算機模擬技術，提供了在設計過程中對設計方案進行分析和優化的有效手段，在機械設計領域獲得越來越廣泛的應用。

它是利用計算機建造的模型對實際系統進行實驗研究，將分析的方法用于模擬實驗，充分利用已有的基本物理原理，采用與實際物理系統實驗相似的研究方法，在計算機上運行仿真實驗。

目前多剛體動力學模擬軟件主要有等。

多剛體動力學模擬軟件的最大優點在于分析過程中無需編寫復雜仿真程序，在產品的設計分析時無需進行樣機的生產和試驗。

對內燃機產品的部件裝配進行機構運動仿真，可校核部件運動軌跡，及時發現運動干涉對部件裝配進行動力學仿真，可校核機構受力情況根據機構運動約束及保證性能最優的目標進行機構設計優化，可最大限度地滿足性能要求連桿大頭與大頭蓋之間的結合面不致因慣性力而分開所必須具有的預緊力。

連桿上的螺栓數目為，則每個螺栓承受的最大拉伸載荷為往復慣性力和旋轉慣性力在氣缸中心線上的分力之和，即.軸瓦過盈量所必須具有的預緊力由軸瓦最小應力，由實測統計可得般為，取，由于發動機可能超速，也可能發生活塞拉缸，應較理論計算值大些，般取，取。

連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算連桿螺栓預緊力不足不能保證連接的可靠性，但預緊力過大則可能引起材料超出屈服極限，則應校核屈服強度，滿足.式中螺栓最小截面積，螺栓的總預緊力，安全系數取.材料的屈服極限，般在以上。

那么連桿螺栓的屈服強度為則校核合格。

.本章小結本章在設計連桿的過程中，首先分析了連桿的工作情況，設計要求，并選擇了適當的材料，然后分別確定了連桿小頭連桿桿身連桿大頭的主要結構參數，并進行了強度了剛度的校核，使其滿足實際加工的要求，最后根據工作負荷和預緊力選擇了連桿螺栓，并行檢驗校核。

第章曲軸的設計.曲軸的結構型式和材料的選擇曲軸的工作條件和設計要求曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力往復和旋轉運動質量的慣性力以及它們的力矩作用下工作的，使曲軸既扭轉又彎曲，產生疲勞應力狀態。

由于曲軸彎曲與扭轉振動而產生附加應力，再加上曲軸形狀復雜，結構變化急劇，產生的嚴重的應力集中。

特別在曲柄至軸頸的圓角過渡區潤滑油孔附近以及加工粗糙的部位應力集中現象尤為突出。

所以在設計曲軸時，要使它具有足夠的疲勞強度，盡量減小應力集中現象，克服薄弱環節，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，曲軸扭轉剛度不足則可能在工作轉速范圍內產生強烈的扭轉振動，所以設計曲軸時，應保證它有盡可能高的彎曲剛度和扭轉剛度。

此外，曲軸主軸頸與曲柄銷時再高比壓下進行高速轉動的，因而還會產生強烈的磨損。

所以設計曲軸時，要

（圖紙） 活塞.dwg

（其他） 捷達EA113汽車曲柄連桿機構設計說明書.doc

（圖紙） 連桿.dwg

（圖紙） 曲柄連桿機構裝配圖.dwg

（圖紙） 曲軸.dwg