基于PRO/E的曲柄連桿機構的建模與仿真研究

楊林建

YANG Lin-jian

（四川工程職業(yè)技術學院，德陽 618000）

0 引言

曲柄連桿機構是自動化設備中常用機構之一,它可實現(xiàn)旋轉運動與直線往復運動間的相互轉化。本文對曲柄連桿機構進行建模、動力學、仿真和裝配分析,其結果可推廣應用到壓縮機、內燃機和發(fā)動機等類似問題的研究。該設計為曲柄連桿機構設計和減小發(fā)動機振動等研究提供了重要的理論依據(jù)。

1 曲軸的設計

曲軸接受活塞壓縮機中電動機輸入的扭矩動力,在工作中承受周期性的復雜交變載荷。曲軸的伸臂端有1:10的錐度,裝有帶風扇的連軸節(jié)與電動機相連,曲軸的另一端有插入油泵齒輪軸的孔,通過孔端的盤帶動齒輪油泵工作。主軸頸和曲拐頸內鉆有軸向和徑向油孔。該設計尺寸分別為曲柄銷直徑80mm；主軸頸直徑90mm；曲柄的厚度48mm；曲柄寬度144mm。

在靜強度計算中，曲軸材料無論是采用原來的42CrMoA，還是采用S44SY鋼，對靜強度計算結果都沒有明顯影響。在選定的40種計算工況中，隨著曲軸轉角的變化，最大等效應力的位置也會發(fā)生改變，將出現(xiàn)在不同的曲拐處，而且有的工況最大等效應力出現(xiàn)在主軸頸圓弧倒角處，有的工況出現(xiàn)在連桿頸圓弧倒角處。在一個完整的工作循環(huán)中，曲軸轉角為17°時，曲軸上出現(xiàn)的最大等效應力為105MPa，位置在第6拐后側曲柄臂與主軸頸相連的圓弧倒角處，最大變形值為0.179mm，等效應力分布云圖如圖1所示；曲軸轉角為377°時，曲軸上出現(xiàn)次大等效應力為92.4MPa，位置在第1拐前側曲柄臂與連桿頸相連的圓弧倒角處，最大變形值為0.996mm，等效應力分布云圖如圖2所示。在其他位置時的應力都相對較小，所有計算工況的曲軸變形值都較小，不會對曲軸的正常工作產生不利影響。曲軸疲勞計算結果：采用42CrMoA材料的曲軸，計算的最小疲勞壽命值為13.371（常用對數(shù)值），換算成曲軸循環(huán)次數(shù)1013.371≈2.35×1013，其疲勞壽命云圖分布如圖3所示。曲軸材料換用S44SY鋼時，計算的最小疲勞壽命值為12.759（常用對數(shù)值），換算成曲軸循環(huán)次數(shù)1012.759≈5.74×1012，其疲勞壽命云圖分布如圖4所示。

圖1 曲軸377°位置等效應力云圖1

圖2 曲軸377°位置等效應力云圖2

圖3 42CrMoA曲軸疲勞壽命云圖

圖4 4SY曲軸疲勞壽命云圖

2 采用solidworks軟件進行應力校核

操作步驟為：建立曲軸模型；加載cosmosworks插件；生成算例；選擇材料并應用；對軸徑處加 y方向的約束；對聯(lián)軸器所在方向端面加固定約束；對連接連桿處加載F；劃分網(wǎng)格并運行，分別繪制最大應力圖和乘上安全系數(shù)得到屈服力計算結果。圖5為變形比例為1241.37曲軸示意圖，圖6為扭矩計算時曲軸加載示意圖。圖7、

圖5 假設最大活塞最大應力圖

圖6 曲軸加載扭矩計算圖

圖7 最大應力圖1

圖9分別為最大應力示意圖，圖8、圖10為乘以安全系數(shù)的屈服力示意圖。

圖 8 乘以安全系的屈服力圖1

圖9 最大應力圖2

3 連桿設計

連桿屬于杠桿類零件，它是活塞式壓縮機重要傳動件。連桿大頭通過軸瓦與曲軸的曲柄銷相連，小頭通過襯套，活塞銷與活塞相連，從而將曲軸的旋轉運動變?yōu)榛钊闹本€往復運動。連桿工作時，沿桿身中心線交替地傳遞很大的拉伸和壓縮力，所以它承受是反復作用的交變載荷。該設計壓縮機的連桿由45優(yōu)質碳素鋼鍛成，桿身為工字形截面，連桿大頭為剖分式，內裝掛有軸承合金的薄壁瓦。桿身內鉆有貫穿的油孔，以便將潤滑油從大頭瓦處輸送至小頭軸套內。設計的主要尺寸件下表。

序號 名稱 代號 單位 公式及其計算 說明1 最大活塞力 P kg P=2000 已知條件2 曲柄半徑 R cm R=S/2=10/2=5 以至行程.S=10cm 3 連桿長度 L cm L=R/λ=5/0.20=25 動力計算已知λ=1/5 4 曲柄銷直徑 D cm D=5.6 =5.6 =7.9 取D=8 P的單位：噸5 大頭孔直徑 D1 cm D1=8.5 查表5-13 6 小頭襯套內徑 d cm d=4 7 小頭襯套寬度 b cm 查表，取b=4.6 8 小頭襯套厚度 S cm S= (0.06～0.08)d=0.07×4=0.28 9 小頭孔直徑 d1 cm d1=d+2S=4+2×0.28=P4.56 取d1=4.6 10 桿體中間直徑 dm cm dm= (1.65～2.45) =2 =2.82 取dm=3cm 11 桿體中間面積 Fm cm2 Fm=πd2m/4=3.14×32÷4=7.1 12 近小頭處桿體直徑 d′ cm d′=0.8Hm=0.8×4.2=3.4

4 Pro/ENGINEER運動學仿真

設置工作目錄；打開Pro/ENGINEER系統(tǒng)，單擊菜單欄中的“Fi1e—Set Working Directory”，然后在“Select Working Directory” 對話框中選擇“ x：mechanismexam pie一 0l”。建立裝配，單擊圖標，彈出“New”對話框。在“Type” 欄中選擇“Assemble”，后在“Name”欄中輸入“sliderasm”。單擊系統(tǒng)右側工具條中的圖標，系統(tǒng)將彈出“Open”對話框。在對話框中選擇“slider-base.prt”選項，然后單擊“OPEN”按鈕確認，則系統(tǒng)將調入機架零件。同時，系統(tǒng)會彈出“Component Placement”對話框。單擊圖標；然后調入并放置曲軸；調入并放置連桿；調入并放置滑塊，單擊右側工具條中的圖標，在系統(tǒng)彈出的“Open”對話框中選擇“slider- 3．prt”，并單擊“Open”按鈕調入滑塊?；瑝K的約束設置比較復雜，需要設置2組約束。

圖10 乘以安全系的屈服力圖2

建立仿真的具體步驟為：設置電動機；建立運動分析，運動分析的測量操作者首先要單擊右側工具條中的圖標，打開“Measure Results”對話框。在該對話框所包含的選項中，一般可以將“Graph type”選 取 為：“Measure VS、Time”； 將“Result set”設置為選取運行的分析結果。計算建立曲柄連桿機構模型和配套機構模型如圖11、12所示。

圖11 曲柄連桿機構模型

圖12 配套機構模型

5 結論

通過Pro／E構建曲柄連桿機構的三維裝配模型，并運用Pro／E提供的Mechanism模塊進行機構的運動仿真分析，得到曲軸主要零部件的受力情況。該方法也為多工況下曲柄連桿機構載荷計算提供了一種簡便有效的新思路，也為曲柄連桿機構的選型、設計提供一種參考依據(jù)。

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