第1章 前言
1.1設計題目要求
了解目前常用發(fā)動機的樣式，和國內外的發(fā)展趨勢；確定雙缸發(fā)動機的總體設計方案；對于該產品的主要參數進行設計計算；用三維繪圖軟件進行產品的結構設計，并進行運動仿真；編寫說明書，撰寫畢業(yè)論文
1.2發(fā)動機的設計背景
汽油發(fā)動機將汽油的能量轉化為動能來驅動汽車，最簡單的辦法是通過在發(fā)動機內部燃燒汽油來獲得動能。因此，汽車發(fā)動機是內燃機----燃燒在發(fā)動機內部發(fā)生。
發(fā)動機是一種能夠把其它形式的能轉化為另一種能的機器，通常是把化學能轉化為機械能。發(fā)動機既適用于動力發(fā)生裝置，也可指包括動力裝置的整個機器（如：汽油發(fā)動機、航空發(fā)動機）。發(fā)動機最早誕生在英國，所以，發(fā)動機的概念也源于英語，它的本義是指那種“產生動力的機械裝置”。
發(fā)動機是汽車的心臟，是由多個機構和系統(tǒng)組成的復雜的機器。現代汽車發(fā)動機的機構形式有很多，即使是同一類型的發(fā)動機，其具體的結構也個不相同，但不論哪種類型的發(fā)動機，其基本結構是相似的。發(fā)動機是汽車動力之源。發(fā)動機的好壞直接影響著汽車的性能。隨著科技發(fā)展發(fā)動機技術也在不斷的提高，如今，發(fā)動機不僅在動力性有很大的提升，更在環(huán)保性能上有了很大的改善。
現在發(fā)動機的分類，按照使用燃料的不同分為：汽油機、柴油機、CNG發(fā)動機、LPG發(fā)動機、混合燃料發(fā)動機;按照行程分類分為：四行程發(fā)動機和二行程發(fā)動機；按照冷卻方式分類：水冷式發(fā)動機和風冷式發(fā)動機；按照汽缸數分為：單缸發(fā)動機和多缸發(fā)動機；按照氣缸排列方式分為：直列式、斜置式、對置式、V形式、W形式；按照進氣系統(tǒng)是否采用增壓方式分為：自然吸氣式和增壓式；按照活塞的工作方式分為：往復活塞式和轉子活塞式。
雙缸發(fā)動機是指有兩個氣缸的發(fā)動機，是由兩個相同的單缸排列在一個機體上共用一根曲軸輸出動力所組成。通常是將化學能轉化為機械能，有時適用于動力發(fā)生裝置，也可指包括動力裝置的整個機器。主要用途為轎車的發(fā)動機、摩托車、油鋸和部分小功率機械中。
目前雙缸發(fā)動機分為四沖程和二沖程兩種，根據氣缸的排列方式還分為直列發(fā)動機和V型發(fā)動機。雙缸發(fā)動機多用于小型橋車與摩托車中，所以雙缸發(fā)動機必須具備的一個特性就是發(fā)動機體積要小，節(jié)約空間，對于摩托車等運用雙缸發(fā)動機的設備而言，雙缸發(fā)動機可以保證一個較高的排量和較為合適的功率。雙缸發(fā)動機由于往復運動及回轉運動零件的質量小，因而運動慣量小，回轉時扭矩變動幅度小，順暢平穩(wěn)，震動及噪聲小。
1.3發(fā)動機的發(fā)展現狀
內燃機的種類十分繁多，我們常見的汽油機、柴油機是典型的內燃機。我們不常見的火箭發(fā)動機和飛機上裝配的噴氣式發(fā)動機也屬于內燃機。不過，由于動力輸出方式不同，前兩者和后兩者又存在著巨大的差異。一般地，在地面上使用的多是前者，在空中使用的多是后者。
1.4本次設計的研究內容、目的
訓練綜合運用《機械設計基礎》課程和有關先修課程的理論及產生實際知識解決實際機械設計問題的能力，培養(yǎng)正確的設計思想，鞏固所學知識。學習機械設計的一般方法，了解和掌握機械零件、傳動裝置的設計方法和步驟，培養(yǎng)機械設計能力和獨立解決工程實際問題的能力。學會運用設計資料及進行經驗估算，培養(yǎng)機械設計的基本技能。
第2章 發(fā)動機原理分析
1、 發(fā)動機的部件組成
一部完整的發(fā)動機是由缸體、缸蓋、曲軸箱、活塞、活塞環(huán)、活塞銷、連桿、曲軸、曲軸軸頸、連桿小頭、連桿大頭、主摩擦副、行程線、上止點和下止點、曲柄半徑、活塞行程等組成。
2、 四沖程發(fā)動機的工作行程
汽油機吸入可燃的空氣油混合氣，并將這種混合氣進行壓縮后在精確的時刻由火花塞點燃。因此這類發(fā)動機稱為火花塞火式發(fā)動機。這類發(fā)動機需要四個活塞行程來完成一個工作循環(huán)：活塞朝遠離缸蓋的方向移動，吸入空氣燃油混合氣的行程：活塞朝缸蓋方向運動，壓縮空燃混合氣充量的行程；活塞朝遠離缸蓋方向移動的做工行程和活塞朝缸蓋方向運動的排氣行程。
⑴、進氣行程。
進氣門開啟，排氣門關閉?；钊滦羞h離缸蓋。活塞沿氣缸快速移動產生壓力下降或真空，在距上止點三分之一行程處缸內負壓達到最大值，約比大氣壓力低0.3.實際產生的真空度將取決于發(fā)動機的轉速和負荷的大小，典型的平均真空度比大氣壓低0.12,。缸內產生的真空度可吸入由空氣和霧化汽油組成的重量比為10—17:1的新鮮充量和。利用缸內真空吸入新鮮充量的發(fā)動機叫做正常吸氣或自然吸氣發(fā)動機。
⑵、壓縮行程
進氣門和排氣門均關閉?；钊_始上行，朝缸蓋方向移動。吸入的空氣燃油混合氣被逐漸壓縮，在活塞處于上止點時被壓縮到氣缸原有容積的八分之一至十分之一。壓縮過程將空氣和霧化了的汽油分子緊緊的擠壓在一起。壓縮過程不僅提高了缸內氣體的壓力，還升高了其溫度。在節(jié)氣門開啟發(fā)動機帶負荷運轉時，缸內氣體最大壓縮壓力一般可達到8—14。壓縮終了時，氣缸內氣體的壓力約為0.8—1.5，溫度約為600—750K。
⑶、做功行程
進氣門和排氣門均關閉，且就在活塞接近壓縮上止點之時，火花塞點燃被壓縮后的高密度的可燃充量。當活塞到達上止點時，缸內可燃混合氣開始燃燒，產生熱量，促使缸內氣體壓力迅速升高。當作用在活塞上的氣體壓力超過作用在其上阻力時，燃燒氣體還是膨脹，改變活塞運動方向，并將活塞退至下止點。于是，缸內壓力從滿負荷下大約60的峰值壓力降低到活塞接近下止點時的4左右。做功行程中，燃燒氣體的最大壓力可達到3.0—6.5，最高溫度可達到2200—2800K，隨著活塞向下止點移動，氣缸容積不斷增大，氣體壓力和溫度逐漸降低。在做功行程結束時，壓力約為0.35—0.5，溫度約為1200—1500K。
⑷、排氣過程
做功行程結束時，進氣門仍保持關閉狀態(tài)，而排氣門開啟?；钊淖冞\動方向，從下止點向上止點位置移動。大部分廢氣靠其自身的能量排出氣缸，而剩余的廢氣將在活塞上移的過程中被活塞強行推入排氣道排入大氣中。
排氣過程中，缸內氣體的壓力將會從排氣門開啟時的壓力，根據發(fā)動機的轉速和節(jié)氣門開度的不同可能為2—5范圍內的某個值逐漸下降，到活塞缸蓋方向移動接近上止點時缸內氣體壓力為大氣壓力，或者更低。排氣終了時，在燃燒室內尚殘留少量的廢氣，稱其為殘余廢氣，因為排氣系統(tǒng)有阻力，所以殘余廢氣的壓力比大氣壓力略高，約為0.105—0.12，溫度約為900—1100K。
第3章 發(fā)動機結構設計
1、 發(fā)動機參數的確定
設計一臺雙缸型發(fā)動機，首先要確定它的基本結構參數，包括平均有效壓力，活塞平均速度，氣缸數i，轉數n，氣缸直徑D，活塞行程S，壓縮比等。
1.1制定發(fā)動機設計參數要求
設計條件為：
⑴、制定雙缸發(fā)動機的排量為120mL四沖程汽油機
⑵、平均有效壓力：Pme=0.8～1.2MPa；
⑶、活塞的平均速度：Vm<18m/s。
⑷、體積小，結構簡單
1.2發(fā)動機結構設計
將本次設計對象定為一臺120mL四沖程汽油機，初步選擇采用雙缸風冷形式，即確定氣缸數i=2，沖程數=4。
1.3發(fā)動機主要參數的確定
參考楊連生版《內燃機設計》，汽車發(fā)動機的缸徑行程比S/D一般在0.8～1.2之間，取S/D=0.85。
內燃機學基本公式：
VS=πD2S/4
其中—為發(fā)動機的有效功率;—為發(fā)動機的平均有效功率；—氣缸的工作容積；—發(fā)動機的氣缸數目；—發(fā)動機的轉速；—活塞的平均速度；—發(fā)動機活塞的行程；—發(fā)動機氣缸直徑；—發(fā)動機行程數。
氣缸的工作容積：上下止點間所包容的氣缸容積稱為氣缸的工作容積，記為，根據公式：
VS=πD2S/4
代入計算得：
發(fā)動機氣缸直徑 D=56.4mm，
活塞行程S=47.9mm.
將其圓整可得：
D=56mm，S=48mm.
==118mL，
內燃機的排量：
內燃機所有氣缸工作容積的總和稱為內燃機的排量，記做，
燃燒室容積：
活塞位于上止點時，活塞頂面以上氣缸蓋底面一下所形成的空間叫做燃燒室，其容積稱為燃燒室容積，也叫做壓縮容積，記做。
氣缸總容積：
氣缸工作容積與燃燒室容積之和稱為氣缸總容積，記做，
壓縮比：
氣缸總容積也燃燒室總容積之比稱為壓縮比，記做。對于汽油機壓縮比的范圍為：8～12，取=8，根據《內燃機學》公式，壓縮比為：
計算得：
壓縮容積 =16.86mL，
氣缸總容積=134.86mL.
壓縮比的大小表示活塞由上止點運動到下止點時，氣缸內的氣體被壓縮的程度。壓縮比越大，壓縮終了時氣缸內氣體的壓力和問題就越高。
工況：
內燃機在某一時刻的運動情況叫做工況，以該時刻內燃機輸出的有效功率和曲軸轉速表示。曲軸轉速即為內燃機的轉速。
負荷率：
內燃機在某一轉速下發(fā)生的有效功率與相同轉速下所能發(fā)生的最大的有效功率的比值稱為負荷率，負荷率通常稱為負荷。
發(fā)動機的動力性能指標：
動力性能指標是指發(fā)動機做功大小的指標，一般用發(fā)動機的有效轉矩、有效功率、轉速和平均有效壓力等作為評價發(fā)動機動力性能好壞的的指標。
發(fā)動機的轉速：
發(fā)動機每軸的曲軸每分鐘的回轉數稱為發(fā)動機的轉速，用表示，單位是r/min。發(fā)動機轉速的高低，關系到單位時間內做功次數的多少或發(fā)動機有效功率的大小，即發(fā)動機的有效功率隨轉速的不同而改變。因此。在說明發(fā)動機有效功率的大小時，必須同時指明其相應的轉速，在發(fā)動機產品的標明牌上規(guī)定的有效功率及相應的轉速分別稱作標定功率和標定轉速。發(fā)動機的標定功率和轉速小的工作狀況稱作標定工況。標定功率不是發(fā)動機所能發(fā)出的最大功率，它是根據發(fā)動機的用途而制定的有效功率最大的使用限度。同一型號的發(fā)動機，當其用途不同時，其標定功率值并不相同。
由初始條件，活塞的平均速度：
Vm<18m/s，取Vm=14m/s.
根據公式：
Vm=n
可得：
n=30/S=8750r/min.
角速度：
=n/30=3.148750/30=915.83rad/s.
發(fā)動機平均有效壓力：
單位氣缸工作容積發(fā)出的有效功。
Pme=0.8～1.2MPa，取Pme=0.9MPa.
則發(fā)動機有效功率：
發(fā)動機在單位時間對外輸出的有效功率。
Pe==7.6kw
升功率：
發(fā)動機在標定工況下，單位發(fā)動機排量輸出的有效熱功率稱為升功率。升功率大表明每升氣缸工作容積發(fā)出的有效功率大，發(fā)動機的熱負荷和機械負荷都高。
PL==65.625kw/h
曲柄連桿機構：
作用在曲柄連桿機構上的力有氣體力和運動質量慣性力。
氣體力作用于活塞頂上，在活塞的四個行程中始終存在，但只有作功行程中的氣體力是發(fā)動機對外作功的原動力。氣體力通過連桿、曲柄銷傳到主軸承。氣體力同時也作用于氣缸蓋上，并通過氣缸蓋螺栓傳給機體。作用于活塞上和氣缸蓋上的氣體力大小相等、方向相反，在機體中相互抵消而不傳至機體外的支承上，但使機體受到拉伸。曲柄連桿機構可視為由往復運動質量和旋轉運動質量組成的當量系統(tǒng)。往復運動質量包括活塞組零件質量和連桿小頭集中質量，它沿氣缸軸線作往復變速直線運動，產生往復慣性力；旋轉運動質量包括曲柄質量和連桿大頭集中質量，它繞曲軸軸線旋轉，產生旋轉慣性力，也稱離心力。往復慣性力和旋轉慣性力通過主軸承和機體傳給發(fā)動機支承。
通過查《汽車設計手冊》和《內燃機設計》確定：
曲柄半徑：
r=S/2=24mm.
曲柄連桿比：
λ=r/l的范圍在1/3～1/4之間，選取λ=1/4.
則連桿長度：
l=r/λ=24/0.25=96mm.
2、 熱力學計算
通常根據內燃機所用的燃料，混合氣形成方式，缸內燃燒過程（加熱方式）等特點，把汽油機實際循環(huán)近似看成等容加熱循環(huán)。四沖程汽油機的工作過程包括進氣、壓縮、做功和排氣四沖程。在本次設計過程中，先確定熱力循環(huán)基本參數，然后重點針對壓縮和膨脹過程進行計算，繪制p-v圖并校核。
2.1參數的確定
根據參考文獻《工程熱力學》壓縮過程絕熱指數n1=1.32～1.35，初步取n1=1.34，膨脹過程絕熱指數n2=1.23～1.28，初步取n2=1.26。根據參考文獻《內燃機原理》=6～9，初步取=8。
2.2壓縮過程
把壓縮過程簡化為絕熱過程，多變指數n1=1.34，p-v滿足關系p=常數。
壓縮起點的氣體壓強=（0.8～0.9），其中為大氣的壓強，取=0.8=0.0808MPa，此時氣體體積Va=134.86mL，壓縮終點氣體積Vc=16.86mL。故=，此時的氣體壓強
PC=Pa=1.31MPa
2.3膨脹過程
把膨脹過程簡化為絕熱過程，其多變指數為n2=1.26，p-v滿足關系
PVn2=常數
=10.48MPa
Vc=16.86mL，Va=134.86mL
PzVcn2=PbVan20.763MPa
2.4熱力學校核
由熱力學計算所繪制的示功圖為理論循環(huán)的示功圖，其圍成的面積表示的是汽油機所做的指示功，統(tǒng)計其共有78個單元格，每小格面積表示2J的有效功，計算得：Wi=156J，汽油機的機械效率，取=0.9，則
Pme =0.91.32=1.19MPa
滿足設計要求（Pme=0.8～1.2MPa），所以校核合格。
3. 動力學計算
3.1氣體壓力
隨著曲軸轉角的變化，缸內的氣體壓力也會隨之發(fā)生變化。將熱力學計算中的p-v圖轉化為p-圖，即氣缸氣體壓力隨曲軸轉角的變化規(guī)律。為排氣行程， 氣缸內的氣體壓力在理論循環(huán)下基本可認為是一恒定值且小于大氣壓力；為壓縮行程，氣缸內的氣體壓力可由絕熱方程求出；為膨脹過程，氣缸內的氣體壓力可由絕熱方程求出；為排氣行程，可以認為氣缸內的氣體壓力是均勻下降至（0.8～1）P0。求出相應轉角對應氣缸壓力p的數據，列入下表。
利用上面求解出的數據，作出p-圖，如下圖1。
圖3-1 p-圖
4. 活塞的設計
活塞的主要功用是承受燃燒氣體壓力，并將此力通過活塞銷傳給連桿以推動曲軸旋轉。此外活塞頂部與氣缸蓋、氣缸壁共同組成燃燒室?；钊前l(fā)動機中工作條件最嚴酷的零件。作用在活塞上的有氣體力和往復慣性力，這些力都是周期性變化的，且其最大值都很大。如增壓發(fā)動機的最高燃燒壓力可達這樣大的機械負荷作用在形狀復雜的活塞上，可能引起活塞變形，活塞銷座開裂，第一道環(huán)岸折斷?；钊斉c高溫燃氣直接接觸，使活賽頂的溫度很高，活塞各部的溫差很大。溫度高使活塞材料的機械強度顯著下降，活塞的熱膨脹量增大，從而使活塞與其相關零件的正確配合遭到破壞。另外，由于冷熱不均所產生的熱應力容易使活塞頂表面開裂。柴油機活塞的熱負荷比汽油機活塞更為嚴重，這是因為柴油機活塞與燃燒氣體的對流換熱比較強烈，燃燒生成的炭煙使火焰的熱輻射能力增強，活塞頂上的燃燒室凹坑使活塞受熱面積增大等造成的?；钊趥葔毫Φ淖饔孟卵貧飧妆诿娓咚倩瑒樱捎跐櫥瑮l件差，因此摩擦損失大，磨損嚴重。
活塞在工作工程中主要沿汽缸壁做往復只想運動，由于要保持氣缸的密封性，對氣體與缸壁的配合精度要求較高，這就造成其磨損較為嚴重，潤滑較為重要，由于運動的換向和氣體燃燒時的爆發(fā)壓力，導致氣缸所受的慣性沖擊較大，對其剛度要求較高，所以，氣缸的工作環(huán)境較為惡劣，設計時對它的尺寸選材及材料的熱處理都有較高的要求。活塞的磨損速度決定著發(fā)動機的使用壽命。
圖4-1活塞結構
4.1活塞的材料
活塞結構及所用材料應滿足下列要求：
⑴、活塞應該具有足夠的強度和剛度，合理的形狀和壁厚。合理的活塞裙部形狀，可以獲得最佳的配合間隙?；钊|量應盡可能的小。
⑵、受熱面小、散熱好。高強化發(fā)動機的活塞應進行冷卻。
⑶、活塞材料應該是熱膨脹系數小、導熱性能好、比重小，具有較好的減摩性和熱強度。
活塞在工作工程中受到高的機械負荷和熱負荷，同時沿氣缸壁面高速滑動，容易造成潤滑不良，使它遭受到強烈的磨損，這就要求活塞的材料滿足一下的要求：熱強度高，熱導性好，吸熱性差，膨脹系數小，比重小，有良好的減磨性能，耐磨，耐腐蝕，工藝性好，經濟性好。
在實際中，現在常采用的是鋁合金，共晶鋁合金，膨脹系數低，比重小，耐磨性，耐腐蝕性好，硬度、剛度、疲勞強度較高。鑄造流動性好，而被廣泛采用，本次設計的活塞采用共晶合金材料，鑄造。
4.2活塞的主要尺寸的設計
活塞的主要結構尺寸如下圖2所示：
圖4-2 活塞主要尺寸圖
根據《內燃機設計》（楊連生）P289汽油機活塞主要尺寸比例如下表1所示：
表1 汽油機活塞主要尺寸比例范圍
主要參數
比例范圍
主要參數
比例范圍
H/D
0.9～1.1
h/D
0.06～0.08
H/D
0.45～0.6
H/D
0.45～0.55
H/H
0.6～0.65
δ/D
0.06～0.1
活塞直徑：D=56mm.
活塞高度：H=0.9D=50.4mm≈50mm.
壓縮高度：H2=0.5D=28mm.
火力岸高度：h=460.06≈3mm.
活塞頂部厚度：δ=0.0846≈4mm.
活塞銷孔離底端距離：H2=H-H1.
活塞裙部高度：H3=H2/0.65≈34mm
現代四沖程發(fā)動機一般采用二道氣環(huán)和一道油環(huán)。根據《內燃機設計》（楊連生）P290，小型高速內燃機上，一般氣環(huán)高度：b1=b2=2~3mm，油環(huán)高度：b3=4~6mm。
環(huán)岸要求有足夠的強度，使其在最大氣壓下不致被損壞，第一道環(huán)的環(huán)岸高度：c1=(1.5~2.0)b1，第二、三道環(huán)的環(huán)岸高度:c2=c3=(1~2)b1。
故設計尺寸為：b1=2mm b2=2mm b3=4mm，c1=3mm c2=3mm c3=3mm，則
環(huán)帶高度：h3=b1+b2+b3+c1+c2+c3=17mm
上裙部尺寸:h，
4.3活塞質量計算
將活塞簡化為薄壁圓筒，從而計算出其體積和質量：
活塞體積：
式中：D-活塞直徑，D=56mm；
H-活塞高度，H=50mm；
-活塞厚度，=4mm；
活塞質量： 所以=88.2g
4.4活塞的計算及校核
活塞上的壓力狀況比較復雜化，以經驗設計計算活塞時，一般只計算第一環(huán)岸的強度、裙部及銷座的單位壓力。
取工質最高燃燒壓力=6.1MPa，大氣壓力=0.1MPa，所以工質最高燃燒氣體壓力。
=
根據已知數據代入得=19595N。
第一環(huán)岸強度校核,第一環(huán)岸主要計算在最大氣體爆發(fā)壓力Pgmax時的剪切與彎曲強度。當活塞頂受到最大氣體壓力Pgmax時，通常第一道環(huán)作用在第一環(huán)岸上面的氣體壓力可取為P1=0.9Pgmax=5.4MPa,環(huán)岸下面的氣體壓力可取為P2=0.22 Pgmax =1.32MPa。一般情況下，可取環(huán)槽深度t=0.05D，則D’=0.9D。
根據公式：
式中，Pgmax——最大氣體作用力
Pjmax——活塞與活塞環(huán)最大往復慣性力
帶入已知數據得，。
許用應力的大小與活塞材料有關，一般范圍是：鋁合金30～40MPa；鑄鐵60～80MPa；鋼100～150MPa。本設計活塞缸采用的是鋁合金，所以計算的許用應力沒有超過該材料的許用應力。所以設計符合。
5. 活塞銷的設計
活塞工作時頂部承受很大的氣體壓力，它們全部通過銷座傳給活塞銷，再傳到連桿。因而，活塞銷與銷座必須有足夠的剛度，足夠的承載面積和耐磨性。其中活塞銷的剛度有著關鍵意義，如果縱向剛度不足，則引起負荷分布不均勻，使銷座疲勞破壞，導致活塞縱向開裂；橫向剛度不足，使銷的失圓變形過大，潤滑油膜遭受破壞，引起活塞銷咬作
5.1活塞銷的材料
活塞銷上作用著很大的氣體作用力和往復慣性力，這些載荷的大小及方向都呈現周期性變化，并帶有沖擊性。而且活塞銷與銷座之間擺動角度小，難以得到完全的液體潤滑，這使它磨損較大。
活塞銷設計時應盡量滿足如下要求。
（1）在保證足夠的強度與剛度的條件下具有最小的質量。
（2）外表面耐磨，而內部沖擊韌性好。
（3）足夠的承壓面積。
活塞銷一般用低碳鋼或低碳合金鋼。本設計選用20Mn，經外表面滲碳淬火至硬度HRC56～66，深度0.8～1.2mm，但滲碳淬火層中的殘余奧氏體必須切實消除，所以必須嚴格控制熱處理工藝質量，盡量避免脫碳，表面也需要進行精磨和拋光。
5.2活塞銷尺寸的計算
參考《內燃機設計》（楊連生）P291，活塞銷的尺寸比例如下：
活塞銷外徑：
D為活塞直徑，D=56mm
活塞銷內徑：
活塞銷長度：
故根據以上要求，設計尺寸為：
d1=16mm ， d2=10mm，=54mm
5.3活塞銷的的計算及校核。
⑴、活塞銷表面比壓
活塞銷工作表面所受的單位壓力對潤滑情況有影響，應加以驗算。對全浮式活塞銷而言，連桿小頭部分的活塞銷表面單位壓力為
式中，q2——活塞銷座表面單位壓力，MPa；
Pgmax——最大氣體作用力，MN；
Pjmax——活塞組最大往復慣性力，MN；
——考慮活塞銷質量的系數，k=0.68～0.81，取k=0.81
代入已知數據得q2=58MPa。
⑵、活塞銷的彎曲應力
沿活塞銷長度方向的載荷分布與活塞銷及銷座的剛度之比有關，也與活塞銷與連桿小頭襯套間的間隙及活塞銷與銷座的間隙有關。實驗表明，在銷座部分，銷表面受到的壓力大致呈三角形規(guī)律分布，在銷與連桿小頭接觸部分，壓力分布可認為相當于均勻載荷。其彎曲應力的計算公式為
代入已知數據得σ=199MPa。
本設計的活塞銷彎曲應力的許用值為100～250MPa，故本設計故符合要求。
⑶、活塞銷的剪應力
最大剪應力τgmax作用在銷座和連桿小頭之間的截面上，發(fā)生的中性軸所在的直徑上，其值為
代入已知數據得τgmax=83MPa。
一般，汽車、工程機械用內燃機的活塞銷最大剪應力許用值為60～250MPa，本設計符合要求。
6、曲軸的設計
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（扭矩和彎矩）共同作用下工作的，使曲軸既扭轉又彎曲，產生疲勞應力狀態(tài)。曲軸形狀復雜，應力集中現象相當嚴重，特別在曲軸至軸頸的圓角過渡區(qū)、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。
曲軸各軸頸在很高的比壓下，以很大的相當速度在軸承中發(fā)生滑動摩擦。這些軸承在實際變工況運轉條件下并不總能保證液體摩擦，故設計曲軸時，要使其各摩擦表面耐磨性，各軸頸應具有足夠的承壓面積，同時給予盡可能好的工作條件。曲軸是曲柄連桿機構中的中心環(huán)節(jié)，其剛度亦很重要。由于內燃機轉速較高，同時要求其質量較輕。故曲軸在強度、剛度、耐磨、輕巧上都有要求，但它們之間又存在相互矛盾。
6.1曲軸的材料及結構
曲軸是發(fā)動機中承受沖擊載荷、傳遞動力的重要零件，在發(fā)動機五大件中最難以保證加工質量。目前車用發(fā)動機曲軸材質有球墨鑄鐵和鋼兩類。由于球墨鑄鐵的切削性能良好，可獲得較理想的結構形狀，并且和鋼質曲軸一樣可以進行各種熱處理和表面強化處理來提高曲軸的抗疲勞強度、硬度和耐磨性。球墨鑄鐵曲軸成本只有調質鋼曲軸成本的1/3左右，所以球墨鑄鐵曲軸在國內外得到了廣泛應用。
曲軸從整體結構上看，可以分為整體式和組合式。隨著復雜結構鑄造技術的進步，現代內燃機幾乎全部采用整體式曲軸。從支撐方式看，曲軸有全支持結構和浮動支撐結構。但本次設計為單缸高速發(fā)動機,用于大型雙缸車，故曲軸需采用組合式和全支撐結構。
由于曲軸采用組合式，故選用鍛造制造。鋼制曲軸除少數應用鑄鋼外，絕大多數采用鍛造。鍛造曲軸的材料有碳素鋼和合金鋼。本次設計曲軸采用鍛造制造，選用45號碳鋼模鍛曲軸，但曲軸在鍛造后應進行第一次熱處理（退火或正火），在精磨前應進行第二次熱處理（調質）以改善鋼的機械性能并能提高周靜表面硬度。對軸頸表面、圓角和油孔邊緣應拋光，以提高曲軸的疲勞強度。
綜上所述，曲軸采用45號鋼模鍛，采用組合式結構和全支撐式結構。
6.2曲軸尺寸的設計
曲軸主要由曲軸前端（自由端）、曲拐（包括主軸頸、連桿軸頸和曲柄）和曲軸后端（功率輸出端）三個部分組成。其中曲拐的數目與氣缸數目及排列方式有關。直列式內燃機曲軸的曲拐數與氣缸數相等。
曲軸主要尺寸如下圖6-1所示：
圖6-1 曲軸的主要尺寸圖
參考《內燃機設計》（楊連生）可得到主要尺寸范圍如下表二：
表二 曲軸主要尺寸比例范圍
主要參數
比例范圍
主要參數
比例范圍
D2/D
0.60～0.65
D2/d2
0.40～0.60
L2/D
0.35～0.45
D1/D
0.65～0.75
L1/D1
0.40～0.60
b/D
0.75～1.20
h/D
0.18～0.25
曲柄銷直徑=33.636.4mm，取，D2=35mm采用滾針軸承，曲柄銷長度L2與軸承寬度配合。
d2=(0.40～0.60)=14～21mm,取=16mm.
主軸頸直徑：d1=(0.65～0.75)D=36.4～42mm,取.D1=40mm
主軸頸長度：L1=(0.40～0.60)D1=16～24mm,取.L1=17mm
曲柄銷厚度：h=(0.18～0.25)D=10.08～14mm,取h=12mm.
曲柄寬度：b=(0.75～1.20)D=42～67.2mm,取b=60mm.
由于曲軸轉速高，曲柄銷與連桿大頭處采用滾針軸承，選用型號為:K35,即L2=22mm.
由比例范圍可得：L2=（0.35～0.45）D=19.6～25.2mm，取L2=22mm，符合要求。此處的主要是指與連桿大頭的配合長度，由于采用組合結構，需要與曲柄臂連接，故兩端還需各加上曲柄臂的厚度。
主軸頸采用深溝球軸承，型號為6208，由于轉速較高，故采用油潤滑。
7. 連桿的設計
連桿總成的作用是將活塞的往復運動轉變?yōu)榍S的旋轉運動，并把作用在活塞上的力傳給曲軸。
連桿主要承受氣體壓力和活塞組往復慣性力所產生的交變載荷。此外，由連桿變速擺動而產生的慣性力矩，還使連桿承受數值較小的彎矩。如果連桿在交變載荷的作用下發(fā)生斷裂，則將招致惡性破壞事故，甚至整臺發(fā)動機報廢；如果連桿剛度不足，則會對曲軸連桿的工作帶來不好的影響。這就要求連桿在設計時，在盡可能輕巧的結構下保證足夠的剛度和強度。為此，必須選用較強的材料和合理的結構形狀及尺寸，并采取表面強化措施。
7.1連桿的材料
為了保證連桿在結構輕巧的條件下有足夠的剛度和強度，一般多用精選含碳量高的優(yōu)質中碳結構鋼45模鍛，只有在特別強化且產量不太大的柴油機中用40Cr等合金鋼。由于本次設計的單缸機轉速、升功率較高，故連桿選用40MnB合金鋼鍛造，在機械加工前應經調質處理，以得到較高的綜合機械性能，既強又韌。為了提高連桿的疲勞強度，不經機械加工的表面應經過噴丸處理。連桿還必須經過磁力探傷檢驗，以求工作可靠。
對于連桿的形狀設計、過渡圓滑性、毛皮表面質量等，必須給以更多的注意。連桿縱斷面內宏觀金相組織要求金屬纖維方向與連桿外形相符合，纖維無環(huán)曲及中斷現象
7.2連桿的機構尺寸設計
連桿由連桿小頭、桿身和連桿大頭組成，主要結構尺寸如下圖7-1所示
圖7-1 連桿主要尺寸圖
7.3連桿小頭
7.3.1連桿小頭尺寸計算
連桿小頭用來安裝活塞銷，以連接活塞。在活塞銷與連桿小頭之間采用全浮式連接時，通常在連桿小頭孔內以一定的過盈量壓入減磨青銅襯套或鐵基粉末冶金襯套，用以減小磨損和提高使用壽命。近年來，鐵基粉末冶金襯套以其自潤滑性好、成本低的優(yōu)點被廣泛應用。松花江微型連桿小頭與活塞銷采用全浮式連接。 連桿小頭采用薄壁圓環(huán)結構，小頭孔內壓有青銅襯套。參考《內燃機設計》（楊連生），連桿小頭的尺寸比例如下：
襯套內徑由活塞銷外徑決定,d1=16mm
襯套厚度:δ=2～3mm
連小頭內徑/襯套外徑:D2=d1+δ
連桿小頭外徑:D1=(1.2～1.35)D2
連桿小頭寬度:B1=(1.2～1.4)d1
根據以上要求，設計連桿小頭尺寸如下:
d1=16mm;δ=2mm;D2=18mm;D1=24mm;B1=22mm
連桿的潤滑方式:飛濺潤滑,在連桿小頭開設集油孔。
7.3.2連桿小頭計算及校核
連桿的受力情況，在其桿身的每一橫截面上都受到彎矩、剪力和法向力的作用，不過彎矩和剪力都不大，桿身的主要載荷還是是交變的拉壓載荷。當曲拐轉角為時（進、排氣上止點時），PA和PL均與連桿中心線重合，且PA達到其最大負值（向上），PL也達到其最大負值（向下），這時連桿桿身受到最大的拉伸載荷，可以忽略此時的氣體作用力而近似認為
帶入數據得，
帶入數據得，
7.4連桿桿身設計
7.4.1連桿桿身尺寸計算
連桿桿身是連接連桿大頭和連桿小頭的部分。桿身一般采用工字形斷面，以使連桿能在較小的質量下保證足夠的剛度和強度。某些連桿桿身上還鉆有油道，使連桿軸承的潤滑油流向連桿小頭進行潤滑。
高速內燃機連桿桿身斷面都是“I”字形的，而且其長軸應在連桿擺動平面內。從制造工藝方面看，“I”字形截面連桿桿身到小頭和大頭的過渡圓角處必須有足夠大的圓角半徑。
“I”字形斷面的平均相對高度H/D=0.2～0.3，高寬比H/B=1.4～1.8。一般把桿身斷面H從小到大逐漸加大，值最大到1.3左右。
連桿長度由曲柄連桿比來確定，而，值越大，連桿越短，則發(fā)動機高度越小。λ值的范圍1/3～1/4，取λ=0.25，則連桿長度：l=24/0.25=96mm。
連桿桿身設計尺寸：H=14mm，B=9mm，l=96mm。
7.4.2連桿桿身應力計算及校核
對連桿桿身的強度校核，應考慮以下幾種工況
⑴、最大拉伸應力
代入已知數據得σ1=101.4MPa。
式中，σ1——連桿桿身最大拉伸應力，MPa；
fm——連桿桿身的斷面面積，m2
⑵、桿身的壓縮與縱向彎曲應力
桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃氣作用力Pjmax時，并可認為是在上止點。最大壓縮力的計算公式為
帶入數據得：
帶入數據得：
連桿承受最大壓縮力時，桿身中間斷面產生縱向彎曲。此時連桿在擺動平面內的彎曲，可認為連桿兩端為鉸支，長度為L；在垂直擺動平面內的彎曲者可認為桿身兩端為固定支點，長度為L’。因此，在擺動平面內的合成應力為
代入已知數據得：σk=117MPa
代入已知數據得：σy=149MPa
查設計手冊得出σ1和σ2的許用值位250～400MPa，故符合要求。
7.5連桿大頭設計
7.5.1連桿大頭尺寸設計
連桿大頭是連桿與曲軸軸頸相連接的部分。連桿大頭是剖分形式的，被剖分開的連桿蓋和連桿體之間用螺栓緊固。其中接合面與連桿軸線垂直的稱為平切口連桿，接合面與連桿軸線成30°至60°夾角的稱為斜切口連桿。
由于本次設計的發(fā)動機是雙缸機，曲軸又采用組合式，故連桿大頭做成一體，不用切開，不需使用連桿螺栓。連桿大頭的結構與基本尺寸主要決定于曲柄銷直徑D2、長度L2、所選軸承類型。此處選用滾針軸承K35*42*20，故連桿大頭內徑D2=42mm，連桿大頭寬度：B2=22mm。對于連桿大頭外徑，由于取出連桿必須從氣缸中取出，所以其外徑應小于活塞直徑，先暫取連桿大頭外徑：D3=50mm。
7.5.2連桿大頭應力計算和校核
目前還沒有比較合適的演算連桿強度的公式，一般采用經驗公式進行計算。連桿蓋最大載荷是在進氣沖程開始時，用下式計算
帶入數據得：
式中 P2——連桿蓋所受最大載荷，
Pjmax——全部往復運動質量的慣性力，
m’2——除去大頭蓋后的連桿旋轉質量。
在中間斷面應力
內燃機連桿大頭蓋的材料為45Mn鋼許用應力值150～200MPa,故符合要求
8. 設計結果
經校核合格，得到本次設計的主要結構和性能參數如下表3.
表3 主要設計結果
活塞直徑D(mm)
56
活塞行程S(mm）
48
氣缸容積(L)
118
壓縮比
8
余隙容積(mL)
16.86
活塞平均速度(m/s)
14
轉速n(r/min)
8750
角速度(rad/s)
915.83
曲柄半徑r(mm)
24
曲柄連桿比λ
0.25
連桿長度l(mm)
96
平均有效壓力（MPa）
1.19
升功率（KW/L）
62.625
進氣壓力（MPa）
0.0808
大小齒輪計算
齒輪模數取4，大齒輪齒數取47 小齒輪齒數為23. 傳動比1：2
1. 選擇齒輪精度等級、材料、齒數
1）屬于一般機械，且轉速不高，故選擇8級精度。
2）因載荷平穩(wěn)，傳遞功率較小，可采用軟齒面齒輪。參考表11-1，小齒輪選用45鋼調質處理，齒面硬度217~255HBS，σHLim1=595MPa，σFE1=460MPa；大齒輪選用45鋼正火處理，齒面硬度162~217HBS，σHLim2=390MPa，σFE2=320MPa。
對于齒面硬度小于350 HBS的閉式軟齒面齒輪傳動，應按齒面接觸強度設計，再按齒根彎曲強度校核。
2. 按齒面接觸強度設計
設計公式11-3
1）查表11-3，原動機為電動機，工作機械是輸送機，且工作平穩(wěn)，取載荷系數K=1.2。
2）小齒輪傳遞的轉矩
3）查表11-6，齒輪為軟齒面，對稱布置，取齒寬系數φd=1。
4）查表11-4，兩齒輪材料都是鍛鋼，故取彈性系數ZE=189.8 MPa1/2。
5）兩齒輪為標準齒輪，且正確安裝，故節(jié)點區(qū)域系數ZH=2.5。
6）計算許用接觸應力
①應力循環(huán)次數
小齒輪N1=60n1jLh=60×350×1×(2×8×300×10)=10.08×108
大齒輪N2= N1/i=10.08×108/3.58=2.82×108
②據齒輪材料、熱處理以及N1、N2，查接觸疲勞壽命系數圖表，不允許出現點蝕，得接觸疲勞壽命系數ZN1=1，ZN2=1。
③查表11-5，取安全系數SH=1.1。
④計算許用接觸應力
取小值[σH2]代入計算。
7）計算
3. 驗算輪齒彎曲強度
按公式11-5校核
1）由z1=23，z2=47查圖11-8，得齒型系數YFa1=2.77，YFa2=2.23。
2）由z1=23，z2=47查圖11-9，得應力集中系數YSa1=1.58，YSa2=1.77
3）計算許用彎曲應力
①據齒輪材料、熱處理以及N1、N2，查彎曲疲勞壽命系數圖表，得彎曲疲勞壽命系數YN1=1，YN2=1。
②查表11-5，取安全系數SF=1.25。
③計算許用彎曲應力
4）校核計算
彎曲強度足夠。
4. 驗算齒輪的圓周速度
對照表11-2可知，選用9級精度較為合宜。
1. 作用在齒輪上的力
齒輪節(jié)圓直徑
圓周力N
徑向力
2. 初定軸的最小直徑
（ 《機械設計》P370式（15-2） ）
軸材料選45鋼，調質處理
查表確定 （ 《機械設計》P370表15-3 ）
則
單鍵槽軸徑應增大即增大至
所以
3. 選擇低速軸的聯(lián)軸器
計算聯(lián)軸器的轉矩
查表得工作情況系數（ 《機械設計》P351表14-1）
選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，按，,
查表GB/T5014-1985（《機械設計課程設計指導手冊》P133表15-5）
選用HL4型彈性聯(lián)軸器，。
半聯(lián)軸器長度
與軸配合轂孔長度
半聯(lián)軸器孔徑
4. 軸的結構設計
（1） 設計I段軸的結構
I段軸直徑應與聯(lián)軸器孔徑相同，所以I段軸直徑選取
因為聯(lián)軸器左端由軸端擋圈固定，為保證擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸上，所以使I段軸長度略小于聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度，則選
（2） 設計II段軸的結構
因為小鏈輪右端通過軸肩固定，而軸肩的高度應滿足（《機械設計課程設計手冊》 P17 表1-31）所以，則,所以II軸直徑應選
（3） 初選滾動軸承
因為齒輪無軸向力，所以軸承不受軸向力，可選深溝球軸承。查表得（ 《機械設計》P321表13-6）取
代入式子（ 《機械設計》P320式（13-9a） ）
得當量動載荷
基本額定動載荷（ 《機械設計》P319式（13-6））
查書得球軸承（ 《機械設計》P319），
查表得（ 《機械設計》P318表13-3）
則
參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取61911
查手冊知軸承可選
（4） 軸承的校核
因為軸承不受軸向力，所以仍成立，則
驗算61911軸承的壽命
所以61911軸承滿足要求
61911軸承尺寸
查表知該軸承應選擇脂潤滑。
（5） II段軸的長度
為便于軸承蓋的拆卸及對軸承加潤滑脂的要求，取端蓋的外斷面與聯(lián)軸器右端面距離為30mm
軸承蓋寬度為20mm所以
考慮箱體的鑄造誤差，使軸承與箱體內表面距離為8mm
箱體內表面與齒輪間距為16mm,為使套筒端面可靠的壓緊軸承，使IV軸略短于齒輪4mm
所以
箱體壁厚為29mm (8+13+8)
（6） IV軸尺寸
IV軸長度短于齒輪齒寬4mm，則
取齒輪安裝直徑為
（7） V段軸尺寸
因為齒輪右端通過軸肩固定
軸肩的高度應滿足（《機械設計課程設計手冊》 P17 表1-31）
所以，則取
則
軸環(huán)長度，取
（8） VII段軸尺寸
軸承固定在VII軸上
所以取
（9） VI段軸的尺寸
箱體內表面與齒輪間距為16mm,考慮箱體的鑄造誤差，使軸承與箱體內表面距離為8mm
所以
因為右邊軸承的左端通過軸肩固定，軸肩的高度應滿足 所以，軸肩應小于軸承內圈外徑，則取則
軸上零件的軸向定位
齒輪、聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。
查表6-1得兩鍵尺寸如下
聯(lián)軸器選用鍵型號為選用配合為
齒輪選用鍵型號為選用配合為
滾動軸承與軸的軸向定位由過渡配合保證，故選軸的直徑尺寸公差為
確定軸上圓角與倒角尺寸
參考《機械設計課程設計手冊》 P16 表1-27取軸兩端倒角為C2圓角均為R2
軸的校核
求軸上的載荷
根據軸的結構圖做出計算簡圖如下圖，各部分長度如圖所示
由上面計算知圓周力，徑向力，齒輪節(jié)圓直徑
軸BD端扭矩為
支座反力，
C節(jié)面處
所以C節(jié)面為彎矩最大截面
彎矩合成強度校核
通常只校核軸上受最大彎矩和最大扭矩的截面強度，即C截面強度。
考慮啟動，停機影響，單向循環(huán)，扭矩為脈動循環(huán)變應力，根據《機械設計》P373式（15-5）
取，
45鋼調質處理，由表查得（ 《機械設計》 P362表15-1）
，所以軸彎矩合成強度滿足要求
疲勞強度安全系數校核
判斷危險截面
截面a b 只受扭矩作用，e f 面只受彎矩作用，所以均不是最大危險截面，而e 截面比c截面直徑大，所以最大危險截面只可能在c 截面或齒輪中間對稱面 g ，雖然g 面所受的彎矩最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端）且該處軸直徑較大，故最大危險截面為 c 截面。所以只需校核 c 截面兩側即可。
2)截面左側截面校核
抗彎截面系數
抗扭截面系數
截面左側彎矩
截面左側彎曲應力
截面左側扭轉切應力
平均應力 ，
應力幅
查材料的力學性能 45鋼調質查表（ 《機械設計》P362表15-1 ）
，，
軸肩理論應力集中系數 ，查表（ 《機械設計》P40附表3-2 ）并經插值計算
材料的敏感系數 由，查圖（ 《機械設計》P41附圖3-1 ）
并經插值得，
有效應力集中系數
尺寸及截面形狀系數 查圖（ 《機械設計》P42附圖3-2 ）得
扭轉剪切尺寸系數 查圖（ 《機械設計》P43附圖3-3 ）得
表面質量系數 軸按磨削加工，由查圖（ 《機械設計》P44附圖3-4 ）得
表面強化系數 軸未經表面強化處理
疲勞強度綜合影響系數
等效系數 45鋼： 取
取
僅有彎曲正應力時計算安全系數
僅有扭轉切應力時計算安全系數
彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數
設計安全系數 材料均勻，載荷與應力計算精確時：取
疲勞強度安全系數校核 所以左側疲勞強度合格
3） 截面右側疲勞強度校核
抗彎截面系數
抗扭截面系數
截面左側彎矩
截面左側彎曲應力
截面左側扭轉切應力
平均應力 ，
應力幅
查材料的力學性能 45鋼調質查表（ 《機械設計》P362表15-1 ）
，，
過盈配合處的 查表（ 《機械設計》P43附表3-8 ）并經插值得
， 并取
表面質量系數 軸按磨削加工，由查圖（ 《機械設計》P44附圖3-4 ）得
表面強化系數 軸未經表面強化處理
疲勞強度綜合影響系數
等效系數 45鋼： 取
取
僅有彎曲正應力時計算安全系數
僅有扭轉切應力時計算安全系數
彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數
疲勞強度安全系數校核 右側疲勞強度合格
1. 故軸在c 截面兩側均滿足強度要求，即整根軸均滿足強度要求。
6.1 運動學分析的簡介
機構是由構建組合而成的，而每個構件都以一定的方式至少與另一個構件相連接。這種連接，既使兩個構件直接接觸，又使兩個構件能產生一定的相對運動。
進行機構運動仿真的前提就是要創(chuàng)建機構。創(chuàng)建機構與零件裝配都是將單個零部件組裝成一個完整的機構模型。因此兩者有很多相似之處。、
機構運動仿真與零件裝配，兩者都在組建模式下進行。創(chuàng)建機構是利用操控板中的“預定義連接集”列表選擇預定義的連接集，而零件裝配是利用操控板中的“用戶定義飛連接集”來安裝各個零部件。由零件裝配得到的裝配體，其內部的零部件之間沒有相對運動，而由連接得到的機構，其內部的構件之間家可以產生一定的相對運動。
以下就簡單介紹一下機構運動仿真的基本術語：
UCS：用戶坐標系
WCS：全局坐標系。組件的全局坐標系，它包括用于組件及該組件內所有主體的全局坐標系。
放置約束：組建中放置元件并限制該元件在組件中運動的圖元。
環(huán)連接：添加后使連接主體鏈中形成環(huán)的連接。
自由度：確定一個系統(tǒng)的運動（或狀態(tài)）所必須的獨立參變量。連接的作用是約束主體之間的相對運動，減少系統(tǒng)可能的總自由度。
主體：機構模型的基本元件。主體是受嚴格控制的一組零件，在組內沒有自由度。
基礎：不運動的主體，即大地或者機架。其他主體相對于基礎運動。在仿真
時，可以定義多個基礎。
預定義的連接集：預定義的連接集可以定義實用哪些放置約束在模型中放置元件、限制主體之間的相對運動、減少系統(tǒng)可能的總自由度及定義元件在機構中可能具有的運動類型。
拖動：在圖形窗口上，用鼠標拾取并移動機構。
回放：記錄并重放分析運動的操作技能。
伺服電動機：定義一個主體相對于另一個主體運動的方式。
執(zhí)行電動機：作用于旋轉或平移運動軸上而引起運動的力。
在機械設計運動研究中，用戶可以通過對機構添加運動，使其隨伺服電動機一起移動，并且在不考慮作用于系統(tǒng)上的力的情況下分析其運動。使用運動分析可以觀察機構的運動，并測量主體位置、速度和加速度的改變。然后用圖標表達這些測量，或者創(chuàng)建軌跡曲線和運動包絡。
根據以上分析，機械運動仿真總體上可以分為六個部分：創(chuàng)建圖元、檢測模型、添加建模圖元、準備分析、分析模型和獲取結果[9]。
運動仿真分析
（1）選取主菜單上的【應用程序】/【機構】命令，進入機構仿真分析環(huán)境。
（2）定義伺服電動機。該機構共需要設置3個伺服電動機，其中伺服電動機1位于搖臂與連接桿的連接軸上，用以控制搖臂的周期性擺動；伺服電動機3位于曲軸與電動機中心軸上，再以驅動曲軸進行旋轉運動，產生風源。
1）定義伺服電動機1。單擊右工具條上的 按鈕，打開如圖3-1所示的“伺服電動機定義”對話框，接受“類型”選項卡上默認的“運動軸”類型選項，在圖形區(qū)內點選搖臂與連接桿的連接軸，打開對話框上的“輪廓”選項卡，接受“規(guī)范”欄內默認的“位置”選項（因為搖臂為左右擺動，需限定其左右極端位置），在“模”欄目內選擇“余弦”（搖臂的擺動為周期性變化），參照表中關于“余弦”運動規(guī)律公式中A、B、C及T各參數的意義，分別設定A=75、B=30、C=0、T=1.如圖4-8全部設置完畢后單擊對話框上的“應用”按鈕，然后單擊“圖形”欄內的 按鈕，彈出伺服電動機1按照余弦規(guī)律旋轉的曲線如圖4-9。點擊“確定”按鈕予以確認，完成伺服電動機1的定義。
圖4-8
2）定義伺服電動機2。電動機自身也需要繞搖臂的銷軸做擺動運動，所以伺服電動機2與伺服電動機1的定義相類似，點選電動機與搖臂銷軸的連接軸為“運動軸”，如圖4-10，運動“規(guī)范”為“位置”，在 “模”為“余弦”，設定A=180、B=20、C=0、T=2，如圖4-11。完成伺服電動機2的定義。
如圖4-11
3）定義伺服電動機3。單擊右工具條上的按鈕，打開如圖4-12所示的“伺服電動機定義”對話框，接受“類型”選項卡上默認的“運動軸”類型選項，在圖形區(qū)內點選曲軸與電動機軸的連接軸，（見圖4-13中鼠標箭頭所指的運動軸標識）；打開對話框上的“輪廓”選項卡，選取“規(guī)范”為“速度”，在“?！睓谀績冗x擇“常數”，設定A=2000。全部設置完畢后，點擊“確定”按鈕予以確認，完成伺服電動機3的定義。
圖4-12
（3）設置運動參數和控制參數。
1）單擊右工具欄上的按鈕，彈出如圖4-14所示的“分析定義”對話框。在“類型”選項中選擇“運動學”，接受“首選項”選項卡上“長度和幀頻”方式，設定終止時間為60s，幀頻為30。
圖4-14
2）單擊“電動機”選項卡，設置伺服電動機1（ServoMotor1）的開始時間為5s，如圖4-15，此舉可令搖臂在開始5s前為靜止，使風扇從零位開始送風，5s后實現萬向搖頭。
圖4-15
完成以上設置后，單擊“運行”按鈕，系統(tǒng)進入運動分析解算過程。如果所有的裝配連接關系、運動副設置及伺服電動機定義都是正確的，經過解算之后，將會動態(tài)地、完全逼真地顯示出萬向搖頭風扇在60s內的整體運動狀況。但此時尚未進行動態(tài)干涉或碰撞檢查。
如果整體運動狀況與設計方案預期的效果一致（若不一致，則必定存在這樣或那樣的問題，需要返回到裝配環(huán)境甚至建模環(huán)境中進行仔細修改），單擊確定按鈕，系統(tǒng)將把解算結果記錄下來，可供“回放”之用。
（4）回放和導出視頻文件。
1）單擊右工具欄上的按鈕，彈出如圖4-16所示的“回放”對話框。系統(tǒng)自動導入AnalysisDefinition1結果集，接受“影片進度表”中系統(tǒng)默