四行程汽油机曲轴组设计(二)

目录1 前言 . .12 构参数 算 . 12.1 已知条件 . . .12.2 机 构形式 .12.3 机主要 构参数 . . . .13 力学 算 . .23.1多 指数的 . .23.2 力升高比的 .23.3 制 PV .3 的 整 .43.4 P V4 力学 算 . .45运 学 算 . . .65.1 活塞位移 .65.2 活塞速度 .65.3 活塞加速度 .76曲 零件 构 .106.1曲 的工作条件、 构型式和材料的 11.6.2曲 主要尺寸的确定和 构 12.7曲 度的校核13.7.1静 度 算 14.7.2曲 疲 度校核 16.8小 . . .18参 考 文 献 . . . .18附表 . .1912.6L 四行程汽油机曲轴组设计1 前言这个学期开设的汽车发动机设计课程设计是在我们学习了一些基础制图知识和汽车以及发动机的整体知识框架后所给我们的一次很好的锻炼，众所周知现代汽车工业发展越来越快，而作为汽车心脏的发动机自然也成为了发展的重中之重，发动机的结构和性能对汽车起着决定性的影响，比如汽车的行使速度、加速性能、爬坡度、牵引力等等都取决于发动机，因此来说设计发动机是汽车设计的重中之重，而发动机的设计又对我们的想象能力，制图能力，分析计算能力，查阅各种工具书的能力无疑是一次很好的锻炼，因此，我们要充分利用这次课程设计的机会，认真对待，做好充分的准备，保证高质量的去完成，这也为以后学习打下了一个很好的基础。2 结构参数计算2.1 已知条件平均有效压力 :0.81.2MPa活塞平均速度 : Vm18m/s，取 Vm=16m/s2.2 发动机结构形式1.8L 汽油发动机设计，参考杨连生版内燃机设计设计为4 缸 4 冲程汽油机，冷却方式采用水冷。2.3 发动机主要结构参数由 S*3.14*D2=2.6L 取 S/D=1.03 得 D=92mm则 S=1.03D=97mm (S 与 D 均取整 )参考杨连生版内燃机设计S/D 的取值范围在 0.8 1.2 之间，2P e = 0.07854 pemVmzD 2= 0.07854 12 4 * 13.17 D 295.60kW4Va=取 =9； 由 Va=Vs+VcVc则气缸工作容积 Vs= D 2 S0.644L4Va=0.725LVc=0.081Ln= 30Cm=4948 r/minSn角速度 =3.14 4700/30=517.89rad/s曲柄半径r=S/2=48.5mm3 热力学计算压缩始点的压强Pa=0.80.9P0；取 Pa=0.085MPa3.1 多变指数的选择压缩过程：取压缩冲程终点（设为B 点），从 A 点（压缩过程始点）到B 点的压缩过程看作是多变的压缩过程，压缩多变指数范围为 n1， 取1=1.281.35n =1.28膨胀过程：取定容增压的终点（设为C 点），从 B 点到 C 点看作为定容压缩过程，膨胀多变指数范围为 n2=1.301.40 取 n2=1.35n n由 P1 V 1 =P2V 2 可计算得到压缩终点压力为：Pc=1.415 MPa3.2 压力升高比的选择查得压力升高比p =Pc/Pa；在 69 之间。取p =7 则Pz= p *Pc=7*1.415MPa=9.905MPa，圆整后 Pgmax=（ Pz-Pc）*2/3+Pc=7.075MPa33.3 绘制（理想） PV 图得到未调整的 P-V 图(数据见附表 3)图 13.4 P V 图的调整发动机实际过程比较复杂，所以在得到的PV 图上要修正得到，最高压力不在上止点，还有点火提前角，排气提前角的修正，显然实际的边界条件是不可能得到的，所以要做一些适当的修正。调整后的燃气压力（ MPa）7.0006.000） 5.000a4.000PM（ 3.000P2.0001.0000.000调整后的燃气压力（ MPa）0.0000100.000200.000300.000400.000500.000600.000000000V（mL）图 244 动力学计算由曲柄连杆机构的受力分析计算：2P=Pg+Pj =Pg-mjr (cos+ cos2 ) =Pg-mjj （mj 为机构往复惯性质量）活塞质量 mP=214.94g连杆小头质量 .m4= B1 45(D12d12 ) =81.66g4连杆质量 m=0.00063(D-80)2+0.0476(D-80)+0.2149 1.05kg 估算 mj= mP+m3+m4 387.22gP 在连杆小头处即活塞销孔处分解为Pn 和 P1，而 P1 又在两岸大头分解为K 和 t，又根据汽车发动机设计有Pn=P*tg PPl=coslp cos()k= P cos(+ )=costP sin() （数据见附表 4）cos565 运动学计算 =1/3-1/5 取 =0.2925.1 活塞位移X= r （1- cos(1cos2 )）+ （数据见附表 2）45.2 活塞速度v= r （ sin +sin2）（数据见附表2）275.3 活塞加速度j = r2 (coscos2 )（数据见附表 2）6 曲轴零件结构设计6.1 曲轴的工作条件、结构型式和材料的选择6.1.1 曲轴的工作条件和设计要求曲轴是在不断周期性的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩（扭转和弯曲） 共同作用下工作的， 使曲轴既扭转又弯曲， 产生疲劳应力状态。 对于各种曲轴，弯曲载荷具有决定性意义，而扭转载荷仅占次要地位，曲轴破坏统计表明，80左右是由弯曲疲劳产生的。因此，曲轴结构强度研究的重点是弯曲疲劳强度。设计曲轴时，应保证8它有尽可能高的弯曲强度和扭转刚度。要使它具有足够的疲劳强度，特别要注意强化应力集中部位，设法缓和应力集中现象，也就是采用局部强化的方法来解决曲轴强度不足的矛盾。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液体摩擦，尤其当润滑不洁净时，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。设计要求：1、保证具有足够的弯曲疲劳强度和扭转疲劳强度；2、保证曲轴具有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度；3、轴承具有足够大的承压面积，轴颈耐磨；4、尽量采用普通材料；工艺性好，质量小。6.1.2 曲轴的结构型式曲轴从整体结构上看可以分为整体式和组合式，随着复杂结构铸造和锻造技术的进步，现代内燃机几乎全部都用整体式曲轴。从支承方式看，曲轴有全支承结构和浮动支承结构，为了提高曲轴的弯曲强度和刚度，现代多缸内燃机的曲轴都采用全支承结构。6.1.3 曲轴的材料曲轴材料一般使用45，40Cr，35Mn2等中碳钢和中碳合金钢。轴颈表面经高频淬火或氮化处理，最后进行精加工。发动机曲轴的材料性能要求有较高的强度、冲击韧性、耐磨性。本设计采用45 钢锻造，热处理采用调质，材料具有较高的综合机械性能，轴径表面再进行表面淬火，提高表面硬度及耐磨性。6.2 曲轴主要尺寸的确定和结构细节设计6.2.1 主要尺寸综合以上考虑，确定主要尺寸如下：主轴颈直径 D1=(0.650.75)D=60mm主轴颈长度 L1=24mm曲柄销直径 D2=(0.550.65)D=55mm曲柄销长度 L2=(0.350.45)D2=36mm9曲柄臂厚度 h=（0.20.25 ）D=25mm曲柄臂宽度 b=（0.81.2 ）D=85mm根据主轴颈长度和曲柄销长度以及曲柄臂的厚度，确定缸心距为L=2h+L1+L2=110mm6.2.2 一些细节设计6.2.2.1油道布置在确定主轴颈上油道入口和曲柄销上油道出口的位置时，既要考虑到有利于供油又要考虑到油孔对轴颈强度的影响最小。一般油孔只要安排在曲拐平面旋转前40 90的低负荷区都是合理的，油道不能离轴颈过渡圆角太近。油孔直径一般不大于0.1d 2 ，但最小不得小于 5mm。孔口不应有尖角锐边，而应有不小于0.04 d 2 的圆角以减缓应力集中。6.2.2.2曲轴两端的结构曲轴前端一般装有扭转减震器，发动机的各种辅助装置如机油泵，冷却水泵等，由安装在前端的齿轮或皮带轮驱动，配气正时齿轮也安装在曲轴前端。曲轴末端装有飞轮，用于输出总转矩，因此末端要做的粗一些。6.2.2.3曲轴的止推为了防止曲轴产生轴向位移，在曲轴机体之间需要设置一个止推轴承，承受斜齿轮的轴向分力和踩离合器产生的轴向推力。一般将止推轴承设置在中央轴承的两侧或后主轴承的两侧。止推轴承间隙多为0.05-0.2mm。6.2.2.4过渡圆角主轴颈到曲柄臂的弧度圆角半径R 对于曲轴弯曲疲劳强度影响很大，增加圆角对于提高曲轴疲劳强度非常有利， 但对于表面耐磨性有不利影响，在保证耐磨条件下取最大圆角。一般 R 不应小于 2mm，否则无法加工。6.2.2.5平衡分析（1）旋转惯性力Rrxmr r2 sin ，因为 mrr2为常数，sin在一个圆周上积分结果为，故原式等于0。0Rr ymr r 2 cos ，因为 mr r2 为常数，且 cos在一个圆周上积分为0，故原式等于 0Rr (Rrx )2(Rr y ) 2 0.5 ,10由于Rrx 和Rry 都为 0，故原式等于 0（2）一阶往复惯性力Pjmr r2 cos ,因为 - mr r2 为常数，且 cos在一个圆周上积分为0，故原式等于 0（3）二阶往复惯性力Pjmrr 2 cos(2)4mrr 2 cos(2 ),因为 -4 mr r2 为常数，且 cos2 在一个圆周上积分为0，故原式等于 0（4）旋转惯性力矩Mrxryr2sin 2R r sin2m r故得 MrMrxMry0;（5）一阶往复惯性力矩Mjr2cos ,P rm r因为 - mr r2 为常数，且 cos在一个圆周上积分为0，故原式等于 0（6）二阶往复惯性力矩MPj rmrr 22 cos ,因为 - mr r2 为常数，且 cos在一个圆周上积分为0，故原式等于 07. 曲轴强度的校核7.1 静强度计算由前面动力学计算查附表，静强度校核要用到的基本数据如下：径向力 pkmax10.187( 0.092)210667684.87N2pk min1.307( 0.092)2 1068684.02N2切向力 pt max2.8600.092)2619002.53N(102p0.688( 0.092)21064571.24Nt min22436 25 55mm主轴颈中心到曲柄销中心的距离La2主轴颈中心到曲柄臂中心的距离Lb242524.5mm2主轴颈两端的径向反力pkpk11切向反力 PtPt rD17.1.1连杆轴颈的计算（1）在曲拐平面内的弯曲应力xM x32Pk La67684.87 0.055 32228.03MPaWD233.14 0.0553（2）在垂直于曲拐平面的弯曲应力yM y32PLta19008.530.055 32WD233.140.055364.04MPa(3) 弯曲总应力2264.042236.85MPaxy228.032(4) 扭转应力Prt19008.53 0.0485 1628.24MPak3.14 0.0553Wp(5) 弯扭总应力cy24 k2236.8524 28.24 2243.49 MPa各应力小于该材料所许可的最大应力 800MPa，所以在允许范围内。7.1.2曲柄臂计算（1）压缩应力：Pk max67684.87cbh0.08531.85MPa0.025（2）弯曲应力：曲拐平面KM K6Pk max La67684.87 0.0556123.64MPaWxhb 20.025 0.0852垂直曲拐平面：TM T6Pt max r19008.53 0.04856105.36 MPaWybh20.085 0.0252（3）扭矩 Mk引起的弯曲应力12M k6Pt max y19008.530.0485 6105.36MPamaxbh20.0850.0252Wy（4）扭矩 M k 易引起的扭转应力M k6Pt max Lb19008.530.02456k maxWybh 20.0850.025253.25MPa(5) 弯扭总应力：2cyc4222k max31.854 53.25 111.45MPa各应力小于该材料所许可的最大应力 800MPa，所以在允许范围内。7.2 曲轴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，对内燃机各种曲轴均须进行疲劳校验。曲柄的疲劳强度验算的目的是曲轴不但在运转中安全可靠，而且能充分利用材料的疲劳强度。为此，要求能够较精确的确定曲轴的疲劳强度和曲轴运转时的实际应力。 M max820.90Nm ； M min-184.33Nm 7.2.1 主轴颈的计算WkD133.140.06034.2410531616mmaxM max820.9019.36MPaWk4.2410 5minM min184.334.35MPaWk4.2410 5n2121871.8266.31k0.25 19.36 4.35maxminmaxmin19.36 4.350.781：材料扭转疲劳极限。参考内燃机设计第209 页知：1 =187MPak ：有效总不均匀度系数。k1q (1)10.7(2.181)1.826q ：应力集中敏感系数。参考内燃机设计第213 页知： q =0.7：因圆角半径过小引起的固有应力集中系数，参考内燃机设计知：=2.18：强化系数，参考内燃机设计第212 页知：=1.6：尺寸系数，参考内燃机设计第212 页知：0.7813：材料对应力循环不对称的敏感系数，参考内燃机设计第212 页知：2100.250结论， n n (2.5 3.5) 此主轴颈疲劳强度是安全的。7.2.2 连杆轴颈计算M max32 M max820.90 3238.73MPamaxD133.14 0.06 3WM min184.33328.70MPamin3.14 0.063Wkn2123351.567.03k38.73 8.700.43 38.73 8.70maxminmaxmin0.84k：有效总不均匀度系数， k 1 q ( 1 1)1 0.7(1.8 1) 1.56q：应力集中敏感系数，参考内燃机设计第209 页知： q=0.7。1 ：曲轴材料对称循环弯曲疲劳强度极限。参考内燃机设计第213 页知：1 335Mpa：强化系数，由于设计时选取的加工工艺为滚压圆角，参考内燃机设计第212页知：=1.6：绝对尺寸影响系数，参考内燃机设计第212 页知：0.84：材料对应力循环不对称的敏感系数，参考内燃机设计第212 页知：2扭转疲劳100.430M max16Pt max L119008.530.024 1610.76MPamaxD133.140.063WkM min4571.24 0.024 162.59MPamin3.140.063Wk14n21kmaxminmaxmin218711.231.82610.762.590.2510.762.590.78结论， n n(2.5 3.5)此连杆颈疲劳强度是安全的。7.2.3曲柄臂计算（1） 弯曲应力：M max6Pk max Lb67684.870.02456maxWhb20.0250.08262.19MPaminM min4571.240.0245 64.20MPaW0.0250.082n212335k1.564.520.43 62.19 4.20maxminmaxmin62.19 4.200.84(2) 扭转应力：6Ptmax Lb19008.530.02456maxhb20.0250.08217.46MPaM min4571.240.02456minWk10.0250.0824.20MPan21kmaxminmaxmin21876.921.8264.200.2517.464.2017.460.78n n4.526.923.78nn24.5226.922n2大于极限安全系数 n n (2.5 3.5) ，曲轴机构强度是安全的。8 小结通过这次课程设计连杆组的设计，是在我们学习了工程制图、汽车构造、内燃机原理、汽车发动机设计以及大二和大三进行过的课程设计的基础上的一次专业课程设计，我学到了许多大三、大四都没来得及好好学的关键内容，而且在实践中运用，更是15令我印象深刻，深切体会到课程设计并非以前所想像的那样纸上谈兵。所有理论、公式都是为实践操作而诞生的。可以说是对我所学知识的一次很好的巩固和回忆，并且在设计过程中，我还学会了查询各种工具书的方法，提高了想象能力，学会了怎样把学到的各门学科的知识融会贯通，并提高了作图的能力以及用Excel 处理数据和绘制图形的技能，使我对发动机原理及内部结构有了更加深刻的认识。9 参考文献1 杨连生内燃机设计北京：中国农业机械出版社， 19812 陆际青汽车发动机设计北京：清华大学出版社， 19903 唐增宝，何永然，刘安俊机械设计课程设计 武汉：华中科技大学出版社， 19994 周龙保内燃机学北京：机械工业出版社， 20055 吴兆汉内燃机设计北京：北京理工大学出版社， 19906 沈维道工程热力学北京：高等教育出版社， 200216