1、目錄1 前言 .12結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算 12.1已知條件 .12.2發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)形式 .12.3發(fā)動(dòng)機(jī)主要結(jié)構(gòu)參數(shù) . 13熱力學(xué)計(jì)算 .23.1多變指數(shù)的選擇：.23.2壓力升高比的選擇 23.3繪制PV圖 33.4 PV 圖的調(diào)整 .44動(dòng)力學(xué)計(jì)算 .45運(yùn)動(dòng)學(xué)計(jì)算 .65.1活塞位移 65.2活塞速度 65.3活塞加速度 76曲軸零件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 106.1曲軸的工作條件、結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇 1.16.2曲軸主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)設(shè)計(jì)127曲軸強(qiáng)度的校核 1.37.1靜強(qiáng)度計(jì)算 147.2曲軸疲勞強(qiáng)度校核 168 小結(jié) .18參考 文 獻(xiàn) .18附表 .1972.6L四行程汽油機(jī)曲軸組設(shè)計(jì)1刖言

2、這個(gè)學(xué)期開設(shè)的汽車發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)是在我們學(xué)習(xí)了一些基礎(chǔ)制圖知識(shí)和汽 車以及發(fā)動(dòng)機(jī)的整體知識(shí)框架后所給我們的一次很好的鍛煉，眾所周知現(xiàn)代汽車工業(yè)發(fā)展 越來越快，而作為汽車心臟的發(fā)動(dòng)機(jī)自然也成為了發(fā)展的重中之重，發(fā)動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)和性能 對(duì)汽車起著決定性的影響，比如汽車的行使速度、加速性能、爬坡度、牽引力等等都取決 于發(fā)動(dòng)機(jī)，因此來說設(shè)計(jì)發(fā)動(dòng)機(jī)是汽車設(shè)計(jì)的重中之重，而發(fā)動(dòng)機(jī)的設(shè)計(jì)又對(duì)我們的想象 能力，制圖能力，分析計(jì)算能力，查閱各種工具書的能力無疑是一次很好的鍛煉，因此， 我們要充分利用這次課程設(shè)計(jì)的機(jī)會(huì)，認(rèn)真對(duì)待，做好充分的準(zhǔn)備，保證高質(zhì)量的去完成，這也為以后學(xué)習(xí)打下了一個(gè)很好的基礎(chǔ)。2結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)

3、算2.1已知條件平均有效壓力：0.81.2MPa活塞平均速度：VmD=97mm （S 與 D 均取整）參考楊連生版內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)S/D的取值范圍在0.81.2之間,=95.60kWPe = 0.07854 PemVmZD27854 12 値17I =取& =9;由 Va=Vs+Vc Vc則氣缸工作容積Vs=30.644L4Va=0.725LVc=0.081L30Cmn= m =4948 r/min S角速度*14爼祕(mì)如517.89啞曲柄半徑r=S/2=48.5mm3熱力學(xué)計(jì)算壓縮始點(diǎn)的壓強(qiáng) Pa=0.80.9F0；取Pa=0.085MPa3.1多變指數(shù)的選擇壓縮過程：取壓縮沖程終點(diǎn)（設(shè)為B點(diǎn)），從

4、A點(diǎn)（壓縮過程始點(diǎn)）到B點(diǎn)的壓縮過程看作是多 變的壓縮過程，壓縮多變指數(shù)范圍為 n1=1.281.35,取n1=1.28膨脹過程：取定容增壓的終點(diǎn)（設(shè)為C點(diǎn)），從B點(diǎn)到C點(diǎn)看作為定容壓縮過程，膨脹多變指數(shù)范圍為 n2=1.301.40 取 n2=1.35由P1V1n=P2V2n可計(jì)算得到壓縮終點(diǎn)壓力為：Pc=1.415 MPa3.2壓力升高比的選擇查得壓力升高比p=Pc/Pa；入在69之間。取p=7則Pz= p*Pc=7*1.415MPa=9.905MPa，圓整后 Pgmax= （ Pz-Pc） *2/3+Pc=7.075MPa3.3繪制（理想）PV圖得到未調(diào)整的P-V圖（數(shù)據(jù)見附表3）9.

5、jOOf. yio7. )00o o o o o o o o 0 o o 0 x.wr innJ.十燃汽壓力5P忸j 4未調(diào)腹氣壓力（IPn）0.0000100, 0000200.OOCO 300.0000400.0000500, COOO &00, OOOOV (nTj3.4 PV圖的調(diào)整發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際過程比較復(fù)雜，所以在得到的 pV圖上要修正得到，最高壓力不在上止 點(diǎn)，還有點(diǎn)火提前角，排氣提前角的修正，顯然實(shí)際的邊界條件是不可能得到的，所以要 做一些適當(dāng)?shù)男拚?。調(diào)整后的燃?xì)鈮毫Γ∕Pa0 0 0 0 0 0V (mLPn和P1,而P1又在兩岸大頭分解為K和t，又t噸 1 （數(shù)據(jù)見附表4）cos

6、4動(dòng)力學(xué)計(jì)算由曲柄連桿機(jī)構(gòu)的受力分析計(jì)算：P=Pg+Pj=Pg-mjr 忌（cos + 入 cos2 ） =Pg-mjj （mj 為機(jī)構(gòu)往復(fù)慣性質(zhì)量） 活塞質(zhì)量mP=214.94g2 2連桿小頭質(zhì)量.m4= B1 45（D1d!_） =81.66g連桿質(zhì)量 m=0.00063(D-80)2+0.0476(D-80)+0.2149 05kg 估算 mj=mP+m3+m車 387.22gP在連桿小頭處即活塞銷孔處分解為 根據(jù)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)有Pn=P*tg BPlcosp cos( k= Pl cos( + B )= cosri曲軸轉(zhuǎn)角4 )Hl軸轉(zhuǎn)角4 )曲軸轉(zhuǎn)角仁)0. 4000. 300.20

7、0.100.ooo-0.100-0.200曲軸轉(zhuǎn)角J )0Pn295運(yùn)動(dòng)學(xué)計(jì)算入=1/31/5 取入=0.2925.1活塞位移X= r (1-cos ) + (1 C0S2 )(數(shù)據(jù)見附表 2)4F璉位移夏)5.2活塞速度v= r (sin + Sin 2)(數(shù)據(jù)見附表 2)205.3活塞加速度2j = r (cos COS2 )(數(shù)據(jù)見附表2)BOOO. COO-1?QOO. OOOLCOO5000, (000, ooo5000. OOO牯塞加速度j ( id/s )曲軸轉(zhuǎn)角4 16曲軸零件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6.1曲軸的工作條件、結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇6.1.1曲軸的工作條件和設(shè)計(jì)要求曲軸是在不斷周期性

8、的氣體壓力、往復(fù)和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的慣性力以及它們的力矩(扭 轉(zhuǎn)和彎曲)共同作用下工作的，使曲軸既扭轉(zhuǎn)又彎曲，產(chǎn)生疲勞應(yīng)力狀態(tài)。對(duì)于各種曲軸, 彎曲載荷具有決定性意義，而扭轉(zhuǎn)載荷僅占次要地位，曲軸破壞統(tǒng)計(jì)表明，80%左右是由彎曲疲勞產(chǎn)生的。因此，曲軸結(jié)構(gòu)強(qiáng)度研究的重點(diǎn)是彎曲疲勞強(qiáng)度。設(shè)計(jì)曲軸時(shí)，應(yīng)保證 它有盡可能高的彎曲強(qiáng)度和扭轉(zhuǎn)剛度。要使它具有足夠的疲勞強(qiáng)度，特別要注意強(qiáng)化應(yīng)力 集中部位，設(shè)法緩和應(yīng)力集中現(xiàn)象，也就是采用局部強(qiáng)化的方法來解決曲軸強(qiáng)度不足的矛 盾。曲軸各軸頸在很高的比壓下，以很大的相對(duì)速度在軸承中發(fā)生滑動(dòng)摩擦。這些軸承在 實(shí)際變工況運(yùn)轉(zhuǎn)條件下并不總能保證液體摩擦，尤其當(dāng)潤(rùn)滑不潔凈時(shí)

9、，軸頸表面遭到強(qiáng)烈 的磨料磨損，使得曲軸的實(shí)際使用壽命大大降低。所以設(shè)計(jì)曲軸時(shí)，要使其各摩擦表面耐 磨，各軸頸應(yīng)具有足夠的承壓面積同時(shí)給予盡可能好的工作條件。設(shè)計(jì)要求：1保證具有足夠的彎曲疲勞強(qiáng)度和扭轉(zhuǎn)疲勞強(qiáng)度；2、保證曲軸具有盡可能高的彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度；3、軸承具有足夠大的承壓面積，軸頸耐磨；4、盡量采用普通材料；工藝性好，質(zhì)量小。6.1.2曲軸的結(jié)構(gòu)型式曲軸從整體結(jié)構(gòu)上看可以分為整體式和組合式，隨著復(fù)雜結(jié)構(gòu)鑄造和鍛造技術(shù)的進(jìn) 步，現(xiàn)代內(nèi)燃機(jī)幾乎全部都用整體式曲軸。從支承方式看，曲軸有全支承結(jié)構(gòu)和浮動(dòng)支承 結(jié)構(gòu)，為了提高曲軸的彎曲強(qiáng)度和剛度，現(xiàn)代多缸內(nèi)燃機(jī)的曲軸都采用全支承結(jié)構(gòu)。6.1.3

10、曲軸的材料曲軸材料一般使用45, 40Cr, 35Mn2等中碳鋼和中碳合金鋼。軸頸表面經(jīng)高頻淬火或 氮化處理，最后進(jìn)行精加工。發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的材料性能要求有較高的強(qiáng)度、沖擊韌性、耐磨 性。本設(shè)計(jì)采用45鋼鍛造，熱處理采用調(diào)質(zhì)，材料具有較高的綜合機(jī)械性能，軸徑表面 再進(jìn)行表面淬火，提高表面硬度及耐磨性。6.2曲軸主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)設(shè)計(jì)6.2.1主要尺寸綜合以上考慮，確定主要尺寸如下：主軸頸直徑D仁(0.650.75)D=60mm主軸頸長(zhǎng)度L仁24mm曲柄銷直徑 D2=(0.550.65)D=55mm曲柄銷長(zhǎng)度 L2=(0.350.45)D2=36mm曲柄臂厚度 h= (0.20.25 ) D=

11、25mm曲柄臂寬度 b= (0.81.2 ) D=85mm根據(jù)主軸頸長(zhǎng)度和曲柄銷長(zhǎng)度以及曲柄臂的厚度，確定缸心距為L(zhǎng)=2h+L1+L2=110mm6.2.2 一些細(xì)節(jié)設(shè)計(jì)6.221油道布置在確定主軸頸上油道入口和曲柄銷上油道出口的位置時(shí)，既要考慮到有利于供油又要考慮到油孔對(duì)軸頸強(qiáng)度的影響最小。一般油孔只要安排在曲拐平面旋轉(zhuǎn)前 40。90的低 負(fù)荷區(qū)都是合理的，油道不能離軸頸過渡圓角太近。油孔直徑一般不大于0.1d2，但最小不得小于5mm孔口不應(yīng)有尖角銳邊，而應(yīng)有不小于 0.04 d 2的圓角以減緩應(yīng)力集中。6.2.2.2曲軸兩端的結(jié)構(gòu)曲軸前端一般裝有扭轉(zhuǎn)減震器，發(fā)動(dòng)機(jī)的各種輔助裝置如機(jī)油泵，冷

12、卻水泵等，由安 裝在前端的齒輪或皮帶輪驅(qū)動(dòng)，配氣正時(shí)齒輪也安裝在曲軸前端。曲軸末端裝有飛輪，用于輸出總轉(zhuǎn)矩，因此末端要做的粗一些。6.2.2.3曲軸的止推為了防止曲軸產(chǎn)生軸向位移，在曲軸機(jī)體之間需要設(shè)置一個(gè)止推軸承，承受斜齒輪的軸向分力和踩離合器產(chǎn)生的軸向推力。一般將止推軸承設(shè)置在中央軸承的兩側(cè)或后主軸承 的兩側(cè)。止推軸承間隙多為 0.05-0.2mm。6.2.2.4過渡圓角主軸頸到曲柄臂的弧度圓角半徑 R對(duì)于曲軸彎曲疲勞強(qiáng)度影響很大，增加圓角對(duì)于提 高曲軸疲勞強(qiáng)度非常有利，但對(duì)于表面耐磨性有不利影響，在保證耐磨條件下取最大圓角。 一般R不應(yīng)小于2mm否則無法加工。6.2.2.5平衡分析(1)

13、 旋轉(zhuǎn)慣性力Rrxmrr 2 sin ，因?yàn)閙rr 2為常數(shù)，sin在一個(gè)圓周上積分結(jié)果為0,故原式等于0。2Rrymrr cos ，因?yàn)閙rr 2為常數(shù)，且cos在一個(gè)圓周上積分為0,故原式等于022 0.5Rr ( Rrx)2 ( Rry)2,由于Rrx和Rry都為0,故原式等于0(2) 階往復(fù)慣性力Pjmrr 2 cos ,因?yàn)?mrr 2為常數(shù)，且cos在一個(gè)圓周上積分為0,故原式等于0(3) 二階往復(fù)慣性力2 2Pjmrrcos(2 )4mrrcos(2 ),因?yàn)?4 mrr 2為常數(shù)，且cos2在一個(gè)圓周上積分為0,故原式等于0(4) 旋轉(zhuǎn)慣性力矩MrxRryr sin2mrr 2

14、 sin 2故得 Mr Mrx Mry 0;(5) 階往復(fù)慣性力矩2MPj rmrrcos ,因?yàn)?mr 2為常數(shù)，且cos在一個(gè)圓周上積分為0,故原式等于0(6) 二階往復(fù)慣性力矩MPj rmrr2 2 cos ,因?yàn)?mrr 2為常數(shù)，且cos在一個(gè)圓周上積分為0,故原式等于07.曲軸強(qiáng)度的校核7.1靜強(qiáng)度計(jì)算由前面動(dòng)力學(xué)計(jì)算查附表，靜強(qiáng)度校核要用到的基本數(shù)據(jù)如下：徑向力 Pkmax 10.187(葺92)2 106 67684.87N0 092 26pkmin1.307()2 1068684.02N切向力 Ptmax 2.860(葺92)2 106 19002.53Nptmin0.688

15、(P)2 1064571.24N主軸頸中心到曲柄銷中心的距離 La 24 36 25 55mm2主軸頸中心到曲柄臂中心的距離 Lb 24 25 24.5mm2主軸頸兩端的徑向反力PkPkPt r切向反力R飛7.1.1連桿軸頸的計(jì)算(1)在曲拐平面內(nèi)的彎曲應(yīng)力x 坐 洱 67684.87 O.55 32 228.03MPa WD；3.14 0.0553(2)在垂直于曲拐平面的彎曲應(yīng)力M 耀 19008.53 .55 32 64.04MPaWD；3.14 0.0553彎曲總應(yīng)力扭轉(zhuǎn)應(yīng)力228.032 64.042236.85MPa33.14 0.055里 19008.53 0.485 16 28.

16、24MPa Wp彎扭總應(yīng)力cy2 4 2236.852 4 28.242243.49MPa各應(yīng)力小于該材料所許可的最大應(yīng)力=800MPa所以在允許范圍內(nèi)。7.1.2曲柄臂計(jì)算(1)壓縮應(yīng)力：Pk max67684.8731.85MPabh 0.085 0.025(2)彎曲應(yīng)力: 曲拐平面Wxhb20.0250.0852垂直曲拐平面：Mt6 R max r19008.530.0485 6Wybh20.0850.025267684.87 0.0556K105.36 MPaTM k6PkmaxLa123.64MPa(3) 扭矩Mk引起的彎曲應(yīng)力maxMkW6 R max ybh1 219008.53

17、 0.0485 620.085 0.025105.36MPa(4) 扭矩Mk易引起的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力Mk6RmaxLb19008.53 0.0245 6k max22Wy bh0.085 0.025(5) 彎扭總應(yīng)力:2 kmax31.852 4 53.252111.45MPa各應(yīng)力小于該材料所許可的最大應(yīng)力(T = 800MPa所以在允許范圍內(nèi)。7.2曲軸疲勞強(qiáng)度校核由于曲軸工作時(shí)承受交變載荷，它的破壞往往都由疲勞產(chǎn)生。因此，對(duì)內(nèi)燃機(jī)各種曲軸均 須進(jìn)行疲勞校驗(yàn)。曲柄的疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算的目的是曲軸不但在運(yùn)轉(zhuǎn)中安全可靠，而且能充分 利用材料的疲勞強(qiáng)度。為此，要求能夠較精確的確定曲軸的疲勞強(qiáng)度和曲軸運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的實(shí)

18、際應(yīng)力。M maQ820.9CNm； M min=-184.33Nm7.2.1主軸頸的計(jì)算2 1 nk_max minmax min1.8260.782 18719.36 4.350.2519.36 4.356.31D1:因圓角半徑過小引起的固有應(yīng)力集中系數(shù)，參考內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)知：=2.18 :強(qiáng)化系數(shù)，參考內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)第 212頁知： =1.633.14 0.06031616Mmax820.90Wk54.24 10M min184.33Wk4.24 10 :尺寸系數(shù)，參考內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)第 212頁知：Wk19.36MPamax4.35MPamin534.24 10 5m30.78:材料對(duì)應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱

19、的敏感系數(shù)，參考內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)第 212頁知:2 1 *00.250結(jié)論，n n(2.5 3.5)此主軸頸疲勞強(qiáng)度是安全的。7.2.2連桿軸頸計(jì)算Mmax32 M max820.90 323.14 0.06338.73MPaminMminwT323.14 0.063184.338.70MPa2 335kmaxminmaxmin品 38.73 8.700.43 38.73 8.707.03k :有效總不均勻度系數(shù),k 1 q (11)1 0.7(1.8 1)1.56q :應(yīng)力集中敏感系數(shù)，參考內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)第209 頁知：q =0.7。maxmaxminmaxWkM minWk16RmaxD131900

20、8.53 0.024 163.14 0.0634571.24 0.024 163.14 0.0632.59MPa10.76MPa2 18711.23max minmax min而10.76 2590.2510.76 259結(jié)論，n n(2.5 3.5)此連桿頸疲勞強(qiáng)度是安全的7.2.3曲柄臂計(jì)算(1)彎曲應(yīng)力:Mmax6Pk max Lbmax67684.87 0.0245 662.19MPa0.025 0.0820.0245 64.20MPa1 W0.0250.0822 1kmaxminmax扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：6Rmax Lb19008.530.0245 6hb20.025 0.082M min4571.24 0.0245 6Wk10.0250.0822 1k11 1maxminmaxminn n4.52 6.923 78nmaxminn2 n6.922hb24571.24WM minmin2 335min4.521 5662.19 4.200.4362.19 4.