微型內(nèi)燃機(jī)曲軸組設(shè)計計算案例目錄TOC\o"1-3"\h\u4460微型內(nèi)燃機(jī)曲軸組設(shè)計計算案例 1243511.1曲軸的工作情況、設(shè)計要求和曲軸材料 1155861.1.1工作情況 1255201.1.2設(shè)計要求 2125281.1.3材料選擇 2159751.2曲軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 2183831.2.1主軸頸及連桿軸頸 286671.2.2曲柄臂 3199341.2.3平衡重 411631.3曲軸的疲勞強(qiáng)度計算 4135211.3.1有限元計算方法 4229851.3.2曲軸有限元模型的建立 4290471.3.3材料的選擇 5242861.3.4有限元網(wǎng)格的劃分 5247691.3.5邊界條件計算 616671.3.6單拐曲軸分析計算 71.1曲軸的工作情況、設(shè)計要求和曲軸材料1.1.1工作情況曲軸承受大小和方向不斷變化的扭矩作用，將會產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動，當(dāng)與軸系發(fā)生共振時，由扭轉(zhuǎn)振動所導(dǎo)致的附加應(yīng)力可達(dá)常規(guī)扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的幾十倍，輕則產(chǎn)生噪聲、加速齒輪磨損、引起工作過程惡化，重則造成曲軸的斷裂。曲軸在周期性變化的法向力作用下產(chǎn)生彎曲振動，但是彎曲振動的自振頻率很高。因此在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)不易達(dá)到彎曲共振。曲軸上最嚴(yán)重的應(yīng)力集中部位在軸頸到曲柄臂的過渡圓角處和軸頸的油孔周圍。一般來說，彎曲疲勞斷裂的裂紋源在軸頸根部的圓角表面，曲柄臂沿45°斷裂；扭轉(zhuǎn)疲勞斷裂的裂紋源在連桿軸頸油孔表面，并使連桿軸頸沿著45°剪斷。[5]1.1.2設(shè)計要求針對曲軸的工作情況，在對曲軸進(jìn)行設(shè)計時需要考慮到以下要求：⑴疲勞強(qiáng)度滿足要求。⑵承壓面積足夠，且表面要耐磨。⑶應(yīng)力集中的情況要盡量避免。⑷剛度大，形變量小。1.1.3材料選擇材料選擇45鋼。1.2曲軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于微型內(nèi)燃機(jī)曲軸部分結(jié)構(gòu)簡單，尺寸小，為保證強(qiáng)度，此次微型內(nèi)燃機(jī)支承方式選用非全支承以及組合式曲軸。1.2.1主軸頸及連桿軸頸通常來說，軸頸越大，曲軸強(qiáng)度越高。然而，軸頸直徑越大，表面圓周速度將會增大，帶來的結(jié)果就是磨損加劇以及機(jī)油的溫度被升高。一般地，主軸頸與曲柄銷軸頸的比例范圍大概在D1/D2=1.05~1.25。對于連桿軸頸，由于其直徑較小，長度應(yīng)大一些。一般連桿軸頸的有效長度與連桿軸頸的直徑之比為0.35~0.55，主軸頸的有效長度與主軸頸的直徑之比為0.26~0.4。由于沒有對于甲醇內(nèi)燃機(jī)的結(jié)構(gòu)尺寸參考，選用汽油機(jī)的相關(guān)參考尺寸比例。表4-1軸頸參考范圍汽油機(jī)主軸頸D10.65~0.75L10.30~0.50連桿軸頸D20.60~0.65L20.35~0.45具體計算：1.主軸頸：直徑：D1/D=0.65~0.75，D=15.5mm，D1=10.075mm~11.625mm，取中間值長度：L1/D=0.30~0.50，D=15.5mm，L1=1.65mm~7.75mm，取中間值2.連桿軸頸：直徑：D2/D=0.60~0.65，D=15.5mm，D2=9.3mm~10.075mm，取中間值長度：L2/D=0.35~0.45，D=15.5mm，L2=5.27mm~6.975mm，取中間值尺寸驗算及數(shù)值調(diào)整：主軸頸與連桿軸頸之比：D1/D主軸頸長度與直徑之比：L1/D1=0.57，超出0.4最大值，因此調(diào)整L1為最小值：L1=1.65mm。L1/DL1/D連桿軸頸長度與直徑之比：L2/D2=0.632，超出0.55最大值。因此調(diào)整L2為最小值：L2=5.27mm，最終結(jié)果：主軸頸：D1=11.625mm,L連桿軸頸：D2=9.6875mm，L2=5.27mm，由于考慮到實際空間布置的關(guān)系，需將連桿軸頸直徑改小，因此取其半值即可滿足要求，即1.2.2曲柄臂曲柄臂的結(jié)構(gòu)參數(shù)主要是寬度b和厚度h。通常來說，曲柄臂寬度和厚度越大，將會加強(qiáng)其抗疲勞能力。曲柄臂厚度增加，所帶來的直接結(jié)果是曲柄平面抗彎能力提高，這將有效減小應(yīng)力集中現(xiàn)象。查機(jī)械設(shè)計手冊及相關(guān)資料可知，曲柄臂寬度b與缸徑D的比例范圍大概b/D=0.9~1.3，曲柄臂厚度h與氣缸直徑D之比為h/D=0.2~0.3。具體計算：厚度h：h/D=0.2~0.3，D=15.5mm，h=3.1mm~1.65mm，取中間值h=3.875mm。寬度b：b/D=0.9~1.3，D=15.5mm，b=13.95mm~20.15mm，此次設(shè)計取b=11.5mm。1.2.3平衡重平衡重的作用是平衡慣性力和慣性力矩。但是，考慮到布置平衡重的工藝性以及平衡重的布置是否會與連桿大頭、桿身和曲軸箱底部相碰，且經(jīng)過曲柄連桿機(jī)構(gòu)動力學(xué)分析計算可知，慣性力和慣性力矩都比較小。因此，此次設(shè)計不再考慮加裝平衡重。1.3曲軸的疲勞強(qiáng)度計算1.3.1有限元計算方法曲軸的損壞形式主要為彎曲疲勞破壞和扭轉(zhuǎn)疲勞破壞。有限元軟件有很多，如CATIA，ANSYS以及UG等，只需在軟件內(nèi)部建立相應(yīng)的三維實體模型，曲軸有限元模型自然就能得出來，但關(guān)鍵是如何處理曲軸的位移約束和加載方式，以獲得現(xiàn)實的計算結(jié)果。本次設(shè)計所選用的有限元軟件是CATIA軟件，通過對單拐曲軸進(jìn)行有限元分析，得出曲軸的應(yīng)力應(yīng)變分布情況。1.3.2曲軸有限元模型的建立曲軸的三維模型可以用很多三維軟件建立，如CATIA、UG、Pro/e等優(yōu)秀的三維軟件，為了方便導(dǎo)入CATIA進(jìn)行分析，需要在同一實體的基礎(chǔ)上建模，即只做一個實體。建模時先創(chuàng)建一個圓柱體和一個圓臺，然后進(jìn)入草圖操作，反復(fù)使用拉伸和創(chuàng)建圓臺的操作。建立的三維實體模型如下圖所示。[6]1.3.3材料的選擇曲軸材料為45鋼，材料性能見下表。表4-2材料性能參數(shù)參數(shù)名稱數(shù)值楊氏模量/(N/m22.1×泊松比0.3密度/(kg/m37890屈服強(qiáng)度/(N/m23.7×熱膨脹系數(shù)/(K1.17×1.3.4有限元網(wǎng)格的劃分限于計算時間和設(shè)備運行條件，網(wǎng)格劃分采取CATIA默認(rèn)劃分形式。單拐曲軸三維模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分后如下圖所示。1.3.5邊界條件計算載荷邊界條件⑴當(dāng)作用在曲軸上的活塞連桿組時，Pg方向向下，大小：P⑵往復(fù)慣性力Pr1（連桿總成）、往復(fù)慣性力Pr2（活塞組）。Pr1⑶連桿大頭的旋轉(zhuǎn)慣性力Pr3Pr3=mrL?當(dāng)曲軸在膨脹沖程上止點附近時，處于爆壓狀態(tài)下，最大壓縮載荷值為：Pymax=Pg-Pr1-Pr2-當(dāng)曲軸接近進(jìn)氣行程的上止點時的最大拉伸載荷值：Plmax=Pr1+Pr2以上兩種極限載荷，對應(yīng)的計算工況如下圖所示。圖4-1受壓工況和受拉工況兩種工況下，最大載荷沿著曲柄銷軸頸120°周圍均勻施加，此時連桿軸頸的均布壓強(qiáng)P計算公式如下：P=?π3π3PRLcosθdθP是作用在連桿軸頸上的最大載荷，工況1時為Py，工況2時的載荷為PPyPl圖4-2載荷分布情況約束邊界條件以上兩種極限工況，在CATIA中施加的邊界條件如下：⑴當(dāng)約束主軸頸表面120°范圍內(nèi)沿X和Y軸位移時，約束連桿軸頸中心橫截面向Z軸位移。⑵施加均布載荷作用在連桿軸頸下（上）范圍120°內(nèi)。[7]1.3.6單拐曲軸分析計算圖4-3受壓工況應(yīng)力圖圖4-4受壓工況應(yīng)變圖上圖即為單拐曲軸在擠壓工況下的應(yīng)力圖和應(yīng)變圖。由上圖可知，擠壓工況最大位移為7.437×10圖4-5