4G63發(fā)動機曲軸設計及有限元分析（全套圖紙）

1、摘要本設計以4G63發(fā)動機的相關參數作為參考，對四缸汽油機的曲柄連桿機構的主要零部件曲軸等進行了結構設計計算，并對曲柄連桿機構進行了有關運動學和動力學的理論分析與計算機有限元分析。首先，以運動學和動力學的理論知識為依據，對曲柄連桿機構的運動規(guī)律以及在運動中的受力等問題進行詳盡的分析，并得到了精確的分析結果。其次分別對曲軸進行詳細的結構設計，并進行了結構強度和剛度的校核。再次，應用三維CAD軟件：Pro/Engineer建立了曲柄連桿機構中曲軸的幾何模型。而曲軸，作為發(fā)動機的主要運動部件，其性能優(yōu)劣直接影響到發(fā)動機的可靠性和壽命。在周期性變化的動載荷作用下，曲軸內將產生交變的彎曲應力和扭轉應力，

2、極易在過渡圓角等應力集中部位發(fā)生彎曲疲勞破壞和扭轉破壞。隨著發(fā)動機的不斷強化，曲軸的工作條件愈加苛刻。本文對發(fā)動機曲軸進行符合實際條件的建模，采用ANSYS對其進行三維有限元分析，研究了整體曲軸的變形和應力狀況，根據應力響應結果并結合材料特性，校核了載荷下的強度，為發(fā)動機曲軸改進設計中的分析提供了理論依據。關鍵詞：發(fā)動機；曲柄連桿機構；受力分析；曲軸；Pro/E；有限元分析 ABSTRACTThe 4G63 engine design parameters as a reference, on four-cylinder gasoline engine crank crankshaft, et

3、c. The main components of structural design calculations, and the crank was on the theory of kinematics and dynamics analysis Finite element analysis computer.First, the kinematics and dynamics of theoretical knowledge as the basis, the motion law of crank rod system and the structural problems in s

4、ports, and a comprehensive analysis of the precise analysis results obtained. Next to the crankshaft respectively detailed structure design, and a structure strength and stiffness checking. Again, use 3d CAD software: Pro/e established in crank rod system of crankshaft geometric model. And, as the m

5、ain engine crankshaft, its performance movement part quality directly affect the engine reliability and life expectancy. In periodically dynamic load, crankshaft will produce alternating within the bending stress of the torsional stress, easily with the stress concentration areas such as transitiona

6、l fillet bending fatigue damage occurred and twisting damage. With the engine crankshaft constantly strengthened, the more harsh working conditions. This paper to accord with the actual conditions of engine crankshaft modeling, using ANSYS, the three-dimensional finite element analysis of the whole

7、of the crankshaft research, according to the deformation and stress conditions stress response results and material properties, checked with the strength of the load for design improvement, the analysis engine crankshaft provides theoretical basis. Key words: Engine；Crank；Stress Analysis；Crankshaft

8、Pro / E；Finite Element Analysis目錄摘要IAbstractII第1章 緒論11.1 選題的目的和意義11.2 國內外的研究現(xiàn)狀21.3 設計研究的主要內容3第2章 曲柄連桿機構受力分析52.1 曲柄連桿機構的類型及方案選擇52.2 曲柄連桿機構運動學52.1.1 活塞位移62.1.2 活塞的速度72.1.3 活塞的加速度72.2 曲柄連桿機構中的作用力82.2.1 氣缸內工質的作用力82.2.2 機構的慣性力82.3 本章小結16第3章 曲軸的設計173.1 曲軸的結構型式和材料的選擇173.1.1 曲軸的工作條件和設計要求173.1.2 曲軸的結構型式173.1

9、.3 曲軸的材料183.2 曲軸的主要尺寸的確定和結構細節(jié)設計183.2.1 曲柄銷的直徑和長度183.2.2 主軸頸的直徑和長度183.2.3 曲柄193.2.4 平衡重193.2.5 油孔的位置和尺寸193.2.6 曲軸兩端的結構203.2.7 曲軸的止推203.3 曲軸的疲勞強度校核213.3.1 作用于單元曲拐上的力和力矩213.3.2 名義應力的計算253.4 本章小結27第4章 曲軸的有限元分析284.1 對Pro/E軟件基本功能的介紹284.2 曲軸的創(chuàng)建284.2.1 曲軸的特點分析284.2.2 曲軸的建模思路284.2.3 曲軸的建模步驟284.3 對ANSYS軟件的介紹3

10、04.4曲軸的有限元分析304.4.1 曲軸受力條件與簡化304.4.2 曲軸的靜力學分析314.5本章小結37結論38參考文獻39致謝40第1章 緒論1.1 選題的目的和意義曲軸是發(fā)動機中最重要、載荷最大的零件之一。曲軸承受著氣缸內的氣體壓力及往復和旋轉質量慣性力引起的周期性變化的雜合，并對外輸出扭矩，理論和實踐表明，發(fā)動機的曲軸的破壞形式主要是彎曲破壞。因此在曲軸內產生交變的彎曲應力，可以引起曲軸疲勞失效，而一旦曲軸失效，就可能引起其他零件隨之破壞。所以對于整體式多缸曲軸，如何比較準確地得到應力、變形的大小及分布，對用于指導曲軸的設計和改進，具有重要意義。隨著發(fā)動機的不斷強化，曲軸的工作條

11、件愈加苛刻，保證曲軸的工作可靠性至關重要，其設計是否可靠，對柴油機的使用壽命有很大影響，因此在研制過程中需要給予高度重視。由于曲軸的形狀及其載荷比較復雜，對其采用經典力學的方法進行結構分析往往有局限性。有限元法是根據變分原理求解數學物理問題的一種數值計算方法，是分析各種結構問題的強有力的工具，使用有限元法可以方便地進行分析并為設計提供理論依據。曲軸連桿機構作為發(fā)動機的傳遞運動和動力的機構，通過它把活塞的往復直線運動轉變?yōu)榍S的旋轉運動而輸出動力。因此，曲柄連桿機構是發(fā)動機中主要的受力部件，其工作可靠性就決定了發(fā)動機工作的可靠性。隨著發(fā)動機強化指標的不斷提高，機構的工作條件更加復雜。在多種周期性

12、變化載荷的作用下，如何在設計過程中保證機構具有足夠的疲勞強度和剛度及良好的動靜態(tài)力學特性成為曲柄連桿機構設計的關鍵性問題1。通過設計，確定發(fā)動機曲柄連桿機構的總體結構和部件結構，包括必要的結構尺寸確定、運動學和動力學分析、材料的選取等，以滿足實際生產的需要。在傳統(tǒng)的設計模式中，為滿足設計的需要須進行大量的數值計算，同時為了滿足產品的使用性能，須進行強度、剛度、穩(wěn)定性及可靠性等方面的設計和校核計算。同時要滿足校核計算，需要對機構進行運動學分析。而為了真是全面地了解機構在運動工況下的力學特性，本文采用了運動學仿真，針對機構進行了實時的，高精度的動力學響應分析與計算，對提高設計水平具有重要意義，而且

13、更直觀清晰的反應曲柄連桿機構在運行過程中的受力狀況，便于精確計算，同時應用有限元分析，對機構疲勞等強度與剛度的計算能夠直觀的了解，充分保證曲軸在工況下的強度，對進一步研究發(fā)動機的平和與震動、發(fā)動機增壓的改造等均有較為實用的應用價值。1.2 國內外的研究現(xiàn)狀多剛體運動學模擬是近十年來發(fā)展起來的機械計算機模擬技術，提供了在設計過程中對設計方案進行分析和優(yōu)化的有效手段，在機械設計領域獲得越來越廣泛的應用。它是利用計算機建造的模型對實際系統(tǒng)進行試驗研究，將分析的方法運用于模擬實驗，充分利用已有的基本物理原理，采用與實際物理系統(tǒng)實驗相似的研究方法，在計算機上運行仿真實驗。目前國內對發(fā)動機曲柄連桿機構的動

14、力學分析的方法有很多，而且已經完善和成熟。其中機構運動學分析是研究兩個或者兩個以上的物體間的相對運動，即位移、速度和加速度的變化關系：動力學則是研究產生運動的力。發(fā)動機曲柄連桿機構的動力學分析主要包括氣體力、慣性力、軸承力、和曲軸轉矩等的分析，傳統(tǒng)的內燃機工作機構運動力學、運動學分析方法主要有圖解法和解分析法2。1、解析法解析法是對構件逐個列出方程，通過各個構件之間的聯(lián)立線性方程組來求解運動副約束反力和平衡力矩，解析法又包括單位向量法、直角坐標法等。2、圖解法圖解法形象比較直觀，機構各組成部分的位移、速度、加速度以及所受力的大小及改變趨勢均能通過圖解一目了然。圖解法作為解析法的輔助手段，可用于

15、對計算機結果的判斷和選擇。解析法取點數值較少，繪制曲線精度不高。不經任何計算，對曲柄連桿機構直接圖解其速度和加速度的方法最早由克萊茵提出，但方法十分復雜3。 3、復數向量法復數向量法是以各個桿件作為向量，把在復平面上的連接過程用復數形式加以表達，對于包括結構參數和時間參數的解析式就時間求導后，可以得到機構的運動性能。該方法是機構運動分析的較好方法。通過對機構運動學、動力學的分析，我們可以清楚了解內燃機工作機構的運動性能、運動規(guī)律等，從而可以更好地對機構進行性能分析和產品設計。但是過去由于手段的原因，大部分復雜的機械運動盡管能夠給出解析表達式，卻難以計算出供工程設計使用的結果，不得不用粗糙近似的

16、圖解法求得數據。近年來隨著計算機的發(fā)展，可以利用復雜的計算表達式來精確求解各種運動過程和動態(tài)過程，從而形成了機械性能分析和產品設計的現(xiàn)代理論和方法。通過對機構運動學和動力學分析，我們可以清楚了解內燃機工作機構的運動性能、運動規(guī)律等，從而可以更好地對機構進行性能分析和產品設計。但是過去由于手段的原因，大部分復雜的機構運動盡管能夠給出解析式，卻難以計算出供工程使用的計算結果，不得不用粗糙的圖解法求得數據。隨著計算機的發(fā)展，可以利用復雜的計算表達式來精確求解各種運動過程和動態(tài)過程，從而形成機械性能分析和產品設計的現(xiàn)代理論和方法。隨著計算技術的飛速發(fā)展，出現(xiàn)了開發(fā)對象的自動離線及有限元分析結果可視化顯

17、示的熱潮，使有限元分析的“瓶頸”得以逐步解決。對象的離散從手工到全自動，從簡單對象的一維單一網絡到復雜對象的多維多種網絡單元，從單材料到多種材料，從單純的離散到自適應離散，從對象的性能校核到自動適應動態(tài)設計、分析。這些重大的發(fā)展使有限元分析拜托了僅為性能校核的工具的原始階段計算結果的可視化顯示從簡單的應力、位移和溫度場等的靜動態(tài)顯示、色彩色調顯示，一躍變成對模型可能出現(xiàn)缺陷的位置、形狀、大小以及可能波及區(qū)域的顯示。這種從抽象數據到計算機形象化現(xiàn)實的飛躍，是現(xiàn)在甚至將來計算程序設計、分析的重要組成部分。有限元法隨著計算機科學的發(fā)展，在包括汽車發(fā)動機在內的幾乎所有工程領域得到愈來愈廣泛的運用。有限

18、元技術的出現(xiàn)，為工程設計領域提供了一個強有力的計算工具，經過迄今約辦半個世紀的發(fā)展，它已日趨成熟使用，在近乎所有的工程設計領域發(fā)揮著越來越重要的作用。而汽車發(fā)動機零部件的設計是有限元技術最早的應用領域之一。有限元技術的應用提高了汽車發(fā)動機零部件設計的可靠性，縮短了設計周期，大大推動了汽車發(fā)動機工業(yè)的發(fā)展?，F(xiàn)今，高性能的產品需要有高水品的設計，設計技術是決定產品性能的關進因素之一。隨著科技的進步和使用要求的不斷提高，設計方法和設計手段也不斷改善，以經驗和試制、實驗為典型特征的傳統(tǒng)設計方法已遠不能滿足現(xiàn)代產品對性能的需求，取而代之的是以計算機為基本工具，以數值仿真分析為主要手段的現(xiàn)代設計理論和方法

19、的廣泛應用。汽車發(fā)動機設計是典型的機械系統(tǒng)設計，針對汽車發(fā)動機的現(xiàn)代設計技術研究具有代表性意義。曲軸是汽車發(fā)動機至今為止關鍵的部件之一，其性能優(yōu)劣直接影響著汽車發(fā)動機的可靠性和壽命，所以利用計算機仿真技術對曲軸設計及生產有著積極的指導作用。實現(xiàn)了曲軸建模和分析計算的自動化、智能化3。1.3 設計研究的主要內容對內燃機運行過程中曲柄連桿機構受力分析進行深入研究，其主要的研究內容有：（1）對曲柄連桿機構進行運動學和動力學分析，分析曲柄連桿機構中各種力的作用情況，并根據這些力對曲柄連桿機構的主要零部件進行強度、剛度等方面的計算和校核，以便達到設計要求；（2）分析曲柄連桿機構中主要零部件曲軸，連桿等的

20、工作條件和設計要求，進行合理選材，確定出主要的結構尺寸，并進行相應的尺寸檢驗校核，以符合零件實際加工的要求；（3）應用Pro/E軟件對曲柄連桿機構的零件分別建立實體模型；（4）應用Pro/E軟件將零件模型圖轉化為相應的工程圖，并結合使用AutoCAD軟件，系統(tǒng)地反應工程圖上的各類信息，以便實現(xiàn)對機構的進一步精確設計和檢驗；（5）應用ANSYS軟件對模型進行有限元分析。 第2章 曲柄連桿機構受力分析研究曲柄連桿機構的受力，關鍵在于分析曲柄連桿機構中各種力的作用情況，并根據這些力對曲柄連桿機構的主要零件進行強度、剛度、磨損等方面的分析、計算和設計，以便達到發(fā)動機輸出轉矩及轉速的要求。2.1 曲柄連

21、桿機構的類型及方案選擇內燃機中采用曲柄連桿機構的型式很多，按運動學觀點可分為三類，即:中心曲柄連桿機構、偏心曲柄連桿機構和主副連桿式曲柄連桿機構。1、中心曲柄連桿機構其特點是氣缸中心線通過曲軸的旋轉中心，并垂直于曲柄的回轉軸線。這種型式的曲柄連桿機構在內燃機中應用最為廣泛。一般的單列式內燃機，采用并列連桿與叉形連桿的V形內燃機，以及對置式活塞內燃機的曲柄連桿機構都屬于這一類。2、偏心曲柄連桿機構其特點是氣缸中心線垂直于曲軸的回轉中心線，但不通過曲軸的回轉中心，氣缸中心線距離曲軸的回轉軸線具有一偏移量e。這種曲柄連桿機構可以減小膨脹行程中活塞與氣缸壁間的最大側壓力，使活塞在膨脹行程與壓縮行程時作

22、用在氣缸壁兩側的側壓力大小比較均勻。 3、主副連桿式曲柄連桿機構其特點是內燃機的一列氣缸用主連桿，其它各列氣缸則用副連桿，這些連桿的下端不是直接接在曲柄銷上，而是通過副連桿銷裝在主連桿的大頭上，形成了“關節(jié)式”運動，所以這種機構有時也稱為“關節(jié)曲柄連桿機構”。在關節(jié)曲柄連桿機構中，一個曲柄可以同時帶動幾套副連桿和活塞，這種結構可使內燃機長度縮短，結構緊湊，廣泛的應用于大功率的坦克和機車用V形內燃機4。經過比較，本設計的型式選擇為中心曲柄連桿機構。2.2 曲柄連桿機構運動學中心曲柄連桿機構簡圖如圖2.1所示，圖2.1中氣缸中心線通過曲軸中心O，OB為曲柄，AB為連桿，B為曲柄銷中心，A為連桿小頭

23、孔中心或活塞銷中心。當曲柄按等角速度旋轉時，曲柄OB上任意點都以O點為圓心做等速旋轉運動，活塞A點沿氣缸中心線做往復運動，連桿AB則做復合的平面運動，其大頭B點與曲柄一端相連，做等速的旋轉運動，而連桿小頭與活塞相連，做往復運動。在實際分析中，為使問題簡單化，一般將連桿簡化為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個集中質量，認為它們分別做旋轉和往復運動，這樣就不需要對連桿的運動規(guī)律進行單獨研究4。圖2.1 曲柄連桿機構運動簡圖4活塞做往復運動時，其速度和加速度是變化的。它的速度和加速度的數值以及變化規(guī)律對曲柄連桿機構以及發(fā)動機整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機構運動規(guī)律的主要任務就是研究活塞的運動規(guī)

24、律。2.1.1 活塞位移假設在某一時刻，曲柄轉角為，并按順時針方向旋轉，連桿軸線在其運動平面內偏離氣缸軸線的角度為，如圖2.1 所示。當=時，活塞銷中心A在最上面的位置A1，此位置稱為上止點。當=180時，A點在最下面的位置A2，此位置稱為下止點。此時活塞的位移x為:x=(r+) = （2.1）式中：連桿比。式（2.1）可進一步簡化，由圖2.1可以看出：即 又由于 （2.2）將式（2.2）帶入式（2.1）得： x= （2.3）式（2.3）是計算活塞位移x的精確公式,為便于計算，可將式（2.3）中的根號按牛頓二項式定理展開，得：考慮到 13，其二次方以上的數值很小，可以忽略不計。只保留前兩項，則

25、 （2.4）將式（2.4）帶入式（2.3）得 （2.5）2.1.2 活塞的速度 將活塞位移公式（2.1）對時間t進行微分，即可求得活塞速度的精確值為 (2.6)將式（2.5）對時間微分，便可求得活塞速度得近似公式為： （2.7）從式（2.7）可以看出，活塞速度可視為由與兩部分簡諧運動所組成。當或時，活塞速度為零，活塞在這兩點改變運動方向。當時，此時活塞得速度等于曲柄銷中心的圓周速度。2.1.3 活塞的加速度將式（2.6）對時間微分，可求得活塞加速度的精確值為： （2.8）將式（2.7）對時間為微分，可求得活塞加速度的近似值為： （2.9）因此，活塞加速度也可以視為兩個簡諧運動加速度之和，即由與

26、兩部分組成。2.2 曲柄連桿機構中的作用力作用于曲柄連桿機構的力分為：缸內氣壓力、運動質量的慣性力、摩擦阻力和作用在發(fā)動機曲軸上的負載阻力。由于摩擦力的數值較小且變化規(guī)律很難掌握，受力分析時把摩擦阻力忽略不計。而負載阻力與主動力處于平衡狀態(tài)，無需另外計算，因此主要研究氣壓力和運動質量慣性力變化規(guī)律對機構構件的作用4。計算過程中所需的相關數據參照4G63汽油機，表2.7所示。2.2.1 氣缸內工質的作用力作用在活塞上的氣體作用力等于活塞上、下兩面的空間內氣體壓力差與活塞頂面積的乘積，即 （2.10）式中：活塞上的氣體作用力，； 缸內絕對壓力，； 大氣壓力，； 活塞直徑，。由于活塞直徑是一定的，活

27、塞上的氣體作用力取決于活塞上、下兩面的空間內氣體壓力差，對于四沖程發(fā)動機來說，一般取=0.1，,對于缸內絕對壓力，在發(fā)動機的四個沖程中，計算結果如表2.1所示：則由式（2.10）計算氣壓力如表2.2所示。2.2.2 機構的慣性力慣性力是由于運動不均勻而產生的，為了確定機構的慣性力，必須先知道其加速度和質量的分布。加速度從運動學中已經知道，現(xiàn)在需要知道質量分布。實際機構質量分布很復雜，必須加以簡化。為此進行質量換算。1、機構運動件的質量換算質量換算的原則是保持系統(tǒng)的動力學等效性。質量換算的目的是計算零件的運動質量，以便進一步計算它們在運動中所產生的慣性力4。表2.1 缸內絕對壓力計算結果四個沖程

28、終點壓力計算公式計算結果/進氣終點壓力0.08壓縮終點壓力1.83膨脹終點壓力0.56排氣終點壓力0.115注：平均壓縮指數，=1.321.38；壓縮比，=10；平均膨脹指數，=1.21.30；最大爆發(fā)壓力，=7.2；此時壓力角=，取=。表2.2 氣壓力計算結果四 個 沖 程/進氣終點85.07壓縮終點-113.43膨脹終點9811.95排氣終點2608.95（1）連桿質量的換算連桿是做復雜平面運動的零件。為了方便計算，將整個連桿（包括有關附屬零件）的質量用兩個換算質量和來代換，并假設是集中作用在連桿小頭中心處，并只做往復運動的質量；是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓周做旋轉運動的質量，如

29、圖2.2所示：圖2.2 連桿質量的換算簡圖4為了保證代換后的質量系統(tǒng)與原來的質量系統(tǒng)在力學上等效，必須滿足下列三個條件： 連桿總質量不變，即。 連桿重心的位置不變，即。 連桿相對重心G的轉動慣量不變，即。其中，連桿長度，為連桿重心至小頭中心的距離。由條件可得下列換算公式：用平衡力系求合力的索多邊形法求出重心位置。將連桿分成若干簡單的幾何圖形，分別計算出各段連桿重量和它的重心位置，再按照索多邊形作圖法，求出整個連桿的重心位置以及折算到連桿大小頭中心的重量和 ，如圖2.3所示：圖2.3 索多邊形法4（2）往復直線運動部分的質量活塞（包括活塞上的零件）是沿氣缸中心做往復直線運動的。它們的質量可以看作

30、是集中在活塞銷中心上，并以表示。質量與換算到連桿小頭中心的質量之和，稱為往復運動質量，即。（3）不平衡回轉質量曲拐的不平衡質量及其代換質量如圖2.4所示： 圖2.4 曲拐的不平衡質量及其代換質量5曲拐在繞軸線旋轉時，曲柄銷和一部分曲柄臂的質量將產生不平衡離心慣性力，稱為曲拐的不平衡質量。為了便于計算，所有這些質量都按離心力相等的條件，換算到回轉半徑為的連桿軸頸中心處，以表示，換算質量為：式中：曲拐換算質量，； 連桿軸頸的質量，； 一個曲柄臂的質量，；曲柄臂質心位置與曲拐中心的距離，。質量與換算到大頭中心的連桿質量之和稱為不平衡回轉質量，即由上述換算方法計算得：往復直線運動部分的質量=3，不平衡

31、回轉質量=1.535。2、曲柄連桿機構的慣性力把曲柄連桿機構運動件的質量簡化為二質量和后，這些質量的慣性力可以從運動條件求出，歸結為兩個力。往復質量的往復慣性力和旋轉質量的旋轉慣性力5。（1）往復慣性力 （2.11）式中：往復運動質量，； 連桿比； 曲柄半徑，； 曲柄旋轉角速度，； 曲軸轉角。是沿氣缸中心線方向作用的，公式（2.11）前的負號表示方向與活塞加速度的方向相反。其中曲柄的角速度為： （2.12）式中：曲軸轉數，；已知額定轉數=6000，則；曲柄半徑=44，連桿比=0.250.315，取=0.25，參照附錄表2：四缸機工作循環(huán)表，將每一工況的曲軸轉角代入式（2.11），計算得往復慣性

32、力，結果如表2.3所示：表2.3 往復慣性力計算結果四 個 沖 程/進氣終點-62421.94壓縮終點39026.92膨脹終點-62421.94排氣終點39026.92（2）旋轉慣性力 （2.13） 3、作用在活塞上的總作用力由前述可知，在活塞銷中心處，同時作用著氣體作用力和往復慣性力，由于作用力的方向都沿著中心線，故只需代數相加，即可求得合力5 （2.14）計算結果如表2.4所示。4、活塞上的總作用力分解與傳遞如圖2.5所示，首先，將分解成兩個分力：沿連桿軸線作用的力，和把活塞壓向氣缸壁的側向力，其中沿連桿的作用力為： （2.15）而側向力為： （2.16）表2.4 作用在活塞上的總作用力四

33、個沖程氣壓力/往復慣性力/總作用力/進氣終點85.07壓縮終點-113.4339026.92膨脹終點9811.95排氣終點2608.9539026.92圖2.5 作用在機構上的力和力矩5連桿作用力的方向規(guī)定如下：使連桿受壓時為正號，使連桿受拉時為負號，缸壁的側向力的符號規(guī)定為：當側向力所形成的反扭矩與曲軸旋轉方向相反時，側向力為正值，反之為負值。5當=時，根據正弦定理，可得：求得 將分別代入式（2.15）、式（2.16），計算結果如表2.5所示：表2.5 連桿力、側向力的計算結果四個沖程連桿力/側向力/進氣終點壓縮終點38985.372366.33膨脹終點排氣終點41712.792531.88

34、力通過連桿作用在曲軸的曲柄臂上，此力也分解成兩個力，即推動曲軸旋轉的切向力，即 （2.17）和壓縮曲柄臂的徑向力，即 （2.18）規(guī)定力和曲軸旋轉方向一致為正，力指向曲軸為正。求得切向力、徑向力見如表2.6所示:表2.6 切向力、徑向力的計算結果四個沖程切向力/徑向力/進氣終點壓縮終點11059.3937383.80膨脹終點排氣終點11833.1139999.18表2.7 4G63發(fā)動機主要性能參數氣缸排列方式直列四缸供油方式多點噴射排量/L2.0缸徑/mm85沖程/mm88沖程/缸徑0.9555連桿長/mm167曲軸軸承座5壓縮比9.3額定功率/kW95(6000 r/min)最大扭矩/(N

35、·m)173(4500 r/min)點火順序13422.3 本章小結本章首先分析了曲柄連桿機構的運動情況，重點分析了活塞的運動，在此基礎上分析了每個工作過程的氣體壓力變化情況，進一步推導出各過程氣體力的理論計算公式，進行了機構中運動質量的換算，并根據4G63型汽油機的具體結構參數計算出了各過程的氣體力，為后面章節(jié)提供了理論數據的依據。第3章 曲軸的設計3.1 曲軸的結構型式和材料的選擇3.1.1 曲軸的工作條件和設計要求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作用下工作的，使曲軸既扭轉又彎曲，產生疲勞應力狀態(tài)。由于曲軸彎曲與扭轉振動而產生附加應力，再

36、加上曲軸形狀復雜，結構變化急劇，產生的嚴重的應力集中。特別在曲柄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(xiàn)象尤為突出。所以在設計曲軸時，要使它具有足夠的疲勞強度，盡量減小應力集中現(xiàn)象，克服薄弱環(huán)節(jié)，保證曲軸可靠工作。如果曲軸彎曲剛度不足，就會大大惡化活塞、連桿的工作條件，影響它們的工作可靠性和耐磨性，曲軸扭轉剛度不足則可能在工作轉速范圍內產生強烈的扭轉振動，所以設計曲軸時，應保證它有盡可能高的彎曲剛度和扭轉剛度。此外，曲軸主軸頸與曲柄銷時再高比壓下進行高速轉動的，因而還會產生強烈的磨損。所以設計曲軸時，要使其各摩擦表面耐磨，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

37、6。3.1.2 曲軸的結構型式曲軸的設計從總體結構上選擇整體式，它具有工作可靠、質量輕的特點，而且剛度和強度較高，加工表面也比較少。為了提高曲軸的彎曲剛度和強度，采用全支撐半平衡結構，即四個曲拐，每個曲拐的兩端都有一個主軸頸，如圖3.1所示：圖3.1 曲軸的結構型式3.1.3 曲軸的材料在結構設計和加工工藝正確合理的條件下，主要是材料強度決定著曲軸的體積、重量和壽命，作為曲軸的材料，除了應具有優(yōu)良的機械性能以外，還要求高度的耐磨性、耐疲勞性和沖擊韌性。同時也要使曲軸的加工容易和造價低廉。在保證曲軸有足夠強度的前提下，盡可能采用一般材料。以鑄代鍛，以鐵代鋼。高強度球墨鑄鐵的出現(xiàn)為鑄造曲軸的廣泛采

38、用提供了前提。球墨鑄鐵就其機械性能和使用性能而言，比其它多種鑄鐵都要好。球墨鑄鐵曲軸可以鑄成復雜的合理的結構形狀，使其應力分布均勻，金屬材料更有效地利用，加上球鐵材料對斷面缺口的敏感性小，使得球鐵曲軸的實際彎曲疲勞強度與正火中碳鋼相近。該發(fā)動機曲軸采用球墨鑄鐵鑄造而成。3.2 曲軸的主要尺寸的確定和結構細節(jié)設計3.2.1 曲柄銷的直徑和長度 在考慮曲軸軸頸的粗細時，首先是確定曲柄銷的直徑。在現(xiàn)代發(fā)動機設計中，一般趨向于采用較大的值，以降低曲柄銷比壓，提高連桿軸承工作的可靠性，提高曲軸的剛度。但是，曲柄銷加粗伴隨著連桿大頭加大，使不平衡旋轉質量的離心力增大，隨曲軸及軸承的工作帶來不利，對于汽油機

39、，為氣缸直徑，已知=85，則，曲柄銷直徑取為=51。曲柄銷的長度是在選定的基礎上考慮的。從增加曲軸的剛性和保證軸承的工作能力出發(fā)，應使控制在一定范圍內，同時注意曲拐各部分尺寸協(xié)調，根據統(tǒng)計/=，取=31。軸頸的尺寸，最后可以根據承壓面的投影面積與活塞投影面積之比來校核，此比值據統(tǒng)計在范圍內，而且汽油機偏下限。那么由，則長度取值合適5。3.2.2 主軸頸的直徑和長度為了最大限度地增加曲軸的剛度，適當地加粗主軸頸，這樣可以增加曲軸軸頸的重疊度，從而提高曲軸剛度，其次，加粗主軸頸后可以相對縮短其長度，從而給加厚曲柄提高其強度提供可能。從曲軸各部分尺寸協(xié)調的觀點，建議取，取=59。由于主軸承的負荷比連

40、桿軸承輕，主軸頸的長度一般比曲柄銷的長度短，這樣可滿足增強剛性及保證良好潤滑的要求5。據統(tǒng)計，取=37。3.2.3 曲柄曲柄應選擇適當的厚度、寬度，以使曲軸有足夠的剛度和強度。為提高曲柄的抗彎能力，適當增加曲柄的厚度，曲柄的形狀采用橢圓形，為了能最大限度地減輕曲軸的重量，并減小曲柄相對于主軸頸中心的不平衡旋轉質量，將曲柄上肩部多余的金屬削去。根據統(tǒng)計，曲柄的寬度，取，厚度，取。曲柄臂以凸肩接主軸頸和曲柄銷。凸肩的厚度根據曲軸加工工藝決定。全加工曲軸的只有0.51，取=1。曲柄銷和主軸頸至曲柄臂凸肩的過渡圓角對應力集中程度影響最大，加大圓角半徑可使圓角應力峰值降低，故宜取大，至少不能小于0.05

41、或2.5，取=3。3.2.4 平衡重對四拐曲軸來說，作用在第1、2拐和第3、4拐上的離心慣性力互成力偶。這兩個力偶大小相等、方向相反，所以從整體上講是平衡的，但是這兩個力偶卻還是作用在曲袖上了，曲軸這兩個對稱力偶的作用下可能發(fā)生彎曲變形。由于曲軸是安裝在機體的主軸承中的，所以曲軸發(fā)生彎曲變形時上述力偶就將也部分地作用在機體上，使機體承受附加彎曲力偶的作用，尤其是在此情況下主軸承的工作條件也要變壞。安裝平衡重，改善曲軸本身和機體的受力情況，尤其改善了主軸承的工作條件。設計時，平衡重對主軸承工作情況的影響是利用主軸頸載荷圖來進行估算的。沒有平衡重時，由于離心慣性力的影響，主軸頸表面所受載荷的分布可

42、能很不均勻，一部分軸頸表面所受載荷很大，但另一部分軸頸表面卻完全不承受載荷。通過安裝平衡重可以抵消一部分離心慣性力，從而使軸頸表面的載荷分布比較均勻些，與此同時軸頸和軸承表面的平均載荷也可以相應下降。它意味著軸頸的磨損也可以比較均勻，而不是集中磨一處，防止因偏磨而很決失圓損壞。設計平衡重時，應盡可能使平衡重的重心遠離曲軸旋轉中心，即用較輕的重量達到較好的效果，以便盡可能減輕曲軸重量。平衡重徑向尺寸和厚度以不碰活塞裙底和連桿大頭能通過為限度。將平衡重與曲軸鑄成一體，時加工較簡單，并且工作可靠7。3.2.5 油孔的位置和尺寸為保證曲軸軸承工作可靠，對它們必需有充分的潤滑。曲軸中油道的尺寸和布置直接

43、影響它的強度和剛度，同時也影響軸承工作的可靠性。潤滑油一般從機體上的主油道通過主軸承的上軸瓦引入。從主軸頸向曲柄銷供油采用斜油道，主軸頸上的油孔入口應保證向曲柄銷供油足夠充分，曲柄銷上油孔的出口應設在負荷較低區(qū)，用以提高向曲柄銷的供油能力。曲柄銷油孔選擇在曲拐平面運轉前方的范圍內。由于油道位于曲拐平面內，油道出口處應力集中現(xiàn)象嚴重，當油道中心線與軸頸中心線的夾角時，最大應力增加很快，因此油孔設在小于處5。油道的孔徑一般在左右，取為5。3.2.6 曲軸兩端的結構曲軸上帶動輔助系統(tǒng)的正時齒輪和皮帶輪一般裝在曲軸的前端，因為結構簡單，維修方便。發(fā)動機的配氣機構也是由曲軸自由端驅動。這是應為曲軸自由端

44、的軸頸允許較細，可以采用節(jié)圓直徑小的齒輪，消除扭轉振動的減振器裝在曲軸前端，因為這里的振幅最大。在曲軸自由端從曲軸箱伸出去額地方必須考慮密封。一方面防止曲軸箱中的機油由這里漏出去，另一方面也防止外面的塵土等進入。密封是用甩油環(huán)和密封裝置所組成，密封裝置可以是密封圈，也可以是螺紋迷宮槽。所謂迷宮槽是在軸上或在曲軸箱的對應孔壁上制出螺紋，螺紋的螺旋方向與軸的螺旋方向相反。當機油漏入軸與孔之間的間隙中時，依靠機油的粘性和螺紋，把機油像個螺母一樣地退了回去，不使它漏出機體外4。曲軸后端（功率輸出端）一般設有法蘭，飛輪與后端用螺栓和定位銷連接。螺栓應擰得足夠緊，以便能夠依靠飛輪與法蘭之間的摩擦力矩傳輸出

45、曲軸的最大轉矩。定位銷用來保證重裝飛輪時保持飛輪與曲軸的裝配位置。故定位銷的布置是不對稱的或只有一個。這種連接方式結構簡單，工作可靠。為了提高曲軸的扭轉剛度，從最后一道主軸承到飛輪法蘭這一軸段應該盡量粗短5。3.2.7 曲軸的止推曲軸由于受熱膨脹而伸長或受斜齒輪即離合器等的軸向力會產生軸向移動，為了控制發(fā)動機在工作時曲軸的軸向竄動，在曲軸上設置有軸向定位裝置，同時為了保證曲軸在受熱膨脹時有一定的自由伸長量，所以曲軸上只能有一處軸向定位。從降低曲軸和機體加工尺寸鏈精度要求出發(fā)，止推軸承設在中間主軸承的兩邊。在第三主軸頸處設置軸向止推片，止推片為四片。曲軸軸向間隙應保持，其它各主軸承端面間隙應保證

46、曲軸受熱伸長時能自由延伸。3.3 曲軸的疲勞強度校核由于曲軸工作時承受交變載荷，它的破壞往往都由疲勞產生，因此，需要進行疲勞驗算。由于實際的曲軸是一個多支承的靜不定系統(tǒng)，理論上應按照連續(xù)梁的概念來求解支承彎矩和支反力，因為它考慮了支承的彈性安裝不同心度以及支座彎矩等因素對曲軸應力的影響。連續(xù)梁計算方法為：把曲軸簡化為支承在剛性支承上的圓柱形連續(xù)直梁，根據連續(xù)梁支承處偏轉角相等的變形協(xié)調條件，推導出各支承偏轉角變化總和為零的連續(xù)方程，這種方法在各單位曲拐長度相等的情況下認為它們的剛度相等，免去繁雜的曲拐剛度計算，同時又由于不考慮支座彈性等，得到三彎矩方程，借助三彎矩方程進行計算，得各支承處在曲拐

47、平面和曲拐平面的垂直面內的彎矩，然后把第支承和第支承點處的主軸頸截面的彎矩（曲拐平面內）、（曲拐平面的垂直面內）和、作為載荷加到圖3.2中的曲拐受力模型上，再根據此新模型確定各支反力、各危險截面的內力矩，進而計算各名義應力8。3.3.1 作用于單元曲拐上的力和力矩1、計算公式及其推導如圖3.2所示，把曲軸簡化為等圓截面梁，且由于假設各軸頸按等高度剛性點支承，即不考慮支座彈性及加工形成的不同軸度，以集中方式加載，且各拐集中力作用在各曲柄銷中央，平衡重離心力作用在平衡塊寬度中，為了保持轉換前后的一致，需在鉸鏈處作用彎矩，再根據支承二端轉角相等的變形協(xié)調條件，保證各中間支承的連續(xù)性。由材料力學知：在

48、支承處左端梁轉角和右端梁轉角為（若）： （3.1） （3.2）由變形協(xié)調條件=，圖3.2 連續(xù)梁受力圖8=又因為，所以 （3.3）設第一支承和最后一個支承處的彎矩為零，即。上式中包含，三個支承處的內彎矩，故稱三彎矩方程。連續(xù)梁有多少個內支承就可以建立多少各這樣的三彎矩方程，以此可求出支承處的內彎矩。2、曲拐平面內支承彎矩計算已知=28+25.11+18.082=89.27，當=2，=3，=4時，由式（3.3）得三彎矩方程組（3.4）： （3.4）根據表2.2四缸機工作循環(huán)表，參照表2.6知如表3.1所示。將、分別代入方程組，得工況下各支承處的彎矩如表3.2所示。同理根據表3.3各工況下載荷計算

49、曲拐平面的垂直平面內彎矩，計算結果如表3.4所示。表3.1 各工況下載荷數據 （單位：）工況一-346.967997.616122.88-10276.86二7997.61-10276.86-346.966122.88三-10276.866122.887997.61-346.96四6122.88-346.96-10276.867997.61表3.2 各工況下曲拐平面內彎矩計算結果 （單位：）工況一-118.7871.86197.22二88.96-1116.53153.31三-449.17935.97-334.8四545.84-2686.65-772.48 表3.3各工況下載荷數據 （單位：）工況

50、一-14952.0111833.1111059.39-17716.43二11833.11-17716.43-14952.0111059.39三-17716.4311059.3911833.11-14952.01四11059.39-14952.01-17716.4311833.11表3.4 曲拐平面的垂直平面內彎矩計算結果 （單位：）工況一-99.05276.89-132.89二26.32-330.3290.71三-132.88276.89-99.05四15.14-209.47-4.003、支反力計算求得各支承彎矩后，就可用圖3.3所示的模型來計算各個支座的支反力。圖3.3 支反力計算模型8得到

51、支反力表達式如下： （3.5） （3.6）式中：作用在曲柄銷上的徑向力；作用在曲柄銷上的切向力； 連桿旋轉質量、曲柄銷、曲柄臂的總的離心慣性力；已知，由公式（3.5）、（3.6）計算得到各個支座反力，其值如表3.5，表3.6所示。 表3.5各工況下曲拐平面內支座反力計算結果 （單位：）工況一-37424.7967141.242735.51-45195-13318.35二5809.08-33187.34-29145.973870.51-13318.35三-38857.94601.00787.42-41871.66-13318.35四22.18-17600.9714254.57-13318.35 表3.6各工況下曲拐平面的垂直平面內支座反力計算結果 （單位：）工況一-6504.934173.034117.93-7555.370二5658.52-5877.82-5126.894640.380三7555.474117.834173.03-6504.930四5381.26-5570.81-6765.375955.770可