曲柄連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上課 程 設(shè) 計(jì) 說(shuō) 明 書(shū) 2115柴油機(jī)連桿設(shè)計(jì) 學(xué)生學(xué)號(hào)： 學(xué)生姓名： 專(zhuān)業(yè)班級(jí)： 指導(dǎo)教師姓名： 杜家益/張登攀 2018年 1 月目錄2111123333357888899999000111222346動(dòng)力計(jì)算及圖表8111專(zhuān)心-專(zhuān)注-專(zhuān)業(yè)第1章 緒論1.1 選題的目的和意義曲柄連桿機(jī)構(gòu)是發(fā)動(dòng)機(jī)的傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的機(jī)構(gòu)，通過(guò)它把活塞的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)而輸出動(dòng)力。因此，曲柄連桿機(jī)構(gòu)是發(fā)動(dòng)機(jī)中主要的受力部件，其工作可靠性就決定了發(fā)動(dòng)機(jī)工作的可靠性。隨著發(fā)動(dòng)機(jī)強(qiáng)化指標(biāo)的不斷提高，機(jī)構(gòu)的工作條件更加復(fù)雜。在多種周期性變化載荷的作用下，如何在設(shè)計(jì)過(guò)程中保證

2、機(jī)構(gòu)具有足夠的疲勞強(qiáng)度和剛度及良好的動(dòng)靜態(tài)力學(xué)特性成為曲柄連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵性問(wèn)題1。通過(guò)設(shè)計(jì)，確定發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的總體結(jié)構(gòu)和零部件結(jié)構(gòu)，包括必要的結(jié)構(gòu)尺寸確定、運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析、材料的選取等，以滿足實(shí)際生產(chǎn)的需要。在傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)模式中，為了滿足設(shè)計(jì)的需要須進(jìn)行大量的數(shù)值計(jì)算，同時(shí)為了滿足產(chǎn)品的使用性能，須進(jìn)行強(qiáng)度、剛度、穩(wěn)定性及可靠性等方面的設(shè)計(jì)和校核計(jì)算，同時(shí)要滿足校核計(jì)算，還需要對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析。為了真實(shí)全面地了解機(jī)構(gòu)在實(shí)際運(yùn)行工況下的力學(xué)特性，本文采用了多體動(dòng)力學(xué)仿真技術(shù)，針對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行了實(shí)時(shí)的，高精度的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)分析與計(jì)算，因此本研究所采用的高效、實(shí)時(shí)分析技術(shù)對(duì)提高分析

3、精度，提高設(shè)計(jì)水平具有重要意義，而且可以更直觀清晰地了解曲柄連桿機(jī)構(gòu)在運(yùn)行過(guò)程中的受力狀態(tài)，便于進(jìn)行精確計(jì)算，對(duì)進(jìn)一步研究發(fā)動(dòng)機(jī)的平衡與振動(dòng)、發(fā)動(dòng)機(jī)增壓的改造等均有較為實(shí)用的應(yīng)用價(jià)值。1.2 設(shè)計(jì)研究的主要內(nèi)容發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)2115活塞行程(mm)120連桿長(zhǎng)度(mm)185缸徑（mm）115汽缸數(shù)4發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min)2400質(zhì)量 活塞1240g連桿大頭1853g，小頭705g課程設(shè)計(jì)任務(wù)要求1、 每小組繪制一種2115發(fā)動(dòng)機(jī)連桿機(jī)構(gòu)圖紙。2、 課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份。具體要求如下：1、 了解連桿的設(shè)計(jì)基準(zhǔn)、工藝基準(zhǔn)和加工基準(zhǔn)。2、 正確表達(dá)零件的形狀，合理地布置視圖。3、 正

4、確理解和標(biāo)注尺寸公差與形狀公差。4、 能讀懂圖樣上的技術(shù)要求。5、 正確編寫(xiě)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)。6、 熟練掌握AutoCad繪制工程圖紙。 課程設(shè)計(jì)實(shí)施環(huán)節(jié)(18-20周)1、 上課 2、 上機(jī) 3、考核（交圖紙及說(shuō)明書(shū)電子文檔和紙質(zhì)文檔+上機(jī)操作）第2章 曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析研究曲柄連桿機(jī)構(gòu)的受力，關(guān)鍵在于分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要零件進(jìn)行強(qiáng)度、剛度、磨損等方面的分析、計(jì)算和設(shè)計(jì)，以便達(dá)到發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速的要求。2.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的類(lèi)型及方案選擇內(nèi)燃機(jī)中采用曲柄連桿機(jī)構(gòu)的型式很多，按運(yùn)動(dòng)學(xué)觀點(diǎn)可分為三類(lèi)，即:中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)、偏心曲柄連桿機(jī)構(gòu)和主副

5、連桿式曲柄連桿機(jī)構(gòu)。1、中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)其特點(diǎn)是氣缸中心線通過(guò)曲軸的旋轉(zhuǎn)中心，并垂直于曲柄的回轉(zhuǎn)軸線。這種型式的曲柄連桿機(jī)構(gòu)在內(nèi)燃機(jī)中應(yīng)用最為廣泛。一般的單列式內(nèi)燃機(jī)，采用并列連桿與叉形連桿的V形內(nèi)燃機(jī)，以及對(duì)置式活塞內(nèi)燃機(jī)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)都屬于這一類(lèi)。2、偏心曲柄連桿機(jī)構(gòu)其特點(diǎn)是氣缸中心線垂直于曲軸的回轉(zhuǎn)中心線，但不通過(guò)曲軸的回轉(zhuǎn)中心，氣缸中心線距離曲軸的回轉(zhuǎn)軸線具有一偏移量e。這種曲柄連桿機(jī)構(gòu)可以減小膨脹行程中活塞與氣缸壁間的最大側(cè)壓力，使活塞在膨脹行程與壓縮行程時(shí)作用在氣缸壁兩側(cè)的側(cè)壓力大小比較均勻。 3、主副連桿式曲柄連桿機(jī)構(gòu)其特點(diǎn)是內(nèi)燃機(jī)的一列氣缸用主連桿，其它各列氣缸則用副連桿，這些

6、連桿的下端不是直接接在曲柄銷(xiāo)上，而是通過(guò)副連桿銷(xiāo)裝在主連桿的大頭上，形成了“關(guān)節(jié)式”運(yùn)動(dòng)，所以這種機(jī)構(gòu)有時(shí)也稱(chēng)為“關(guān)節(jié)曲柄連桿機(jī)構(gòu)”。在關(guān)節(jié)曲柄連桿機(jī)構(gòu)中，一個(gè)曲柄可以同時(shí)帶動(dòng)幾套副連桿和活塞，這種結(jié)構(gòu)可使內(nèi)燃機(jī)長(zhǎng)度縮短，結(jié)構(gòu)緊湊，廣泛的應(yīng)用于大功率的坦克和機(jī)車(chē)用V形內(nèi)燃機(jī)8。經(jīng)過(guò)比較，本設(shè)計(jì)的型式選擇為中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)。2.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖2.1所示，圖2.1中氣缸中心線通過(guò)曲軸中心O，OB為曲柄，AB為連桿，B為曲柄銷(xiāo)中心，A為連桿小頭孔中心或活塞銷(xiāo)中心。當(dāng)曲柄按等角速度旋轉(zhuǎn)時(shí)，曲柄OB上任意點(diǎn)都以O(shè)點(diǎn)為圓心做等速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，活塞A點(diǎn)沿氣缸中心線做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，連桿

7、AB則做復(fù)合的平面運(yùn)動(dòng)，其大頭B點(diǎn)與曲柄一端相連，做等速的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，而連桿小頭與活塞相連，做往復(fù)運(yùn)動(dòng)。在實(shí)際分析中，為使問(wèn)題簡(jiǎn)單化，一般將連桿簡(jiǎn)化為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個(gè)集中質(zhì)量，認(rèn)為它們分別做旋轉(zhuǎn)和往復(fù)運(yùn)動(dòng)，這樣就不需要對(duì)連桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律進(jìn)行單獨(dú)研究9。圖2.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖活塞做往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)，其速度和加速度是變化的。它的速度和加速度的數(shù)值以及變化規(guī)律對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)以及發(fā)動(dòng)機(jī)整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)規(guī)律的主要任務(wù)就是研究活塞的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。2.1.1 活塞位移假設(shè)在某一時(shí)刻，曲柄轉(zhuǎn)角為，并按順時(shí)針?lè)较蛐D(zhuǎn)，連桿軸線在其運(yùn)動(dòng)平面內(nèi)偏離氣缸軸線的角度為，如圖2.1

8、所示。當(dāng)=時(shí)，活塞銷(xiāo)中心A在最上面的位置A1，此位置稱(chēng)為上止點(diǎn)。當(dāng)=180時(shí)，A點(diǎn)在最下面的位置A2，此位置稱(chēng)為下止點(diǎn)。此時(shí)活塞的位移x為:x=(r+) = （2.1）式中：連桿比。式（2.1）可進(jìn)一步簡(jiǎn)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(jì)算活塞位移x的精確公式,為便于計(jì)算，可將式（2.3）中的根號(hào)按牛頓二項(xiàng)式定理展開(kāi)，得：考慮到 13，其二次方以上的數(shù)值很小，可以忽略不計(jì)。只保留前兩項(xiàng)，則 （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(duì)時(shí)間t進(jìn)行微分，即可求

9、得活塞速度的精確值為 (2.6)將式（2.5）對(duì)時(shí)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(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)所組成。當(dāng)或時(shí)，活塞速度為零，活塞在這兩點(diǎn)改變運(yùn)動(dòng)方向。當(dāng)時(shí)，此時(shí)活塞得速度等于曲柄銷(xiāo)中心的圓周速度。2.1.3 活塞的加速度將式（2.6）對(duì)時(shí)間微分，可求得活塞加速度的精確值為： （2.8）將式（2.7）對(duì)時(shí)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(gè)簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)加速度之和，即由與兩部分組成。2.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)中的作用力作用于曲柄連桿機(jī)構(gòu)的力分為：缸內(nèi)氣壓力、運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的慣性力、摩擦阻力和作用在發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸上

10、的負(fù)載阻力。由于摩擦力的數(shù)值較小且變化規(guī)律很難掌握，受力分析時(shí)把摩擦阻力忽略不計(jì)。而負(fù)載阻力與主動(dòng)力處于平衡狀態(tài)，無(wú)需另外計(jì)算，因此主要研究氣壓力和運(yùn)動(dòng)質(zhì)量慣性力變化規(guī)律對(duì)機(jī)構(gòu)構(gòu)件的作用。計(jì)算過(guò)程中所需的相關(guān)數(shù)據(jù)參照EA1113汽油機(jī)，如附表1所示。2.2.1 氣缸內(nèi)工質(zhì)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(nèi)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(nèi)絕對(duì)壓力，； 大氣壓力，； 活塞直徑，。由于活塞直徑是一定的，活塞上的氣體作用力取決于活塞上、下兩面的空間內(nèi)氣體壓力差，對(duì)于四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)來(lái)說(shuō)，一般取=0.1，,對(duì)于缸內(nèi)絕對(duì)壓力.2.2.2

11、機(jī)構(gòu)的慣性力慣性力是由于運(yùn)動(dòng)不均勻而產(chǎn)生的，為了確定機(jī)構(gòu)的慣性力，必須先知道其加速度和質(zhì)量的分布。加速度從運(yùn)動(dòng)學(xué)中已經(jīng)知道，現(xiàn)在需要知道質(zhì)量分布。實(shí)際機(jī)構(gòu)質(zhì)量分布很復(fù)雜，必須加以簡(jiǎn)化。為此進(jìn)行質(zhì)量換算。1、機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)件的質(zhì)量換算質(zhì)量換算的原則是保持系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)等效性。質(zhì)量換算的目的是計(jì)算零件的運(yùn)動(dòng)質(zhì)量，以便進(jìn)一步計(jì)算它們?cè)谶\(yùn)動(dòng)中所產(chǎn)生的慣性力9。（1）連桿質(zhì)量的換算連桿是做復(fù)雜平面運(yùn)動(dòng)的零件。為了方便計(jì)算，將整個(gè)連桿（包括有關(guān)附屬零件）的質(zhì)量用兩個(gè)換算質(zhì)量和來(lái)代換，并假設(shè)是集中作用在連桿小頭中心處，并只做往復(fù)運(yùn)動(dòng)的質(zhì)量；是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓周做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的質(zhì)量，如圖2.2所示：圖

12、2.2 連桿質(zhì)量的換算簡(jiǎn)圖為了保證代換后的質(zhì)量系統(tǒng)與原來(lái)的質(zhì)量系統(tǒng)在力學(xué)上等效，必須滿足下列三個(gè)條件： 連桿總質(zhì)量不變，即。 連桿重心的位置不變，即。 連桿相對(duì)重心G的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量不變，即。其中，連桿長(zhǎng)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(jiǎn)單的幾何圖形，分別計(jì)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(gè)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(fù)直線運(yùn)動(dòng)部分的質(zhì)量活塞（包括活塞上的零件）是沿氣缸中心做往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)的。它們的質(zhì)量可以看作是集中在活塞銷(xiāo)中心

13、上，并以表示。質(zhì)量與換算到連桿小頭中心的質(zhì)量之和，稱(chēng)為往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量，即。（3）不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量曲拐的不平衡質(zhì)量及其代換質(zhì)量如圖2.4所示： 圖2.4 曲拐的不平衡質(zhì)量及其代換質(zhì)量曲拐在繞軸線旋轉(zhuǎn)時(shí)，曲柄銷(xiāo)和一部分曲柄臂的質(zhì)量將產(chǎn)生不平衡離心慣性力，稱(chēng)為曲拐的不平衡質(zhì)量。為了便于計(jì)算，所有這些質(zhì)量都按離心力相等的條件，換算到回轉(zhuǎn)半徑為的連桿軸頸中心處，以表示，換算質(zhì)量為：式中：曲拐換算質(zhì)量，； 連桿軸頸的質(zhì)量，； 一個(gè)曲柄臂的質(zhì)量，；曲柄臂質(zhì)心位置與曲拐中心的距離，。質(zhì)量與換算到大頭中心的連桿質(zhì)量之和稱(chēng)為不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量，即由上述換算方法計(jì)算得：往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)部分的質(zhì)量=0.583，不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量=0

14、.467。2、曲柄連桿機(jī)構(gòu)的慣性力把曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)件的質(zhì)量簡(jiǎn)化為二質(zhì)量和后，這些質(zhì)量的慣性力可以從運(yùn)動(dòng)條件求出，歸結(jié)為兩個(gè)力。往復(fù)質(zhì)量的往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的旋轉(zhuǎn)慣性力。（1）往復(fù)慣性力 （2.11）式中：往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量，； 連桿比； 曲柄半徑，； 曲柄旋轉(zhuǎn)角速度，； 曲軸轉(zhuǎn)角。是沿氣缸中心線方向作用的，公式（2.11）前的負(fù)號(hào)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(zhuǎn)數(shù)，；已知額定轉(zhuǎn)數(shù)=5800，則；曲柄半徑=40.23，連桿比=0.250.315，取=0.27，參照附錄表2：四缸機(jī)工作循環(huán)表，將每一工況的曲軸轉(zhuǎn)角代入式（2.11），計(jì)算得往復(fù)慣性力，結(jié)果

15、（2）旋轉(zhuǎn)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(xiāo)中心處，同時(shí)作用著氣體作用力和往復(fù)慣性力，由于作用力的方向都沿著中心線，故只需代數(shù)相加，即可求得合力 （2.14）計(jì)算結(jié)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(gè)分力：沿連桿軸線作用的力，和把活塞壓向氣缸壁的側(cè)向力，其中沿連桿的作用力為： （2.15）而側(cè)向力為： （2.16）圖2.5 作用在機(jī)構(gòu)上的力和力矩連桿作用力的方向規(guī)定如下：使連桿受壓時(shí)為正號(hào)，使連桿受拉時(shí)為負(fù)號(hào)，缸壁的側(cè)向力的符號(hào)規(guī)定為：當(dāng)側(cè)向力所形成的反扭矩與曲軸旋轉(zhuǎn)方向相反時(shí)，側(cè)向力為正值，反之為負(fù)值。當(dāng)=時(shí)，根

16、據(jù)正弦定理，可得：求得 力通過(guò)連桿作用在曲軸的曲柄臂上，此力也分解成兩個(gè)力，即推動(dòng)曲軸旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)方向一致為正，力指向曲軸為正。2.3 本章小結(jié)本章首先分析了曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)情況，重點(diǎn)分析了活塞的運(yùn)動(dòng)，在此基礎(chǔ)上分析了每個(gè)工作過(guò)程的氣體壓力變化情況，進(jìn)一步推導(dǎo)出各過(guò)程氣體力的理論計(jì)算公式，進(jìn)行了機(jī)構(gòu)中運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的換算。第3章 活塞組的設(shè)計(jì)3.1 活塞的設(shè)計(jì)活塞組包括活塞、活塞銷(xiāo)和活塞環(huán)等在氣缸里作往復(fù)運(yùn)動(dòng)的零件，它們是發(fā)動(dòng)機(jī)中工作條件最嚴(yán)酷的組件。發(fā)動(dòng)機(jī)的工作可靠性與使用耐久性，在很大程度上與活塞組的工作情況有關(guān)。3.1.

17、1 活塞的工作條件和設(shè)計(jì)要求1、活塞的機(jī)械負(fù)荷在發(fā)動(dòng)機(jī)工作中,活塞承受的機(jī)械載荷包括周期變化的氣體壓力、往復(fù)慣性力以及由此產(chǎn)生的側(cè)向作用力。在機(jī)械載荷的作用下，活塞各部位了各種不同的應(yīng)力：活塞頂部動(dòng)態(tài)彎曲應(yīng)力；活塞銷(xiāo)座承受拉壓及彎曲應(yīng)力；環(huán)岸承受彎曲及剪應(yīng)力。此外，在環(huán)槽及裙部還有較大的磨損。為適應(yīng)機(jī)械負(fù)荷，設(shè)計(jì)活塞時(shí)要求各處有合適的壁厚和合理的形狀，即在保證足夠的強(qiáng)度、剛度前提下，結(jié)構(gòu)要盡量簡(jiǎn)單、輕巧，截面變化處的過(guò)渡要圓滑，以減少應(yīng)力集中。2、活塞的熱負(fù)荷活塞在氣缸內(nèi)工作時(shí)，活塞頂面承受瞬變高溫燃?xì)獾淖饔?，燃?xì)獾淖罡邷囟瓤蛇_(dá)。因而活塞頂?shù)臏囟纫埠芨摺；钊粌H溫度高，而且溫度分布不均勻，各點(diǎn)

18、間有很大的溫度梯度，這就成為熱應(yīng)力的根源，正是這些熱應(yīng)力對(duì)活塞頂部表面發(fā)生的開(kāi)裂起了重要作用9。3、磨損強(qiáng)烈發(fā)動(dòng)機(jī)在工作中所產(chǎn)生的側(cè)向作用力是較大的，同時(shí)，活塞在氣缸中的高速往復(fù)運(yùn)動(dòng)，活塞組與氣缸表面之間會(huì)產(chǎn)生強(qiáng)烈磨損，由于此處潤(rùn)滑條件較差，磨損情況比較嚴(yán)重。4、活塞組的設(shè)計(jì)要求（1）要選用熱強(qiáng)度好、耐磨、比重小、熱膨脹系數(shù)小、導(dǎo)熱性好、具有良好減磨性、工藝性的材料；（2）有合理的形狀和壁厚。使散熱良好，強(qiáng)度、剛度符合要求，盡量減輕重量，避免應(yīng)力集中；（3）保證燃燒室氣密性好，竄氣、竄油要少又不增加活塞組的摩擦損失；（4）在不同工況下都能保持活塞與缸套的最佳配合；（5）減少活塞從燃?xì)馕盏臒崃?/p>

19、，而已吸收的熱量則能順利地散走；（6）在較低的機(jī)油耗條件下，保證滑動(dòng)面上有足夠的潤(rùn)滑油。3.1.2 活塞的材料根據(jù)上述對(duì)活塞設(shè)計(jì)的要求，活塞材料應(yīng)滿足如下要求：（1）熱強(qiáng)度高。即在高溫下仍有足夠的機(jī)械性能，使零件不致?lián)p壞；（2）導(dǎo)熱性好，吸熱性差。以降低頂部及環(huán)區(qū)的溫度，并減少熱應(yīng)力；（3）膨脹系數(shù)小。使活塞與氣缸間能保持較小間隙；（4）比重小。以降低活塞組的往復(fù)慣性力，從而降低了曲軸連桿組的機(jī)械負(fù)荷和平衡配重；（5）有良好的減磨性能（即與缸套材料間的摩擦系數(shù)較小），耐磨、耐蝕；（6）工藝性好，低廉。在發(fā)動(dòng)機(jī)中，灰鑄鐵由于耐磨性、耐蝕性好、膨脹系數(shù)小、熱強(qiáng)度高、成本低、工藝性好等原因，曾廣泛地

20、被作為活塞材料。但近幾十年來(lái)，由于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速日益提高，工作過(guò)程不斷強(qiáng)化，灰鑄鐵活塞因此比重大和導(dǎo)熱性差兩個(gè)根本缺點(diǎn)而逐漸被鋁基輕合金活塞所淘汰。鋁合金的優(yōu)缺點(diǎn)與灰鑄鐵正相反，鋁合金比重小，約占有灰鑄鐵的1/3，結(jié)構(gòu)重量?jī)H占鑄鐵活塞的。因此其慣性小，這對(duì)高速發(fā)動(dòng)機(jī)具有重大意義。鋁合金另一突出優(yōu)點(diǎn)是導(dǎo)熱性好，其熱傳導(dǎo)系數(shù)約為鑄鐵的倍，使活塞溫度顯著下降。對(duì)汽油機(jī)來(lái)說(shuō)，采用鋁活塞還為提高壓縮比、改善發(fā)動(dòng)機(jī)性能創(chuàng)造了重要的條件。共晶鋁硅合金是目前國(guó)內(nèi)外應(yīng)用最廣泛的活塞材料，既可鑄造，也可鍛造。含硅9%左右的亞共晶鋁硅合金，熱膨脹系數(shù)稍大一些，但由于鑄造性能好，適應(yīng)大量生產(chǎn)工藝的要求，應(yīng)用也很廣。綜合分

21、析，該發(fā)動(dòng)機(jī)活塞采用鋁硅合金材料鑄造而成。第章 連桿組的設(shè)計(jì)4.1 連桿的設(shè)計(jì)4.1.1 連桿的工作情況、設(shè)計(jì)要求和材料選用1、工作情況連桿小頭與活塞銷(xiāo)相連接，與活塞一起做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，連桿大頭與曲柄銷(xiāo)相連和曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。因此，連桿體除有上下運(yùn)動(dòng)外，還左右擺動(dòng)，做復(fù)雜的平面運(yùn)動(dòng)。2、設(shè)計(jì)要求 連桿主要承受氣體壓力和往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，因此，在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)首先保證連桿具有在足夠的疲勞強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)鋼度。如果強(qiáng)度不足，就會(huì)發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成嚴(yán)重事故，同樣，如果連桿組剛度不足，也會(huì)對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的工作帶來(lái)不好的影響。所以設(shè)計(jì)連桿的一個(gè)主要要求是在盡可能輕巧的結(jié)構(gòu)下保證足夠的剛度

22、和強(qiáng)度。為此，必須選用高強(qiáng)度的材料；合理的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。3、材料的選擇 為了保證連桿在結(jié)構(gòu)輕巧的條件下有足夠的剛度和強(qiáng)度，采用精選含碳量的優(yōu)質(zhì)中碳結(jié)構(gòu)鋼45模鍛，表面噴丸強(qiáng)化處理，提高強(qiáng)度。4.1.2 連桿長(zhǎng)度的確定 設(shè)計(jì)連桿時(shí)首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長(zhǎng)度它通常是用連桿比來(lái)說(shuō)明的，通常0.3125，取，則。4.1.3 連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度、剛度計(jì)算1、連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)連桿小頭主要結(jié)構(gòu)尺寸如圖4.1所示，小頭襯套內(nèi)徑和小頭寬度已在活塞組設(shè)計(jì)中確定。為了改善磨損，小頭孔中以一定過(guò)盈量壓入耐磨襯套，襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，這種襯套的厚度一般為，取。2、連桿小頭的強(qiáng)度校核以過(guò)盈

23、壓入連桿小頭的襯套，使小頭斷面承受拉伸壓力。若襯套材料的膨脹系數(shù)比連桿材料的大，則隨工作時(shí)溫度升高，過(guò)盈增大，小頭斷面中的應(yīng)力也增大。此外，連桿小頭在工作中還承受活塞組慣性力的拉伸和扣除慣性力后氣壓力的壓縮，可見(jiàn)工作載荷具有交變性。上述載荷的聯(lián)合作用可能使連桿小頭及其桿身過(guò)渡處產(chǎn)生疲勞破壞，故必須進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計(jì)算9。圖4.1 連桿小頭主要結(jié)果尺寸（1）襯套過(guò)盈配合的預(yù)緊力及溫度升高引起的應(yīng)力計(jì)算時(shí)把連桿小頭和襯套當(dāng)作兩個(gè)過(guò)盈配合的圓筒，則在兩零件的配合表面，由于壓入過(guò)盈及受熱膨脹，小頭所受的徑向壓力為： （4.1）式中：襯套壓入時(shí)的過(guò)盈，； 一般青銅襯套，取，其中：工作后小頭溫升,約；連桿材料

24、的線膨脹系數(shù)，對(duì)于鋼 ；襯套材料的線膨脹系數(shù)，對(duì)于青銅；、連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)，可取；連桿材料的彈性模數(shù)，鋼10；襯套材料的彈性模數(shù)，青銅；由徑向均布力引起小頭外側(cè)及內(nèi)側(cè)纖維上的應(yīng)力，可按厚壁筒公式計(jì)算，外表面應(yīng)力 （4.2）內(nèi)表面應(yīng)力 （4.3）的允許值一般為，校核合格。（2）連桿小頭的疲勞安全系數(shù)連桿小頭的應(yīng)力變化為非對(duì)稱(chēng)循環(huán)，最小安全系數(shù)在桿身到連桿小頭的過(guò)渡處的外表面上為： （4.4）連桿小頭的疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)，一般約在范圍之內(nèi)4。3、連桿小頭的剛度計(jì)算當(dāng)采用浮動(dòng)式活塞銷(xiāo)時(shí)，必須計(jì)算連桿小頭在水平方向由于往復(fù)慣性力而引起的直徑變形，其經(jīng)驗(yàn)公式為: （4.5）式中：連桿小頭直徑

25、變形量，；連桿小頭的平均直徑，； 連桿小頭斷面積的慣性矩，對(duì)于一般發(fā)動(dòng)機(jī)，此變形量的許可值應(yīng)小于直徑方向間隙的一半，標(biāo)準(zhǔn)間隙一般為，則校核合格。4.1.4 連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算1、連桿桿身結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)連桿桿身從彎曲剛度和鍛造工藝性考慮，采用工字形斷面，桿身截面寬度約等于(為氣缸直徑)。為使連桿從小頭到大頭傳力比較均勻，在桿身到小頭和大頭的過(guò)渡處用足夠大的圓角半徑。2、連桿桿身的強(qiáng)度校核連桿桿身在不對(duì)稱(chēng)的交變循環(huán)載荷下工作，它受到位于計(jì)算斷面以上做往復(fù)運(yùn)動(dòng)的質(zhì)量的慣性力的拉伸，在爆發(fā)行程，則受燃?xì)鈮毫蛻T性力差值的壓縮，為了計(jì)算疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，必須現(xiàn)求出計(jì)算斷面的最大拉伸、壓縮應(yīng)力。（1

26、）最大拉伸應(yīng)力由最大拉伸力引起的拉伸應(yīng)力為： （4.6）式中：連桿桿身的斷面面積，汽油機(jī)。（2）桿身的壓縮與縱向彎曲應(yīng)力桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃?xì)庾饔昧r(shí)，并可認(rèn)為是在上止點(diǎn)，最大壓縮力為： （4.7）連桿承受最大壓縮力時(shí)，桿身中間斷面產(chǎn)生縱向彎曲。此時(shí)連桿在擺動(dòng)平面內(nèi)的彎曲，可認(rèn)為連桿兩端為鉸支，在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)的彎曲可認(rèn)為桿身兩端為固定支點(diǎn)，因此在擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為： （4.8）式中：系數(shù)，對(duì)于常用鋼材，取；計(jì)算斷面對(duì)垂直于擺動(dòng)平面的軸線的慣性矩，。將式（4.8）改為： （4.9）式中 連桿系數(shù)，；同理，在垂直于擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為： （4.10）將式（4.10）

27、改成 （4.11）式中：連桿系數(shù)，。和的許用值為 ，所以校核合格。4.1.5 連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度、剛度計(jì)算1、連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與主要尺寸連桿大頭的結(jié)構(gòu)與尺寸基本上決定于曲柄銷(xiāo)直徑、長(zhǎng)度、連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。其中在、在曲軸設(shè)計(jì)中確定。2、連桿大頭的強(qiáng)度校核假設(shè)通過(guò)螺栓的緊固連接，把大頭與大頭蓋近似視為一個(gè)整體，彈性的大頭蓋支承在剛性的連桿體上，固定角為，通常取，作用力通過(guò)曲柄銷(xiāo)作用在大頭蓋上按余弦規(guī)律分布，大頭蓋的斷面假定是不變的，且其大小與中間斷面一致，大頭的曲率半徑為。 連桿蓋的最大載荷是在進(jìn)氣沖程開(kāi)始的，計(jì)算得：在中間斷面的應(yīng)力為： 4.2 連桿螺栓的設(shè)計(jì)4.2.1 連桿螺

28、栓的工作負(fù)荷與預(yù)緊力根據(jù)氣缸直徑初選連桿螺紋直徑，根據(jù)統(tǒng)計(jì)，取。發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)連桿螺栓受到兩種力的作用：預(yù)緊力和最大拉伸載荷，預(yù)緊力由兩部分組成：一是保證連桿軸瓦過(guò)盈度所必須具有的預(yù)緊力；二是保證發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)，連桿大頭與大頭蓋之間的結(jié)合面不致因慣性力而分開(kāi)所必須具有的預(yù)緊力15。連桿上的螺栓數(shù)目為2，則每個(gè)螺栓承受的最大拉伸載荷為往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力在氣缸中心線上的分力之和，軸瓦過(guò)盈量所必須具有的預(yù)緊力由軸瓦最小應(yīng)力，由實(shí)測(cè)統(tǒng)計(jì)可得一般為，取30，由于發(fā)動(dòng)機(jī)可能超速，也可能發(fā)生活塞拉缸，應(yīng)較理論計(jì)算值大些。4.2.2 連桿螺栓的屈服強(qiáng)度校核和疲勞計(jì)算連桿螺栓預(yù)緊力不足不能保證連接的可靠性，但預(yù)

29、緊力過(guò)大則可能引起材料超出屈服極限，則應(yīng)校核屈服強(qiáng)度，滿足 式中：螺栓最小截面積，螺栓的總預(yù)緊力，安全系數(shù)，材料的屈服極限，一般在800以上16。 4.3 本章小結(jié)本章在設(shè)計(jì)連桿的過(guò)程中，首先分析了連桿的工作情況，設(shè)計(jì)要求，并選擇了適當(dāng)?shù)牟牧?，然后分別確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，并進(jìn)行了強(qiáng)度了剛度的校核，使其滿足實(shí)際加工的要求，最后根據(jù)工作負(fù)荷和預(yù)緊力選擇了連桿螺栓，并行檢驗(yàn)校核。第5章 曲軸的設(shè)計(jì)5.1 曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇5.1.1 曲軸的工作條件和設(shè)計(jì)要求曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力、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作用下工作的，使曲軸既扭轉(zhuǎn)又彎曲

30、，產(chǎn)生疲勞應(yīng)力狀態(tài)。由于曲軸彎曲與扭轉(zhuǎn)振動(dòng)而產(chǎn)生附加應(yīng)力，再加上曲軸形狀復(fù)雜，結(jié)構(gòu)變化急劇，產(chǎn)生的嚴(yán)重的應(yīng)力集中。特別在曲柄至軸頸的圓角過(guò)渡區(qū)、潤(rùn)滑油孔附近以及加工粗糙的部位應(yīng)力集中現(xiàn)象尤為突出。所以在設(shè)計(jì)曲軸時(shí)，要使它具有足夠的疲勞強(qiáng)度，盡量減小應(yīng)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(huì)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(zhuǎn)剛度不足則可能在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)產(chǎn)生強(qiáng)烈的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，所以設(shè)計(jì)曲軸時(shí)，應(yīng)保證它有盡可能高的彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度。此外，曲軸主軸頸與曲柄銷(xiāo)時(shí)再高比壓下進(jìn)行高速轉(zhuǎn)動(dòng)的，因而還會(huì)產(chǎn)生強(qiáng)烈的磨損。所以設(shè)計(jì)曲軸時(shí)，要使其各摩擦表

31、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。5.1.2 曲軸的結(jié)構(gòu)型式曲軸的設(shè)計(jì)從總體結(jié)構(gòu)上選擇整體式，它具有工作可靠、質(zhì)量輕的特點(diǎn)，而且剛度和強(qiáng)度較高，加工表面也比較少。為了提高曲軸的彎曲剛度和強(qiáng)度，采用全支撐半平衡結(jié)構(gòu)11，即四個(gè)曲拐，每個(gè)曲拐的兩端都有一個(gè)主軸頸，如圖5.1所示：圖5.1 曲軸的結(jié)構(gòu)型式5.1.3 曲軸的材料在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和加工工藝正確合理的條件下，主要是材料強(qiáng)度決定著曲軸的體積、重量和壽命，作為曲軸的材料，除了應(yīng)具有優(yōu)良的機(jī)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(shí)也要使曲軸的加工容易和造價(jià)低廉。在保證曲軸有足夠強(qiáng)度的前提下，盡可能采用一般材

32、料。以鑄代鍛，以鐵代鋼。高強(qiáng)度球墨鑄鐵的出現(xiàn)為鑄造曲軸的廣泛采用提供了前提。球墨鑄鐵就其機(jī)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(fù)雜的合理的結(jié)構(gòu)形狀，使其應(yīng)力分布均勻，金屬材料更有效地利用，加上球鐵材料對(duì)斷面缺口的敏感性小，使得球鐵曲軸的實(shí)際彎曲疲勞強(qiáng)度與正火中碳鋼相近。該發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸采用球墨鑄鐵鑄造而成。5.2 曲軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)設(shè)計(jì)5.2.1 曲柄銷(xiāo)的直徑和長(zhǎng)度 在考慮曲軸軸頸的粗細(xì)時(shí)，首先是確定曲柄銷(xiāo)的直徑。在現(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)中，一般趨向于采用較大的值，以降低曲柄銷(xiāo)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(xiāo)加粗伴隨著連桿大頭加大，使不平

33、衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的離心力增大，隨曲軸及軸承的工作帶來(lái)不利。曲柄銷(xiāo)的長(zhǎng)度是在選定的基礎(chǔ)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(yīng)使控制在一定范圍內(nèi)，同時(shí)注意曲拐各部分尺寸協(xié)調(diào)。軸頸的尺寸，最后可以根據(jù)承壓面的投影面積與活塞投影面積之比來(lái)校核，此比值據(jù)統(tǒng)計(jì)在范圍內(nèi)，而且汽油機(jī)偏下限。那么由，則長(zhǎng)度取值合適。5.2.2 主軸頸的直徑和長(zhǎng)度為了最大限度地增加曲軸的剛度，適當(dāng)?shù)丶哟种鬏S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(duì)縮短其長(zhǎng)度，從而給加厚曲柄提高其強(qiáng)度提供可能。從曲軸各部分尺寸協(xié)調(diào)的觀點(diǎn)，建議取。由于主軸承的負(fù)荷比連桿軸承輕，主軸頸的長(zhǎng)度一般比曲柄銷(xiāo)的

34、長(zhǎng)度短，這樣可滿足增強(qiáng)剛性及保證良好潤(rùn)滑的要求。據(jù)統(tǒng)計(jì)。5.2.3 曲柄曲柄應(yīng)選擇適當(dāng)?shù)暮穸?、寬度，以使曲軸有足夠的剛度和強(qiáng)度。為提高曲柄的抗彎能力，適當(dāng)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(duì)于主軸頸中心的不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量，將曲柄上肩部多余的金屬削去。根據(jù)統(tǒng)計(jì)，曲柄的寬度。厚度。曲柄臂以凸肩接主軸頸和曲柄銷(xiāo)。凸肩的厚度根據(jù)曲軸加工工藝決定。全加工曲軸的只有0.51。曲柄銷(xiāo)和主軸頸至曲柄臂凸肩的過(guò)渡圓角對(duì)應(yīng)力集中程度影響最大，加大圓角半徑可使圓角應(yīng)力峰值降低，故宜取大，至少不能小于0.05或2.5，取=3。5.2.4 平衡重對(duì)四拐曲軸來(lái)說(shuō)，作用在第1、

35、2拐和第3、4拐上的離心慣性力互成力偶。這兩個(gè)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(gè)力偶卻還是作用在曲袖上了，曲軸這兩個(gè)對(duì)稱(chēng)力偶的作用下可能發(fā)生彎曲變形。由于曲軸是安裝在機(jī)體的主軸承中的，所以曲軸發(fā)生彎曲變形時(shí)上述力偶就將也部分地作用在機(jī)體上，使機(jī)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(jī)體的受力情況，尤其改善了主軸承的工作條件。設(shè)計(jì)時(shí)，平衡重對(duì)主軸承工作情況的影響是利用主軸頸載荷圖來(lái)進(jìn)行估算的。沒(méi)有平衡重時(shí)，由于離心慣性力的影響，主軸頸表面所受載荷的分布可能很不均勻，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

36、不承受載荷。通過(guò)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(shí)軸頸和軸承表面的平均載荷也可以相應(yīng)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10。設(shè)計(jì)平衡重時(shí)，應(yīng)盡可能使平衡重的重心遠(yuǎn)離曲軸旋轉(zhuǎn)中心，即用較輕的重量達(dá)到較好的效果，以便盡可能減輕曲軸重量。平衡重的徑向尺寸和厚度以不碰活塞裙底和連桿大頭能通過(guò)為限度。將平衡重與曲軸鑄成一體，時(shí)加工較簡(jiǎn)單，并且工作可靠。5.2.5 油孔的位置和尺寸為保證曲軸軸承工作可靠，對(duì)它們必需有充分的潤(rùn)滑。曲軸中油道的尺寸和布置直接影響它的強(qiáng)度和剛度，同時(shí)也影響軸承工作的可靠性。潤(rùn)滑油一般從

37、機(jī)體上的主油道通過(guò)主軸承的上軸瓦引入。從主軸頸向曲柄銷(xiāo)供油采用斜油道，主軸頸上的油孔入口應(yīng)保證向曲柄銷(xiāo)供油足夠充分，曲柄銷(xiāo)上油孔的出口應(yīng)設(shè)在負(fù)荷較低區(qū)，用以提高向曲柄銷(xiāo)的供油能力。曲柄銷(xiāo)油孔選擇在曲拐平面運(yùn)轉(zhuǎn)前方的范圍內(nèi)。由于油道位于曲拐平面內(nèi)，油道出口處應(yīng)力集中現(xiàn)象嚴(yán)重，當(dāng)油道中心線與軸頸中心線的夾角時(shí)，最大應(yīng)力增加很快，因此油孔設(shè)在小于處10。油道的孔徑一般在左右，取為4。5.2.6 曲軸兩端的結(jié)構(gòu)曲軸上帶動(dòng)輔助系統(tǒng)的正時(shí)齒輪和皮帶輪一般裝在曲軸的前端，因?yàn)榻Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，維修方便。發(fā)動(dòng)機(jī)的配氣機(jī)構(gòu)也是由曲軸自由端驅(qū)動(dòng)。這是應(yīng)為曲軸自由端的軸頸允許較細(xì)，可以采用節(jié)圓直徑小的齒輪，消除扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的減

38、振器裝在曲軸前端，因?yàn)檫@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(jī)油由這里漏出去，另一方面也防止外面的塵土等進(jìn)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(duì)應(yīng)孔壁上制出螺紋，螺紋的螺旋方向與軸的螺旋方向相反。當(dāng)機(jī)油漏入軸與孔之間的間隙中時(shí)，依靠機(jī)油的粘性和螺紋，把機(jī)油像個(gè)螺母一樣地退了回去，不使它漏出機(jī)體外17。曲軸后端（功率輸出端）設(shè)有法蘭，飛輪與后端用螺栓和定位銷(xiāo)連接。螺栓應(yīng)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曲軸的最大轉(zhuǎn)矩。定位銷(xiāo)用來(lái)保證重裝飛輪時(shí)保持飛輪與曲軸的裝配

39、位置。故定位銷(xiāo)的布置是不對(duì)稱(chēng)的或只有一個(gè)。這種連接方式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠。為了提高曲軸的扭轉(zhuǎn)剛度，從最后一道主軸承到飛輪法蘭這一軸段應(yīng)該盡量粗短13。5.2.7 曲軸的止推曲軸由于受熱膨脹而伸長(zhǎng)或受斜齒輪即離合器等的軸向力會(huì)產(chǎn)生軸向移動(dòng)，為了控制發(fā)動(dòng)機(jī)在工作時(shí)曲軸的軸向竄動(dòng)，在曲軸上設(shè)置有軸向定位裝置，同時(shí)為了保證曲軸在受熱膨脹時(shí)有一定的自由伸長(zhǎng)量，所以曲軸上只能有一處軸向定位。從降低曲軸和機(jī)體加工尺寸鏈精度要求出發(fā)，止推軸承設(shè)在中間主軸承的兩邊。在第三主軸頸處設(shè)置軸向止推片，止推片為四片。曲軸軸向間隙應(yīng)保持，其它各主軸承端面間隙應(yīng)保證曲軸受熱伸長(zhǎng)時(shí)能自由延伸。5.3 曲軸的疲勞強(qiáng)度校核由于曲

40、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，需要進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。由于實(shí)際的曲軸是一個(gè)多支承的靜不定系統(tǒng)，理論上應(yīng)按照連續(xù)梁的概念來(lái)求解支承彎矩和支反力，因?yàn)樗紤]了支承的彈性安裝不同心度以及支座彎矩等因素對(duì)曲軸應(yīng)力的影響。連續(xù)梁計(jì)算方法為：把曲軸簡(jiǎn)化為支承在剛性支承上的圓柱形連續(xù)直梁，根據(jù)連續(xù)梁支承處偏轉(zhuǎn)角相等的變形協(xié)調(diào)條件，推導(dǎo)出各支承偏轉(zhuǎn)角變化總和為零的連續(xù)方程，這種方法在各單位曲拐長(zhǎng)度相等的情況下認(rèn)為它們的剛度相等，免去繁雜的曲拐剛度計(jì)算，同時(shí)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(jìn)行計(jì)算，得各支承處在曲拐平面和曲拐平面的垂直面內(nèi)的彎矩，然后把第支承和第支承點(diǎn)處的

41、主軸頸截面的彎矩（曲拐平面內(nèi)）、（曲拐平面的垂直面內(nèi)）和、作為載荷加到圖5.2中的曲拐受力模型上，再根據(jù)此新模型確定各支反力、各危險(xiǎn)截面的內(nèi)力矩，進(jìn)而計(jì)算各名義應(yīng)力17。5.3.1 作用于單元曲拐上的力和力矩1、計(jì)算公式及其推導(dǎo)如圖5.2所示，把曲軸簡(jiǎn)化為等圓截面梁，且由于假設(shè)各軸頸按等高度剛性點(diǎn)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(xiāo)中央，平衡重離心力作用在平衡塊寬度中，為了保持轉(zhuǎn)換前后的一致，需在鉸鏈處作用彎矩，再根據(jù)支承二端轉(zhuǎn)角相等的變形協(xié)調(diào)條件，保證各中間支承的連續(xù)性。由材料力學(xué)知：在支承處左端梁轉(zhuǎn)角和右端梁轉(zhuǎn)角為（若）： （5.1） （5

42、.2）由變形協(xié)調(diào)條件=，圖5.2 連續(xù)梁受力圖=又因?yàn)?，所?（5.3）設(shè)第一支承和最后一個(gè)支承處的彎矩為零，即。上式中包含，三個(gè)支承處的內(nèi)彎矩，故稱(chēng)三彎矩方程。連續(xù)梁有多少個(gè)內(nèi)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(nèi)彎矩18。2、曲拐平面內(nèi)支承彎矩計(jì)算已知=28+25.11+18.082=89.27，當(dāng)=2，=3，=4時(shí)，由式（5.3）得三彎矩方程組（5.4）： （5.4）根據(jù)表2.2四缸機(jī)工作循環(huán)表，參照表3.6知如表5.1所示。將、分別代入方程組，得工況下各支承處的彎矩如表5.2所示。同理根據(jù)表5.3各工況下載荷計(jì)算曲拐平面的垂直平面內(nèi)彎矩，計(jì)算結(jié)果如表5.4所示。求得

43、各支承彎矩后，就可用圖5.3所示的模型來(lái)計(jì)算各個(gè)支座的支反力。圖5.3 支反力計(jì)算模型得到支反力表達(dá)式如下： （5.5） （5.6）式中：作用在曲柄銷(xiāo)上的徑向力；作用在曲柄銷(xiāo)上的切向力； 連桿旋轉(zhuǎn)質(zhì)量、曲柄銷(xiāo)、曲柄臂的總的離心慣性力； 5.3.2 名義應(yīng)力的計(jì)算應(yīng)力計(jì)算的任務(wù)是求出曲拐上曲柄銷(xiāo)圓角處的名義應(yīng)力幅、和名義應(yīng)力的平均值、。由于疲勞破壞總是發(fā)生在曲柄臂截面上，扭轉(zhuǎn)疲勞破壞總是發(fā)生在軸頸上，因此彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)的名義應(yīng)力應(yīng)分別取為曲柄臂中央截面和曲柄銷(xiāo)軸頸橫截面上的彎曲和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力17。一般情況，四缸機(jī)是在第二、三缸受到最大爆發(fā)壓力作用時(shí)曲軸所受的應(yīng)力最大，現(xiàn)選擇對(duì)第三缸曲拐進(jìn)行名義應(yīng)力計(jì)算

44、：曲軸材料：QT900-2，極限強(qiáng)度，對(duì)稱(chēng)循環(huán)彎曲疲勞極限，對(duì)稱(chēng)循環(huán)扭轉(zhuǎn)疲勞極限，單拐計(jì)算模型見(jiàn)圖5.4。圖5.4 單拐計(jì)算模型181、彎曲應(yīng)力 首先由表5.5和圖5.3可知，最大支反力，對(duì)應(yīng)的支承彎矩，最小支反力，對(duì)應(yīng)的支承彎矩，然后計(jì)算曲拐平面內(nèi)曲柄臂中央處彎矩，彎矩最大值為： （5.7）彎矩最小值為： （5.8）曲柄臂抗彎截面模量為： （5.9）圓角名義彎曲應(yīng)力為： （5.10）最后得到，圓角彎曲應(yīng)力幅和平均應(yīng)力為： （5.11） （5.12）5.4 本章小結(jié)本章首先分析了曲軸的工作條件和設(shè)計(jì)要求，在合理選擇材料的基礎(chǔ)上，對(duì)曲軸的各個(gè)部分進(jìn)行結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計(jì)，并進(jìn)行有關(guān)的尺寸校核，使其符合

45、實(shí)際加工的要求，還對(duì)曲軸的一些細(xì)節(jié)進(jìn)行了設(shè)計(jì)，如油孔的位置以及曲軸的軸向定位等問(wèn)題，給予了合理的解釋?zhuān)詈髮?duì)曲軸進(jìn)行了疲勞強(qiáng)度校核。位移x（mm）速度v（m/s）加速度a（m/s）氣缸內(nèi)氣體壓力P（bar）氣體力Pg(N)往復(fù)慣性力Pj(N)合力F（N）連桿力FL（N）側(cè)壓力FN（N）切向力Ft（N）徑向力Fk(N)單缸輸出轉(zhuǎn)矩M（Nm）總轉(zhuǎn)矩M（Nm）-3600.00 0.00 0.00 5017.86 2.962035.83 -9759.75 -7723.92 -7723.92 0.00 0.00 -7723.92 0.00 0.00 -3570.97 0.11 1.04 5005.94

46、2.841911.19 -9736.56 -7825.37 -7826.50 -132.71 -542.08 -7807.70 -32.52 432.50 -3541.94 0.43 2.08 4970.27 2.651713.84 -9667.17 -7953.34 -7957.90 -269.51 -1099.39 -7881.60 -65.96 885.55 -3512.91 0.98 3.11 4911.10 2.41454.16 -9552.10 -8097.93 -8108.36 -410.97 -1672.71 -7933.95 -100.36 1367.22 -3483.86

47、1.73 4.13 4828.89 2.151194.49 -9392.18 -8197.69 -8216.35 -553.48 -2245.78 -7903.47 -134.75 1831.35 -3454.81 2.70 5.12 4724.21 1.991028.30 -9188.60 -8160.29 -8189.14 -686.72 -2775.36 -7704.50 -166.52 2225.29 -3425.75 3.87 6.09 4597.86 1.94976.37 -8942.83 -7966.47 -8006.70 -801.64 -3224.18 -7328.84 -1

48、93.45 2494.78 -3396.67 5.23 7.04 4450.74 1.86893.27 -8656.68 -7763.41 -7816.28 -907.56 -3629.44 -6922.53 -217.77 2625.16 -3367.57 6.80 7.95 4283.92 1.84872.50 -8332.23 -7459.73 -7525.36 -991.71 -3940.12 -6411.44 -236.41 2645.76 -3338.46 8.54 8.82 4098.61 1.87903.66 -7971.80 -7068.14 -7145.87 -1051.1

49、1 -4145.41 -5820.57 -248.72 2587.09 -3309.32 10.47 9.65 3896.14 1.89924.43 -7578.00 -6653.56 -6742.63 -1092.31 -4272.75 -5216.00 -256.36 2478.45 -32710.16 12.57 10.44 3677.95 1.91945.21 -7153.61 -6208.40 -6307.38 -1113.02 -4314.79 -4600.61 -258.89 2339.14 -32410.98 14.82 11.18 3445.57 1.93965.98 -6701.63 -5735.65 -5842.58 -1112.68 -4271.50 -3986.23 -256.29 2187.70 -32111.77 17.22 11.87 3200.63 1.95986.75 -6225.22 -5238.47 -5350.88 -1091.04 -4144.58 -3384.44 -248.67 2041.00 -31812.52 19.77 12.51 2944.82 1