轎車發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)設(shè)計-以桑塔納2000AJR發(fā)動機為例

PAGEPAGEiv第一章緒論1.1曲柄連桿機構(gòu)研究現(xiàn)狀汽車作為現(xiàn)代化的交通工具，現(xiàn)如今早就稱為人們出行中不可或缺的一部分。從它被研究出開始到現(xiàn)在，已然有了多年的歷史。汽車發(fā)動機是汽車整個運行中的核心，而曲柄連桿機構(gòu)在發(fā)動機中具有重要作用，如果說發(fā)動機類似于人的心臟，那曲柄連桿機構(gòu)就類似于心臟附近的供血血管。曲柄連桿機構(gòu)是往復(fù)式內(nèi)燃機的主要傳動部件，也是汽車發(fā)動機實現(xiàn)功能轉(zhuǎn)換的主要部件。曲柄連桿機構(gòu)由三部分組成：（1）發(fā)動機缸體組（2）活塞連桿組（3）曲軸飛輪組。就目前而言，在汽車中應(yīng)用最廣得汽車發(fā)動機是水冷的四沖程往復(fù)式內(nèi)燃機。在家用車中多數(shù)發(fā)動機用的是汽油機，在大客車和重型貨車中應(yīng)用的發(fā)動機多數(shù)為柴油機，小部分家用車也應(yīng)用柴油機。在此之外，還有馬自達自研的轉(zhuǎn)子發(fā)動機。隨著人類科技發(fā)展的迅速，汽車在日常生活中也越發(fā)重要，人們對發(fā)動機的要求也越發(fā)的高，這也導(dǎo)致了曲柄連桿機構(gòu)的要求變得更高。因此對其進行分析、改進和設(shè)計就顯得尤為重要。由于曲柄連桿機構(gòu)的工作環(huán)境過于復(fù)雜，所以其承受多種載荷，所以我們既要保證其良好的機械性能，有要保證其滿足一定的強度和剛度。在對汽車發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)分析設(shè)計中，查閱相關(guān)資料，分析比對發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)各個零件尺寸和構(gòu)成，對其進行建模，使我們對其工作原理有更好的深入了解。本次設(shè)計主要目的為充分了解汽車內(nèi)燃機曲柄連桿機構(gòu)方面知識，理解其工作原理。曲柄連桿機構(gòu)的工作機理:曲臂連桿機構(gòu)是對內(nèi)燃機進行工作循環(huán)并進行動能轉(zhuǎn)化的傳動機構(gòu),用來傳遞能量并轉(zhuǎn)變?yōu)檫\動方式。在運行中,曲臂連桿機構(gòu)把氣缸在工作沖程中的往復(fù)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的回轉(zhuǎn)運動方式,向外傳遞動能。在另外三個沖程中,即吸氣、壓力。在排氣管中,曲軸的螺旋運動可以轉(zhuǎn)化為活塞的往復(fù)線性運動。一般來說,曲臂式連桿機構(gòu)是由發(fā)動機直接產(chǎn)生并輸送動能的機構(gòu),把汽油燃燒產(chǎn)生的熱量轉(zhuǎn)變?yōu)闄C械能。功能：曲柄連桿機構(gòu)的功能是提供一個燃燒場所，使燃料燃燒。燃燒后產(chǎn)生的氣體在活塞頂部的膨脹壓力轉(zhuǎn)化為曲軸旋轉(zhuǎn)的扭矩，持續(xù)輸出動力。1.2曲柄連桿機構(gòu)主要研究方法汽車發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)的研究方法多種多樣，需要對其進行運動學(xué)和動力學(xué)分析。其主要方法有圖解法、解析法和復(fù)數(shù)向量法。圖解法圖解法是指位移、速度和加速度，力的分析可以非常直觀地進行比較。圖解法通常用作分析法的補充技術(shù)，通常用于獲得計算機結(jié)果后的判斷和選擇分析。然而，由于圖解法是以分析法為基礎(chǔ)的，分析法取的點值較少，曲線繪制的精度不高，需要進行任何計算。不用鍵入即可計算圖表。解析法分析方法是一種基本解，列出每個組件的應(yīng)用方程，根據(jù)每個組件之間的關(guān)系構(gòu)建線性方程，并使用它們來求解運動對的約束反作用力和平衡力矩。復(fù)數(shù)向量法復(fù)向量法以每個構(gòu)件為一個向量，以復(fù)雜的形式表達復(fù)雜平面上的連接過程。它使用數(shù)學(xué)微分等方法來獲得機構(gòu)的運動學(xué)性能，目前相對較好。1.3曲柄連桿機構(gòu)主要研究內(nèi)容本次設(shè)計發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)主要內(nèi)容以桑塔納2000AJR為例，通過對上述研究方法的了解后，擬采用解析法來對各個機構(gòu)分別進行方程計算，基于各個零件中，列出線性方程組，從而進行解答和設(shè)計。

第二章曲柄連桿機構(gòu)設(shè)計方案2.1桑塔納2000AJR原始參數(shù)此設(shè)計為針對轎車的曲柄連桿，用此桑塔納2000AJR作以參考，桑塔納2000AJR具體參數(shù)如表2.1和表2.2所示。表2.1桑塔納2000AJR參數(shù)表氣缸排列方式直列四缸供油方式電控燃油噴射排量/L1.785缸徑/mm80.00沖程/mm86.40沖程/缸徑1.067連桿長/mm144.00曲軸半徑/mm43.20轉(zhuǎn)矩N·m/r/min150/1300曲軸軸承座5壓縮比9.3額定功率/kW74最大扭矩/（N·m）155點火順序1342表2.2桑塔納2000AJR發(fā)動機工作表曲軸轉(zhuǎn)角第一缸第二缸第三缸第四缸0-180做功排氣壓縮進氣180-360排氣進氣做功壓縮360-540進氣壓縮排氣做功540-720壓縮做功進氣排氣2.2曲柄連桿機構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計汽車上的曲柄機構(gòu)有很多種，按運動學(xué)可分為偏心曲柄機構(gòu)、中心曲柄機構(gòu)和主、副連桿式曲柄機構(gòu)。中心曲柄連桿機構(gòu)其曲軸旋轉(zhuǎn)中心被氣缸中心線穿過，且垂直于氣缸的中心線穿過曲軸的旋轉(zhuǎn)中心，垂直于曲柄的旋轉(zhuǎn)軸線。大多數(shù)內(nèi)燃機都使用這種曲柄接頭，包括傳統(tǒng)的隔離式內(nèi)燃機、平行連桿的V型內(nèi)燃機以及與活塞式內(nèi)燃機相連的曲柄機構(gòu)。偏心曲柄連桿機構(gòu)它的不同處為氣缸的中心線與曲軸旋轉(zhuǎn)中心線相垂直，兩線無相交。曲軸的旋轉(zhuǎn)軸線以及氣缸的中心線相偏離。這種曲柄連接降低了處于膨脹沖程期間活塞和汽缸壁間所產(chǎn)生的作用力。在氣缸的擴張與縮短沖程時,產(chǎn)生于汽缸壁二側(cè)的側(cè)壓力可以更加均衡。主副連桿式曲柄連桿機構(gòu)其特點是內(nèi)燃機的第一缸采用初級連桿，第二缸采用次級連桿。連桿的下端并不直接與曲柄銷相連，而是通過副連桿的銷與主連桿的端部相連，形成一個“鉸鏈”。出于這個原因，這種機制有時被稱為“曲柄連桿”。在此萬向節(jié)之中單個的曲柄同時驅(qū)動其他相異的活塞與連桿。此類結(jié)構(gòu)能夠使內(nèi)燃機的長度有所縮短且結(jié)構(gòu)緊湊，廣泛應(yīng)用于大容量油箱和V型內(nèi)燃機車。在汽車曲柄連桿機構(gòu)中，中心曲柄機構(gòu)被廣泛應(yīng)用于內(nèi)燃機，本設(shè)計所指的車輛是桑塔納2000AJR，比其他車型更老，是一般的單列式內(nèi)燃機.經(jīng)過以上比較考慮，本次設(shè)計的機型采用了中心曲柄連接機構(gòu)。圖2.3中心曲柄連桿機構(gòu)設(shè)計第三章汽車曲柄連桿機構(gòu)受力分析3.1曲柄連桿機構(gòu)分析3.1.1曲柄連桿機構(gòu)運動學(xué)對汽車曲柄連桿機構(gòu)進行受力分析，主要作用力分析全部在于曲柄連桿機構(gòu)的各種作用力的情況，基于這些作用力對曲柄連桿結(jié)構(gòu)機構(gòu)的各個部件進行強度和剛度校核及磨損的分析，并進行計算和設(shè)計，即符合發(fā)動機工作條件，能夠輸出所需的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速。當汽車的活塞前后運動時，它的速度和加速度會隨著運動而變化。汽車活塞的速度和加速度及其換檔規(guī)律對汽車曲軸機構(gòu)的影響很大。因此，對曲柄連桿運動的研究主要是針對汽車活塞運動規(guī)律的研究。3.1.2活塞的位移和速度分析假設(shè)存在某一點，曲柄的轉(zhuǎn)角為α，旋轉(zhuǎn)方向為順時針，連桿軸線在它運動平面內(nèi)偏移氣缸角度為β，當此時α如果為0，則活塞銷的中心位于頂部，也就是上止點。當α=180°時，活塞銷位于底部，即下止點。綜上可得活塞位移X為：X=R1-其中λ為連桿比。3.2曲柄連桿機構(gòu)作用力作用在曲軸機構(gòu)上的力包括活塞氣缸內(nèi)的氣壓和曲軸機構(gòu)的慣性力。它分為發(fā)動機曲軸負載摩擦阻力和負載阻力。由于摩擦阻力值較小，變化規(guī)律復(fù)雜，在水力分析中可以忽略摩擦阻力。負載阻力和作用力處于平衡狀態(tài)，不需要單獨計算，主要因素是氣壓和曲柄連桿的慣性力，研究改變標準對儀器的影響。3.2.1氣缸內(nèi)工質(zhì)的作用力作用在活塞上的氣體力等于活塞上下兩側(cè)的氣壓差與活塞頂部面積的乘積，即：（3.2）式中：—活塞上的氣體作用力，；—缸內(nèi)絕對壓力，；—大氣壓力，；—活塞直徑，。由于活塞的直徑固定，作用在活塞上的氣體力取決于活塞上下表面之間的氣壓差。對于四沖程發(fā)動機，一般取=0.1，為缸內(nèi)絕對壓力，此四沖程計算結(jié)果于表3.1示：對于四沖程發(fā)動機=0.1，，缸內(nèi)絕對壓力，，缸內(nèi)四沖程發(fā)動機的計算結(jié)果見表3.1：則由式（3.2）計算氣壓力如表3.2所示。3.2.2機構(gòu)的慣性力慣性運動是由不均勻運動所引起的。要確定機構(gòu)的慣性運動,首先就需要知道它加速度與質(zhì)量之間的比例。加速度在運動學(xué)上也是存在的,但是現(xiàn)在人們更需要知道物質(zhì)傳遞速度。而企業(yè)的質(zhì)量海量管理又非常復(fù)雜,需要簡單化。因此,實現(xiàn)了質(zhì)量轉(zhuǎn)化。1、機構(gòu)運動件的質(zhì)量換算質(zhì)量轉(zhuǎn)換的原則是保持系統(tǒng)的動態(tài)等值。質(zhì)量轉(zhuǎn)換的目的是得出運動組件質(zhì)量，進而計算其過程產(chǎn)生的慣性力。表3.1缸內(nèi)絕對壓力計算結(jié)果四個沖程終點壓力計算公式計算結(jié)果/進氣終點壓力0.08壓縮終點壓力1.46膨脹終點壓力0.45排氣終點壓力0.115注：—平均壓縮指數(shù)，=1.321.38；—壓縮比，=9.3—平均膨脹指數(shù)，=1.21.30；；—最大爆發(fā)壓力，=35，取=4.5；此時壓力角=，取=。表3.2氣壓力計算結(jié)果四個沖程/進氣終點77.23壓縮終點-102.97膨脹終點7001.933排氣終點1801.9682、曲柄連桿機構(gòu)的慣性力將曲柄連桿機構(gòu)運動部分的質(zhì)量簡化為兩個質(zhì)量和一個剩余質(zhì)量，可以得到這個質(zhì)量在運動中的慣性力，概括為兩個力。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（3.3）式中：—往復(fù)運動質(zhì)量，；—連桿比；—曲柄半徑，；—曲柄旋轉(zhuǎn)角速度，；—曲軸轉(zhuǎn)角。沿氣缸中心線方向作用，式(3.3)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：（3.4）式中：—曲軸轉(zhuǎn)數(shù)，；已知額定轉(zhuǎn)速=1300，則；曲柄半徑=40.23，連桿比=0.25~0.315，取=0.27，見表3.3，將每一工況的曲軸轉(zhuǎn)角代入式（3.4）,計算得往復(fù)慣性力，結(jié)果如表3.3所示：表3.3往復(fù)慣性力計算結(jié)果四個沖程/進氣終點-10519.68壓縮終點6324.5膨脹終點-10519.68排氣終點6324.51（2）旋轉(zhuǎn)慣性力（3.5）3、作用在活塞上的總作用力如前所述，活塞銷的中心同時作用于氣體力和往復(fù)慣性力。力的方向是沿著中心線的，合力可以通過加對數(shù)來計算，即：（3.6）計算結(jié)果如表3.4所示。4、活塞上的總作用力分解與傳遞如圖3.2所示，第一個是兩個力的分解，沿連桿的力和將活塞推向氣缸壁的側(cè)向力，其中沿連桿的力為：（3.7）而側(cè)向力為：（3.8）表3.4作用在活塞上的總作用力四個沖程氣壓力/往復(fù)慣性力/總作用力/進氣終點77.23壓縮終點-102.976324.5膨脹終點7001.933排氣終點1801.9686324.5圖3.2作用在機構(gòu)上的力和力矩作用在連桿上的力的方向由下式確??定：如果連桿受壓則為正號，如果連桿受拉則為負號。橫向力為正，否則為負值。當=時，根據(jù)正弦定理，可得β：求得將分別代入式（3.7）、式（3.8），計算結(jié)果如表3.5示：表3.5連桿力、側(cè)向力的計算結(jié)果四個沖程連桿力/側(cè)向力/進氣終點壓縮終點6385.191436.356膨脹終點排氣終點8340.2371896.923該力通過連桿作用在曲軸的曲柄上，該力也被分解成推動所述曲軸旋轉(zhuǎn)的兩個力亦或切向力，即：（3.9）和壓縮曲柄臂的徑向力，即（3.10）指定的力在曲軸旋轉(zhuǎn)方向上為正，在力指向曲軸方向時為正。求得切向力、徑向力見如表3.6所示:表3.6切向力、徑向力的計算結(jié)果四個沖程切向力/徑向力/進氣終點壓縮終點1811.3556122.8789膨脹終點排氣終點2365.967997.61

第四章活塞組的設(shè)計4.1活塞的設(shè)計活塞總成包括活塞、活塞銷、活塞環(huán)等在氣缸內(nèi)交替運動的零件。在發(fā)動機運行條件下，它們是要求最嚴苛的部件。發(fā)動機的工作可靠性和耐久性主要與活塞組的工作條件有關(guān)。圖41活塞設(shè)計4.1.1活塞的工作條件和設(shè)計要求1、活塞的機械負荷在設(shè)計承受機械載荷的活塞時，需要有足夠的壁厚和合理的各處形狀，即在提供足夠的強度和剛度的同時，結(jié)構(gòu)應(yīng)盡可能簡單和輕便。截面變化過渡應(yīng)該平滑以減少壓力。2、活塞的熱負荷活塞在氣缸內(nèi)工作時，活塞上表面受到瞬間高溫氣體的作用，可達，最高氣體溫度。因此，活塞頂部具有高溫。且同時其溫度分布同樣不均。點與點之間存在較大的溫度梯度，這是熱應(yīng)力的來源。正是這種熱應(yīng)力在活塞頂開裂中起主要作用。3、磨損強烈汽車發(fā)動機在運行過程中產(chǎn)生的剪切力相對較大。同時，活塞在氣缸中的高速相互作用會對活塞組和氣缸表面造成嚴重磨損。潤滑條件差會導(dǎo)致相當大的磨損。4、活塞組的設(shè)計要求（1）應(yīng)選用耐磨、耐熱、熱膨脹系數(shù)小、傳熱性好、減摩性好、加工性好的材料。（2）具有合理的形狀和壁厚，提高加熱性能，滿足強度和剛度要求，盡可能減輕重量，避免應(yīng)力集中；（3）使得燃燒室氣密性較高，氣體和機油較少，減小活塞組的摩擦；（4）在不同的工作條件下，可以保持活塞和缸套之間的最佳配合；（5）減少氣體活塞吸收的熱量可以使吸收的熱量順利消散；（6）在油耗較低的情況下，檢查滑動表面是否有足夠的潤滑油。4.1.2活塞的材料根據(jù)上述活塞設(shè)計要求，活塞材料必須滿足以下要求：（1）高熱強度，即使在高溫下也不會損壞零件，并且具有足夠的機械性能。（2）導(dǎo)熱性好，吸熱性差。（3）膨脹系數(shù)很小。保持活塞和氣缸之間的小間隙；（4）比重低。減少活塞組的相互慣性力，減少曲軸連桿組的機械載荷和平衡重量；（5）良好的抗摩擦性能、耐磨性和耐腐蝕性；（6）工藝優(yōu)質(zhì)，成本低。在發(fā)動機上，灰鑄鐵具有耐磨、耐腐蝕的特點?；诣T鐵具有膨脹系數(shù)低、耐熱、成本低、加工性好等優(yōu)點，被廣泛用作活塞材料。然而，近幾十年來，隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的提高和工藝技術(shù)的不斷改進，灰鑄鐵活塞由于其重量大的兩大缺點，逐漸被鋁合金活塞所取代。導(dǎo)熱系數(shù)低。鋁合金的結(jié)構(gòu)性能與灰口鑄鐵完全相反。鋁合金的比例很小，約為灰口鑄鐵的三分之一，結(jié)構(gòu)總重量僅為鑄鋼活塞的三分之一。因此，對于慣性范圍小的高速電機來說非常重要。鋁合金的另一個重要優(yōu)點是導(dǎo)熱性好，約為普通鑄鐵的三倍，可顯著降低氣缸的工作溫度。柴油機采用鋁活塞作用，也為提高壓縮比，從而提高發(fā)動機的性能提供了重要條件。以上得出可用鋁硅合金材料。4.1.3活塞頭部的設(shè)計1、設(shè)計要點活塞頭由活塞的上部和活塞環(huán)組成。它的主要功能為受氣壓作用，由銷座傳送至連接件，并與活塞環(huán)共同進行密封氣缸的工作流體。那么活塞頭的設(shè)計要點如下：（1）使其具有足夠的機械強度和剛度來防止環(huán)槽出現(xiàn)裂紋；（2）使其溫差較小，避免熱變與過大的熱應(yīng)力，防止頂部出現(xiàn)熱疲勞開裂。2、壓縮高度的確定活塞壓縮高度的確定,直接關(guān)系氣缸的整體長度以及氣缸蓋和氣筒之間的體積比和效率。最小化活塞壓力頭,是現(xiàn)代活塞氣缸技術(shù)中的一項主要原則。壓力高度是由活塞環(huán)尺寸、環(huán)帶尺寸和前裙長度所組成的,即=++（4.1）為了減小擠壓高度，應(yīng)該盡可能減小環(huán)面高度，環(huán)槽和銷孔的直徑，同時保持其強度。（1）第一環(huán)位置當按照活塞圈的排列方式來決定柱塞的壓力水平時，應(yīng)預(yù)先設(shè)定好第一環(huán)位置。稱為活塞環(huán)高度。要減小，當然是越小越好，但如果太小，首環(huán)溫度會過高，造成彈性松動、活塞環(huán)卡滯等故障。因此，選擇活塞環(huán)高度的原則是：在第一道槽的熱載量的條件下，其高度應(yīng)該盡量的減小，對于普通汽油引擎，為其活塞直徑，此引擎活塞的標準直徑，確定活塞環(huán)高度為：（2）環(huán)帶高度在減小活塞高度時，柱塞圈溝道的軸線高度要盡量減小，使柱塞圈受到的慣性也要減小，以減小柱塞圈邊緣對柱塞圈的作用；有利于柱塞圈的使用壽命。對于小型高速內(nèi)燃發(fā)動機，一般氣環(huán)高，油環(huán)高。內(nèi)燃機由三個活塞環(huán)組成，前兩環(huán)被稱為氣環(huán)，最后一個稱為油環(huán)。取，，。環(huán)岸的高度，應(yīng)保證不會因氣壓荷載而損壞。當然，第二個環(huán)岸的負載比第一個環(huán)岸小很多，溫度也更低，只有第一個環(huán)岸被銷毀才能銷毀。在此條件下，其高度通常是第一環(huán)最高，其他環(huán)較小。對真實的內(nèi)燃機進行的數(shù)據(jù)顯示，，，汽油引擎已經(jīng)逼近了最低限度。則：因此，環(huán)帶高度。（3）上裙尺寸當活塞頭環(huán)配置已被決定時，壓力的高度H1就是通過柱塞銷軸至最底層的環(huán)形凹口（油圈凹口）的距離h1來決定的。為讓其可正常工作，油環(huán)與凹槽之間的軸向距離非常小。如果凹槽嚴重變形，油環(huán)會粘在一起而壞掉。所以通常會選擇活塞裙的尺寸，使油環(huán)槽在銷座上方的位置高于銷座的外徑。為了增加銷座的阻力，有必要避免被槽削弱或影響。材料對銷座的影響分布不均，導(dǎo)致變形，影響油環(huán)的工作。綜上所述，可以決定活塞的壓縮高度。對于汽油機：綜上D之前可取范圍為0.35—0.6之前，本次設(shè)計選取數(shù)值為0.4。=0.4×D=0.4×80.985=32.394則：=32.394-7.289-12.89=12.7613、活塞頂和環(huán)帶斷面（1）活塞頂活塞頂?shù)男螤钪饕扇紵业倪x擇和設(shè)計決定。在活塞設(shè)計的情況下，為了減少活塞組的熱負荷和應(yīng)力集中，建議對加熱區(qū)域和活塞頂?shù)男螤钸M行最簡單的加工，即平頂。大多數(shù)汽油發(fā)動機使用扁平活塞，桑塔納2000AJ發(fā)動機由于壓縮比，所以采用平頂活塞。實際統(tǒng)計表明，汽油機活塞上部的厚度最小，即活塞頂吸收的熱量主要通過活塞環(huán)傳遞。專門的實驗表明，在未冷卻的活塞中，70-80%的熱量通過活塞環(huán)傳遞到氣缸壁，10-20%的熱量由活塞本身傳遞到氣缸墻，10-20%傳遞到氣缸墻上。氣缸壁。在只有大約10%機油的情況下，空氣被輸送到曲軸箱。因此，活塞頂部的厚度必須從中心向外圍逐漸增加，通道的圓角必須足夠大。只有這樣，活塞上部吸收的熱量才能順利地傳遞到第二環(huán)和第三環(huán)。降低第一個環(huán)的熱負荷，降低最高溫度。（2）環(huán)帶斷面確保高熱負荷的活塞環(huán)導(dǎo)熱良好并具有足夠的壁厚以防止熱量集中在最高環(huán)的平均值。對于環(huán)和環(huán)槽的可靠性和耐用性，正確設(shè)計環(huán)槽截面和選擇合適的環(huán)與環(huán)槽間隙非常重要。槽底圓角一般為0.2~0.5mm。（3）環(huán)岸和環(huán)槽環(huán)面和環(huán)槽設(shè)計應(yīng)保持活塞和活塞環(huán)正常工作，減少油耗，防止活塞環(huán)卡死和不正常磨損，環(huán)槽氣閥底平面必須垂直于活塞軸線確保工作時環(huán)底邊與筒體齊平。沒有上述損壞的活塞環(huán)側(cè)隙越小越好，目前第一環(huán)與環(huán)槽的側(cè)隙一般為0.05~0.1mm，第二、三環(huán)較小，分別為0.03~0.07mm.它更小，可以使活塞環(huán)穩(wěn)定運行并減少機油消耗。側(cè)隙是指回油孔位于油環(huán)槽內(nèi)，并均勻分布在主、副推力面的一側(cè)。回油口對于降低油耗具有重要意義。三種活塞環(huán)的間隙和側(cè)隙如表4.1所示：表4.1活塞環(huán)的開口間隙及側(cè)隙活塞環(huán)開口間隙/側(cè)隙/第一道環(huán)第二道環(huán)第三道環(huán)活塞環(huán)的背隙比較大，以免環(huán)與槽底圓角干涉。一般氣環(huán)=0.5毫米，油環(huán)的則更大些，如圖4.2所示。已知=4.5，則，，圖4.2環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及環(huán)槽結(jié)構(gòu)環(huán)岸是一種較厚、內(nèi)外零點五圓長度均為、的圓環(huán)形板,沿內(nèi)圓柱表面較穩(wěn)定,要準確估計固定面的內(nèi)應(yīng)力就比較復(fù)雜了,可將它簡化為一種最基本的懸臂梁和大致的運算。在通常的尺寸比例下,可假定溝底(岸根)的直徑,環(huán)槽深為:=0.05×80.985=4.05于是作用在岸根的彎矩為（4.2）而環(huán)岸根斷面的抗彎斷面系數(shù)近似等于（4.3）所以環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應(yīng)力（4.4）同理得剪切應(yīng)力為：（4.5）接合成應(yīng)力公式為：（4.6）考慮到鋁合金在高溫下的強度下降和環(huán)眼根部的應(yīng)力集中，由《制動系統(tǒng)的開發(fā)和設(shè)計》可得鋁合金的許用應(yīng)力，，校核合格。4.1.4活塞裙部的設(shè)計活塞裙部是活塞上、下環(huán)槽下方的活塞部分?；钊貧飧讛[動時，受裙板控制，承受連桿擺動產(chǎn)生的側(cè)壓。因此，裙部設(shè)計要求是保證活塞受控良好，有足夠堅實的承壓區(qū)，能形成足夠厚的潤滑油膜，不會因間隙過大撞擊氣缸，造成噪音和加速損壞。.間隙太小，活塞太緊。分析發(fā)動機運行過程中活塞裙的變形。首先，活塞受到側(cè)向力，受側(cè)向力影響的裙面通常恰好是兩銷之間的弧形面。因此，裙部趨于向活塞銷移動并增大尺寸；其次，由于爆震壓力和施加在活塞頂部的慣性力的共同作用，活塞頂部發(fā)生彎曲變形?；钊N座之間的間隙導(dǎo)致整個活塞的活塞尺寸增加?；钊蛴蚁?；溫度的升高再次引起熱膨脹，并且由于其比其他部分更厚的壁厚，銷座部分經(jīng)歷更劇烈的熱膨脹。這三個條件共同作用，造成分離現(xiàn)象。在這些因素中，機械變形的影響一般不嚴重，熱膨脹引起的分離現(xiàn)象。變形效果顯著。因此，為了避免拉緊，需要預(yù)料到活塞裙與氣缸之間存在較大的間隙。當然，差距不能太大。否則會敲缸。解決此問題的更合理的解決方案是最大限度地減少從活塞頭到裙部的熱流并最大限度地減少裙部膨脹?；钊沟男螤畋仨毰c活塞的溫度分布和裙壁的厚度相匹配，以適應(yīng)它。這項工作不僅利用支撐板的裙部來減輕活塞的重量，而且具有更大的柔韌性，可以在不壓縮的情況下顯著減小裙部與缸套之間的配合間隙?；钊沟臋M截面適應(yīng)裙的變形。設(shè)計時，裙部截面做成長軸垂直于活塞銷中心線，短軸平行于銷軸方向的橢圓形。常用的橢圓形根據(jù)以下公式繪制：（4.7）式中、分別為橢圓的長短軸，如圖4.2所示。缸徑小于的裙部開槽的活塞，橢圓度（）的大小，一般為。圖4.3活塞銷裙部的橢圓形狀4.2活塞銷的設(shè)計4.2.1活塞銷的結(jié)構(gòu)、材料1、活塞銷的結(jié)構(gòu)和尺寸活塞銷的外直徑，取，活塞銷的內(nèi)直徑，取活塞銷長度，取。圖4.4活塞銷設(shè)計2、活塞銷的材料活塞銷用低碳合金鋼，表面經(jīng)過硬度處理，硬度高，耐磨損，內(nèi)部抗沖擊性能好。對表面處理精度和粗糙度的要求極高，并且在高溫下熱穩(wěn)定性良好。4.2.2活塞銷強度和剛度計算由運動學(xué)知，活塞銷表面受到氣體壓力和往復(fù)慣性力的共同作用，總的作用力，活塞銷長度，連桿小頭高度，活塞銷跨度。1、最大彎曲應(yīng)力計算活塞銷中央截面的彎矩為（4.8）空心銷的抗彎斷面系數(shù)為，其中所以彎曲應(yīng)力為（4.9）即：2、最大剪切應(yīng)力計算最大剪應(yīng)力出現(xiàn)在銷座和連桿小端之間的截面上。截面的最大剪應(yīng)力出現(xiàn)在中性層，其值按下式計算：（4.10）已知許用彎曲應(yīng)力；根據(jù)《制動系統(tǒng)的開發(fā)和設(shè)計》知許用剪切應(yīng)力，那么校核合格。4.3活塞銷座4.3.1活塞銷座結(jié)構(gòu)設(shè)計活塞銷座用于支撐活塞和動力傳輸。銷座應(yīng)具有足夠的強度和剛度，以適應(yīng)活塞銷的變形，避免因應(yīng)力集中而產(chǎn)生疲勞斷裂；同時，它應(yīng)該有足夠的表面壓力和高壓。耐磨性?；钊N座的內(nèi)徑，活塞銷座外徑一般等于內(nèi)徑的倍，取。通常，它被設(shè)計為在連桿的小端和活塞銷支架的打開和關(guān)閉之間有一個間隙。然而，在確保制造精度的情況下，兩端是足夠的，間隙如：4.3.2驗算比壓力銷座比壓力為：(4.11)一般。4.4活塞環(huán)設(shè)計及計算4.4.1活塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)計該發(fā)動機采用三活塞環(huán)，一、二環(huán)為氣環(huán)，三環(huán)為油環(huán)。第一個活塞環(huán)是由鍍鉻可鍛鑄鐵制成的扭曲筒形環(huán)。筒環(huán)與缸體呈弧形接觸，對活塞轉(zhuǎn)動的適應(yīng)性好，易形成楔形潤滑油膜。第二個活塞環(huán)是由鑄鐵制成的鼻環(huán)。鼻環(huán)防止吸油，保證活塞向上運動過程中的良好潤滑。第三個是油環(huán)，由重量輕、比壓高、破油能力強的鋼帶組成?；钊h(huán)的主要尺寸為環(huán)的高度、環(huán)的徑向厚度。氣環(huán)，油環(huán)，取，，?；钊h(huán)的徑向厚度，由《制動系統(tǒng)的開發(fā)和設(shè)計》手冊可得一般推薦值為：當缸徑為時，，取。4.4.2活塞環(huán)強度校核活塞環(huán)在工作時，只計算彎矩，因為剪應(yīng)力和軸向力的影響很小?；钊h(huán)的平均半徑與徑向厚度之比一般大于5，因此直桿撓度可按法向應(yīng)力公式計算。1、工作狀態(tài)下的彎曲應(yīng)力活塞斷面的最大彎矩為：（4.12）由此可得最大彎曲應(yīng)力為：（4.13）對于斷面均壓環(huán)其開口間隙與活塞環(huán)平均接觸壓力之間有如下關(guān)系：（4.14）將式（4.12）帶入（4.11）并整理得：（4.15）式中：—材料的彈性模量，對合金鑄鐵；—活塞環(huán)的開口間隙，，取為；—氣缸直徑，；—活塞環(huán)徑向厚度，則：由《制動系統(tǒng)的開發(fā)和設(shè)計》知活塞環(huán)工作時的許用彎曲應(yīng)力為，則校核合格。2、套裝應(yīng)力活塞環(huán)裝在活塞上時，缺口必須大于自由位置的間隙。對于活塞環(huán)，此時掛鉤位置槽的最大彎曲應(yīng)力為：（4.16）公式中：—與設(shè)定方法相關(guān)的系數(shù)，值為1-2，通常基于設(shè)定方法得出，則：由于活塞環(huán)是在常溫下制作，承受應(yīng)力的時間很短，由《制動系統(tǒng)的開發(fā)和設(shè)計》可得本次設(shè)計順應(yīng)應(yīng)力的許用值高于工作應(yīng)力的許用值，所以檢驗合格。

第五章連桿組的設(shè)計5.1連桿的設(shè)計5.1.1連桿的工作情況、設(shè)計要求和材料選用1、工作情況連桿的小端連接到活塞螺栓上，并隨活塞變化。連桿的大端連接到曲軸螺栓上，并隨曲軸一起旋轉(zhuǎn)。因此，連桿體不僅上下擺動，而且左右擺動，進行復(fù)雜的平面運動。2、設(shè)計要求連桿主要承受由本體壓力和慣性力的相互作用產(chǎn)生的可變載荷。在設(shè)計時，必須首先確保連桿具有足夠的疲勞和結(jié)構(gòu)強度。如果強度不夠，損壞連桿蓋或軸可能會導(dǎo)致嚴重事故。同樣，連桿蓋剛度不足會對連桿蓋的剛度產(chǎn)生負面影響。曲柄連桿機構(gòu)的工作原理。因此，杠桿結(jié)構(gòu)的主要要求之一是在盡可能輕的結(jié)構(gòu)中提供足夠的強度和剛度，因此有必要選擇高強度材料。適當?shù)慕Y(jié)構(gòu)形狀和尺寸。3、材料的選擇為保證連桿在輕型結(jié)構(gòu)狀態(tài)下具有足夠的強度和剛度，采用優(yōu)質(zhì)中碳結(jié)構(gòu)鋼45鍛造，表面采用球鍛強化，提高強度。圖51連桿設(shè)計5.1.2連桿長度的確定設(shè)計連桿時，第一步是確定連桿的大端孔和小端孔之間的距離。即連桿長度它通常是用連桿比來說明的，通常0.3125，經(jīng)查閱，取，，則。5.1.3連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度、剛度計算1、連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計連桿小頭主要結(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)計中確定，，。兩個有一定余量的小孔中添加了耐磨內(nèi)襯。內(nèi)襯大多由耐磨錫青銅鑄造而成，這種內(nèi)襯的厚度通常為，取，則小頭孔直徑，小頭外徑，取。2、連桿小頭的強度校核由于連接小端的墊圈的過度壓縮，小端的橫截面處于拉伸應(yīng)力下。如果涂料的膨脹系數(shù)大于接縫材料的膨脹系數(shù)，則在操作過程中，過膨脹系數(shù)將隨著溫度的升高而增加。小部分上的壓力也會增加。此外，在運行過程中，活塞組的膨脹力和慣性也會增加。減去力后，連桿的小端被空氣壓力壓縮?？梢钥闯?，工作負載具有可變結(jié)構(gòu)。上述載荷的綜合作用將對連桿的小端和連桿體的過渡部分造成疲勞損傷。應(yīng)在連桿的小端進行疲勞損傷，并計算疲勞強度。圖5.2連桿小頭主要結(jié)果尺寸（1）襯套過盈配合的預(yù)緊力及溫度升高引起的應(yīng)力在計算過程中，如果將小封頭和襯里視為兩個過盈配合的圓柱體，則由于兩個零件配合面上的過盈和水熱膨脹，小頭上的徑向壓力如下：（5.1）式中：—襯套壓入時的過盈，；一般青銅襯套，取，其中：—工作后小頭溫升,約；—連桿材料的線膨脹系數(shù)，對于鋼；—襯套材料的線膨脹系數(shù)，對于青銅；、—連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)，可??；—連桿材料的彈性模數(shù)，鋼[10]；—襯套材料的彈性模數(shù)，青銅；計算小頭承受的徑向壓力為：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，可按厚壁筒公式計算，外表面應(yīng)力（5.2）內(nèi)表面應(yīng)力（5.3）的允許值一般為，校核合格。（2）連桿小頭的疲勞安全系數(shù)連桿小端應(yīng)力變化呈不對稱環(huán)狀，連桿到連桿小端過渡點外表面的最小安全系數(shù)為：（5.4）式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），?。弧牧蠈?yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取=0.2；—應(yīng)力幅，；—平均應(yīng)力，；—工藝系數(shù)，，取0.5；則連桿小頭的疲勞強度安全系數(shù)一般約在之內(nèi)。3、連桿小頭的剛度計算當使用浮動活塞銷時，有必要計算連桿小端由于往復(fù)慣性力而在水平方向上的直徑變形。經(jīng)驗公式如下：（5.5）式中：—連桿小頭直徑變形量，；—連桿小頭的平均直徑，；—連桿小頭斷面積的慣性矩，則：對于普通發(fā)動機，此轉(zhuǎn)換的允許值不應(yīng)超過徑向間隙的一半。如果標準間隙是一個典型值，則適用于驗證。5.1.4連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度計算1、連桿桿身結(jié)構(gòu)的設(shè)計考慮到彎曲剛度和鍛造工藝，連桿體采用I形截面，桿身截面寬度約等于(為氣缸直徑)，取，截面高度，取。為了使力從連桿小端到大端的傳遞比較均勻，在軸到小端和大端的過渡處采用了足夠大的填充半徑。2、連桿桿身的強度校核連桿體在不對稱交叉循環(huán)載荷下運行，并受到慣性力的作用，以解釋橫截面上方的往復(fù)運動質(zhì)量。在爆炸過程中，氣體因壓力和慣性力之間的差異而被壓縮。計算疲勞強度安全系數(shù)，需要計算截面的最大拉應(yīng)力和壓應(yīng)力。（1）最大拉伸應(yīng)力由最大拉伸力引起的拉伸應(yīng)力為：（5.6）式中：—連桿桿身的斷面面積，汽油機，為活塞投影面積，取。則最大拉伸應(yīng)力為：（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氣作用力時，并可認為是在上止點，最大壓縮力為：（5.7）當連桿受到最大壓縮力時，桿體的中間部分將發(fā)生垂直彎曲。此時，連桿將在振動平面內(nèi)彎曲，可以認為連桿的兩端都是長度為的鉸鏈。在垂直振動平面中彎曲可以將桿體的兩端視為長度為的固定點。振動平面中的組合應(yīng)力為：（5.8）式中：—系數(shù)，對于常用鋼材，，??；—計算斷面對垂直于擺動平面的軸線的慣性矩，。；將式（5.8）改為：（5.9）式中—連桿系數(shù)，；則擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：同理，在垂直于擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：（5.10）將式（4.10）改成（5.11）式中：—連桿系數(shù)，。則在垂直于擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：由《制動系統(tǒng)的開發(fā)和設(shè)計》可知在機械類許用應(yīng)力值250—400即為合格，則和的許用應(yīng)力值為，所以校核合格。除以安全系數(shù)后得許用應(yīng)力，即[σ]=σs/n（n=1.5~2.5）（3）連桿桿身的安全系數(shù)連桿桿身所受的是非對稱的交變循環(huán)載荷，把或看作循環(huán)中的最大應(yīng)力，看作是循環(huán)中的最小應(yīng)力，即可求得桿身的疲勞安全系數(shù)。循環(huán)的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力，在連桿擺動平面為：（5.12）（5.13）在垂直擺動平面內(nèi)為：（5.13）（5.14）連桿桿身的安全系數(shù)為：（5.15）式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），?。弧牧蠈?yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取=0.2；—工藝系數(shù)，，取0.45。則在連桿擺動平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為：在垂直擺動平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為：在機械制造領(lǐng)域中,安全系數(shù)的取值范圍一般為1.5-3.0，桿身安全系數(shù)許用值在的范圍內(nèi)，則校核合格。5.1.5連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度、剛度計算1、連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計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直徑、長度、連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。其中在、在曲軸設(shè)計中確定（見第六章），，，則大頭寬度，軸瓦厚度，取，大頭孔直徑。連桿機構(gòu)頭部的形狀和大小基本上決定了曲臂銷孔徑、長度、連桿機構(gòu)軸襯厚度以及連桿機構(gòu)長度。其中在、在曲軸設(shè)計應(yīng)確定(見第六章)，，則為大頭，軸瓦厚度，取，為大頭孔尺寸。連桿頭和連桿蓋的分離面是平切口，頭部凸臺的高度，得，得，連桿頭結(jié)構(gòu)的強度和密度，以提高連桿螺栓孔之間的距離，得。如果普通螺栓孔的外壁厚度大于2mm，則取3mm，并且當螺栓頭支撐件面對密封體或大頭蓋過渡時，盡可能使用大的圓角。2、連桿大頭的強度校核通過螺栓牢固連接，使大頭和大頭蓋近似為一個整體，彈性大頭蓋支撐在剛性連接體上。固定角度通常是，=40°。通過曲柄銷的作用，力以余弦模式分布在大頭蓋上。大頭的橫截面保持不變，其尺寸與中間橫截面一致。大頭的曲率半徑為：連桿蓋的最大載荷是在進氣沖程開始的，計算得：=10519.681+6923.799=17443.48N作用在危險斷面上的彎矩和法向力由經(jīng)驗公式求得：=17443.48×63.881/2×（0.0127＋0.00083×40）=25545.2=177443.48×（0.522+0.003×40）=11198.71由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為：（5.16）作用于大頭蓋中間斷面的法向力為：（5.17）式中：，—大頭蓋及軸瓦的慣性矩，，，—大頭蓋及軸瓦的斷面面積，，，，在中間斷面的應(yīng)力為：（5.18）式中：—大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)，5.2連桿螺栓的設(shè)計5.2.1連桿螺栓的工作負荷與預(yù)緊力根據(jù)氣缸直徑初選連桿螺紋直徑，根據(jù)統(tǒng)計，取。發(fā)動機正常運轉(zhuǎn)時，連桿螺栓主要受兩種力作用：預(yù)緊機構(gòu)的力和最大拉伸載荷，而預(yù)緊機構(gòu)的力主要由以下兩部分組成：一是確定連桿軸瓦的過盈度其應(yīng)有的最大預(yù)緊力矩，其次，發(fā)動機正常運轉(zhuǎn)時，連桿機構(gòu)大端與大頭蓋的聯(lián)接面未脫開是由于慣性力和必須產(chǎn)生的最大預(yù)緊力矩。連桿上的螺栓數(shù)目為2，則每個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，5.2.2連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算連桿的擰緊力不足并不能保證連接的可靠性，但過大的擰緊力會導(dǎo)致材料超過屈服極限。因此，有必要檢查屈服強度是否滿足以下要求：（5.19）式中：—螺栓最小截面積，；—螺栓的總預(yù)緊力，；—安全系數(shù)，，取1.7；—材料的屈服極限，一般在800以上[16]。那么連桿螺栓的屈服強度為：則校核合格。第六章曲軸的設(shè)計6.1曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇6.1.1曲軸的工作條件和設(shè)計要求曲軸的運轉(zhuǎn)是由于慣性力和扭矩作用在空氣壓力、往復(fù)運動和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量上的連續(xù)周期性變化，其彎曲和扭曲曲軸，產(chǎn)生應(yīng)力疲勞。曲軸的彎曲和扭轉(zhuǎn)振動會產(chǎn)生額外的應(yīng)力。曲軸形狀復(fù)雜，結(jié)構(gòu)變化劇烈，應(yīng)力集中嚴重。特別是當曲軸到軸頸邊緣的區(qū)域在潤滑油孔和坯料附近加工時，應(yīng)力累積特別明顯，因此必須設(shè)計曲軸。必須具有足夠的疲勞強度，減少內(nèi)應(yīng)力累積，克服壁厚，確保曲軸的安全運行。曲軸彎曲剛度不足會顯著惡化活塞和連桿的工作條件，削弱其可靠性和耐磨性。曲軸彎曲剛度不足會導(dǎo)致在工作速度范圍內(nèi)產(chǎn)生強烈的彎曲振動。因此，在設(shè)計曲軸時，有必要確保盡可能高的彎曲剛度和彎曲剛度。此外，主錐和曲軸螺栓以高壓力比旋轉(zhuǎn)，導(dǎo)致嚴重磨損。因此，在設(shè)計曲軸時，每個銷都必須有足夠的壓力表面，以確保每個摩擦表面都能抵抗磨損，并提供盡可能好的工作條件。6.1.2曲軸的結(jié)構(gòu)型式曲軸的設(shè)計基于整體結(jié)構(gòu)，具有操作可靠、重量輕、強度和剛度高、加工面少的特點。為了增加曲軸的抗彎強度和剛度，采用了由四個曲柄組成的半平衡結(jié)構(gòu)，每個曲柄兩端各有一個主銷，如圖6.1所示：圖6.1曲軸的結(jié)構(gòu)型式6.1.3曲軸的材料在正確合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計和加工工藝條件下，材料的強度主要決定曲軸的體積、重量和壽命。作為曲軸的材料，除了良好的機械財產(chǎn)外，它還要求具有高耐磨性、抗疲勞性和抗沖擊性。同時，曲軸的加工應(yīng)簡單且具有成本效益。如果曲軸有足夠的強度保證，則應(yīng)盡可能使用普通材料。鍛造，高強度球墨鑄鐵的形成是鑄造曲軸廣泛應(yīng)用的先決條件。油墨鑄造在機械性能和可用性方面優(yōu)于其他類型的鑄造。墨鑄鐵曲軸可以鑄造成復(fù)雜合理的結(jié)構(gòu)形狀，更有效地利用均勻的應(yīng)力分布和金屬材料。發(fā)動機曲軸是用墨鑄鐵制成的。6.2曲軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細節(jié)設(shè)計6.2.1曲柄銷的直徑和長度當考慮曲軸齒的厚度時，第一步是確定曲軸螺栓的直徑。在現(xiàn)代發(fā)動機設(shè)計中，通常傾向于選擇最大值來降低曲軸比壓，增加連桿軸承運行的可靠性，并增加曲軸的剛度。但是，曲柄銷加粗伴隨著連桿大頭加大，使不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)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，，為氣缸直徑，已知=80.985，則，曲柄銷直徑取為=0.60=47.80。曲柄銷的長度根據(jù)選擇而考慮。從提高曲軸的強度和確保軸承的工作能力出發(fā)，需要在一定范圍內(nèi)進行控制，需要注意曲軸各部分尺寸的協(xié)調(diào)。根據(jù)統(tǒng)計/=，取=0.59=28。本次設(shè)計D2=28mm。從增加曲軸的剛性和保證軸承的工作出發(fā),應(yīng)使曲柄銷的長度I2控制在一定范圍內(nèi)，綜合上述取值合理。6.2.2曲柄必須選擇具有適當厚度和寬度的曲軸，以提供足夠的強度和剛度。為增加曲軸的抗彎能力，應(yīng)相應(yīng)增加曲軸的厚度。曲軸的形狀必須是橢圓形，以盡量減少曲軸重量。以主軸頸為中心，曲軸的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量不均勻。要減少數(shù)量，請從曲柄肩上去除所有剩余的金屬。根據(jù)統(tǒng)計，曲柄的寬度，查閱曲柄資料得，取，厚度，取。曲柄臂擰在主軸頸和曲柄銷上。軸肩的厚度根據(jù)曲軸加工工藝確定。全加工曲軸的只有0.5~1，取=1。從曲柄銷和主軸頸到曲柄臂肩的過渡圓角對應(yīng)力集中程度的影響最大，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。6.2.3平衡重在四拐曲軸的傳感器上,作用于第一、二和三、四曲臂上的慣性力所產(chǎn)生的力矩。雖然它們二個力量大小相等，且方向也相反，但是它一般是相等的。但是，這二個副仍然作用于彎曲的套筒上,同時曲軸在這二個對稱的副作用下，也發(fā)生了扭轉(zhuǎn)變形。因為曲軸固定在了發(fā)動機氣缸的主軸承上,在曲軸扭轉(zhuǎn)變形之后，上述副也將部分地作用于發(fā)動機氣缸上，而發(fā)動機氣缸也承受了另外的變形副的影響，而且，在這種情況下，主軸承的工作狀況也會變差。安裝配重是為了增加曲軸本身和發(fā)動機缸體的負荷，特別是主軸承的工作狀態(tài)。在設(shè)計過程中，使用主齒載荷圖來估計平衡對主軸承運行狀態(tài)的影響。如果沒有重量平衡，由于離心力的影響，主齒表面的載荷分布可能非常不均勻。通過安裝平衡塊，可以抵消分離中心的部分慣性力，從而使錐體表面的載荷分布更加均勻。同時，錐體和軸承表面上的平均載荷可以相應(yīng)地減小。這意味著銷的磨損也可以相對均勻，而不是集中在一個地方進行研磨，以防止偏心磨損造成輕微的圓形損壞。在設(shè)計配重時，配重的重心應(yīng)盡可能遠離曲軸的樞軸點，也就是說，重量越輕，可以獲得更好的結(jié)果，從而盡可能地減小曲軸的重量。平衡塊的徑向尺寸和厚度僅限于不接觸活塞裙板和連桿大端的零件。平衡塊和曲軸鑄造在一起，使加工更加方便可靠。6.2.5油孔的位置和尺寸為確保曲軸軸承可靠運行，必須對其進行充分潤滑。曲軸油道的大小和布置直接影響曲軸的強度和剛度，影響軸承的可靠性。潤滑油通常通過發(fā)動機氣缸的主油路供應(yīng)到主軸承上的軸承襯套。從主銷到曲柄螺栓的供油使用傾斜膨脹器。主銷的進油口應(yīng)為曲柄螺栓提供充足的供油。應(yīng)確保通過打捆針供油的能力。曲柄螺栓的油孔應(yīng)選擇在曲柄水平操作之前的區(qū)域。油軌輸出部分在曲軸平面內(nèi)的應(yīng)力集中較強，因此油軌中心線與千斤頂中心線之間的油道輸出部分應(yīng)力集中較大。當角度達到時，最大應(yīng)力迅速增加，油孔將小于設(shè)定值。油道的孔徑一般在左右，取為4。6.3曲軸的疲勞強度校核機械損壞通常是由于曲軸旋轉(zhuǎn)時負載變化引起的疲勞造成的。因此，必須進行機械疲勞試驗。由于曲軸實際上是一個動靜不定支撐系統(tǒng)，理論上的最大彎矩和支撐力必須由連續(xù)梁的定義來確定。因此，還研究了彈性支架安裝深度的差異、支架的最大彎曲度等多種因素對曲軸拉力的影響。連續(xù)梁的計算方法是將曲軸簡化為直柱形連續(xù)梁，由剛性支架支撐?；谶B續(xù)梁支撐部分相同偏轉(zhuǎn)角的變形協(xié)調(diào)條件，由每個偏轉(zhuǎn)角的變化之和導(dǎo)出連續(xù)性方程，分別支撐為零。當每個曲柄沖程單元的長度相同時，這種方法具有相同的強度。避免復(fù)雜的曲柄強度計算。并借助三個彎矩Eq。計算得到在曲臂平面和曲柄平面豎直平面上各支承的最大彎矩后，再將在第i支承和第支承點上的主軸頸截面的最大彎矩(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、各危險截面的內(nèi)力矩,進而計算各名義應(yīng)力。6.3.1作用于單元曲拐上的力和力矩1、計算公式及其推導(dǎo)如圖6.2所示，曲軸旋轉(zhuǎn)被簡化為具有相等圓形截面寬度的梁，因此假設(shè)每個軸頸都由相同高度的剛性點支撐，而不管錨固強度和任何由此產(chǎn)生的未對準。處理后，同向集中加載，拐杖集體力作用在曲柄臂各銷軸上，配重離心力作用在配重寬度上。為保持前后一致轉(zhuǎn)換時，需要在鉸鏈中作用于鉸鏈，然后根據(jù)支撐兩端旋轉(zhuǎn)角度相同的條件協(xié)調(diào)變形，以保證各中間支撐的連續(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）：（6.1）（6.2）由變形協(xié)調(diào)條件=，圖6.2連續(xù)梁受力圖=又因為，所以（6.3）設(shè)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(nèi)彎矩，故稱三彎矩方程。連續(xù)梁有多少個內(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)支承彎矩計算已知=28+25.11+18.082=89.27，當=2，=3，=4時，由式（6.3）得三彎矩方程組（5.4）：（6.4）根據(jù)表3.2四缸機工作循環(huán)表，參照后知如表6.1所示。將、分別代入方程組，得工況下各支承處的彎矩如表6.2所示。同理，按表6.3各工況載荷計算曲拐平面垂直面內(nèi)的彎矩，計算結(jié)果見表6.4。表6.1各工況下載荷數(shù)據(jù)（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6.2各工況下曲拐平面內(nèi)彎矩計算結(jié)果（單位：）工況一5.45133.87-68.23二8.42-110.0575.89三-66.49-126.79-32.38四2593.32-42.42表6.3各工況下載荷數(shù)據(jù)（單位：）工況一-1024.172365.961811.36-304.24二2365.96-3040.24-1024.171811.36三-3040.241811.362365.96-1024.17四1811.36-1024.17-304.242365.96表6.4曲拐平面的垂直平面內(nèi)彎矩計算結(jié)果（單位：）工況一1.339.71-20.2二4.15-39.1716.39三-20.239.711.3四16.39-39.174.153、支反力計算求得各支承彎矩后，就可用圖6.3示的模型來計算各個支座的支反力。圖5.3支反力計算模型得到支反力表達式如下：（6.5）（6.6）式中：—作用在曲柄銷上的徑向力；—作用在曲柄銷上