四行程汽油机曲轴组设计(二)

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1、 目录 1 前言 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ ..⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ .1 2 构参数 算 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ ...⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 1 2.1 已知条件 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ .⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ .⋯ .⋯............. 1 2.2 机 构形式 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.⋯..1 2.3 机主要 构参数 ⋯⋯ ..⋯⋯⋯⋯⋯⋯ ..⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ .⋯⋯ .⋯⋯⋯⋯⋯ ........

2、.. 1 3 力学 算 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ ..⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ .2 3.1 多 指数的 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ ... ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯......... 2 3.2 力升高比的 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ ........ 2 3.3 制 P～V ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ .⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ ........ 3 ～ 的 整 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ ...⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯

3、....... 4 3.4 P V 4 力学 算 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ ..⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ .4 5 运 学 算 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ .⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ .⋯⋯⋯ .6 5.1 活塞位移 ⋯⋯ ..⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯......... 6 5.2 活塞速度 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ ..⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ ......... 6 5.3 活塞加速度 ⋯⋯⋯ ..⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯

4、⋯⋯⋯⋯⋯⋯ .......... 7 6 曲 零件 构 ..................................................................................................................... 10 6.1 曲 的工作条件、 构型式和材料的 11 .....................................................................

5、 6.2 曲 主要尺寸的确定和 构 12 ............................................................................. 7 曲 度的校核 13 ....................................................................................................................... 7.1 静

6、 度 算 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 14 ....... 7.2 曲 疲 度校核 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 16 ......... 8 小 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ ...⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ ..⋯.⋯⋯ ..... 18 参 考 文 献 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ ..⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ .⋯⋯ .⋯⋯ ...18 附表 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯

7、⋯ .⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ .⋯..⋯⋯ ....... 19 1 2.6L 四行程汽油机曲轴组设计 1 前言 这个学期开设的《汽车发动机设计》课程设计是在我们学习了一些基础制图知识和汽 车以及发动机的整体知识框架后所给我们的一次很好的锻炼，众所周知现代汽车工业发展 越来越快，而作为汽车心脏的发动机自然也成为了发展的重中之重，发动机的结构和性能 对汽车起着决定性的影响，比如汽车的行使速度、加速

8、性能、爬坡度、牵引力等等都取决 于发动机，因此来说设计发动机是汽车设计的重中之重，而发动机的设计又对我们的想象 能力，制图能力，分析计算能力，查阅各种工具书的能力无疑是一次很好的锻炼，因此， 我们要充分利用这次课程设计的机会，认真对待，做好充分的准备 ，保证高质量的去完 成，这也为以后学习打下了一个很好的基础。 2 结构参数计算 2.1 已知条件 平均有效压力 :0.8～1.2MPa 活塞平均速度 : Vm<18m/s，取 Vm=16m/s 2.2 发动机结构形式 1.8L 汽油发动机设计，

9、参考杨连生版《内燃机设计》设计为 4 缸 4 冲程汽油机，冷却方式 采用水冷。 2.3 发动机主要结构参数 由 S*3.14*D^2=2.6L 取 S/D=1.03 得 D=92mm 则 S=1.03D=97mm (S 与 D 均取整 ) 参考杨连生版《内燃机设计》 S/D 的取值范围在 0.8 ～1.2 之间， 2 P e = 0.07854 pemVmzD 2 = 0.07854 12 4 * 13.17 D 2 ＝95.60kW 4 Va ε= 取 ε =9

10、； 由 Va=Vs+Vc Vc 则气缸工作容积 Vs= D 2 S 0.644L 4 Va=0.725L Vc=0.081L n= 30Cm =4948 r/min S n 角速度 ω= =3.14 4700/30=517.89rad/s 曲柄半径 r=S/2=48.5mm 3 热力学计算 压缩始点的压强 Pa=0.8~0.9P0 ；取 Pa=0.085MPa 3.1 多变指数的选择 压缩过程： 取压缩冲程终点（设为 B 点），从 A 点（压缩过程始点）到

11、B 点的压缩过程看作是多 变的压缩过程，压缩多变指数范围为 n1 ， 取 1 =1.28~1.35 n =1.28 膨胀过程： 取定容增压的终点（设为 C 点），从 B 点到 C 点看作为定容压缩过程，膨胀多变指数 范围为 n2=1.30~1.40 取 n2=1.35 n n 由 P1 V 1 =P2V 2 可计算得到压缩终点压力为： Pc=1.415 MPa 3.2 压力升高比的选择 查得压力升高比 p =Pc/Pa；λ在 6～9 之间。取 p =7 则 Pz= p *Pc=7*1.415MPa

12、=9.905MPa，圆整后 Pgmax=（ Pz-Pc）*2/3+Pc=7.075MPa 3 3.3 绘制（理想） P～V 图 得到未调整的 P-V 图(数据见附表 3) 图 1 3.4 P ～V 图的调整 发动机实际过程比较复杂，所以在得到的 P～V 图上要修正得到，最高压力不在上止 点，还有点火提前角，排气提前角的修正，显然实际的边界条件是不可能得到的，所

13、以要 做一些适当的修正。 调整后的燃气压力（ MPa） 7.000 6.000 ） 5.000 a 4.000 P M （ 3.000 P 2.000 1.000 0.000  调整后的燃气压力（ MPa） 0.0000 100.000 200.000 300.000 400.000 500.000 600.000 0 0 0 0 0 0 V（mL） 图 2 4

14、 4 动力学计算 由曲柄连杆机构的受力分析计算： 2 P=Pg+Pj =Pg-mjr ω(cos +λ cos2 ) =Pg-mjj （mj 为机构往复惯性质量） 活塞质量 mP=214.94g 连杆小头质量 .m4= B1 45(D12 d12 ) =81.66g 4 连杆质量 m=0.00063(D-80)2+0.0476(D-80)+0.2149 ≈1.05kg 估算 mj= mP+m3+m4≈ 387.22g P 在连杆小头处即活塞销孔处分解为 Pn 和 P1，而 P1 又在两岸大头分解为 K 和 t，又

15、 根据《汽车发动机设计》有 Pn=P*tg β P Pl= cos l p cos() k= P cos( +β )= cos t P sin( ) （数据见附表 4） cos 5

16、 6 5 运动学计算 λ =1/3-1/5 取 λ =0.292 5.1 活塞位移

17、 X= r[ （1- cos (1 cos2 ) ）+ ] （数据见附表 2） 4 5.2 活塞速度 v= r （ sin + sin 2 ）（数据见附表 2） 2 7

18、 5.3 活塞加速度 j = r 2 (cos cos2 ) （数据见附表 2） 6 曲轴零件结构设计 6.1 曲轴的工作条件、结构型式和材料的选择 6.1.1 曲轴的工作条件和设计要求 曲轴是在不断周期性的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩（扭 转和弯曲） 共同作用下工作的， 使曲轴既扭转又弯曲， 产生疲劳应力状态。 对于各种曲轴， 弯曲载荷具有决定性意义，而扭转载

19、荷仅占次要地位，曲轴破坏统计表明， 80％左右是由 弯曲疲劳产生的。因此，曲轴结构强度研究的重点是弯曲疲劳强度。设计曲轴时，应保证 8 它有尽可能高的弯曲强度和扭转刚度。要使它具有足够的疲劳强度，特别要注意强化应力 集中部位，设法缓和应力集中现象，也就是采用局部强化的方法来解决曲轴强度不足的矛 盾。 曲轴各轴颈在很高的比压下，以很大的相对速度在轴承中发生滑动摩擦。这些轴承在 实际变工况运转条件下并不总能保证液体摩擦，尤其当润滑不洁净时，轴颈表面遭到强烈 的磨料磨损，使得曲轴的实际使用寿命大大降低。所以设计曲轴时，要

20、使其各摩擦表面耐 磨，各轴颈应具有足够的承压面积同时给予尽可能好的工作条件。 设计要求： 1、保证具有足够的弯曲疲劳强度和扭转疲劳强度； 2、保证曲轴具有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度； 3、轴承具有足够大的承压面积，轴颈耐磨； 4、尽量采用普通材料；工艺性好，质量小。 6.1.2 曲轴的结构型式 曲轴从整体结构上看可以分为整体式和组合式，随着复杂结构铸造和锻造技术的进 步，现代内燃机几乎全部都用整体式曲轴。从支承方式看，曲轴有全支承结构和浮动支承 结构，为了提高曲轴的弯曲强度和刚度，现代多缸内燃机的曲轴都采用全支承结

21、构。 6.1.3 曲轴的材料 曲轴材料一般使用 45，40Cr，35Mn2等中碳钢和中碳合金钢。轴颈表面经高频淬火或 氮化处理，最后进行精加工。发动机曲轴的材料性能要求有较高的强度、冲击韧性、耐磨 性。本设计采用 45 钢锻造，热处理采用调质，材料具有较高的综合机械性能，轴径表面 再进行表面淬火，提高表面硬度及耐磨性。 6.2 曲轴主要尺寸的确定和结构细节设计 6.2.1 主要尺寸 综合以上考虑，确定主要尺寸如下： 主轴颈直径 D1=(0.65~0.75)D=60mm 主轴颈长度 L1=24mm 曲柄销直径 D2=(0.

22、55~0.65)D=55mm 曲柄销长度 L2=(0.35~0.45)D2=36mm 9 曲柄臂厚度 h=（0.2~0.25 ）D=25mm 曲柄臂宽度 b=（0.8~1.2 ）D=85mm 根据主轴颈长度和曲柄销长度以及曲柄臂的厚度，确定缸心距为 L=2h+L1+L2=110mm 6.2.2 一些细节设计 6.2.2.1 油道布置 在确定主轴颈上油道入口和曲柄销上油道出口的位置时，既要考虑到有利于供油又要 考虑到油孔对轴颈强度的影响最小。 一般油孔只要安排在曲拐平面旋转前 40～ 90的低 负荷区

23、都是合理的，油道不能离轴颈过渡圆角太近。油孔直径一般不大于 0.1d 2 ，但最小 不得小于 5mm。孔口不应有尖角锐边，而应有不小于 0.04 d 2 的圆角以减缓应力集中。 6.2.2.2 曲轴两端的结构 曲轴前端一般装有扭转减震器，发动机的各种辅助装置如机油泵，冷却水泵等，由安 装在前端的齿轮或皮带轮驱动，配气正时齿轮也安装在曲轴前端。 曲轴末端装有飞轮，用于输出总转矩，因此末端要做的粗一些。 6.2.2.3 曲轴的止推 为了防止曲轴产生轴向位移，在曲轴机体之间需要设置一个止推轴承，承受斜齿轮的 轴向分力和踩离合器产生的轴向推力。一般

24、将止推轴承设置在中央轴承的两侧或后主轴承 的两侧。止推轴承间隙多为 0.05-0.2mm。 6.2.2.4 过渡圆角 主轴颈到曲柄臂的弧度圆角半径 R 对于曲轴弯曲疲劳强度影响很大，增加圆角对于提 高曲轴疲劳强度非常有利， 但对于表面耐磨性有不利影响， 在保证耐磨条件下取最大圆角。 一般 R 不应小于 2mm，否则无法加工。 6.2.2.5 平衡分析 （1）旋转惯性力 Rrx mr r 2 sin ， 因为 mrr 2 为常数， sin 在一个圆周上积分结果为 ，故原式等于 0。 0 Rr y

25、 mr r 2 cos ， 因为 mr r 2 为常数，且 cos 在一个圆周上积分为 0，故原式等于 0 Rr {( Rrx )2 ( Rr y ) 2 } 0.5 , 10 由于 Rrx 和 Rry 都为 0，故原式等于 0 （2）一阶往复惯性力 Pj mr r 2 cos , 因为 - mr r 2 为常数，且 cos 在一个圆周上积分为 0，故原式等于 0 （3）二阶往复惯性力 Pj mrr 2 cos(2

26、 ) 4mrr 2 cos(2 ), 因为 -4 mr r 2 为常数，且 cos2 在一个圆周上积分为 0，故原式等于 0 （4）旋转惯性力矩 Mrx ry r 2 sin 2 R r sin2m r 故得 Mr Mrx Mry 0; （5）一阶往复惯性力矩 M j r 2 cos , P r m r 因为 - mr r 2 为常数，且 cos 在一个圆周上积分为 0，故原式等于 0 （6）二阶往复惯

27、性力矩 M Pj r mrr 2 2 cos , 因为 - mr r 2 为常数，且 cos 在一个圆周上积分为 0，故原式等于 0 7. 曲轴强度的校核 7.1 静强度计算 由前面动力学计算查附表，静强度校核要用到的基本数据如下： 径向力 pkmax 10.187 ( 0.092)2 106 67684.87N 2 pk min 1.307 ( 0.092)2 106 8684.02N 2 切向力 pt max 2.860

28、 0.092 ) 2 6 19002.53N ( 10 2 p 0.688 ( 0.092)2 106 4571.24N t min 2 24 36 25 55mm 主轴颈中心到曲柄销中心的距离 La 2 主轴颈中心到曲柄臂中心的距离 Lb 24 25 24.5mm 2 主轴颈两端的径向反力 pk pk

29、11 切向反力 Pt Pt r D1 7.1.1 连杆轴颈的计算 （1）在曲拐平面内的弯曲应力 x M x 32Pk La 67684.87 0.055 32 228.03MPa W D23 3.14 0.0553 （2）在垂直于曲拐平面的弯曲应力 y M y 32PLta 19008.53 0.055 32 W D23 3.14 0.0553 64.04MPa (3) 弯曲总应力 2 2 64.0

30、42 236.85MPa x y 228.032 (4) 扭转应力 Prt 19008.53 0.0485 16 28.24MPa k 3.14 0.0553 Wp (5) 弯扭总应力 cy 2 4 k2 236.852 4 28.24 2 243.49 MPa 各应力小于该材料所许可的最大应力 [ ] ＝800MPa，所以在允许范围内。 7.1.2 曲柄臂计算 （1）压缩应力： Pk max 67684.87 c bh 0.085 3

31、1.85MPa 0.025 （2）弯曲应力： 曲拐平面 K M K 6Pk max La 67684.87 0.055 6 123.64MPa Wx hb 2 0.025 0.0852 垂直曲拐平面： T M T 6Pt max r 19008.53 0.0485 6 105.36 MPa Wy bh2 0.085 0.0252 （3）扭矩 Mk引起的弯曲应力 12

32、 M k 6Pt max y 19008.53 0.0485 6 105.36MPa max bh2 0.085 0.0252 Wy （4）扭矩 M k 易引起的扭转应力 M k 6Pt max Lb 19008.53 0.0245 6 k max Wy bh 2 0.085 0.0252 53.25MPa (5) 弯扭总应力： 2 cy c 4  2 2 2 k max 31.85 4 53.25 111.45MPa 各应力小

33、于该材料所许可的最大应力 [ σ ] ＝ 800MPa，所以在允许范围内。 7.2 曲轴疲劳强度校核 由于曲轴工作时承受交变载荷，它的破坏往往都由疲劳产生。因此，对内燃机各种曲轴均 须进行疲劳校验。曲柄的疲劳强度验算的目的是曲轴不但在运转中安全可靠，而且能充分 利用材料的疲劳强度。为此，要求能够较精确的确定曲轴的疲劳强度和曲轴运转时的实际 应力。 M max＝820.90Nm ； M min＝-184.33Nm 7.2.1 主轴颈的计算 Wk D13 3.14 0.0603 4.24 10 5 3 16 16 m

34、 max M max 820.90 19.36MPa Wk 4.24 10 5 min M min 184.33 4.35MPa Wk 4.24 10 5 n 2 1 2 187 1.826 6.31 k 0.25 19.36 4.35 max min max

35、min 19.36 4.35 0.78 1 ：材料扭转疲劳极限。参考《内燃机设计》第 209 页知： 1 =187MPa k ：有效总不均匀度系数。 k 1 q ( 1) 1 0.7 (2.18 1) 1.826 q ：应力集中敏感系数。参考《内燃机设计》第 213 页知： q =0.7 ：因圆角半径过小引起的固有应力集中系数，参考《内燃机设计》知： =2.18 ：强化系数，参考《内燃机设计》第 212 页知： =1.6 ：尺寸系数，参考《内燃机设计》第 212 页知： 0.78 1

36、3 ：材料对应力循环不对称的敏感系数，参考《内燃机设计》第 212 页知： 2 1 0 0.25 0 结论， n [ n] (2.5 ~ 3.5) 此主轴颈疲劳强度是安全的。 7.2.2 连杆轴颈计算 M max 32 M max 820.90 32 38.73MPa max D13 3.14 0.06 3 W M min 184.33 32 8.70MPa min 3.14 0.063

37、 Wk n 2 1 2 335 1.56 7.03 k 38.73 8.70 0.43 38.73 8.70 max min max min 0.84 k ：有效总不均匀度系数， k 1 q ( 1 1) 1 0.7(1.8 1) 1.56 q ：应力集中敏感系数，参考《内燃机设计》第 209 页知： q =0.7。 1 ：曲轴材料对称循环弯曲疲劳强度极限。参考《内燃机设计》第 213

38、页知： 1 335Mpa ：强化系数，由于设计时选取的加工工艺为滚压圆角，参考《内燃机设计》第 212 页知：=1.6 ：绝对尺寸影响系数，参考《内燃机设计》第 212 页知： 0.84 ：材料对应力循环不对称的敏感系数，参考《内燃机设计》第 212 页知： 2 扭转疲劳  1 0 0.43 0 M max 16Pt max L1 19008.53 0.024 16 10.76MPa max D13 3.14 0.063 Wk

39、 M min 4571.24 0.024 16 2.59MPa min 3.14 0.063 Wk 14 n 2 1 k max min max min  2 187 11.23 1.826 10.76 2.59 0.25 10.76 2.59 0.78 结论， n [ n] (2.5 ~ 3

40、.5) 此连杆颈疲劳强度是安全的。 7.2.3 曲柄臂计算 （1） 弯曲应力： M max 6Pk max Lb 67684.87 0.0245 6 max W hb2 0.025 0.082 62.19MPa min M min 4571.24 0.0245 6 4.20MPa W 0.025 0.082 n 2 1 2 335 k 1.56 4.52

41、 0.43 62.19 4.20 max min max min 62.19 4.20 0.84 (2) 扭转应力： 6Ptmax Lb 19008.53 0.0245 6 max hb2 0.025 0.082 17.46MPa M min 4571.24 0.0245 6 min Wk1 0.025 0.082 4.20MPa n 2 1 k

42、 max min max min  2 187 6.92 1.826 4.20 0.25 17.46 4.20 17.46 0.78 n n 4.52 6.92 3.78 n n2 4.522 6.922 n2 大于极限安全系数 n [ n] (2.5 ~ 3.5) ，曲轴机构强度是安全的。 8 小结 通过这次课程设计连杆组的设计，是在我们学习了《工程制图》 、《汽车构造》、《内燃

43、机原理》、《汽车发动机设计》以及大二和大三进行过的课程设计的基础上的一次专业课程 设计，我学到了许多大三、大四都没来得及好好学的关键内容，而且在实践中运用，更是 15 令我印象深刻，深切体会到课程设计并非以前所想像的那样纸上谈兵。所有理论、公式都 是为实践操作而诞生的。可以说是对我所学知识的一次很好的巩固和回忆，并且在设计过 程中，我还学会了查询各种工具书的方法，提高了想象能力，学会了怎样把学到的各门学 科的知识融会贯通，并提高了作图的能力以及用 Excel 处理数据和绘制图形的技能，使我 对发动机原理及内部结构有了更加

44、深刻的认识。 9 参考文献 [1] 杨连生．内燃机设计．北京：中国农业机械出版社， 1981． [2] 陆际青．汽车发动机设计．北京：清华大学出版社， 1990．． [3] 唐增宝，何永然，刘安俊．机械设计课程设计． 武汉：华中科技大学出版社， 1999． [4] 周龙保．内燃机学．北京：机械工业出版社， 2005． [5] 吴兆汉．内燃机设计．北京：北京理工大学出版社， 1990． [6] 沈维道．工程热力学．北京：高等教育出版社， 2002． 16