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精选优质文档-----倾情为你奉上第五章 曲轴飞轮组设计1 曲轴的工作条件和设计要求，曲轴的破坏主要发生在哪些部位答：工作条件：曲轴是在不断周期性变化的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩(扭矩和弯矩)共同作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态设计要求：①要使曲轴具有足够的疲劳强度，设法强化应力集中部位，缓和应力集中现象，用局部强化的方法解决曲轴强度不足的矛盾②要使曲轴各摩擦表面耐磨，各轴颈具有足够的承压面积同时给予尽可能好的工作条件③应保证曲轴有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度④曲轴应有轻的结构质量，注重材料和加工工艺哪些部位：①疲劳裂纹发生于应力集中最严重的过渡圆角和油孔处②弯曲疲劳裂缝从轴颈根部表面的圆角处发展到轴颈上，基本上成45°折断曲柄③扭转疲劳破坏通常是从机械加工不良的油孔边缘开始，约成45°剪断曲柄销④磨料磨损发生在轴颈表面2 曲轴的主要结构尺寸及设计要求答：⑴曲柄销的直径D2和长度l2：①一般趋向于采用较大的D2值，以降低曲柄销比压，提高连杆轴承工作可靠性和曲轴刚度，但D2过大使不平衡离心力增大，对曲轴工作不力汽油机D2/D比柴油机小；V型发动机的D2/D较小②曲柄销的长度l2是在选定D2的基础上考虑的。

在薄油膜的条件下，l2/D2=0.4左右有最大的承载能力，为提高曲轴的刚度，l2/D2也有下降的趋势，最后由F2=0.01D2l2和F=πD²/400之比来校核⑵主轴颈的直径D1和长度l1：为了最大限度地加强曲轴的刚度，加粗主轴颈是有好处的，但不可过粗，建议取D1=(1.05~1.25)D2主轴颈的长度一般比曲柄销的长度短，但不能过短，滑动轴承最小宽度不能小于0.3倍轴颈⑶曲柄：曲柄应选择适当的厚度h、宽度b，以使曲轴有足够的刚度和强度，抗弯断面模数Wσ=bh²/6，为提高曲柄的抗弯能力，增加曲柄的厚度h要比增加曲柄的宽度要好得多，增加h要以缩短轴颈长度为代价，可见h的增加受到限制⑷平衡重：设计平衡重时，应尽可能使平衡重的重心远离曲轴旋转中心⑸油孔的位置和尺寸：最大应力值还与油道倾斜角θ有关，当θ>30°时，最大应力增加很快，因此θ应小于30°；其次可把油孔从主轴颈钻至曲轴销中部，然后在以直孔接通曲柄销油孔多数选择在曲轴平面运转前方φ=45°~90°的范围内，当油孔在φ=90°的水平位置时具有很多优点，切应力最小，加工方便⑹曲轴两端的结构：曲轴上带动辅助系统的驱动齿轮和皮革轮一般装在曲轴的前端。

减振器应装在曲轴前端，曲轴后端设有法兰或加粗的轴颈，飞轮与后端用螺栓和定位销连接⑺曲轴的止推：在曲轴与机体之间设置治推轴承，止推轴承只能设置一个，曲轴轴向间隙应保持Δa=0.05~0.2毫米⑻曲轴的油封装置：反油螺栓与机体的间隙为0.25~0.30毫米3 圆角形状系数定义及其对曲轴工作的影响答：形状系数表示圆角半径上最大实测应力与根据曲轴结构尺寸和载荷计算的名义应力之比一)圆角弯曲形状系数：在曲轴平面内受纯弯矩时，其圆角弯曲形状系数ασ等于圆角表面最大主应力σmax与圆角名义应力之比，ασ=σmax/σn，ασ=ασ0f1f2f3f4f5其对曲轴工作的影响：①ασ0—标准曲轴的弯曲形状系数：增大圆角半径R可使圆角处局部应力峰值下降，较大的圆角半径使曲轴的强度提高；又由Wσ=bh²/6可知，当曲柄的厚度h增大时，其Wσ成平方关系增长，从而大大提高曲柄的抗弯能力，使圆角处应力分布趋于平均②f1—轴颈重叠度影响系数：A=(D1+D2)/2-r=0.5(D1+D2-S)毫米，当A>0时，由于曲柄实际厚度增加，使抗弯断面系数大于无重叠时的断面系数，曲柄刚度亦相应增加，截面变化比较缓和，改善了应力集中现象。

③f2—曲柄宽度影响系数：Wσ=bh²/6，随曲柄加宽，曲柄抗弯断面系数Wσ相应增加，曲柄越宽，增加强度效果越小随着b、h的增大，可以不同程度地缓和应力集中现象，圆角最大应力有所下降④f3—曲柄销空心度影响系数：当主轴颈采用空心结构后，随空心度的增加，曲柄销圆角最大弯曲应力下降，但空心度过大对改善应力集中现象并无好处⑤f4—轴颈减重孔偏心距e的影响系数：当轴颈的空心度d/D较大时，偏心距e的影响较大⑥f5—与圆角链接的曲柄销中减重孔至主轴颈的距离L的影响系数：对于一定重叠度的曲轴，存在一最佳的边距L*，当L=L*时使σ2max有最小值二)圆角扭转形状系数：曲轴圆角扭转形状系数ατ等于圆角表面最大切应力τmax与轴颈名义应力τn之比，ατ=τmax/τn，ατ=ατ0φ1φ2φ3φ4φ5，其对曲轴工作的影响：ασ0—轴线对称之阶梯轴的扭转形状系数：该阶梯轴的R/d，d’/d与所求曲轴相同，相连轴段直径比D/d=2以下各参数对ατ的影响大致与ασ相同，φ1—曲柄宽度影响系数，φ2—曲柄厚度影响系数，φ3—轴颈重叠度影响系数，φ4—轴颈空心偏心距e的影响系数，φ5—轴颈中鼓形减重孔影响系数影响：由于形状系数α是在静载荷作用下的应力测定实验中求得的，它只反映了曲轴结构参数对曲轴在静载作用下产生的圆角最大应力的影响。

曲轴这种应力局部增高的现象，通常用形状系数来描述形状系数表示圆角半径上最大实测应力与根据曲轴结构尺寸和载荷计算的名义应力之比因此，求取形状系数的目的就是为了计算出曲轴的最大工作应力4 提高曲轴强度的结构措施及工艺措施答：结构措施：①加大轴颈重叠度采用短行程是增加重叠度的有效方法，它比通过加大主轴颈来增加重叠度的作用大轴颈重叠系数φ=(D1+D2)/S②加大过渡圆角为了能增加半径R，同时保证轴颈的有效承压长度，可采用曲轴沉割圆角一般R/D=0.05~0.07，当R>0.07D时，随R的增加，使应力集中减少已不明显③采用空心轴颈若以提高曲轴弯曲强度为主要目标，采用主轴颈为空心的半空心结构就行了若要同时减轻曲轴的重量和减小曲柄销的离心力，从而降低主轴承负荷，则宜采用全空心结构一般空心度d/D=0.4左右效果最好④卸载槽适当地选择槽的形状，边距L’、槽深δ1、圆角R及张角φ，在相同载荷条件下，可使曲柄销圆角最大应力σ2max值有所降低，如把空心和卸载结合起来就能得到较佳曲拐结构工艺措施：①圆角滚压强化圆角滚压强化能提高疲劳强度，采用曲轴全部轴颈滚压的方法可减少曲轴变形，使曲轴主轴颈的摆差在滚压后保证在允许范围内。

②轴颈和圆角表面同时进行淬火为了提高曲轴颈表面的耐磨性，一般都用高周波电流感应加热的方法进行表面淬火采用专门的工艺措施，把圆角部分也一起淬硬，不仅提高耐磨性，而且使曲轴疲劳强度提高30~50%③喷丸强化它与滚压强化方法一样，亦属于利用冷作变形，在金属表面上留下压应力，而且使表面硬度提高，从而提高曲轴疲劳强度的方法④氮化处理氮化处理是一种化学热处理强化金属表面的方法氮化处理后，由于氮的扩散作用，在曲轴表面形成一层由氮化铁及碳化铁组成的化合层，它有极高的耐磨性并且抗咬合、耐腐蚀5 设置飞轮的必要性，扭转不均匀系数，发动机运转不均匀系数①必要性：在气缸数目已定的情况下要减小曲轴回转不均匀性就必须加大转动惯量，这就是装置飞轮的主要目的当输出扭矩大于阻力矩时，飞轮就将多余的功吸收而使转速略增；当阻力矩大于输出扭矩时，飞轮则将其储存的能量放出，此时飞轮的动能减小，而发动机转速略减可见飞轮是一种动能储存器，它起着调节曲轴转速变化稳定转速的作用②用扭矩不均匀系数μ来判断发动机合成扭矩的均匀程度，μ=(Mmax-Mmin)/(ΣM)m，式中Mmax为输出扭矩曲线的最大值，Mmin为输出扭矩曲线的最小值，(ΣM)m为输出扭矩曲线的平均值。

③δ=(ωmax-ωmin)/ωm≈2(ωmax-ωmin)/ (ωmax+ωmin)，δ称为发动机的运转不均匀系数，或称变速率ωm为平均角速度，ωmax与ωmin为最大和最小曲轴角速度第六章 连杆组设计1 连杆的工作条件和设计要求，大小头载荷的构成，分布及危险截面答：①工作条件：连杆小头与活塞销一起作往复运动，连杆大头和曲轴一起作旋转运动连杆体既有上下运动，还有左右摆动，作复杂的平面运动连杆的基本载荷是拉伸和压缩最大拉伸载荷出现在进气冲程开始的上止点附近，最大压缩载荷出现在膨胀冲程开始的上止点附近由于细长杆件，附加有弯曲应力和弯矩②设计要求：连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷，因此在设计中首先保证连杆具有足够的疲劳强度和结构刚度对强化程度不高的发动机来说，刚度比强度更重要为了在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度，必须选用高强度的材料，合理的结构形状和尺寸，采取提高强度的工艺措施等③小头载荷构成分布：(a)衬套过盈装配及温升产生的小头应力：外表面σao=2pd²/(D1²-d²)，内表面σio=p(D1²+d²)/(D1²-d²)b)由拉伸载荷所引起的小头应力：拉伸载荷Pj在小头上半圆周产生的均布径向载荷p’=Pj/2B1rm，B1、rm各为小头宽度及平均半径。

应力分布与Φ角大小有关，但大致趋向不变内表面应力σi最大值一般出现在φ=90°处，外表面应力σa的最大值一般出现在φ=Φ处，Φ增大的同时，最大应力值增长c)由压缩载荷所引起的小头应力，压缩载荷中的大部分直接压在杆身上，并不在小头中引起应力，只有一小部分载荷使小头变形危险截面：固定角断面m-n是连杆小头强度最薄弱处，而且多数情况下，外侧纤维上的m点的应力变化幅值最大，因而也最危险但有时是内侧纤维上的n点最危险④大头载荷构成与分布：大头的重量产生的离心力使连杆轴承主轴承负荷增大、磨损加剧有时为此而不得不增大平衡重H3过小时，连杆螺栓头或螺帽的支撑面过渡圆角处易成为薄弱环节，会因应力集中而成为疲劳裂纹的发源地斜切口连杆当承受惯性力拉伸时，沿连杆体与连杆盖结合面方向作用着很大的横向力Pt=Psinφ，使连杆螺栓承受较大剪力平切口和斜切口的危险截面都是取在过连杆轴线的截面上2 连杆各部分疲劳强度安全系数计算方法答：①连杆小头的疲劳强度安全系数固定角断面m-n是连杆小头强度最薄弱处，危险点的极限应力：m点：σmax=σao+σaj，σmin=σao+σac；n点：σmax=σio+σic，σmin=σio+σij(当σij<0)或σio(当σij>0)。

应力幅σa=(σmax+σmin)/2，平均应力σm=(σmax-σmin)/2，安全系数n=σ-1z/(σa/εσ’’+ψσσm)，其中角系数ψσ=(2σ-1-σ0)/ σ0②连杆杆身的疲劳安全系数两个平面内的安全系数nx、ny应分别求取，但计算公式仍为n=σ-1z/(σa/εσ’’+ψσσm)，ψσ=(2σ-1-σ0)/ σ03说明连杆螺栓和大头负荷变化的关系，以及确定预紧力的方法答：设螺栓抗拉刚度为c1，大头抗压强度为c2，在预紧力P0作用下，螺栓拉伸变形λ01，大头相应压缩变形为λ02，关系：工作时，在惯性力pj’’作用下，螺栓被进一步拉长Δλ，而大头弹性压缩变形量减少Δλ，工作时螺栓承受的最大载荷仅为预紧力P0与部分工作载荷χpj’’之和，而不是预紧力P0与工作载荷pj’’的直接叠加Pmax= P0’+ pj’’= P0+ χpj’’, χ为螺栓连接的基本载荷系数，χ= c1/(c1+c2)，χ取决于连杆螺栓和连杆大头刚度之比，其他条件不变，螺栓刚度增大导致螺栓动负荷加大对应一定的预紧力，有一临界工作载荷，此时对应连杆大头接和面间压力为零若最大工作载荷超过此值，接和面就会脱开，使螺栓应力幅增大，同时接和面互相冲击，最后导致螺栓疲劳破坏。

所以应使P0’ = P0-(1-χ) pj’’= P0-(0.75~0.80) pj’’>0确定预紧力的方法：①通过用扭力扳手控制预紧力矩M来间接控制P0②可靠的办法是在装配时用百。