1.8L四行程汽油机曲轴组设计.docx

前言 11. 汽油机的结构参数 11. 1初始条件 11. 2发动机类型 11.2.1冲程数的选择 11. 2. 2冷却方式 11. 2.3气缸数与气缸布置方式 11. 3基本参数 11.3. 1行程缸径比S/D的选择 11.3.2气缸工作容积心，缸径D的选择 12. 热力学计算 22. 1热力循环基本参数的确定 22.2 P-V图的绘制 22.3 P-V图的调整 32.4 P-V图的校核 43. 运动学计算 43. 1曲柄连杆机构的类型 43. 2连杆比的选择 53. 3活塞运动规律 53. 4连杆运动规律 64. 动力学计算 74.1质量转换 74. 2作用在活塞上的力 75曲轴零件结构设计 105. 1曲轴的工作条件、结构型式和材料的选择 105. 1.1曲轴的工作条件和设计要求 10P—活塞顶上的压力，P一活塞背压根据气缸内压力与曲轴转角U的关系，应用EXCEL求解相关数据（数据记录在附录中）作出下图8图8气体作用力图（2）惯性力往复惯性力:Fj在机构中的传递情况与Fg很相似，Fj也使机构受负荷，也产生转矩和倾覆力矩，由于Fj对汽缸盖没有作用，所以它不能在机内自行抵消，是向外表现的力，需要由轴承承受。

则由于活塞和连杆小头的往复运动而引起的往复惯性力Fj的大小：Fj和曲轴转角a满足下列关系式，即（公式19）Fj = -mj • a = -0.380x rco2[cosez + 2cos（22,当曲轴角速度不变时，Fr大小不变，其方向总是沿着|11|轴半径向外如果不用结构措施（如平衡块）消除，它也是自由力，使曲轴轴承和内燃机承受支反力，它不产生转矩和倾覆力矩在本次设计中，用平衡块结构措施消除，所以在计算中可以忽略它作用在活塞销中心的力，是Fj和Fp合力即F= Fj+Fp把该力分解到连杆方向P2和垂直于气缸中心线方向P1连杆方向的力P1沿连杆传递到连杆大头，该力以同样的方向和大小作用在曲柄销上把P1分解到曲柄销半径方向旦和垂直于曲柄销半径方向其中各力在大小上满足下列关系式：侧压力1=Ptan/7P, -连杆力-cos/?E=.sin（a +《=竺业切切向力 - cos"（公式20）（公式21）（公式22）（公式23）角度（4=55 =竺写羿径向力 COS0图10侧压力连杆力图图11切向力径向力图5曲轴零件结构设计5.1曲轴的工作条件、结构型式和材料的选择5.1.1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5.1.2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构5.1.3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，最后进行精加工目前球磨铸铁由于性能优良，加工方便，价格便宜广泛地用于曲轴材料。

本设计采用QT800.5. 2曲轴主要尺寸的确定和结构细节设计5. 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=(O. 65〜0. 75) D=50mm主轴颈长度Ll=29mm曲柄销直径 D2二(0. 55〜0. 65)D=46mm曲柄销长度 L2= (0. 35~0. 45) D2=29mm曲柄臂厚度h= (0.2〜0.25) D=17mm曲柄臂宽度 b= (0. 8-1.2) D= 100mm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=92mm5. 2. 2 一些细节设计5. 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. Id2,但最小不得小于5mm孔口不应有尖角锐边，而应有不小于0.04d2的圆角以减缓应力集中5. 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5. 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. 2mm5. 2.2.4过渡圆角主轴颈到曲柄臂的孤度圆角半径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2nnn,否则无法加工5. 2. 2. 5平衡分析（1）旋转惯性力廿*sin/, （公式⑵彳）因为m *厂*仃为常数，，吊在一个圆周上积分结果为0,故原式等于0£& =£"/，*渺*cosS （公式 25）* * 2因为叫为常数，且cos在一个圆周上积分为0,故原式等于0X^ = （（E^）2+（E^）2）°\ （公式 26）由于£r以和£&都为°,故原式等于o（2） 一阶往复惯性力廿*cos （公式 27）因为一〃z, *，f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（公式28）ZRn =£-nir*r*cv>2 *2*cos(2^) = £-4mr*r*

),因为_4明，为常数，且cos20在一个圆周上积分为0,故原式等于0（4）旋转惯性力矩（公式29）Mrx =£& * 广* sin 2 *侦 *r*^y2 sin 2（j）故得=£肋次_£的，=0；（5） 一阶往复惯性力矩Z 林=Z P"尸=Z 一 仇 *’•*〃* * 我 （公式 3 0）«!• 2因为M L』为常数，且cos©在一个圆周上积分为0,故原式等于0（6） 二阶往复惯性力矩Z归口 = £际*尸=£一仇*产*廿*%°, （公式3］）因为_叫.七*梦为常数，且cos在一个圆周上积分为0,故原式等于06.曲轴强度的校核6. 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= 9.08x〃（2^） x!06=49128.3 NPkmin= 0.0025 x 71().0832切向力 Ptmax= 2.77x4X 106=1.353 N0.083?xlO6=14987. 3 NPtmin=0N主轴颈中心到曲柄销中心的距离La =竺兰+ 17 = 46 mm27Q_l 17主轴颈中心到曲柄臂中心的距离Lh =竺尹 =23 mm主轴颈两端的径向反力Pk -Pk（公式32）6.1.1连杆轴颈的计算（1）在曲拐平面内的弯曲应力x PkLa 49128.3x0.046x32 AA/fDcr： = —- = -^―v = ——=\06.6MPa“ W 3.14 x ().046，（公式33）（公式34）~32~（2）在垂直于曲拐平面的弯曲应力v M PL 14987.3x0.046x32 ”八少= — = = = 72.1MPa“ W ttD* 3.14x0.0463~32（3）弯曲总应力= J1066+72.12 =12S.7MPa（公式35）(4)扭转应力P,r 14987.3x0.042x16=-^―= ——=33MPa吧 3.14x0.046-（公式36）(5)弯扭总应力Z、，=加；+4片=J72.F+4x33? = 97.74MPa（公式37）各应力小于该材料所许可的最大应力[b] =800MPa,所以在允许范围内。

6.1.2曲柄臂计算（1）压缩应力：Thmax49128.30.1x0.017=28.9"公式38）（2）弯曲应力:曲拐平面:（公式39）垂直曲拐平面:Mt = Em""一 hh211907.3x0.0425 x60.085 x 0.022=89.3MP"（公式40）（3）扭矩Nk引起的弯曲应力’ =M± = = 473MPa （公式 41）nttX 近甘（4） fit矩易引起的扭转应力maxMk _ _ H907 .3 x 0.0225Wv bh160.085x0.022（公式42）（5）弯扭总应力:（公式43）% = J（£b）+4x 点睡=J23?+4x42.3? = 87.7恤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6. 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Mnw=483Nm ; Mmin=06. 2. 1主轴颈的计算T _ M.nax'max483x6IV, 0.085x0.022= 85.2"，（公式44）减专噎=。

恤6（公式45）2x280k — 0 7 =4.83螺（rmax -rmin） + 中,（rmax - rmin） — x（85.2 -0）+ 0.3 x（85.2 -0）（公式46）其中 4=0.7, 4=0.9*0.74=0.66, r-« =280N/mm2,叩=竺1二£1 = 0.3（2）扭转疲劳强度r 二修怦二 二 11907 .3 x 0.042。