《汽車發(fā)動機設(shè)計》課程設(shè)計-10kw曲軸設(shè)計

1、<p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　目錄1</b></p><p><b>　　0.前言4</b></p><p>　　1.1．汽油機結(jié)構(gòu)參數(shù)4</p><p>　　1.1．初始條件4</p><p>　　

2、1.2．發(fā)動機類型4</p><p>　　1.2.1．沖程數(shù)的選擇4</p><p>　　1.2.2．冷卻方式4</p><p>　　1.2.3．氣缸數(shù)與氣缸布置方式5</p><p>　　1.3．基本參數(shù)5</p><p>　　1.3.1．行程缸徑比S/D的選擇5</p><p>

3、　　1.3.2．氣缸數(shù)i、氣缸工作容積Vs、缸徑D的選擇5</p><p><b>　　2．熱力學(xué)計算7</b></p><p>　　2.1．熱力循環(huán)基本參數(shù)的確定7</p><p>　　2.2．各過程的熱力學(xué)計算7</p><p>　　2.2.1.絕熱壓縮起點7</p><p>　　2

4、.2.2．絕熱壓縮過程8</p><p>　　2.2.3．定容燃燒過程8</p><p>　　2.2.4．絕熱膨脹過程8</p><p>　　2.3． P-V圖的繪制8</p><p>　　2.4． P-V圖的調(diào)整9</p><p>　　2.5． P-V圖的校核10</p><p>

5、　　3．運動學(xué)計算11</p><p>　　3.1．曲柄連桿機構(gòu)的類型11</p><p>　　3.2．連桿比的選擇11</p><p>　　3.3．活塞運動規(guī)律11</p><p>　　3.3.1．活塞位移11</p><p>　　3.3.2．活塞速度12</p><p>　　3.

6、3.3．活塞加速度13</p><p>　　3.4．連桿運動規(guī)律13</p><p>　　3.5．P-V圖向P-ɑ圖的轉(zhuǎn)化14</p><p>　　4．動力學(xué)計算15</p><p>　　4.1．質(zhì)量轉(zhuǎn)換15</p><p>　　4.2．作用在曲柄連桿機構(gòu)上的力15</p><p>

7、　　4.2.1．氣缸內(nèi)工質(zhì)的作用力（氣體壓力）16</p><p>　　4.2.2．曲柄連桿機構(gòu)的慣性力16</p><p>　　4.2.3．作用在曲柄連桿機構(gòu)上的力17</p><p>　　4.3．發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩20</p><p>　　5．曲軸組零件結(jié)構(gòu)的設(shè)計21</p><p>　　5.1．曲軸的工作條件

8、、結(jié)構(gòu)形式和材料的選擇21</p><p>　　5.1.1．曲軸的工作條件和設(shè)計要求21</p><p>　　5.1.2．曲軸的結(jié)構(gòu)形式21</p><p>　　5.1.3．曲軸材料22</p><p>　　5.2．曲軸主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)設(shè)計細節(jié)22</p><p>　　5.2.1．曲柄銷的直徑D2和長度L

9、222</p><p>　　5.2.2．主軸頸的直徑D1和長度L122</p><p>　　5.2.3．曲柄23</p><p>　　5.2.4．一些細節(jié)設(shè)計23</p><p>　　6．曲軸強度的校核25</p><p>　　6.1．靜強度校核25</p><p>　　6.1.1．

10、連桿軸頸的計算25</p><p>　　6.1.2．曲柄計算26</p><p>　　6.2．曲軸疲勞強度的計算27</p><p>　　6.2.1．主軸頸計算27</p><p>　　6.2.2．曲柄臂計算28</p><p>　　小 結(jié).29</p><p><b&g

11、t;　　參考文獻.30</b></p><p><b>　　附 錄.31</b></p><p>　　附表0. 計算涉及的參數(shù)31</p><p>　　附表1. P-V圖及運動學(xué)計算圖表31</p><p>　　附表2. 動力學(xué)計算圖表35</p><p>　　10

12、kW四沖程汽油機曲軸組設(shè)計</p><p><b>　　前言</b></p><p>　　內(nèi)燃機學(xué)課程設(shè)計，是熱能動力工程專業(yè)學(xué)生在學(xué)完了內(nèi)燃機學(xué)等專業(yè)課程后的一次綜合性設(shè)計實踐和基本訓(xùn)練，旨在對剛學(xué)習(xí)過的發(fā)動機設(shè)計課程以及發(fā)動機原理課程的知識進行綜合運用，加深對專業(yè)知識的理解。在課程設(shè)計環(huán)節(jié)，通過總體性能計算（工作過程模擬計算與動力學(xué)計算）將發(fā)動機的結(jié)構(gòu)參數(shù)與性能參

13、數(shù)結(jié)合起來，弄清結(jié)構(gòu)與性能之間的內(nèi)在聯(lián)系；通過發(fā)動機總體布置圖設(shè)計，對發(fā)動機的總體結(jié)構(gòu)有一個全面而具體的了解，并深化對發(fā)動機各主要零件的作用和設(shè)計要求的理解。</p><p>　　這是大學(xué)本科期間第四次課程設(shè)計，也是我們大學(xué)最后一次課程設(shè)計。在經(jīng)歷了三次課程設(shè)計后，我已經(jīng)取得了一定的基礎(chǔ)，這給我完成本次課程設(shè)計帶來很大的幫助。我們要充分利用本次機會，了解當(dāng)今汽油機國內(nèi)外的發(fā)展?fàn)顩r，并結(jié)合到本次課程設(shè)計，高質(zhì)量地完

14、成任務(wù)。</p><p><b>　　1．汽油機結(jié)構(gòu)參數(shù)</b></p><p><b>　　1.1．初始條件</b></p><p>　　額定功率：P=10kW</p><p>　　平均有效壓力：pme =0.8～1.2MPa</p><p>　　活塞平均速度：Vm<

15、15m/s</p><p><b>　　1.2．發(fā)動機類型</b></p><p>　　1.2.1．沖程數(shù)的選擇</p><p>　　依據(jù)題意沖程數(shù)選擇為四沖程，即τ=4。</p><p>　　1.2.2．冷卻方式</p><p>　　考慮到是單缸機，而且功率較低，風(fēng)冷即可滿足冷卻要求，所以采用風(fēng)

16、冷方式。</p><p>　　1.2.3．氣缸數(shù)與氣缸布置方式</p><p>　　直列式單缸機，i=1。</p><p><b>　　1.3．基本參數(shù)</b></p><p>　　1.3.1．行程缸徑比S/D的選擇</p><p>　　根據(jù)參考文獻【1】得相應(yīng)汽油機的行程缸徑比在0.7～1.0之

17、間。初步選擇行程缸徑比為0.9，即S/D=0.9。</p><p>　　1.3.2．氣缸數(shù)i、氣缸工作容積Vs、缸徑D的選擇</p><p>　　參考目前已有發(fā)動機的實際水平，初步選擇如下：</p><p>　　平均有效壓力pme =1.1MPa</p><p><b>　　升功率：kW/L</b></p>

18、<p>　　結(jié)合已給的設(shè)計功率Pe=10kW和上一步確定的S/D計算單缸排量Vs，缸徑D，行程S。</p><p>　　根據(jù)內(nèi)燃機學(xué)的基本公式：</p><p><b>　　，，</b></p><p>　　其中：Pe——發(fā)動機有效功率，依題為10kW。</p><p>　　pme——發(fā)動機平均有效壓力，依

19、題為1.1MPa。</p><p>　　Vs——單個氣缸工作容積，對于單缸機即為氣缸工作容積。根據(jù)參考文獻【2】，參照我國近年生產(chǎn)的部分內(nèi)燃機產(chǎn)品的性能參數(shù)表得非增壓單缸四沖程汽油機的升功率一般為50～60Kw/L。同時為了便于設(shè)計過程的進行，初步確定該單缸機氣缸工作容積為0.2L。</p><p>　　i——發(fā)動機氣缸數(shù)目，依題為1。</p><p><b&

20、gt;　　n——發(fā)動機轉(zhuǎn)速。</b></p><p>　　Vm——活塞平均速度，依題意Vm<15m/s。</p><p><b>　　S——活塞行程。</b></p><p><b>　　D——氣缸直徑。</b></p><p>　　τ——行程數(shù)，τ=4。</p>&

21、lt;p>　　代入上述公式得發(fā)動機基本參數(shù)：</p><p>　　Vs =0.20L D=65mm S=59mm n=6000r/min</p><p>　　Vm =11.8m/s<15m/s符合要求，其介于9～14m/s之間，按Vm該汽油機屬于高速汽油機。</p><p>　　由單位活塞面積功率：=0.39 kW/cm3>0.2 kW/cm

22、3 ，所以需要向活塞</p><p>　　內(nèi)壁噴油冷卻，一般通過固定在機體內(nèi)壁上的噴嘴噴油。 </p><p><b>　　2．熱力學(xué)計算</b></p><p>　　通過根據(jù)內(nèi)燃機所使用的燃料，混合氣形成方式，缸內(nèi)燃燒過程（加熱方式）等特點，把汽油機的實際循環(huán)近似看成是等容加熱循環(huán)。汽油機的工作過程包括進氣、壓縮、作功和排氣四個過程。<

23、/p><p>　　在本次設(shè)計過程中，先確定熱力循環(huán)基本參數(shù)然后重點針對壓縮和膨脹過程進行計算，繪制P-V圖并校核。</p><p>　　為建立這些內(nèi)燃機的理論循環(huán)，需對內(nèi)燃機的實際循環(huán)中大量存在的湍流耗散、溫度壓力和成分的不均勻性以及摩擦、傳熱、燃燒、節(jié)流和工質(zhì)泄漏等一系列不可逆損失作必要的簡化和假設(shè)，歸納起來有以下幾點：</p><p>　　1）把壓縮和膨脹過程簡化成

24、理論的絕熱可逆的等熵過程，忽略工質(zhì)與外界的熱量交換及其泄漏等的影響；</p><p>　　2）將燃燒過程簡化為等容加熱過程，將排氣過程簡化為等容加熱過程；</p><p>　　3）忽略發(fā)動機進排氣過程，從而將循環(huán)簡化為一個閉口循環(huán)；</p><p>　　4）以空氣為工質(zhì)，并視為理想氣體，在整個循環(huán)中工質(zhì)物理及化學(xué)性質(zhì)保持不變，比熱容為常數(shù)。</p>&

25、lt;p>　　2.1．熱力循環(huán)基本參數(shù)的確定</p><p><b>　　據(jù)參考文獻【3】：</b></p><p>　　壓縮過程絕熱指數(shù)n1=1.32～1.35,初步取n1=1.34；</p><p>　　膨脹過程絕熱指數(shù)n2=1.23～1.28,初步取n2=1.26。</p><p><b>　　據(jù)參

26、考文獻【2】：</b></p><p>　　壓力升高比=6～9，初步取=6.8；</p><p>　　汽油機壓縮比受爆燃限制，不能超過10，在7～10之間，初步取=8。 </p><p>　　2.2．各過程的熱力學(xué)計算</p><p>　　2.2.1.絕熱壓縮起點</p><p>　　選取壓縮沖程的下止點（

27、a點）時的氣體參數(shù)，其中為大氣壓力，=0.1013MPa，系數(shù)取0.89，得=0.09MPa。</p><p>　　燃燒室容積，氣缸總?cè)莘e。</p><p>　　2.2.2．絕熱壓縮過程</p><p>　　選取壓縮沖程終點（c點），從a點到c點的壓縮過程看作是絕熱過程，絕熱系數(shù)=1.34。</p><p>　　根據(jù)多變過程熱力學(xué)計算公式常數(shù)

28、，以及a點氣體狀態(tài)，可以計算出a點到c點壓縮過程中各個點的狀態(tài)參數(shù)。</p><p>　　已知=0.0286L，可求出=1.46MPa。</p><p>　　2.2.3．定容燃燒過程</p><p>　　選取定容燃燒終點（z點），從c點到z點的增壓過程看作是定容增壓過程，壓力升高</p><p><b>　　比=6.8。</b

29、></p><p><b>　　則z點狀態(tài)：，。</b></p><p>　　2.2.4．絕熱膨脹過程</p><p>　　選取膨脹過程終點（b點），從z點到b點的膨脹過程看作絕熱膨脹過程，絕熱系數(shù)=1.26。</p><p>　　根據(jù)多變過程熱力學(xué)計算公式常數(shù)，以及z點氣體狀態(tài)，可以計算出z點到b點壓縮過程中各個

30、點的狀態(tài)參數(shù)。</p><p><b>　　已知，可求出。</b></p><p>　　2.3． P-V圖的繪制</p><p>　　根據(jù)2.2.過程中的計算結(jié)果及公式，可以在Excel中繪制出循環(huán)過程線，理論P-V圖如圖【2-1】所示：</p><p>　　圖【2-1】理論P-V圖</p><p&

31、gt;　　2.4． P-V圖的調(diào)整</p><p>　　實際的P-V圖和利用多變過程狀態(tài)方程繪制出的理論P-V圖存在一些誤差，在發(fā)動機中為了使其動力性、經(jīng)濟性達到最優(yōu)，采用了點火提前，氣門重疊角，而且存在換氣損失等等，對理論P-V圖作出以下調(diào)整：</p><p>　　1）最大爆發(fā)壓力取理論值得2/3，具體為6.6MPa。以此值作水平線與原圖形相交，水平線以上部分去掉，余下部分做些調(diào)整；&l

32、t;/p><p>　　2）考慮到實際過程與理論過程的差異，最大爆發(fā)壓力產(chǎn)生在上止點之后12°～15°，選擇13°；</p><p>　　3）點火提前角：常使用的范圍為20°～30°，經(jīng)調(diào)整后選擇20°；</p><p>　　4）排氣提前角：常使用的范圍為40°～80°，經(jīng)調(diào)整后選擇40

33、76;。</p><p>　　經(jīng)調(diào)整后所得的P-V圖如圖【2-2】所示：</p><p>　　圖【2-2】實際P-V圖</p><p>　　2.5． P-V圖的校核</p><p>　　計算繪制出P-V圖后，利用積分求出圖中封閉曲線的面積，此面積就是發(fā)動機理論指示功。然后計算出平均指示壓力，再乘上機械效率，即得到熱力循環(huán)的平均有效壓力。 &

34、lt;/p><p><b>　　發(fā)動機理論指示功：</b></p><p>　　平均有效壓力 ,這里為發(fā)動機機械效率，根據(jù)參考文獻【2】，其中高速汽油機參考值為0.85～0.95，選0.85。</p><p>　　有效功率，誤差在內(nèi)，滿足要求，故上面選取的參數(shù)以及后面相關(guān)計算在滿足制造需要的同時能夠前后一致。</p><p&g

35、t;<b>　　3．運動學(xué)計算</b></p><p>　　發(fā)動機的運動學(xué)計算是發(fā)動機設(shè)計的基礎(chǔ)，為熱力學(xué)計算、動力學(xué)計算以及以后對發(fā)</p><p>　　動機活塞、連桿、曲軸尺寸的確定都作了鋪墊。</p><p>　　3.1．曲柄連桿機構(gòu)的類型</p><p>　　在往復(fù)式活塞內(nèi)燃機中基本采用三種曲柄連桿機構(gòu)：中心曲柄

36、連桿機構(gòu)，偏心曲柄連桿機構(gòu)和關(guān)節(jié)曲柄連桿機構(gòu)。其中中心曲柄連桿機構(gòu)應(yīng)用最廣泛。本次設(shè)計選擇中心曲柄連桿機構(gòu)。</p><p>　　3.2．連桿比的選擇</p><p>　　根據(jù)參考文獻【1】知，，車用發(fā)動機多用小連桿，初選。</p><p>　　3.3．活塞運動規(guī)律</p><p>　　3.3.1．活塞位移</p><p

37、>　　根據(jù)曲柄連桿機構(gòu)運動規(guī)律與其幾何關(guān)系，得活塞位移方程如下：</p><p>　　其中：為曲柄半徑與連桿長度的比值，</p><p><b>　　R為曲軸半徑，</b></p><p>　　在Excel表格中每隔5°曲軸轉(zhuǎn)角取點，相關(guān)數(shù)據(jù)見附表1，經(jīng)計算后 圖如圖【3-1】所示：</p><p>　　

38、在Excel表格中每隔曲軸轉(zhuǎn)角取點，相關(guān)數(shù)據(jù)見附表2，經(jīng)計算后如圖所示：</p><p>　　圖【3-1】轉(zhuǎn)角-活塞位移圖</p><p>　　3.3.2．活塞速度</p><p>　　將活塞位移函數(shù)求導(dǎo)后即可得到活塞速度函數(shù)，如下：</p><p>　　其中：轉(zhuǎn)速， 曲軸半徑， 角速度。</p><p>　　在Ex

39、cel表格中每隔曲軸轉(zhuǎn)角取點，相關(guān)數(shù)據(jù)見附表1，經(jīng)計算后如圖【3-2】所示：</p><p>　　圖【3-2】轉(zhuǎn)角-活塞速度圖</p><p>　　3.3.3．活塞加速度</p><p>　　將活塞速度函數(shù)求導(dǎo)后即可得到活塞加速度函數(shù)，如下：</p><p>　　數(shù)據(jù)同上，在Excel表格中每隔曲軸轉(zhuǎn)角取點，相關(guān)數(shù)據(jù)見附表2，經(jīng)計算后如圖【

40、3-3】所示：</p><p>　　圖【3-3】轉(zhuǎn)角-活塞加速度圖</p><p>　　由參考文獻【1】知實際高速發(fā)動機的最大加速度：</p><p><b>　　對汽油機而言</b></p><p>　　其中：g為重力加速度。</p><p>　　由j-α圖知活塞最大加速度符合要求。<

41、/p><p>　　3.4．連桿運動規(guī)律</p><p>　　連桿做復(fù)合平面運動，即其運動是由隨活塞的往復(fù)運動以及繞活塞銷的擺動運動合成。</p><p>　　連桿相對于氣缸中心的擺角為</p><p>　　在Excel表格中每隔5°曲軸轉(zhuǎn)角取點，相關(guān)數(shù)據(jù)見附表2，經(jīng)計算后如圖【3-4】所示：</p><p>　　

42、圖【3-4】轉(zhuǎn)角-擺角圖</p><p>　　3.5．P-V圖向P-ɑ圖的轉(zhuǎn)化</p><p>　　已知壓力是體積的函數(shù)，體積是活塞行程的函數(shù)，活塞行程是曲軸轉(zhuǎn)角的函數(shù)；因此可將P-V圖向P-ɑ圖的轉(zhuǎn)化，如圖【3-5】所示：</p><p>　　圖【3-5】轉(zhuǎn)角-缸內(nèi)壓力圖</p><p><b>　　4．動力學(xué)計算</b

43、></p><p><b>　　4.1．質(zhì)量轉(zhuǎn)換</b></p><p>　　1）連桿是做復(fù)雜平面運動的零件，為了便于計算，將整個連桿的質(zhì)量用兩個換算質(zhì)量和來代換。假設(shè)是集中作用在連桿小頭中心處，并只做往復(fù)直線運動的質(zhì)量；集中作用在連桿大頭中心處，并只做圓周旋轉(zhuǎn)運動的質(zhì)量。</p><p>　　令L為連桿長度，為由連桿之心G至小頭中心A的

44、距離，則：</p><p><b>　　，。</b></p><p>　　由同組同學(xué)確定的為0.0559kg。</p><p>　　2）活塞，包括裝在活塞上的活塞環(huán)和活塞銷等零件，是沿氣缸中心線作往復(fù)直線運動的，它們的質(zhì)量可以看作集中在活塞銷中心，并以表示，由同組同學(xué)算出為0.192kg。</p><p>　　則往復(fù)直線

45、運動部分當(dāng)量質(zhì)量：</p><p><b>　　。</b></p><p>　　3）曲柄換算質(zhì)量：（ 即設(shè)想曲拐沒有質(zhì)量，另有一個等于質(zhì)量全部集中在曲軸銷中心轉(zhuǎn)動。）</p><p>　　其中： 為曲柄銷部分質(zhì)量，為單個曲柄臂不平衡質(zhì)量，為曲柄臂不平衡質(zhì)量質(zhì)心到曲軸回轉(zhuǎn)中心的距離。</p><p>　　則旋轉(zhuǎn)運動部分當(dāng)量

46、質(zhì)量，本次設(shè)計不過多考慮。</p><p>　　4.2．作用在曲柄連桿機構(gòu)上的力</p><p>　　作用在曲柄連桿機構(gòu)上的力分為：缸內(nèi)氣壓力、運動質(zhì)量的慣性力、摩擦阻力和作用在發(fā)動機曲軸上的負載阻力。</p><p>　　一般因摩擦力數(shù)值較小，變化規(guī)律難以掌握而忽略不計，而負載阻力與主動力處于平衡狀態(tài)，無需另外計算，因此主要研究氣壓力與運動質(zhì)量慣性力變化規(guī)律對機構(gòu)

47、（尤其是曲軸和軸承）的作用。</p><p>　　4.2.1．氣缸內(nèi)工質(zhì)的作用力（氣體壓力）</p><p>　　（為大氣壓力，即背壓），結(jié)合之前P-ɑ圖，可以得到Pg-ɑ圖，如圖【4-1】所示：</p><p>　　圖【4-1】轉(zhuǎn)角-氣體壓力圖</p><p>　　4.2.2．曲柄連桿機構(gòu)的慣性力</p><p>

48、　　把曲柄連桿機構(gòu)運動件簡化為、后，可從運動學(xué)規(guī)律歸納出兩個力：</p><p>　　往復(fù)質(zhì)量的往復(fù)慣性力，旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的旋轉(zhuǎn)慣性力。</p><p><b>　　1）往復(fù)慣性力：</b></p><p>　　在Excel表格中每隔曲軸轉(zhuǎn)角取點，相關(guān)數(shù)據(jù)見附表3，經(jīng)計算后如下圖【4-2】所示：</p><p>　　圖【4-2

49、】轉(zhuǎn)角-慣性力圖</p><p><b>　　2）旋轉(zhuǎn)慣性力:</b></p><p><b>　　分解為：；。</b></p><p>　　這兩個分量隨簡諧變化，如果不能在機構(gòu)內(nèi)部加以抵消，則需由發(fā)動機支承來承受，使發(fā)動機有上、下、左、右跳動的傾向，本次設(shè)計中不過多考慮。</p><p>　　4

50、.2.3．作用在曲柄連桿機構(gòu)上的力</p><p>　　1）氣壓力與往復(fù)慣性力的合成：</p><p>　　，由前面Pg-ɑ圖與Pj-ɑ圖可得到P-ɑ圖如圖【4-3】所示：</p><p>　　圖【4-3】 轉(zhuǎn)角-合成壓力圖</p><p>　　2）曲柄連桿機構(gòu)上作用力的分析與計算</p><p>　　合成力P作用在

51、活塞上，將分解為兩個力：垂直氣缸軸線的力（側(cè)向力）與沿連桿軸線的力。</p><p><b>　　，。</b></p><p>　　在Excel表格中每隔曲軸轉(zhuǎn)角取點，相關(guān)數(shù)據(jù)見附表2，經(jīng)計算后如圖【4-4】、【4-5】所示：</p><p>　　圖【4-4】 轉(zhuǎn)角-側(cè)壓力圖</p><p>　　圖【4-5】 轉(zhuǎn)角-

52、連桿力圖</p><p>　　連桿力在曲柄銷處又分解為垂直于曲柄半徑的切向力Pt和沿曲柄作用的徑向力Pk。其中各力在大小上滿足下列關(guān)系式：</p><p><b>　　切向力: </b></p><p><b>　　徑向力: </b></p><p>　　在Excel表格中每隔曲軸轉(zhuǎn)角取點，相關(guān)數(shù)據(jù)

53、見附表2，經(jīng)計算后如圖【4-6】、【4-7】所示：</p><p>　　圖【4-6】 轉(zhuǎn)角-切向力圖</p><p>　　圖【4-7】轉(zhuǎn)角-徑向力圖</p><p>　　規(guī)定Pt與w同向為正，Pk指向圓心為正，轉(zhuǎn)矩順時針為正。</p><p>　　4.3．發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　　單缸轉(zhuǎn)矩

54、：</b></p><p>　　在Excel表格中每隔曲軸轉(zhuǎn)角取點，相關(guān)數(shù)據(jù)見附表2，經(jīng)計算后如圖【4-8】所示：</p><p>　　圖【4-8】轉(zhuǎn)角-單缸轉(zhuǎn)矩圖</p><p>　　5．曲軸組零件結(jié)構(gòu)的設(shè)計</p><p>　　5.1．曲軸的工作條件、結(jié)構(gòu)形式和材料的選擇</p><p>　　5.1.

55、1．曲軸的工作條件和設(shè)計要求</p><p>　　曲軸是在不斷周期變化的氣體壓力、往復(fù)和旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量的慣性力以及它們的力矩（轉(zhuǎn)矩和彎矩）共同作用下工作的，使曲軸既彎曲又扭轉(zhuǎn)，產(chǎn)生疲勞應(yīng)力狀態(tài)。實踐表明，對于各種曲軸，彎曲疲勞載荷具有決定性作用，而扭轉(zhuǎn)載荷僅占次要地位（不包括因扭轉(zhuǎn)振動而產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)疲勞破壞）。</p><p>　　1）總結(jié)起來，曲軸的工作條件為：</p><

56、;p>　?。?）受周期變化的力，力矩共同作用，曲軸既受彎曲又受扭轉(zhuǎn)，承受交變疲勞載荷，重點是彎曲載荷。曲軸的破壞80%是彎曲疲勞破壞；</p><p>　?。?）由于曲軸形狀復(fù)雜，應(yīng)力集中嚴重，特別是在曲軸和曲頸過渡的圓角部分；</p><p>　?。?）曲軸軸頸比壓大，摩擦磨損嚴重。</p><p>　　2）因此設(shè)計曲軸時要求：</p><

57、;p>　?。?）有足夠的耐疲勞強度。</p><p>　?。?）有足夠承壓面積，曲頸表面要耐磨。</p><p>　?。?）盡量減少應(yīng)力集中。</p><p>　?。?）剛度要好，變形小，否則使其它零件的工作條件惡化。</p><p>　　5.1.2．曲軸的結(jié)構(gòu)形式</p><p>　　曲軸的結(jié)構(gòu)與其制造方法有直

58、接聯(lián)系，在進行曲軸結(jié)構(gòu)設(shè)計時必須同時考慮。</p><p>　　曲軸結(jié)構(gòu)形式在整體結(jié)構(gòu)上分整體式和組合式兩大類，隨著復(fù)雜結(jié)構(gòu)鑄造和鍛造技術(shù)的進步，現(xiàn)代內(nèi)燃機幾乎都采用整體式，因此本次設(shè)計選擇整體式曲軸。</p><p>　　曲軸結(jié)構(gòu)形式在支承方式上分為全支承和浮動支承，本次設(shè)計單缸機不分全支承與浮動支承，采用全支承。</p><p>　　5.1.3．曲軸材料<

59、/p><p>　　曲軸材料要根據(jù)用途和強化程度正確選用。根據(jù)平均有效壓力，選擇合適的活塞結(jié)構(gòu)，保證活塞能承受所規(guī)定的機械負荷和熱負荷。制造活塞的材料應(yīng)有小的密度 、足夠的高溫強度 、高的熱導(dǎo)率 、低的線漲系數(shù)a以及良好的摩擦性能。</p><p>　　經(jīng)綜合考慮，選用QT800（正火后，珠光體基體）。</p><p>　　5.2．曲軸主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)設(shè)計細節(jié)<

60、/p><p>　　5.2.1．曲柄銷的直徑D2和長度L2</p><p>　　1）在考慮曲軸主軸頸粗細時，首先使確定曲柄銷的直徑。在現(xiàn)代發(fā)動機設(shè)計</p><p>　　中。一般趨向于采用較大的值，以降低曲柄銷比壓，提高連桿軸承工作的可靠性，提高曲軸的剛度。</p><p>　　高速車用汽油機較小，取 ，得。</p><p>

61、;　　2）曲柄銷的長度L2選定D2上考慮的。在薄油膜條件下，左右時有最大承載能力，球鐵曲軸應(yīng)取較小值，從而盡可能加強曲柄。</p><p>　　但考慮到實際情況，本次設(shè)計取0.5，得。</p><p>　　3）初步校核：在0.15～0.50范圍內(nèi)，符合要求。</p><p>　　4）初步估計軸承最大條件比壓，結(jié)合參考文獻【1】，根據(jù)選取軸承材料高錫鋁AlSnCu30

62、-1（280巴）或AlSnCu20-1（300巴）。</p><p>　　5.2.2．主軸頸的直徑D1和長度L1</p><p>　　如果從曲軸沿全長度具有等剛度要求出發(fā)，可以認為主軸頸與曲柄銷一樣粗就行了。從軸承負荷出發(fā)，則主軸頸可以比曲軸銷更細些，因為主軸承最大負荷小于連桿軸承。但是為了最大限度的加強曲軸的剛度，加粗主軸頸還是很有好處的。</p><p>　　1

63、）結(jié)合曲軸各部分尺寸協(xié)調(diào)的觀點，建議取。由于單缸機曲軸較短取，得。</p><p>　　2）結(jié)合參考文獻【1】，定，得。</p><p>　　3）滑動軸承最小寬度不能小于0.3倍軸頸。</p><p><b>　　5.2.3．曲柄</b></p><p>　　曲柄應(yīng)選擇合適的厚度、寬度，使曲軸有足夠的剛度和強度。曲軸形狀

64、應(yīng)合理以改善應(yīng)力分布。在確定曲柄的尺寸時，應(yīng)該考慮到曲柄往往是整體式曲軸中最薄弱的環(huán)節(jié)。曲柄在曲拐平面內(nèi)的抗彎能力以其矩形斷面模數(shù)W來衡量。</p><p><b>　?。╩m3）</b></p><p>　　其中：b為曲柄的寬度（mm）， h為曲柄的厚度（mm））</p><p>　　可見提高曲柄的抗彎能力，增加曲柄的厚度h要比增加曲柄的寬度

65、b要好得多。</p><p>　　根據(jù)參考文獻【1】 ， 。得b=65mm，h=12mm。</p><p>　　5.2.4．一些細節(jié)設(shè)計</p><p>　　5.2.4.1．油道布置</p><p>　　在確定主軸頸上油道入口和曲柄銷上油道出口位置時，既要考慮到有利于供油又要考慮到油孔對軸頸強度影響到最小。一般油孔只要安排在曲拐平面旋轉(zhuǎn)前45

66、°~90°的低負荷區(qū)都是合理的，油道不能離軸頸過渡圓角太近。油孔直徑一般不大于，但最小不得小于5mm。孔口不應(yīng)有尖角銳邊，而應(yīng)有不小于的圓角以減緩應(yīng)力集中。</p><p>　　5.2.4.2．曲軸兩段的結(jié)構(gòu)</p><p>　　曲軸前段一般有扭轉(zhuǎn)減震器，發(fā)動機的各種輔助裝置如機油泵，冷卻水泵等，由安裝在前段的齒輪或皮帶輪驅(qū)動，配齊正時齒輪也安裝在曲軸前端。</p

67、><p>　　曲軸末端有飛輪，用于輸出總轉(zhuǎn)矩，因此末端要做的粗一些。</p><p>　　5.2.4.3．曲軸的止推</p><p>　　一般將止推軸承設(shè)置在中央軸承的兩側(cè)或后主軸承的兩側(cè)。止推軸承間隙多為0.05~0.2mm。</p><p>　　5.2.4.4．過渡圓角</p><p>　　主軸頸到曲柄臂的過渡圓角半

68、徑R對于曲軸彎曲疲勞強度影響很大，增加圓角對于提高曲軸疲勞強度非常有利，但對于表面耐磨性有不利影響，在保證耐磨條件下取最大圓角。一般R不應(yīng)小于2mm，否則無法加工。</p><p>　　5.2.4.5．平衡分析</p><p>　　1）單缸機的單拐曲軸軸向?qū)ΨQ，用兩塊平衡塊，每塊質(zhì)量為，其質(zhì)心位置均在曲柄銷對面處。動平衡條件：</p><p>　?。樾D(zhuǎn)部分當(dāng)量質(zhì)

69、量）</p><p>　　由于受曲軸箱尺寸限制，。初定=28mm。</p><p><b>　　2）平衡分析：</b></p><p>　　（1）旋轉(zhuǎn)離心慣性力</p><p><b>　　與平衡塊平衡相消。</b></p><p>　?。?）一階往復(fù)慣性力</p>

70、;<p>　　，平衡其所需平衡塊質(zhì)量。</p><p>　　（3）一階往復(fù)慣性力</p><p>　　，平衡其所需平衡塊質(zhì)量。</p><p>　?。?）由于單缸機不涉及合成慣性力矩。</p><p>　?。?）由于缸徑不大，可采用單軸平衡機構(gòu)。</p><p><b>　　6．曲軸強度的校核&

71、lt;/b></p><p><b>　　6.1．靜強度校核</b></p><p>　　由前面動力學(xué)計算得強度校核要用到的基本數(shù)據(jù)如下：</p><p>　　1）徑向力，由上述圖及相關(guān)數(shù)據(jù)得：</p><p>　　=19016.49N = 0N</p><p>　　2）切向力，由上述

72、圖及相關(guān)數(shù)據(jù)得：</p><p>　　=6122.46N = 0N</p><p>　　3）主軸頸中心到曲柄銷中心的距離La=（L1+L2）/2+h=（18+17）/2+12=29.5mm </p><p>　　4）主軸頸中心到曲柄臂中心的距離Lb=(L1+h)/2=（18+12）/2=15mm</p><p>　　5）主軸頸的徑向反

73、力=-1/2</p><p>　　= -9508.25N = 0N</p><p>　　6）主軸頸的切向反力,</p><p>　　=-5017.02N = 0N</p><p>　　6.1.1．連桿軸頸的計算</p><p>　　1）在曲拐平面內(nèi)的彎曲應(yīng)力</p><p>　　==

74、 ==150.31MPa</p><p>　　2）在垂直于曲拐平面的彎曲應(yīng)力</p><p>　　==48.39MPa</p><p><b>　　3） 彎曲總應(yīng)力</b></p><p><b>　　157.91MPa</b></p><p><b>　　4）

75、扭轉(zhuǎn)應(yīng)力</b></p><p><b>　　23.40 MPa</b></p><p><b>　　5）彎曲總應(yīng)力</b></p><p>　　MPa=164.70MPa</p><p>　　小于該材料所許可的最大應(yīng)力，在允許范圍內(nèi)。</p><p>　　6.1

76、.2．曲柄計算</p><p>　　1）壓縮應(yīng)力：=11.25Mpa</p><p><b>　　2）彎曲應(yīng)力：</b></p><p>　　曲拐平面：=63.36Mpa</p><p>　　垂直曲拐平面：=80.84Mpa </p><p>　　3）扭矩Mk引起的彎曲應(yīng)力：</p>

77、<p><b>　　=98.65Mpa</b></p><p>　　4）扭矩Mk引起的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：</p><p><b>　　=42.47Mpa</b></p><p><b>　　5）彎扭總應(yīng)力：</b></p><p>　　小于該材料所許可的最大應(yīng)力，在允許范

78、圍內(nèi)。</p><p>　　6.2．曲軸疲勞強度的計算</p><p>　　由于曲軸工作時承受交變載荷，它的破壞（斷裂）往往都由疲勞產(chǎn)生。因此，對內(nèi)燃機曲軸均須進行疲勞校驗。曲柄的疲勞強度驗算的目的是曲軸不但在運轉(zhuǎn)中安全可靠，而且能充分利用材料的疲勞強度。為此，要求能夠較精確地確定曲軸的疲勞強度（或稱許用應(yīng)力）和曲軸運轉(zhuǎn)時的實際應(yīng)力（或稱工作應(yīng)力）。</p><p>

79、;　　由前面動力學(xué)計算知=180.61Nm ; =0</p><p>　　6.2.1．主軸頸計算</p><p><b>　　1）彎曲疲勞強度</b></p><p><b>　　=98.65MPa</b></p><p><b>　　0MPa </b></p>

80、<p><b>　　彎曲系數(shù)4.17</b></p><p>　　其中=0.7，0.66，，=0.3</p><p><b>　　2）扭轉(zhuǎn)疲勞強度</b></p><p>　　=101.99MPa</p><p><b>　　0MPa</b></p>&

81、lt;p><b>　　扭轉(zhuǎn)系數(shù) </b></p><p><b>　　3）安全系數(shù)n：</b></p><p>　　大于該材料的極限安全系數(shù)（n）=1.8（根據(jù)參考文獻【1】知）</p><p>　　6.2.2．曲柄臂計算</p><p><b>　　1）彎曲應(yīng)力：</b&g

82、t;</p><p><b>　　=80.50Mpa</b></p><p><b>　　彎曲系數(shù)5.11</b></p><p><b>　　2）扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：</b></p><p><b>　　=10.37Mpa</b></p><p

83、>　　扭轉(zhuǎn)系數(shù)39.69 </p><p><b>　　3）安全系數(shù)n：</b></p><p>　　5.07大于該材料的極限安全系數(shù)（n）=1.8（根據(jù)參考文獻【1】知）。</p><p><b>　　小 結(jié).</b></p><p&g

84、t;　　經(jīng)過此次為期三個星期的《汽車發(fā)動機設(shè)計》課程設(shè)計，我不僅加緊鞏固了《汽車發(fā)動機設(shè)計》這門課程的知識點，而且又將大學(xué)中所學(xué)的設(shè)計基礎(chǔ)課程和專業(yè)課課程的重要內(nèi)容重新復(fù)習(xí)了一遍。此外，我還在分析、計算、設(shè)計、制圖、運用各種標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范、查閱各種設(shè)計手冊與資料以及計算機應(yīng)用能力等各個方面得到了進一步的提高。與此同時，我也深刻體會到了設(shè)計一件批量生產(chǎn)的產(chǎn)品的困難以及團隊合作的重要性。我也在此次課程設(shè)計中發(fā)掘出了自己面對挫折沒有退卻而靜下心來

85、反復(fù)演算求解的精神。其實，一件優(yōu)秀產(chǎn)品的誕生，其間必定含盡了艱辛。就拿此次我設(shè)計曲軸來說吧，一開始我什么都不懂，不知道如何著手，完全找不到突破口。后來在同學(xué)們的積極討論中以及指導(dǎo)老師的悉心指導(dǎo)下，我逐漸明白了我的方向，并開始投入到其中，仔細演算，認真推敲。然而，面對著自己所算出的數(shù)據(jù)出現(xiàn)問題，無法再繼續(xù)往下算時，我的心中猶如在大冬天被人當(dāng)頭潑了一盆冷水。可我沒有就此放棄，經(jīng)過和同學(xué)們的互相討論以及接受劉老師的耐心講解后，我又重新找到了方

86、向。就這樣，在不斷的失敗和站起來的道路之后，我終于成功完成了此次課程設(shè)計。</p><p>　　在此，非常感謝老師能在百忙之余擠出自己寶貴的時間來指導(dǎo)我們的課程設(shè)計，悉心仔細地為我們每個人講解問題，從而使我們能更快更好地完成課程設(shè)計通過這次我們親身的設(shè)計實踐，讓我們對這些專業(yè)課的基礎(chǔ)知識和基本理論能有進一步的理解和掌握。</p><p><b>　　參考文獻.</b>

87、</p><p>　　【1】 楊連生. 內(nèi)燃機設(shè)計. 北京.：中國農(nóng)業(yè)機械出版社，1981.</p><p>　　【2】 周龍保. 內(nèi)燃機學(xué). 北京：機械工業(yè)出版社，2005</p><p>　　【3】 王中錚. 熱能與動力機械基礎(chǔ). 北京：人民交通出版社，2000.</p><p>　　【4】 周增寶，何永然，劉安俊. 機械設(shè)計課程

88、設(shè)計. 武漢：華中科技大學(xué)出版社，1999</p><p>　　【5】 董敬，莊志，常思勤. 汽車拖拉機發(fā)動機. 北京：機械工業(yè)出版社，2001</p><p>　　【6】 沈維道. 工程熱力學(xué). 北京：高等教育出版社，2002</p><p>　　【7】 吳兆漢. 內(nèi)燃機設(shè)計. 北京：北京理工大學(xué)出版社，1990</p><p>