《汽車發(fā)動機設計》課程設計-10kw曲軸設計

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．汽油機結構參數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．沖程數的選擇4</p><p>　　1.2.2．冷卻方式4</p><p>　　1.2.3．氣缸數與氣缸布置方式5</p><p>　　1.3．基本參數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i、氣缸工作容積Vs、缸徑D的選擇5</p><p><b>　　2．熱力學計算7</b></p><p>　　2.1．熱力循環(huán)基本參數的確定7</p><p>　　2.2．各過程的熱力學計算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圖的調整9</p><p>　　2.5． P-V圖的校核10</p><p>

5、　　3．運動學計算11</p><p>　　3.1．曲柄連桿機構的類型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圖的轉化14</p><p>　　4．動力學計算15</p><p>　　4.1．質量轉換15</p><p>　　4.2．作用在曲柄連桿機構上的力15</p><p>

7、　　4.2.1．氣缸內工質的作用力（氣體壓力）16</p><p>　　4.2.2．曲柄連桿機構的慣性力16</p><p>　　4.2.3．作用在曲柄連桿機構上的力17</p><p>　　4.3．發(fā)動機的轉矩20</p><p>　　5．曲軸組零件結構的設計21</p><p>　　5.1．曲軸的工作條件

8、、結構形式和材料的選擇21</p><p>　　5.1.1．曲軸的工作條件和設計要求21</p><p>　　5.1.2．曲軸的結構形式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構設計細節(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.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31</p><p>　　附表1. P-V圖及運動學計算圖表31</p><p>　　附表2. 動力學計算圖表35</p><p>　　10

12、kW四沖程汽油機曲軸組設計</p><p><b>　　前言</b></p><p>　　內燃機學課程設計，是熱能動力工程專業(yè)學生在學完了內燃機學等專業(yè)課程后的一次綜合性設計實踐和基本訓練，旨在對剛學習過的發(fā)動機設計課程以及發(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計算）將發(fā)動機的結構參數與性能參

13、數結合起來，弄清結構與性能之間的內在聯(lián)系；通過發(fā)動機總體布置圖設計，對發(fā)動機的總體結構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計要求的理解。</p><p>　　這是大學本科期間第四次課程設計，也是我們大學最后一次課程設計。在經歷了三次課程設計后，我已經取得了一定的基礎，這給我完成本次課程設計帶來很大的幫助。我們要充分利用本次機會，了解當今汽油機國內外的發(fā)展狀況，并結合到本次課程設計，高質量地完

14、成任務。</p><p><b>　　1．汽油機結構參數</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．沖程數的選擇</p><p>　　依據題意沖程數選擇為四沖程，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，風冷即可滿足冷卻要求，所以采用風

16、冷方式。</p><p>　　1.2.3．氣缸數與氣缸布置方式</p><p>　　直列式單缸機，i=1。</p><p><b>　　1.3．基本參數</b></p><p>　　1.3.1．行程缸徑比S/D的選擇</p><p>　　根據參考文獻【1】得相應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>　　結合已給的設計功率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>　　根據內燃機學的基本公式：</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。根據參考文獻【2】，參照我國近年生產的部分內燃機產品的性能參數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)動機氣缸數目，依題為1。</p><p><b&

20、gt;　　n——發(fā)動機轉速。</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，τ=4。</p>&

21、lt;p>　　代入上述公式得發(fā)動機基本參數：</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>　　內壁噴油冷卻，一般通過固定在機體內壁上的噴嘴噴油。 </p><p><b>　　2．熱力學計算</b></p><p>　　通過根據內燃機所使用的燃料，混合氣形成方式，缸內燃燒過程（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>　　在本次設計過程中，先確定熱力循環(huán)基本參數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>　　為建立這些內燃機的理論循環(huán)，需對內燃機的實際循環(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)流和工質泄漏等一系列不可逆損失作必要的簡化和假設，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，并視為理想氣體，在整個循環(huán)中工質物理及化學性質保持不變，比熱容為常數。</p>&

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

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，其中為大氣壓力，=0.1013MPa，系數取0.89，得=0.09MPa。</p><p>　　燃燒室容積，氣缸總容積。</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=1.34。</p><p>　　根據多變過程熱力學計算公式常數

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。</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=1.26。</p><p>　　根據多變過程熱力學計算公式常數，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。</p><p><b>　　已知，可求出。</b></p><p>　　2.3． P-V圖的繪制</p><p>　　根據2.2.過程中的計算結果及公式，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°，經調整后選擇20°；</p><p>　　4）排氣提前角：常使用的范圍為40°～80°，經調整后選擇40

33、76;。</p><p>　　經調整后所得的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，滿足要求，故上面選取的參數以及后面相關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．運動學計算</b></p><p>　　發(fā)動機的運動學計算是發(fā)動機設計的基礎，為熱力學計算、動力學計算以及以后對發(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．曲柄連桿機構的類型</p><p>　　在往復式活塞內燃機中基本采用三種曲柄連桿機構：中心曲柄

36、連桿機構，偏心曲柄連桿機構和關節(jié)曲柄連桿機構。其中中心曲柄連桿機構應用最廣泛。本次設計選擇中心曲柄連桿機構。</p><p>　　3.2．連桿比的選擇</p><p>　　根據參考文獻【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、>　　根據曲柄連桿機構運動規(guī)律與其幾何關系，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°曲軸轉角取點，相關數據見附表1，經計算后 圖如圖【3-1】所示：</p><p>　　

38、在Excel表格中每隔曲軸轉角取點，相關數據見附表2，經計算后如圖所示：</p><p>　　圖【3-1】轉角-活塞位移圖</p><p>　　3.3.2．活塞速度</p><p>　　將活塞位移函數求導后即可得到活塞速度函數，如下：</p><p>　　其中：轉速， 曲軸半徑， 角速度。</p><p>　　在Ex

39、cel表格中每隔曲軸轉角取點，相關數據見附表1，經計算后如圖【3-2】所示：</p><p>　　圖【3-2】轉角-活塞速度圖</p><p>　　3.3.3．活塞加速度</p><p>　　將活塞速度函數求導后即可得到活塞加速度函數，如下：</p><p>　　數據同上，在Excel表格中每隔曲軸轉角取點，相關數據見附表2，經計算后如圖【

40、3-3】所示：</p><p>　　圖【3-3】轉角-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>　　連桿做復合平面運動，即其運動是由隨活塞的往復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°曲軸轉角取點，相關數據見附表2，經計算后如圖【3-4】所示：</p><p>　　

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

43、></p><p><b>　　4.1．質量轉換</b></p><p>　　1）連桿是做復雜平面運動的零件，為了便于計算，將整個連桿的質量用兩個換算質量和來代換。假設是集中作用在連桿小頭中心處，并只做往復直線運動的質量；集中作用在連桿大頭中心處，并只做圓周旋轉運動的質量。</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直線運動的，它們的質量可以看作集中在活塞銷中心，并以表示，由同組同學算出為0.192kg。</p><p>　　則往復直線

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

46、質量，本次設計不過多考慮。</p><p>　　4.2．作用在曲柄連桿機構上的力</p><p>　　作用在曲柄連桿機構上的力分為：缸內氣壓力、運動質量的慣性力、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量慣性力變化規(guī)律對機構

47、（尤其是曲軸和軸承）的作用。</p><p>　　4.2.1．氣缸內工質的作用力（氣體壓力）</p><p>　?。榇髿鈮毫?，即背壓），結合之前P-ɑ圖，可以得到Pg-ɑ圖，如圖【4-1】所示：</p><p>　　圖【4-1】轉角-氣體壓力圖</p><p>　　4.2.2．曲柄連桿機構的慣性力</p><p>

48、　　把曲柄連桿機構運動件簡化為、后，可從運動學規(guī)律歸納出兩個力：</p><p>　　往復質量的往復慣性力，旋轉質量的旋轉慣性力。</p><p><b>　　1）往復慣性力：</b></p><p>　　在Excel表格中每隔曲軸轉角取點，相關數據見附表3，經計算后如下圖【4-2】所示：</p><p>　　圖【4-2

49、】轉角-慣性力圖</p><p><b>　　2）旋轉慣性力:</b></p><p><b>　　分解為：；。</b></p><p>　　這兩個分量隨簡諧變化，如果不能在機構內部加以抵消，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，本次設計中不過多考慮。</p><p>　　4

50、.2.3．作用在曲柄連桿機構上的力</p><p>　　1）氣壓力與往復慣性力的合成：</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】 轉角-合成壓力圖</p><p>　　2）曲柄連桿機構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表格中每隔曲軸轉角取點，相關數據見附表2，經計算后如圖【4-4】、【4-5】所示：</p><p>　　圖【4-4】 轉角-側壓力圖</p><p>　　圖【4-5】 轉角-

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表格中每隔曲軸轉角取點，相關數據

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

54、：</b></p><p>　　在Excel表格中每隔曲軸轉角取點，相關數據見附表2，經計算后如圖【4-8】所示：</p><p>　　圖【4-8】轉角-單缸轉矩圖</p><p>　　5．曲軸組零件結構的設計</p><p>　　5.1．曲軸的工作條件、結構形式和材料的選擇</p><p>　　5.1.

55、1．曲軸的工作條件和設計要求</p><p>　　曲軸是在不斷周期變化的氣體壓力、往復和旋轉運動質量的慣性力以及它們的力矩（轉矩和彎矩）共同作用下工作的，使曲軸既彎曲又扭轉，產生疲勞應力狀態(tài)。實踐表明，對于各種曲軸，彎曲疲勞載荷具有決定性作用，而扭轉載荷僅占次要地位（不包括因扭轉振動而產生的扭轉疲勞破壞）。</p><p>　　1）總結起來，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，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>　?。?）由于曲軸形狀復雜，應力集中嚴重，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）因此設計曲軸時要求：</p><

57、;p>　?。?）有足夠的耐疲勞強度。</p><p>　　（2）有足夠承壓面積，曲頸表面要耐磨。</p><p>　　（3）盡量減少應力集中。</p><p>　　（4）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．曲軸的結構形式</p><p>　　曲軸的結構與其制造方法有直

58、接聯(lián)系，在進行曲軸結構設計時必須同時考慮。</p><p>　　曲軸結構形式在整體結構上分整體式和組合式兩大類，隨著復雜結構鑄造和鍛造技術的進步，現代內燃機幾乎都采用整體式，因此本次設計選擇整體式曲軸。</p><p>　　曲軸結構形式在支承方式上分為全支承和浮動支承，本次設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>　　曲軸材料要根據用途和強化程度正確選用。根據平均有效壓力，選擇合適的活塞結構，保證活塞能承受所規(guī)定的機械負荷和熱負荷。制造活塞的材料應有小的密度 、足夠的高溫強度 、高的熱導率 、低的線漲系數a以及良好的摩擦性能。</p><p>　　經綜合考慮，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構設計細節(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。在現代發(fā)動機設計</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，本次設計取0.5，得。</p><p>　　3）初步校核：在0.15～0.50范圍內，符合要求。</p><p>　　4）初步估計軸承最大條件比壓，結合參考文獻【1】，根據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、）結合曲軸各部分尺寸協(xié)調的觀點，建議取。由于單缸機曲軸較短取，得。</p><p>　　2）結合參考文獻【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、應合理以改善應力分布。在確定曲柄的尺寸時，應該考慮到曲柄往往是整體式曲軸中最薄弱的環(huán)節(jié)。曲柄在曲拐平面內的抗彎能力以其矩形斷面模數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>　　根據參考文獻【1】 ， 。得b=65mm，h=12mm。</p><p>　　5.2.4．一些細節(jié)設計</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?？卓诓粦屑饨卿J邊，而應有不小于的圓角以減緩應力集中。</p><p>　　5.2.4.2．曲軸兩段的結構</p><p>　　曲軸前段一般有扭轉減震器，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>　　一般將止推軸承設置在中央軸承的兩側或后主軸承的兩側。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對稱，用兩塊平衡塊，每塊質量為，其質心位置均在曲柄銷對面處。動平衡條件：</p><p>　　（為旋轉部分當量質

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>　?。?）旋轉離心慣性力</p><p><b>　　與平衡塊平衡相消。</b></p><p>　?。?）一階往復慣性力</p>

70、;<p>　　，平衡其所需平衡塊質量。</p><p>　?。?）一階往復慣性力</p><p>　　，平衡其所需平衡塊質量。</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。</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>　　由前面動力學計算得強度校核要用到的基本數據如下：</p><p>　　1）徑向力，由上述圖及相關數據得：</p><p>　　=19016.49N = 0N</p><p>　　2）切向力，由上述

72、圖及相關數據得：</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）在曲拐平面內的彎曲應力</p><p>　　==

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

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

76、.2．曲柄計算</p><p>　　1）壓縮應力：=11.25Mpa</p><p><b>　　2）彎曲應力：</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引起的彎曲應力：</p>

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

78、圍內。</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）往往都由疲勞產生。因此，對內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（或稱許用應力）和曲軸運轉時的實際應力（或稱工作應力）。</p><p>

79、;　　由前面動力學計算知=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4.17</b></p><p>　　其中=0.7，0.66，，=0.3</p><p><b>　　2）扭轉疲勞強度</b></p><p>　　=101.99MPa</p><p><b>　　0MPa</b></p>&

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

82、t;</p><p><b>　　=80.50Mpa</b></p><p><b>　　彎曲系數5.11</b></p><p><b>　　2）扭轉應力：</b></p><p><b>　　=10.37Mpa</b></p><p

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

84、t;　　經過此次為期三個星期的《汽車發(fā)動機設計》課程設計，我不僅加緊鞏固了《汽車發(fā)動機設計》這門課程的知識點，而且又將大學中所學的設計基礎課程和專業(yè)課課程的重要內容重新復習了一遍。此外，我還在分析、計算、設計、制圖、運用各種標準和規(guī)范、查閱各種設計手冊與資料以及計算機應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計一件批量生產的產品的困難以及團隊合作的重要性。我也在此次課程設計中發(fā)掘出了自己面對挫折沒有退卻而靜下心來

85、反復演算求解的精神。其實，一件優(yōu)秀產品的誕生，其間必定含盡了艱辛。就拿此次我設計曲軸來說吧，一開始我什么都不懂，不知道如何著手，完全找不到突破口。后來在同學們的積極討論中以及指導老師的悉心指導下，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據出現問題，無法再繼續(xù)往下算時，我的心中猶如在大冬天被人當頭潑了一盆冷水?？晌覜]有就此放棄，經過和同學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我們的課程設計，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計通過這次我們親身的設計實踐，讓我們對這些專業(yè)課的基礎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. 內燃機設計. 北京.：中國農業(yè)機械出版社，1981.</p><p>　　【2】 周龍保. 內燃機學. 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. 北京：人民交通出版社，2000.</p><p>　　【4】 周增寶，何永然，劉安俊. 機械設計課程

88、設計. 武漢：華中科技大學出版社，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. 北京：高等教育出版社，2002</p><p>　　【7】 吳兆漢. 內燃機設計. 北京：北京理工大學出版社，1990</p><p>