內(nèi)燃機課程設計

1、 課程設計說明書 2011年 12月 目錄一柴油機工作過程的熱力學分析1 原始參數(shù)及選取參數(shù)2 熱力分析計算參數(shù)二活塞組的設計1概述2活塞的選型3活塞的基本設計3.1活塞的主要尺寸3.2活塞頭部設計3.3活塞銷座的設計3.4活塞裙部及其側(cè)表面形狀設計3.5活塞與缸套的配合間隙3.6活塞重量3.7活塞強度計算4活塞的冷卻5活塞的材料及工藝6活塞銷的設計6.1活塞銷的結(jié)構(gòu)及尺寸6.2軸向定位6.3活塞銷和銷座的配合6.4活塞銷的強度校核6.5活塞銷材料及強化工藝7活塞環(huán)的設計7.1活塞環(huán)的選擇7.2活塞環(huán)主要參數(shù)選擇7.3活塞環(huán)的材料選擇及成型方法7.4活塞環(huán)的間隙7.5環(huán)槽尺寸三連桿組的設計1概

2、述2連桿的結(jié)構(gòu)類型3連桿的基本設計3.1主要尺寸比例3.2連桿長度4連桿小頭設計4.1連桿小頭結(jié)構(gòu)4.2小頭結(jié)構(gòu)尺寸4.3連桿襯套5連桿桿身6連桿大頭6.1連桿大頭結(jié)構(gòu)6.2大頭尺寸6.3大頭定位7連桿強度的計算校核7.1連桿小頭7.2連桿桿身 7.3連桿大頭 8連桿螺栓的設計 四.曲軸組的設計 1. 曲軸的概述 1.1曲軸的工作條件和設計要求 1.2曲軸的結(jié)構(gòu)型式 1.3曲軸的材料 2. 曲軸的主要尺寸確定 2.1主軸頸 2.2曲柄銷 2.3曲柄臂 2.4曲軸圓角 2.5提高曲軸疲勞強度方法 3. 曲軸油孔位置 4. 曲軸端部結(jié)構(gòu) 5. 曲軸平衡塊 6. 曲軸的軸向定位 7. 曲軸疲勞強度計

3、算 7.1強度計算已知條件 7.2強度計算已知曲軸載荷 7.3 圓角疲勞強度校核 7.4 油孔疲勞強度校核 8.飛輪的設計五參考文獻一柴油機工作過程的熱力學分析1 原始參數(shù)及選取參數(shù)原始參數(shù)1） 柴油機型號：4100；2） 氣缸數(shù)：Z: 4；3） 氣缸直徑D：100mm；熱力分析選取參數(shù)1） 燃燒室型式：直噴式淺盆形燃燒室2） 增壓方式：非增壓3） 沖程數(shù)：4；4） 轉(zhuǎn)速n：2000 r/min；5） 行程S：120mm；6） 壓縮比：16；7） 平均有效壓力:7.16 ；8） 最高爆發(fā)壓力：73 ；9） 環(huán)境壓力=1.01 ；10） 壓縮始點壓力=0.98 ;11） 壓縮多變指數(shù)：1.35；

4、12） 標定功率：60 PS；13） 用途：中小型載重車；2. 熱力分析計算參數(shù)熱力分析計算參數(shù)1） 汽缸工作容積： ；2） 壓縮終點容積： ；3） 進氣系統(tǒng)溫度：；4） 壓縮終點氣缸壓力： ；5） 壓力升高比：；二活塞組的設計1概述活塞組包括活塞、活塞銷和活塞環(huán)等在氣缸里作往復運動的零件，它們是活塞式發(fā)動機中工作條件最嚴酷的組件。活塞組件與氣缸一起保證發(fā)動機工質(zhì)的可靠密封，否則活塞式發(fā)動機就不能正常的運轉(zhuǎn)?；钊M的作用歸結(jié)為：1） 傳力、導向。承受燃燒室內(nèi)氣體的壓力，將壓力傳遞給連桿，并保證活塞在氣缸內(nèi)順暢運動。2） 密封：通過活塞環(huán)和活塞密封氣體，保證缸內(nèi)工質(zhì)不泄露或者很少泄露。3） 傳熱

5、：在密封的基礎上，通過活塞環(huán)和活塞裙部向缸壁傳遞熱量；4） 配氣：完成進氣、壓縮和排氣功能。2活塞的選型綜合各方面因素考慮，優(yōu)先考慮采用鑄造共晶鋁活塞。根據(jù)平均有效壓力：=7.16 大大低于鋁活塞的平均有效壓力上限鋁。根據(jù)活塞比功率選擇活塞冷卻方式，由比功率計算公式 其值小于 無油冷方式的上限值 0.3 ，故無需對活塞進行油冷卻。3活塞的基本設計3.1活塞的主要尺寸根據(jù)同類型發(fā)動機和統(tǒng)計數(shù)據(jù)進行選取，結(jié)果如下H/DH1/DH2/Dh/Dh1/D/Dd/DB/D/D1.200.730.710.200.040.150.350.420.043.2活塞頭部設計1）活塞頂形狀活塞頂?shù)男螤罡鶕?jù)燃燒系統(tǒng)的要

6、求進行設計半開式淺盆型燃燒室。2）活塞頭部截面形狀頭部截面形狀影響活塞的熱流及溫度分布，鋁活塞頭部常設計成導熱良好的“熱流型”，采用大圓弧過渡，增加從頂部到裙部的傳熱截面，同時有利于提高活塞的承載能力。3.3活塞銷座的設計1）銷座結(jié)構(gòu)采用雙筋彈性銷座 ，具有較好的彈性，能在一定程度上適應活塞銷的變形，減少銷孔在A點的應力集中。2） 提高活塞銷座抗裂能力a. 銷孔內(nèi)緣加工成倒角，減小銷孔內(nèi)緣的應力集中。b. 提高活塞剛度，減小活塞銷變形。c. 選用韌性較好的活塞材料。d. 在鑄造鋁活塞銷孔中壓入鍛鋁。e. 適當加大活塞銷與銷座的配合間隙。3）銷座軸承的潤滑由于采用浮式活塞銷，其在銷孔中有相對轉(zhuǎn)動

7、，故需要對銷孔進行潤滑。其結(jié)構(gòu)如圖所示。4） 銷座與連桿小頭的端面間隙銷座與連桿小頭的兩端面間隙與連桿的定位有關，其值如下： 連桿小頭定位 0.30.85mm 連桿大頭定位 25mm3.4活塞裙部及其側(cè)表面形狀設計1）下裙結(jié)構(gòu)為力求柴油機結(jié)構(gòu)緊湊，避免活塞裙部與曲軸塊相碰，所以一般將裙部下端銑去兩塊，這既避免干涉，又使活塞重量減輕，并不影響活塞的導向長度。選用不加工的裙部與不加工的曲軸平衡塊最小間隙在34mm。2） 裙部橢圓活塞在氣體壓力和側(cè)壓力作用下的變形，以及活塞溫度場的不均勻產(chǎn)生的熱變形，均使活塞裙部沿活塞銷軸線方向變長，為適應這種變形，須將裙部加工成橢圓。其橢圓形狀采用正矢曲線橢圓(如

8、圖)：此法可使活塞與氣缸有較大的貼合面積，降低比壓，減少磨損。圖中為活塞橢圓度?，F(xiàn)有鋁活塞為=0.251.45 mm。3） 活塞側(cè)表面形狀為了適應活塞工作時不同的熱膨脹，活塞與缸套間相應留有較小而又安全的間隙，將活塞側(cè)表面設計成腰鼓形，這種形狀不僅適應活塞的溫度分部，而且能保證裙部有良好的潤滑條件及較高的承載能力。3.5活塞與缸套的配合間隙由于活塞側(cè)表面形狀及橢圓的要求，活塞間隙沿高度及圓周方向有不同的數(shù)值，其中重要的是活塞頂部間隙和垂直銷孔方向的裙部間隙。由表7-10可知，對于共晶鋁硅合金，推薦值為，。3.6活塞重量由表7-11可知，鋁合金活塞4沖程柴油機的活塞比重量3.7活塞強度計算項目計

9、算公式許用值 活塞頂 機械應力鋁合金 有筋頂 第一環(huán)岸 彎曲應力 剪切應力 總應力 鋁合金裙部比壓高速柴油機 銷座比壓 經(jīng)計算表明，活塞強度滿足要求。4活塞的冷卻活塞比功率 其值小于 無油冷方式的上限值 0.3 ，故無需對活塞進行油冷卻。5活塞的材料及工藝采用共晶鋁硅合金鑄造。6活塞銷的設計6.1活塞銷的結(jié)構(gòu)及尺寸1）結(jié)構(gòu)的選用采用如圖典型結(jié)構(gòu)2）尺寸外徑：d = 35 mm內(nèi)徑：d0=15.7522.75mm 取20mm；長度： l = 8288mm 取82mm；6.2軸向定位由于采用浮式活塞銷，工作時在銷座內(nèi)有相對滑動，為防止活塞銷軸向串動，擦傷氣缸，用矩形彈性擋圈GB 893-67定位的

10、方式。6.3活塞銷和銷座的配合查表可知 活塞銷外徑：d = 0.35D=35 mm；選擇活塞銷和銷座的配合間隙為5。6.4活塞銷的強度校核項目計算公式許用值彎曲變形橢圓變形縱向彎曲應力橫向彎曲應力總應力經(jīng)校核，活塞銷強度滿足。6.5活塞銷材料及強化工藝1）材料：20Cr2）強化工藝：冷擠壓成型，雙面滲碳或氰化，提高表面光潔度。7活塞環(huán)的設計7.1活塞環(huán)的選擇推薦選用兩道氣環(huán)，一道油環(huán)，油環(huán)在銷孔上方。第一道氣環(huán)梯形桶面噴鉬第二道氣環(huán)直面正扭曲油環(huán)彈簧漲圈油環(huán)7.2活塞環(huán)主要參數(shù)選擇缸徑Dmm主要尺寸mmD/ts/t彈力（kgf）氣環(huán)油環(huán)氣環(huán)油環(huán)氣環(huán)油環(huán)氣環(huán)油環(huán)htshts切向Q1徑向Q2切向Q

11、1徑向Q21002.54.7144.753.51421.227.22.983.625357.3活塞環(huán)的材料選擇及成型方法1）材料：采用鉻鉬合金鑄鐵，其力學性能：彈性模量E抗彎強度永久變形硬度HRB854090002）成型方法：橢圓環(huán)坯的靠模車削法。7.4活塞環(huán)的間隙柴油機型號環(huán)與環(huán)槽側(cè)隙 mm閉口間隙S0 mm4100第一道環(huán)其余氣環(huán)油環(huán)第一道環(huán)其余氣環(huán)油環(huán)0.070.090.050.070.050.070.450.500.350.450.350.457.5環(huán)槽尺寸項目計算公式結(jié)果氣環(huán)環(huán)槽直徑油環(huán)環(huán)槽直徑 對于鋁活塞k=0.006 環(huán)槽底部的過渡圓角R=0.20.6mm三連桿組的設計1概述連桿

12、組在工作時主要承受下列載荷；1） 由連桿力引起的拉壓疲勞載荷；2） 在連桿擺動平面內(nèi)，由連桿力矩引起的橫向彎曲載荷；3） 由于壓入連桿襯套，擰緊連桿螺栓，壓緊軸瓦等產(chǎn)生的裝配靜載荷。2連桿的結(jié)構(gòu)類型1）采用平切口連桿；2）定位方式：螺栓；3）連桿材料：45鋼；4） 成型方法：精鍛；5） 強化工藝：調(diào)質(zhì)，表面噴丸。3連桿的基本設計3.1主要尺寸比例參考現(xiàn)有柴油機的尺寸比例，選定參數(shù)如下表：=R/ld/D/dd2/d10.3000.350.0711.22D1/Db1/db2/D1l1/D10.691.100.571.20dM/DH/DB/Ht/H0.120.310.680.163.2連桿長度由上表

13、參數(shù)=R/l=0.300 及S=2R可知，l=200 mm。4連桿小頭設計4.1連桿小頭結(jié)構(gòu)選用圓環(huán)型小頭， 該形式構(gòu)型簡單，制造方便，材料能充分利用，在小型高速柴油機上廣泛應用。4.2小頭結(jié)構(gòu)尺寸由，得小頭寬度，由此可知銷座與連桿小頭的間隙為。（B=42mm ,d=35mm）此處需校核小頭軸承的比壓，由公式，而高速柴油機的青銅襯套的許用比壓為630，故強度滿足。4.3連桿襯套1）襯套結(jié)構(gòu) 如圖所示 2）襯套與小頭孔和活塞銷的配合（單位：mm）活塞銷外徑d連桿襯套內(nèi)徑連桿襯套外徑連桿小頭孔徑活塞銷與襯套間隙襯套與小頭孔過盈量0.0140.0520.0160.0683）襯套的潤滑方式在小頭上方開

14、集油槽，利用曲軸箱中飛濺的油霧進行潤滑。4）襯套材料采用錫青銅ZQSn6-6-3。5連桿桿身1）桿身結(jié)構(gòu)高速柴油機上廣泛采用工字型截面。結(jié)構(gòu)如圖：6連桿大頭6.1連桿大頭結(jié)構(gòu)采用平切口大頭：該形式連桿易于加工，大頭剛性好，連桿螺栓不受剪切作用。6.2大頭尺寸1) 連桿大頭尺寸主要取決于曲柄銷直徑、長度及連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。、等尺寸，由曲軸和軸承設計決定，則根據(jù)強度要求設計。2) 為使活塞連桿組能從氣缸中裝拆，要求大頭的最大橫向尺寸小于氣缸直徑。3) 連桿螺栓孔中心線應盡量靠近軸瓦，連桿螺栓孔中心距一般為。螺孔外側(cè)邊厚不小于24mm。4) 連桿大頭高度、，對于平切口連桿，?。?.410.

15、58）。6.3大頭定位用連桿定位帶定位，以防止連桿體和連桿蓋安裝時錯位，多用于平切口連桿。7連桿強度的計算校核7.1連桿小頭7.1.1由襯套過盈配合及受熱膨脹產(chǎn)生的應力由襯套過盈配合及受熱膨脹產(chǎn)生的徑向均布壓力其中襯套壓配過盈量。=0.0160.068mm；取最大值。襯套小頭熱膨脹不均產(chǎn)生的過盈量。連桿的彈性模量。襯套的彈性模量。 連桿材料線膨脹系數(shù)。 襯套的線膨脹系數(shù)。 （?。┐肷鲜剑?104 由引起的小頭應力內(nèi)表面 外表面 7.1.2由慣性力拉伸時引起的小頭應力各截面的彎矩與法向力按下列公式求得1）在的截面上彎矩 法向力其中：固定角小頭平均半徑 活塞組最大慣性力。計算得：2）當時3）當4

16、）當6） 在任意截面上的應力為：外表面內(nèi)表面其中：小頭壁厚小頭截面積襯套截面積 故上式可化簡為外表面 （）內(nèi)表面 （）7） 拉伸時的最大應力當時，外表面達到最大當時，內(nèi)表面達到最大故受拉伸載荷時滿足要求7.1.3由最大壓縮力引起的小頭應力1)最大壓縮力2)求各截面的彎矩和法向力當時其中，由右圖輔助計算得，則，則故 當時3)壓縮時的最大應力當時，外表面達到最大當時，內(nèi)表面達到最大故受壓縮載荷時強度滿足。7.1.4小頭的安全系數(shù)1)僅考慮工藝因素對疲勞強度的影響其中材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限；應力幅；考慮表面加工情況的工藝因素；平均應力；角系數(shù)，；材料在對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限；材料在脈動循環(huán)

17、下的彎曲疲勞極限，=（1.41.6）。2)小頭應力按不對稱循環(huán)變化，在固定角截面處外表面應力變化較大，通常只計算該處安全系數(shù)。循環(huán)最大應力 循環(huán)最小應力 應力幅 平均應力 查表值 45鋼的=6000 ，則3)在固定角截面的外表面處應力幅 平均應力 則小頭的安全系數(shù)小頭的安全系數(shù)不應小于1.5，故滿足要求。7.1.5小頭橫向直徑的減小量由公式計算其中 代入上式得為使活塞銷與連桿襯套不致咬死，應使（為活塞銷與襯套的配合間隙）由4.4節(jié)可知=0.0140.052mm，故=0.0070.026mm，滿足。7.2連桿桿身7.2.1桿身計算力1)最大拉伸力其中，分別為活塞組重量（1100g）和位于計算截面

18、以上部分的連桿組的重量（1400g）；代入2)最大壓縮力7.2.2桿身中間截面II處的應力與安全系數(shù)1)由引起的拉伸應力 ，式中桿身中間截面積，經(jīng)計算=3.24代入得2)由壓縮和縱彎曲引起的合成應力在擺動平面內(nèi)式中=0.00035；則在垂直于擺動平面內(nèi)式中則3)在桿身中間截面的應力幅和平均應力在擺動平面內(nèi)應力幅 平均應力在垂直于擺動平面的應力幅 平均應力4)在擺動平面和垂直于擺動平面內(nèi)的安全系數(shù)7.3連桿大頭1)連桿大頭蓋受慣性力拉伸負荷其中：活塞組重量（1100g）連桿組往復部分重量（410g）連桿組旋轉(zhuǎn)部分重量（990g）連桿大頭蓋重量（400g）代入上式求得2)連桿蓋截面重量DD上的應力

19、其中：螺栓中心距；、連桿蓋與軸瓦中央截面慣性矩；、連桿蓋和軸瓦的中央截面積；連桿蓋計算截面的抗彎斷面模數(shù)；代入數(shù)據(jù)得3)連桿大頭橫向直徑的減小值應不小于軸承間隙的一半。8連桿螺栓的設計1)結(jié)構(gòu)及尺寸見圖紙2)材料：螺栓40Cr ，螺母40Cr；3)螺栓的裝配預緊力其中連桿組往復慣性力及連桿旋轉(zhuǎn)質(zhì)量（不含大頭蓋）慣性力之和的最大值；螺栓的數(shù)目。4)校核螺栓強度是否屈服式中螺栓的最小截面積；材料的屈服極限，8000；安全系數(shù)，取1.52.0 。代入檢驗得5)螺栓的疲勞計算計算項目計算公式桿部螺紋部最大應力最小應力應力幅平均應力安全系數(shù)屬于第一區(qū)域的應力循環(huán)屬于第二區(qū)域的應力循環(huán)強度條件>2螺

20、栓所受總拉力由試驗取得，0.140.33.；、分別為螺栓桿最小截面積和螺紋根部截面積；有效應力集中系數(shù)；工藝尺寸系數(shù)，；尺寸系數(shù)，取0.954；表面加工情況系數(shù)，采用滾壓，取1.3；=0.33經(jīng)檢驗，應力和安全系數(shù)均滿足。四曲軸組的設計 1.曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇 1.1曲軸的工作條件和設計要求 曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力、往復和旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量的慣性力以及它們的力矩作用下工作的，使曲軸既扭轉(zhuǎn)又彎曲，產(chǎn)生疲勞應力狀態(tài)。 由于曲軸彎曲與扭轉(zhuǎn)振動而產(chǎn)生附加應力，再加上曲軸形狀復雜，結(jié)構(gòu)變化急劇，產(chǎn)生的嚴重的應力集中。特別在曲柄至軸頸的圓角過渡區(qū)、潤滑油孔附近以及加工粗糙的部位應力集中現(xiàn)象尤為

21、突出。所以在設計曲軸時，要使它具有足夠的疲勞強度，盡量減小應力集中現(xiàn)象，克服薄弱環(huán)節(jié)，保證曲軸可靠工作。 如果曲軸彎曲剛度不足，就會大大惡化活塞、連桿的工作條件，影響它們的工作可靠性和耐磨性，曲軸扭轉(zhuǎn)剛度不足則可能在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)產(chǎn)生強烈的扭轉(zhuǎn)振動，所以設計曲軸時，應保證它有盡可能高的彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度。此外，曲軸主軸頸與曲柄銷時再高比壓下進行高速轉(zhuǎn)動的，因而還會產(chǎn)生強烈的磨損。所以設計曲軸時，要使其各摩擦表面耐磨，各軸頸應具有足夠的承壓面積同時給予盡可能好的工作條件。1.2.曲軸的結(jié)構(gòu)型式曲軸的設計從總體結(jié)構(gòu)上選擇整體式，它具有工作可靠、質(zhì)量輕的特點，而且剛度和強度較高，加工表面也比較少。為

22、了提高曲軸的彎曲剛度和強度，采用全支撐半平衡結(jié)構(gòu)11，即四個曲拐，每個曲拐的兩端都有一個主軸頸，如圖5.1所示：圖2 曲軸的結(jié)構(gòu)型式1.3 曲軸的材料在結(jié)構(gòu)設計和加工工藝正確合理的條件下，主要是材料強度決定著曲軸的體積、重量和壽命，作為曲軸的材料，除了應具有優(yōu)良的機械性能以外，還要求高度的耐磨性、耐疲勞性和沖擊韌性。同時也要使曲軸的加工容易和造價低廉。在保證曲軸有足夠強度的前提下，盡可能采用一般材料。以鑄代鍛，以鐵代鋼。高強度球墨鑄鐵的出現(xiàn)為鑄造曲軸的廣泛采用提供了前提。球墨鑄鐵就其機械性能和使用性能而言，比其它多種鑄鐵都要好。球墨鑄鐵曲軸可以鑄成復雜的合理的結(jié)構(gòu)形狀，使其應力分布均勻，金屬材

23、料更有效地利用，加上球鐵材料對斷面缺口的敏感性小，使得球鐵曲軸的實際彎曲疲勞強度與正火中碳鋼相近。該發(fā)動機曲軸采用球墨鑄鐵鑄造而成。2曲軸的主要尺寸確定2.1主軸頸為了最大限度地增加曲軸的剛度，適當?shù)丶哟种鬏S頸，這樣可以增加曲軸軸頸的重疊度，從而提高曲軸剛度，其次，加粗主軸頸后可以相對縮短其長度，從而給加厚曲柄提高其強度提供可能。對于高速柴油機，由于主軸承的負荷比連桿軸承輕，主軸頸的長度一般比曲柄銷的長度短，這樣可滿足增強剛性及保證良好潤滑的要求。2.2曲柄銷在考慮曲軸軸頸的粗細時，首先是確定曲柄銷的直徑。在現(xiàn)代發(fā)動機設計中，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，

24、提高曲軸的剛度。曲柄銷的長度是在選定的基礎上考慮的。從增加曲軸的剛性和保證軸承的工作能力出發(fā)，應使控制在一定范圍內(nèi)，同時注意曲拐各部分尺寸協(xié)調(diào).對于柴油機。2.3曲柄臂曲柄臂是曲軸當中最薄弱的部分之一，它在曲柄平面內(nèi)的抗彎剛度和強度都較差，實踐表明：由交變彎曲應力造成的曲柄臂斷裂是曲軸的主要損壞形式。曲柄臂應選擇適當?shù)暮穸葘挾?，以使曲軸有足夠的剛度和強度。曲柄臂形狀應合理，以改善應力分布。中高速柴油機整體曲軸的曲柄臂厚度，。曲柄臂寬度。2.4曲軸圓角曲軸主軸頸和曲柄臂連接的圓角稱為主軸頸圓角，曲柄銷和曲柄臂連接的圓角稱為曲柄銷圓角。由于曲柄銷圓角和主軸頸圓角是曲軸應力最大的部位，且應力沿圓角輪

25、廓分布也極不均勻，固圓角的輪廓設計也十分重要。曲柄銷圓角 主軸頸圓角 2.5提高曲軸疲勞強度方法（1） 增大主軸頸和曲柄銷重疊度增大重疊度可顯著提高曲軸的疲勞強度曲柄銷越薄越窄時，這種提高作用越明顯。（2） 軸頸減重孔曲軸軸頸具有適當尺寸和形狀的減重孔，可減輕曲軸重量，減小旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的離心慣性力，同時還可以改善圓角的應力分布，提高曲軸強度。曲柄銷減重孔曲柄銷減重孔偏心距主軸頸減重孔3.曲軸油孔位置為保證曲軸軸承工作可靠，對它們必需有充分的潤滑。曲軸中油道的尺寸和布置直接影響它的強度和剛度，同時也影響軸承工作的可靠性。潤滑油一般從機體上的主油道通過主軸承的上軸瓦引入。從主軸頸向曲柄銷供油采用斜油道

26、，主軸頸上的油孔入口應保證向曲柄銷供油足夠充分，曲柄銷上油孔的出口應設在負荷較低區(qū)，用以提高向曲柄銷的供油能力。曲柄銷油孔選擇在曲拐平面運轉(zhuǎn)前方的范圍內(nèi)。由于油道位于曲拐平面內(nèi)，油道出口處應力集中現(xiàn)象嚴重，當油道中心線與軸頸中心線的夾角時，最大應力增加很快，因此油孔設在小于處。油道的孔徑取為4。4.曲軸端部結(jié)構(gòu) 曲軸上帶動輔助系統(tǒng)的正時齒輪和皮帶輪一般裝在曲軸的前端，因為結(jié)構(gòu)簡單，維修方便。發(fā)動機的配氣機構(gòu)也是由曲軸自由端驅(qū)動。這是應為曲軸自由端的軸頸允許較細，可以采用節(jié)圓直徑小的齒輪，消除扭轉(zhuǎn)振動的減振器裝在曲軸前端，因為這里的振幅最大。 在曲軸自由端從曲軸箱伸出去額地方必須考慮密封。一方面

27、防止曲軸箱中的機油由這里漏出去，另一方面也防止外面的塵土等進入。密封是用甩油環(huán)和密封裝置所組成，密封裝置可以是密封圈，也可以是螺紋迷宮槽。所謂迷宮槽是在軸上或在曲軸箱的對應孔壁上制出螺紋，螺紋的螺旋方向與軸的螺旋方向相反。當機油漏入軸與孔之間的間隙中時，依靠機油的粘性和螺紋，把機油像個螺母一樣地退了回去，不使它漏出機體外。曲軸后端（功率輸出端）設有法蘭，飛輪與后端用螺栓和定位銷連接。螺栓應擰得足夠緊，以便能夠依靠飛輪與法蘭之間的摩擦力矩傳輸出曲軸的最大轉(zhuǎn)矩。定位銷用來保證重裝飛輪時保持飛輪與曲軸的裝配位置。故定位銷的布置是不對稱的或只有一個。這種連接方式結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠。為了提高曲軸的扭轉(zhuǎn)剛

28、度，從最后一道主軸承到飛輪法蘭這一軸段應該盡量粗短。5.曲軸平衡塊對四拐曲軸來說，作用在第1、2拐和第3、4拐上的離心慣性力互成力偶。這兩個力偶大小相等、方向相反，所以從整體上講是平衡的，但是這兩個力偶卻還是作用在曲袖上了，曲軸這兩個對稱力偶的作用下可能發(fā)生彎曲變形。由于曲軸是安裝在機體的主軸承中的，所以曲軸發(fā)生彎曲變形時上述力偶就將也部分地作用在機體上，使機體承受附加彎曲力偶的作用，尤其是在此情況下主軸承的工作條件也要變壞。安裝平衡重，改善曲軸本身和機體的受力情況，尤其改善了主軸承的工作條件。設計時，平衡重對主軸承工作情況的影響是利用主軸頸載荷圖來進行估算的。沒有平衡重時，由于離心慣性力的影

29、響，主軸頸表面所受載荷的分布可能很不均勻，一部分軸頸表面所受載荷很大，但另一部分軸頸表面卻完全不承受載荷。通過安裝平衡重可以抵消一部分離心慣性力，從而使軸頸表面的載荷分布比較均勻些，與此同時軸頸和軸承表面的平均載荷也可以相應下降。它意味著軸頸的磨損也可以比較均勻，而不是集中磨一處，防止因偏磨而很決失圓損壞10。設計平衡重時，應盡可能使平衡重的重心遠離曲軸旋轉(zhuǎn)中心，即用較輕的重量達到較好的效果，以便盡可能減輕曲軸重量。平衡重的徑向尺寸和厚度以不碰活塞裙底和連桿大頭能通過為限度。將平衡重與曲軸鑄成一體，時加工較簡單，并且工作可靠。6.曲軸的軸向定位曲軸由于受熱膨脹而伸長或受斜齒輪即離合器等的軸向力

30、會產(chǎn)生軸向移動，為了控制發(fā)動機在工作時曲軸的軸向竄動，在曲軸上設置有軸向定位裝置，同時為了保證曲軸在受熱膨脹時有一定的自由伸長量，所以曲軸上只能有一處軸向定位。從降低曲軸和機體加工尺寸鏈精度要求出發(fā)，止推軸承設在中間主軸承的兩邊。在第三主軸頸處設置軸向止推片，止推片為四片。 曲軸軸向間隙應保持，其它各主軸承端面間隙應保證曲軸受熱伸長時能自由延伸。7.曲軸疲勞強度計算 應力計算的任務是求出曲拐上曲柄銷圓角處的名義應力幅和名義應力的平均值。由于疲勞破壞總是發(fā)生在曲柄臂截面上，扭轉(zhuǎn)疲勞破壞總是發(fā)生在軸頸上，因此彎曲和扭轉(zhuǎn)時的名義應力應分別取為曲柄臂中央截面和曲柄銷軸頸橫截面上的彎曲和扭轉(zhuǎn)應力。一般情況，四缸機是在第二、三缸受到最大爆發(fā)壓力作用時曲軸所受的應力最大，現(xiàn)選擇對第三缸曲拐進行強度校核。7.1強度計算已知條件曲柄銷 主軸頸 曲柄臂 曲軸材料 7.2強度計算已知曲軸載荷 7.3圓角疲勞強度校核（1） 支反力（2） 曲柄平面內(nèi)彎矩（3） 曲柄臂抗彎斷面系數(shù)（4） 圓角彎曲名義應力（5） 圓角彎曲應力幅和平均應力（6） 圓角承受的扭矩（7） 曲柄銷抗扭斷面系數(shù)（8） 圓角名義切應力（9） 圓角切應力幅和平均應力（10） 圓角彎曲形狀系數(shù) 根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得根