汽車曲柄連桿機構的設計

...wd......wd......wd...汽車曲柄連桿機構設計2014年10月10日目錄摘要3關鍵詞31曲柄連桿機構受力分析41.1曲柄連桿機構運動學41.1.1活塞位移61.1.2活塞的速度71.1.3機構活塞加速度81.2機構中各種作用力81.2.1氣缸內工質的作用力81.2.2機構慣性力91.3本章小結152活塞組的設計172.1活塞的設計172.1.1活塞的構造172.1.2活塞的工作條件和設計要求172.1.3活塞的材料182.1.4活塞頭部的設計192.1.5活塞裙部的設計242.2活塞銷的設計262.2.1活塞銷的構造、材料262.2.2活塞銷強度和剛度計算272.3活塞銷座282.3.1活塞銷座構造設計282.3.2驗算比壓力282.4活塞環(huán)設計及計算282.4.1活塞環(huán)形狀及主要尺寸設計282.4.2活塞環(huán)強度校核292.5本章小結303連桿組的設計323.1連桿的設計323.1.1連桿的構造323.1.2連桿的工作情況、設計要求和材料選用323.1.3連桿長度確實定333.1.4連桿小頭的構造設計與強度、剛度計算333.1.5連桿桿身的構造設計與強度計算363.1.6連桿大頭的構造設計與強度、剛度計算393.2連桿螺栓的設計413.2.1連桿螺栓的工作負荷與預緊力413.2.2連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算413.3本章小結424曲軸的設計434.1曲軸的構造型式和材料的選擇434.1.1曲軸的工作條件和設計要求434.1.2曲軸的構造型式444.1.3曲軸材料444.2曲軸的主要尺寸確實定和構造細節(jié)設計444.2.1曲柄銷的直徑和長度444.2.2主軸頸的直徑和長度454.2.3曲柄454.2.4平衡重464.2.5油孔的位置和尺寸464.2.6曲軸兩端的構造474.2.7曲軸的止推474.3曲軸的疲勞強度校核484.3.1作用于單元曲拐上的力和力矩484.3.2計算名義應力524.4本章小結54致謝55參考文獻56汽車曲柄連桿機構設計機械電子130專業(yè)學生管長雨指導教師李忠芳摘要：曲柄連桿機構由機體組、曲柄飛輪、活塞連桿組三局部組成。它是往復式內燃機中的動力傳遞系統(tǒng)。它的作用是提供燃料燃燒的場所，把燃料燃燒之后產(chǎn)生的氣體作用在活塞頂上的膨脹壓力轉化成為曲軸旋轉的轉矩，不連續(xù)的輸出機械動力。曲柄連桿機構的運動件主要包括活塞組、連桿組、曲軸與軸承組。在零部件設計過程中，首先要了解其工作情況以及對零件的要求并做出相應的分析，接著再根據(jù)內燃機的整體設計指標及工廠生產(chǎn)條件和環(huán)境選擇適當?shù)牟牧?，并且采取恰當?shù)拇胧┯靡詽M足所提出的要求。然后，決定出零件的主要尺寸，并進展相對應的強度、剛度等方面的校核計算。最后，應用CAD軟件建設相應的幾何模型。關鍵詞：曲柄連桿；構造設計；整體穩(wěn)定性；強度校核；經(jīng)濟性引言畢業(yè)設計是在學完了機械電子工程專業(yè)全部專業(yè)課，并進展了生產(chǎn)實習的根基上進展的一個教學環(huán)節(jié)。這是我們在畢業(yè)前對所學課程的一次深入的全面的總復習，也是一次理論聯(lián)系實際的訓練，更是一次畢業(yè)總結。因此，畢業(yè)設計在這兩年的學習中占有十分重要的地位，要求每位畢業(yè)生都能發(fā)揮所能，搞好自己的設計，給自己的學業(yè)劃上一個圓滿的句號。2014年11月-2014年12月在我校精工實習。實習期間，我十分重視對自己能力的提高，屢次接觸工程訓練中心的教師，與他們交流技術經(jīng)歷，從他們身上學到很多技術經(jīng)歷，為做此次設計打下了很好的根基，也有利于以后的工作。我也十分重視這次畢業(yè)設計，并希望通過這次設計對自己今后將從事的工作進展一次適應性的訓練，鍛煉自己分析問題、解決問題的能力，為進廠后的工作打下一個良好的根基。由于個人能力有限，設計中難免有許多缺乏之處。希望各位指導教師給予批評指正，我也會在以后的工作中嚴格要求自己，努力提高自己的專業(yè)技能。1曲柄連桿機構受力分析研究曲柄連桿機構的受力，關鍵在于分析曲柄連桿機構中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機構的主要零件進展強度、剛度、磨損等方面的分析、計算和設計，以便到達發(fā)動機輸出轉矩及轉速的要求。1.1曲柄連桿機構運動學內燃機中采用曲柄連桿機構的型式很多，按運動學觀點可分為三類，即:中心曲柄連桿機構、偏心曲柄連桿機構和主副連桿式曲柄連桿機構。本設計的型式選擇為中心曲柄連桿機構。中心曲柄連桿機構簡圖如圖2.1所示，在圖2.1里面機構氣缸中心線所在的位置經(jīng)過曲軸的中心點O，線段OB作為機構的曲柄，線段AB是機構的連桿，點B是機構曲柄銷的中心，點A是機構活塞銷的中心。如果機構曲柄按照相等的角速度旋轉運動時，機構曲柄OB線段任意的點都會以點O作為圓心位置繞著點O做相等轉速的旋轉運動，機構活塞點A沿著機構氣缸的中心線位置往復運動著，機構連桿AB線段做平面運動，連桿大頭點B和機構曲柄的一端相互連接，按照相等的速度旋轉運動，機構連桿的小頭和活塞相互連接做往復的運動。為了使問題更加簡單容易處理，普遍的將機構連桿簡化成集中在機構連桿小頭與機構連桿大頭的二個集中的質量，把它當做旋轉與往復的運動，如此便不用對機構連桿運動的規(guī)律做單獨的研究。圖2.1曲柄連桿機構運動簡圖當機構活塞做來回往復運動的時候，活塞的加速度與速度是變化的，活塞的加速度與速度的數(shù)值并且變化的規(guī)律對機構和發(fā)動機的整個的工作都有非常大的影響，所以研究機構運動規(guī)律的重要任務是研究機構活塞運動的規(guī)律。1.1.1活塞位移假設在某一個時刻，機構曲柄的轉角為，并按照順時針的方向進展旋轉，機構連桿的軸線在所在運動的平面內偏離機構氣缸的軸線角度是，如圖2.1所示。當=時，機構活塞銷的中心點A在最上面A1位置，這個位置稱作上止點。=180時，點A在最下面的A2位置，這個位置稱作下止點。這時機構活塞位移x:x===(r+)=〔2.1〕式中：—連桿比。式〔2.1〕再次的簡化形式，由圖2.1可以看出：即又由于〔2.2〕將式〔2.2〕帶入式〔2.1〕得：x=〔2.3〕式〔2.3〕計算機構活塞的位移x的公式,為了便于計算，可將式〔2.3〕中的根號按牛頓二項式定理展開，得：…考慮到≤1∕3，其二次方以上的數(shù)值很小，可以忽略不計。只保存前兩項，則〔2.4〕將式〔2.4〕帶入式〔2.3〕得〔2.5〕1.1.2活塞的速度將活塞位移公式〔2.1〕對時間t進展微分，即求機構活塞速度的值是(2.6)將式〔2.5〕對時間微分，便求出機構活塞速度得近似的公式是：〔2.7〕從式〔2.7〕看得出來，機構活塞的速度可以看做是和兩塊簡諧運動來構成。當或時，機構活塞的速度為零，活塞在這兩點改變運動方向。當時，，此時活塞得速度等于曲柄銷中心的圓周速度。1.1.3機構活塞加速度將式〔2.6〕對時間進展微分處理求出機構活塞的加速度準確值是：〔2.8〕將式〔2.7〕對時間進展微分求出機構活塞加速度近似值是：〔2.9〕因此，機構活塞加速度也可以視為兩個簡諧運動的加速度之和，即由與兩局部組成。1.2機構中各種作用力曲柄連桿機構作用力可以分成：運動質量的慣性力，作用在發(fā)動機曲軸上的負載阻力，缸內氣壓力，摩擦阻力。由于摩擦力數(shù)值非常小而且變化規(guī)律非常難以掌握，所以進展受力分析時可以把摩擦阻力直接忽略。而負載阻力和主動力正好處在平衡狀態(tài)，不用再計算，所以研究氣壓力與運動質量慣性力的變化規(guī)律對于機構構件的作用。1.2.1氣缸內工質的作用力作用在活塞上的氣體作用力等于活塞上、下兩面的空間內氣體壓力差與活塞頂面積的乘積，即〔2.10〕式中：—活塞上的氣體作用力，；—缸內絕對壓力，；—大氣壓力，；—活塞直徑，。由于活塞直徑是一定的，活塞上的氣體作用力取決于活塞上、下兩面的空間內氣體壓力差，對于四沖程發(fā)動機來說，一般取=0.1，,對于缸內絕對壓力，在發(fā)動機的四個沖程中，計算結果如表2.1所示：則由式〔2.10〕計算氣壓力如表2.2所示。1.2.2機構慣性力慣性力的產(chǎn)生由于運動不均勻，想要確定慣性力首先要知道它的質量與加速度的分布。運動學可以得知加速度所以現(xiàn)在只需要求出質量分布，在現(xiàn)實中質量分布的非常復雜，所以要進展簡化。因此要進展質量換算。1、機構的運動件質量換算質量換算要保持機構系統(tǒng)的動力學等效性。并且質量換算目的是計算零件的運動質量，以便進一步計算它們在運動中所產(chǎn)生的慣性力。表2.1缸內絕對壓力計算結果四個沖程終點壓力計算公式計算結果/進氣終點壓力0.08壓縮終點壓力1.46膨脹終點壓力0.45排氣終點壓力0.115注：—平均壓縮指數(shù)，=1.321.38；—壓縮比，=9.3；—平均膨脹指數(shù)，=1.21.30；；—最大爆發(fā)壓力，=35，取=4.5；此時壓力角=，取=。表2.2氣壓力計算結果四個沖程/進氣終點77.23壓縮終點-102.97膨脹終點7001.933排氣終點1801.968〔1〕連桿質量的換算連桿是做復雜的平面運動零件。為了方便計算，將整個連桿〔包括有關附屬零件〕的質量用兩個換算質量和來代換，并假設是是集中的作用于在機構連桿大頭中心的地方，而且只沿著圓周做旋轉運動的質量；集中作用與機構連桿小頭中心的地方，而且只做往復運動的質量；如圖2.2所示：圖2.2連桿質量的換算簡圖為了保證原來的質量系統(tǒng)與代換后的質量系統(tǒng)在力學上等效，必須滿足以下三個條件：=1\*GB3①機構連桿的總質量保持不變即。=2\*GB3②機構連桿重心的位置不變即。=3\*GB3③機構連桿相對的重心G的轉動慣量保持不變即。其中，連桿長度，連桿重心至連桿小頭中心之間距離。由條件可得以下?lián)Q算公式：用平衡力系求合力的索多邊形法求出重心位置。把機構連桿分成幾個簡單的幾何圖案；然后再計算出來各段連桿的重量和各連桿的重心所在位置，最后按索多邊形作圖法；算出整個連桿重心所在位置和折算在連桿的大小頭中心的重量和，如圖2.3所示：圖2.3索多邊形圖〔2〕來回往復直線運動的局部質量機構活塞是沿著氣缸的中心做來回往復的直線運動。它們的質量可以看作是集中在活塞銷中心上，并以表示。質量與換算到連桿小頭的中心質量之和，稱為往復運動質量，即。〔3〕機構不平衡回轉的質量機構曲拐不平衡的質量和它代換質量如以以下圖2.4所示：圖2.4曲拐的不平衡質量及其代換質量機構的曲拐繞軸線在旋轉時機構曲柄銷與其中一局部機構的曲柄臂質量將會產(chǎn)生不平衡的離心慣性力稱作機構曲拐不平衡質量。為了方便計算所以全部這些質量都按照離心力相等的條件進展，換算到了回轉的半徑是連桿軸頸的中心地方，用來表示可得換算后的質量為：式中：—曲拐換算質量，；—連桿軸頸的質量，；—一個曲柄臂的質量，；—曲柄臂質心位置與曲拐中心的距離，。質量與換算到大頭中心的連桿質量之和稱為不平衡回轉質量，即由上述換算方法計算得：往復直線運動局部的質量=0.583，不平衡回轉質量=0.467。2、機構慣性力為了方便計算，需要將機構的運動件質量簡成二個質量和后，兩個質量的慣性力能通過運動的條件求出來，總結稱為兩個力。旋轉質量的旋轉慣性力與往復質量的往復慣性力?！?〕、往復慣性力〔2.11〕式中：—往復運動質量，；—連桿比；—曲柄半徑，；—曲柄的角速度，；—曲軸轉角。是沿氣缸中心線方向作用的，公式〔2.11〕前的負號表示方向與活塞加速度的方向相反。其中曲柄的角速度為：〔2.12〕式中：—曲軸轉數(shù)，；額定轉數(shù)=5800，則；曲柄半徑=40.23，連桿比=0.25~0.315，取=0.27，參照附錄表2：四缸機工作循環(huán)表，將每一工況的曲軸轉角代入式〔2.11〕，計算得出往復的慣性力，結果如表2.3所示：表2.3往復的慣性力計算結果四個沖程/進氣終點-10519.68壓縮終點6324.5膨脹終點-10519.68排氣終點6324.51〔2〕旋轉慣性力〔2.13〕3、作用在活塞上總的作用力在機構活塞銷的中心處，同時作用著往復慣性力與氣體作用力，因為作用力的方向都是沿中心線，所以只需要代數(shù)相加，便可得到合力〔2.14〕計算結果如表2.4所示。4、活塞上總的作用力分解與傳遞如圖2.5所示，首先，將分解成兩個分力：把活塞壓向氣缸壁的力側向力和沿著連桿的軸線作用力，其中沿連桿作用的力為：〔2.15〕而側向力為：〔2.16〕表2.4作用在活塞上總的作用力四個沖程氣壓力/往復慣性的力/總作用力/進氣終點77.23壓縮終點-102.976324.5膨脹終點7001.933排氣終點1801.9686324.5圖2.5作用在機構上的力和力矩機構連桿的作用力方向規(guī)定為，讓連桿受壓時作為正號，讓機構連桿受拉時作為負號。側向力正負號規(guī)定如下，當側向力所形成的反扭矩與曲軸旋轉方向相反時，側向力為正值，反之為負值。當=時，根據(jù)正弦定理，可得：求得將分別代入式〔2.15〕、式〔2.16〕，計算結果如表2.5所示：表2.5連桿力、側向力的計算結果四個沖程連桿力/側向力/進氣終點壓縮終點6385.191436.356膨脹終點排氣終點8340.2371896.923力通過連桿作用在曲軸的曲柄臂上，此力也分解成兩個力，即推動曲軸旋轉的切向力，即〔2.17〕和壓縮曲柄臂的徑向力，即〔2.18〕規(guī)定力和曲軸旋轉方向一致為正，力指向曲軸為正。求得切向力、徑向力見如表2.6所示:表2.6切向力、徑向力的計算結果四個沖程切向力/徑向力/進氣終點壓縮終點1811.3556122.8789膨脹終點排氣終點2365.967997.611.3本章小結本章首先分析了曲柄連桿機構的運動情況，重點分析了活塞的運動，在此根基上分析了每個工作過程的氣體壓力變化情況，進一步推導出各過程氣體力的理論計算公式，進展了機構中運動質量的換算，并根據(jù)EA113型汽油機的具體構造參數(shù)計算出了各過程的氣體力，為后面章節(jié)的動力仿真提供了理論數(shù)據(jù)的依據(jù)。2活塞組的設計2.1活塞的設計2.1.1活塞的構造活塞的主要作用是承受氣缸中氣體壓力并通過活塞銷和連桿傳給曲軸。此外，活塞還與氣缸蓋、氣缸壁共同組成燃燒室，由于活塞頂部直接與高溫燃氣接觸，承受很高的熱負荷；活塞還承受周期性變化的的氣體壓力和慣性力的作用，因此要求活塞應有足夠的強度和剛度，質量盡可能小，導熱性能要好，要有良好的耐熱性、耐磨性，溫度變化時，尺寸及形狀的變化要小。

汽車發(fā)動機目前廣泛采用的活塞材料是鋁合金，有的柴油機上也采用合金鑄鐵或耐熱鋼制造活塞。

活塞的根本構造可分為頂部、頭部和裙部三個局部。2.1.2活塞的工作條件和設計要求1、活塞的機械負荷在發(fā)動機工作中,活塞承受的機械載荷包括周期變化的氣體壓力、往復慣性力以及由此產(chǎn)生的側向作用力。在機械載荷的作用下，活塞各部位了各種不同的應力：活塞頂部動態(tài)彎曲應力；活塞銷座承受拉壓及彎曲應力；環(huán)岸承受彎曲及剪應力。此外，在環(huán)槽及裙部還有較大的磨損。為適應機械負荷，設計活塞時要求各處有適宜的壁厚和合理的形狀，即在保證足夠的強度、剛度前提下，構造要盡量簡單、輕巧，截面變化處的過渡要圓滑，以減少應力集中。2、活塞的熱負荷活塞在氣缸內工作時，活塞頂面承受瞬變高溫燃氣的作用，燃氣的最高溫度可達。因而活塞頂?shù)臏囟纫埠芨??；钊粌H溫度高，而且溫度分布不均勻，各點間有很大的溫度梯度，這就成為熱應力的根源，正是這些熱應力對活塞頂部外表發(fā)生的開裂起了重要作用[9]。3、磨損強烈發(fā)動機在工作中所產(chǎn)生的側向作用力是較大的，同時，活塞在氣缸中的高速往復運動，活塞組與氣缸外表之間會產(chǎn)生強烈磨損，由于此處潤滑條件較差，磨損情況比擬嚴重。4、活塞組的設計要求〔1〕要選用熱強度好、耐磨、比重小、熱膨脹系數(shù)小、導熱性好、具有良好減磨性、工藝性的材料；〔2〕有合理的形狀和壁厚。使散熱良好，強度、剛度符合要求，盡量減輕重量，防止應力集中；〔3〕保證燃燒室氣密性好，竄氣、竄油要少又不增加活塞組的摩擦損失；〔4〕在不同工況下都能保持活塞與缸套的最正確配合；〔5〕減少活塞從燃氣吸收的熱量，而已吸收的熱量則能順利地散走；〔6〕在較低的機油耗條件下，保證滑動面上有足夠的潤滑油。2.1.3活塞的材料根據(jù)上述對活塞設計的要求，活塞材料應滿足如下要求：〔1〕熱強度高。即在高溫下仍有足夠的機械性能，使零件不致?lián)p壞；〔2〕導熱性好，吸熱性差。以降低頂部及環(huán)區(qū)的溫度，并減少熱應力；〔3〕膨脹系數(shù)小。使活塞與氣缸間能保持較小間隙；〔4〕比重小。以降低活塞組的往復慣性力，從而降低了曲軸連桿組的機械負荷和平衡配重；〔5〕有良好的減磨性能〔即與缸套材料間的摩擦系數(shù)較小〕，耐磨、耐蝕；〔6〕工藝性好，低廉。在發(fā)動機中，灰鑄鐵由于耐磨性、耐蝕性好、膨脹系數(shù)小、熱強度高、本錢低、工藝性好等原因，曾廣泛地被作為活塞材料。但近幾十年來，由于發(fā)動機轉速日益提高，工作過程不斷強化，灰鑄鐵活塞因此比重大和導熱性差兩個根本缺點而逐漸被鋁基輕合金活塞所淘汰。鋁合金的優(yōu)缺點與灰鑄鐵正相反，鋁合金比重小，約占有灰鑄鐵的1/3，構造重量僅占鑄鐵活塞的。因此其慣性小，這對高速發(fā)動機具有重大意義。鋁合金另一突出優(yōu)點是導熱性好，其熱傳導系數(shù)約為鑄鐵的倍，使活塞溫度顯著下降。對汽油機來說，采用鋁活塞還為提高壓縮比、改善發(fā)動機性能創(chuàng)造了重要的條件。共晶鋁硅合金是目前國內外應用最廣泛的活塞材料，既可鑄造，也可鍛造。含硅9%左右的亞共晶鋁硅合金，熱膨脹系數(shù)稍大一些，但由于鑄造性能好，適應大量生產(chǎn)工藝的要求，應用也很廣。綜合分析，該發(fā)動機活塞采用鋁硅合金材料鑄造而成。2.1.4活塞頭部的設計1、設計要點活塞頭部包括活塞頂和環(huán)帶局部，其主要功用是承受氣壓力，并通過銷座把它傳給連桿，同時與活塞環(huán)一起配合氣缸密封工質。因此，活塞頭部的設計要點是：〔1〕保證它具有足夠的機械強度與剛度，以免開裂和產(chǎn)生過大變形，因為環(huán)槽的變形過大勢必影響活塞環(huán)的正常工作；〔2〕保證溫度不過高，溫差小，防止產(chǎn)生過大的熱變形和熱應力，為活塞環(huán)的正常工作創(chuàng)造良好條件，并防止頂部熱疲勞開裂；〔3〕尺寸盡可能緊湊，因為一般壓縮高度縮短1單位，整個發(fā)動機高度就可以縮短單位，并顯著減輕活塞重量。而則直承受頭部尺寸的影響。2、壓縮高度確實定活塞壓縮高度的選取將直接影響發(fā)動機的總高度，以及氣缸套、機體的尺寸和質量。盡量降低活塞壓縮高度是現(xiàn)代發(fā)動機活塞設計的一個重要原則，壓縮高度是由火力岸高度、環(huán)帶高度和上裙尺寸構成的，即=++為了降低壓縮高度，應在保證強度的根基上盡量壓縮環(huán)岸、環(huán)槽的高度及銷孔的直徑?！?〕第一環(huán)位置根據(jù)活塞環(huán)的布置確定活塞壓縮高度時，首先須定出第一環(huán)的位置，即所謂火力岸高度。為縮小，當然希望盡可能小，但過小會使第一環(huán)溫度過高，導致活塞環(huán)彈性松弛、粘結等故障。因此火力岸高度的選取原則是：在滿足第一環(huán)槽熱載荷要求的前提下，盡量取得小些。一般汽油機，為活塞直徑，該發(fā)動機的活塞標準直徑，確定火力岸高度為：〔2〕環(huán)帶高度為減小活塞高度，活塞環(huán)槽軸向高度應盡可能小，這樣活塞環(huán)慣性力也小，會減輕對環(huán)槽側面沖擊，有助于提高環(huán)槽耐久性。但太小，使制環(huán)工藝困難。在小型高速內燃機上，一般氣環(huán)高，油環(huán)高。該發(fā)動機采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)稱之為壓縮環(huán)〔氣環(huán)〕，第三環(huán)稱之為油環(huán)。取，，。環(huán)岸的高度，應保證它在氣壓力造成的負荷下不會破壞。當然，第二環(huán)岸負荷要比第一環(huán)岸小得多，溫度也低，只有在第一環(huán)岸已破壞的情況下，它才可能被破壞。因此，環(huán)岸高度一般第一環(huán)最大，其它較小。實際發(fā)動機的統(tǒng)計說明，，，汽油機接近下限。則，。因此，環(huán)帶高度?！?〕上裙尺寸確定好活塞頭部環(huán)的布置以后，壓縮高度H1最后決定于活塞銷軸線到最低環(huán)槽〔油環(huán)槽〕的距離h1。為了保證油環(huán)工作良好，環(huán)在槽中的軸向間隙是很小的，環(huán)槽如有較大變形就會使油環(huán)卡住而失效。所以在一般設計中，選取活塞上裙尺寸一般應使銷座上方油環(huán)槽的位置處于銷座外徑上面，并且保證銷座的強度不致因開槽而削弱，同時也不致因銷座處材料分布不均引起變形，影響油環(huán)工作。綜上所述，可以決定活塞的壓縮高度。對于汽油機，所以。則。2.1.3、活塞頂和環(huán)帶斷面〔1〕活塞頂活塞頂?shù)男螤钪饕Q于燃燒室的選擇和設計。僅從活塞設計角度，為了減輕活塞組的熱負荷和應力集中，希望采用受熱面積最小、加工最簡單的活塞頂形狀，即平頂。大多數(shù)汽油機正是采用平頂活塞，由于EA1135V1.6L發(fā)動機為高壓縮比，因而采用近似于平頂?shù)幕钊?。實際統(tǒng)計數(shù)據(jù)說明，活塞頂部最小厚度，汽油機為，即。活塞頂承受的熱量，主要通過活塞環(huán)傳出。活塞頂厚度應從中央到四周逐漸加大，而且過渡圓角應足夠大，使活塞頂吸收的熱量能順利地被導至第二、三環(huán)，以減輕第一環(huán)的熱負荷，并降低了最高溫度?；钊^部要安裝活塞環(huán)，側壁必須加厚，一般取，取為6.16mm，活塞頂與側壁之間應該采用較大的過渡圓角，一般取，取0.074為5.993mm.為了減少積炭和受熱，活塞頂外表應光潔，在個別情況下甚至拋光。復雜形狀的活塞頂要特別注意防止尖角，所有尖角均應仔細修圓，以免在高溫下熔化?！?〕環(huán)帶斷面為了保證高熱負荷活塞的環(huán)帶有足夠的壁厚使導熱良好，不讓熱量過多地集中在最高一環(huán)，其平均值為。正確設計環(huán)槽斷面和選擇環(huán)與環(huán)槽的配合間隙，對于環(huán)和環(huán)槽工作的可靠性與耐久性十分重要。槽底圓角一般為0.2~0.5mm?；钊h(huán)岸銳邊必須有適當?shù)牡菇牵駝t當岸部與缸壁壓緊出現(xiàn)毛刺時，就可能把活塞環(huán)卡住，成為嚴重漏氣和過熱的原因，但倒角過大又使活塞環(huán)漏氣增加。一般該倒角為。〔3〕環(huán)岸和環(huán)槽環(huán)岸和環(huán)槽的設計應保持活塞、活塞環(huán)正常工作，降低機油消耗量，防止活塞環(huán)粘著卡死和異常磨損，氣環(huán)槽下平面應與活塞軸線垂直，以保證環(huán)工作時下邊與缸桶接觸，減小向上竄機油的可能性?；钊h(huán)側隙在不產(chǎn)生上述損傷的情況下愈小愈好，目前，第一環(huán)與環(huán)槽側隙一般為0.05~0.1mm，二、三環(huán)適當小些，為0.03~0.07mm，油環(huán)則更小些，這有利于活塞環(huán)工作穩(wěn)定和降低機油消耗量，側隙確定油環(huán)槽中必須設有回油孔，并均勻地布置再主次推力面?zhèn)?，回油孔對降低機油消耗量有重要意義，三道活塞環(huán)的開口間隙及側隙如表3.1所示:表3.1活塞環(huán)的開口間隙及側隙活塞環(huán)開口間隙/側隙/第一道環(huán)第二道環(huán)第三道環(huán)活塞環(huán)的背隙比擬大，以免環(huán)與槽底圓角干預。一般氣環(huán)=0.5毫米，油環(huán)的則更大些，如圖3.1所示?！?〕環(huán)岸的強度校核在膨脹沖程開場時，在爆發(fā)壓力作用下，第一道活塞環(huán)緊壓在第一環(huán)岸上。由于節(jié)流作用，第一環(huán)岸上面的壓力比下面壓力大得多，不平衡力會在岸根產(chǎn)生很大的彎曲和剪切應力，當應力值超過鋁合金在其工作溫度下的強度極限或疲勞極限時，岸根有可能斷裂，專門的試驗說明，當活塞頂上作用最大的爆發(fā)壓力時，，，如圖3.2所示。=4.5，則，，圖3.1環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及環(huán)槽構造圖3.2第一環(huán)岸的受力情況[10]環(huán)岸的厚度，內外圓的直徑為、圓環(huán)形的板，想要準確計算固定面的應力很困難可以把它簡化成一個簡單的懸臂梁粗略計算。在通常的尺寸比例下，可假定槽底〔岸根〕直徑，環(huán)槽深為：可得作用于岸根彎矩是〔3.1〕而環(huán)岸根斷面抗彎斷面系數(shù)約是因此環(huán)岸根危險斷面上彎曲的應力是〔3.2〕同理得剪切應力為：〔3.3〕接合成應力公式為：〔3.4〕考慮到鋁合金在高溫下的強度下降以及環(huán)岸根部的應力集中，鋁合金的許用應力，，校核合格。2.1.5活塞裙部的設計活塞裙部是指活塞頭部最低一個環(huán)槽以下的那局部活塞?；钊貧飧淄鶑瓦\動時，依靠裙部起導向作用，并承受由于連桿擺動所產(chǎn)生的側壓力。所以裙部的設計要求，是保證活塞得到良好的導向，具有足夠的實際承壓面積，能形成足夠厚的潤滑油膜，既不因間隙過大發(fā)生敲缸，引起噪音和加速損傷，也不因間隙過小而導致活塞拉傷。分析活塞在發(fā)動機中工作時裙部的變形情況。首先，活塞受到側向力的作用。承受側向力作用的裙部外表，一般只是在兩個銷孔之間的弧形外表。這樣，裙部就有被壓偏的傾向，使它在活塞銷座方向上的尺寸增大；其次，由于加在活塞頂上的爆發(fā)壓力和慣性力的聯(lián)合作用，使活塞頂在活塞銷座的跨度內發(fā)生彎曲變形，使整個活塞在銷座方向上的尺寸變大；再次，由于溫度升高引起熱膨脹，其中銷座局部因壁厚較其它局部要厚，所以熱膨脹比擬嚴重。三種情況共同作用的結果都使活塞在工作時沿銷座方向漲大，使裙部截面的形狀變成為“橢圓〞形，使得在橢圓形長軸方向上的兩個端面與氣缸間的間隙消失，以致造成拉毛現(xiàn)象。在這些因素中，機械變形影響一般來說并不嚴重，主要還是受熱膨脹產(chǎn)生變形的影響比擬大[11]。因此，為了防止拉毛現(xiàn)象，在活塞裙部與氣缸之間必須預先流出較大的間隙。當然間隙也不能留得過大，否則又會產(chǎn)生敲缸現(xiàn)象。解決這個問題的比擬合理的方法應該使盡量減少從活塞頭部流向裙部的熱量，使裙部的膨脹減低至最??；活塞裙部形狀應與活塞的溫度分布、裙部壁厚的大小等相適應[12]。本文采用托板式裙部，這樣不僅可以減小活塞質量，而且裙部具有較大的彈性，可使裙部與氣缸套裝配間隙減小很多，也不會卡死。把活塞裙部的橫斷面設計成與裙部變形相適應的形狀。在設計時把裙部橫斷截面制成長軸是在垂直與活塞銷中心線方向上，短軸平行于銷軸方向的橢圓形。常用的橢圓形狀是按以下公式設計的：〔3.4〕式中、分別為橢圓的長短軸，如圖3.3所示。缸徑小于的裙部開槽的活塞，橢圓度〔〕的大小，一般為。圖3.3活塞銷裙部的橢圓形狀[9]1、裙部的尺寸活塞裙部是側壓力的主要承當者。為保證活塞裙外表能保持住必要厚度的潤滑油膜，其外表比壓不應超過一定的數(shù)值。因此，在決定活塞裙部長度是應保持足夠的承壓面積，以減少比壓和磨損。在確定裙部長度時，首先根據(jù)裙部比壓最大的允許值，決定需要的最小長度，然后按照構造上的要求加以適當修改。裙部單位面積壓力〔裙部比壓〕按下式計算：〔3.5〕式中：—最大側作用力，由動力計算求得，=2410.83—活塞直徑，；—裙部高度，。取。則一般發(fā)動機活塞裙部比壓值約為，所以設計適宜。2、銷孔的位置機構活塞銷和活塞裙的軸線不相交并向承受膨脹一側壓力方向偏移了，假設機構活塞銷中心的布置，即機構銷軸線和活塞的軸線相交，如果活塞越過了上止點，當側向壓力作用的方向改變時，活塞從次推力面貼緊氣缸壁一側一下全部地橫掃過來變到主推力面貼緊氣缸壁的另一側，和氣缸拍擊，產(chǎn)生了噪音，有損活塞的耐久性。如果把活塞銷偏心布置，則能使瞬時的過渡變成分布的過渡，并使過渡時刻先于到達最高的燃燒壓力的時刻，因此改善了發(fā)動機的工作平順性[13]。2.2活塞銷的設計2.2.1活塞銷的構造、材料1、活塞銷的構造和尺寸活塞銷的構造為一圓柱體，中空形式，可減少往復慣性質量，有效利用材料?；钊N與活塞銷座和連桿小頭襯套孔的連接配合，采用“全浮式〞?；钊N的外直徑，取，活塞銷的內直徑，取活塞銷長度，取2、活塞銷的材料活塞銷材料為低碳合金鋼，外表滲碳處理，硬度高、耐磨、內部沖擊韌性好。外表加工精度及粗糙度要求極高，高溫下熱穩(wěn)定性好。2.2.2活塞銷強度和剛度計算由運動學知，活塞銷外表受到氣體壓力和往復慣性力的共同作用，總的作用力，活塞銷長度，連桿小頭高度，活塞銷跨度。1、最大彎曲應力計算活塞銷中央截面的彎矩為〔3.6〕空心銷的抗彎斷面系數(shù)為，其中所以彎曲應力為即〔3.7〕2、最大剪切應力計算最大剪切應力出現(xiàn)在銷座和連桿小頭之間的截面上。橫斷截面的最大剪切應力發(fā)生在中性層上[14]，其值按下式計算：〔3.8〕許用彎曲應力；許用剪切應力，那么校核合格。2.3活塞銷座2.3.1活塞銷座構造設計活塞銷座用以支承活塞，并由此傳遞功率。銷座應當有足夠的強度和適當?shù)膭偠龋逛N座能夠適應活塞銷的變形，防止銷座產(chǎn)生應力集中而導致疲勞斷裂；同時要有足夠的承壓外表和較高的耐磨性。活塞銷座的內徑，活塞銷座外徑一般等于內徑的倍，取，活塞銷的彎曲跨度越小，銷的彎曲變形就越小，銷—銷座系統(tǒng)的工作越可靠，所以，一般設計成連桿小頭與活塞銷座開擋之間的間隙為，但當制造精度有保證時，兩邊共就足夠了，取間隙為。2.3.2驗算比壓力銷座比壓力為：〔3.9〕一般。2.4活塞環(huán)設計及計算2.4.1活塞環(huán)形狀及主要尺寸設計該發(fā)動機采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)為氣環(huán)，第三環(huán)為油環(huán)。第一道活塞環(huán)為桶形扭曲環(huán)，材料為球墨鑄鐵，外表鍍鉻。桶形環(huán)與缸筒為圓弧接觸，對活塞擺動適應性好，并容易形成楔形潤滑油膜。第二道活塞環(huán)為鼻形環(huán)，材料為鑄鐵，鼻形環(huán)可防止泵油現(xiàn)象，活塞向上運動時潤滑效果好。第三道是油環(huán)，是鋼帶組成環(huán)，重量輕，比壓高，刮油能力強?；钊h(huán)的主要尺寸為環(huán)的高度、環(huán)的徑向厚度。氣環(huán)，油環(huán)，取，，?；钊h(huán)的徑向厚度，一般推薦值為：當缸徑為時，，取。2.4.2活塞環(huán)強度校核活塞環(huán)在工作時，因剪應力和軸向力影響較小，所以只計算彎矩?；钊h(huán)的平均半徑與徑向厚度之比一般都大于5，所以可按直桿彎曲正應力公式計算[9]。1、工作狀態(tài)下的彎曲應力活塞斷面的最大彎矩為：〔3.10〕由此可得最大彎曲應力為：〔3.11〕對于斷面均壓環(huán)其開口間隙與活塞環(huán)平均接觸壓力之間有如下關系：〔3.12〕將式〔3.12〕帶入〔3.11〕并整理得：〔3.13〕式中：—材料的彈性模量，對合金鑄鐵；—活塞環(huán)的開口間隙，，取為；—氣缸直徑，；—活塞環(huán)徑向厚度，則活塞環(huán)工作時的許用彎曲應力為，則校核合格。2、套裝應力活塞環(huán)往活塞上套裝時，要把切口扳得比自由狀態(tài)的間隙還大，對于均壓環(huán)，此時的正對切口處的最大套裝彎曲應力為：〔3.14〕式中：—與套裝方法有關的系數(shù)，根據(jù)套裝方法的不同，其值為，一般取，則因環(huán)的套裝時在常溫下進展的，承受的應力時間甚短，所以套裝應力的許用值大于工作應力的許用值，所以校核合格。2.5本章小結在活塞的設計過程中，分別確定了活塞、活塞銷、活塞銷座和活塞環(huán)的主要的構造參數(shù)，分析了其工作條件，總結了設計要求，選擇適宜的材料，并分別進展了相關的強度和剛度校核，使其符合實際要求。3連桿組的設計3.1連桿的設計3.1.1連桿的構造連桿是一種變截面非圓形細長桿件，其桿身截面從大頭到小頭逐步變小，以適應在工作中承受急劇變化的動載荷。連桿是由連桿蓋和連桿體兩局部組成，連桿蓋和連桿體用螺栓和螺母與曲軸主軸頸裝配在一起。3.1.2連桿的工作情況、設計要求和材料選用1、工作情況連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復運動，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉運動。因此，連桿體除有上下運動外，還左右擺動，做復雜的平面運動。2、設計要求連桿主要承受氣體壓力和往復慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，因此，在設計時應首先保證連桿具有在足夠的疲勞強度和構造鋼度。如果強度缺乏，就會發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成嚴重事故，同樣，如果連桿組剛度缺乏，也會對曲柄連桿機構的工作帶來不好的影響。所以設計連桿的一個主要要求是在盡可能輕巧的構造下保證足夠的剛度和強度。為此，必須選用高強度的材料；合理的構造形狀和尺寸。3、材料的選擇為了保證連桿在構造輕巧的條件下有足夠的剛度和強度，采用精選含碳量的優(yōu)質中碳構造鋼45模鍛，外表噴丸強化處理，提高強度。3.1.3連桿長度確實定設計連桿時首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長度它通常是用連桿比來說明的，通常0.3125，取，，則。3.1.4連桿小頭的構造設計與強度、剛度計算1、機構連桿小頭的構造設計連桿小頭主要構造尺寸如圖4.1所示，小頭襯套內徑和小頭寬度已在活塞組設計中確定，，。為了改善磨損，小頭孔中以一定過盈量壓入耐磨襯套，襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，這種襯套的厚度一般為，取，則小頭孔直徑，小頭外徑，取。2、機構連桿小頭強度校核以過盈壓入機構連桿的小頭襯套，從而連桿小頭斷面承受著拉伸壓力。如果連桿小頭襯套材料的膨脹系數(shù)大于連桿材料，隨工作時溫度升高，過盈會增大，小頭斷面應力也隨之增大。另外，機構連桿小頭在工作環(huán)境中還承受活塞組的慣性力的拉伸和扣除慣性力后氣壓力的壓縮，可見工作載荷具有交變性。上述載荷的聯(lián)合作用可能使連桿小頭及其桿身過渡處產(chǎn)生疲勞破壞，故必須進展疲勞強度計算[9]。圖4.1連桿小頭主要結果尺寸〔1〕襯套過盈配合的預緊力及溫度升高引起的應力計算時把機構連桿小頭與襯套當成兩個相互過盈配合圓筒，在兩個零件配合外表，由于壓入過盈及受熱膨脹，小頭所受的徑向壓力為：〔4.1〕式中：—襯套壓入時的過盈，；一般青銅襯套，取，其中：—工作后的連桿小頭溫升；—機構連桿線膨脹系數(shù)，對于鋼；—連桿襯套線膨脹系數(shù)，對于青銅；、—連桿和襯套伯桑系數(shù)，可?。弧B桿彈性模數(shù)，鋼[10]；—襯套彈性模數(shù)，青銅；計算小頭承受的徑向壓力為：由徑向均布力引起小頭外側及內側纖維上的應力，可按厚壁筒公式計算，外外表應力〔4.2〕內外表應力〔4.3〕的允許值一般為，校核合格。〔2〕連桿小頭的疲勞安全系數(shù)連桿小頭的應力變化為非對稱循環(huán)，最小安全系數(shù)在桿身到連桿小頭的過渡處的外外表上為：〔4.4〕式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，〔合金鋼〕，??；—材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取=0.2；—應力幅，；—平均應力，；—工藝系數(shù)，，取0.5；則連桿小頭的疲勞強度的安全系數(shù)，一般約在范圍之內[4]。3、連桿小頭的剛度計算當采用浮動式活塞銷時，必須計算連桿小頭在水平方向由于往復慣性力而引起的直徑變形，其經(jīng)歷公式為:〔4.5〕式中：—連桿小頭直徑變形量，；—連桿小頭的平均直徑，；—連桿小頭斷面積的慣性矩，則對于一般發(fā)動機，此變形量的許可值應小于直徑方向間隙的一半，標準間隙一般為，則校核合格。3.1.5連桿桿身的構造設計與強度計算1、連桿桿身構造的設計連桿桿身從彎曲剛度和鍛造工藝性考慮，采用工字形斷面，桿身截面寬度約等于(為氣缸直徑)，取，截面高度，取。為使連桿從小頭到大頭傳力比擬均勻，在桿身到小頭和大頭的過渡處用足夠大的圓角半徑。2、連桿桿身的強度校核連桿桿身在不對稱的交變循環(huán)載荷下工作，它受到位于計算斷面以上做往復運動的質量的慣性力的拉伸，在爆發(fā)行程，則受燃氣壓力和慣性力差值的壓縮，為了計算疲勞強度安全系數(shù)，必須現(xiàn)求出計算斷面的最大拉伸、壓縮應力?！?〕最大拉伸應力由最大拉伸力引起的拉伸應力為：〔4.6〕式中：—連桿桿身的斷面面積，汽油機，為活塞投影面積，取。則最大拉伸應力為：〔2〕桿身的壓縮與縱向彎曲應力桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃氣作用力時，并可認為是在上止點，最大壓縮力為：〔4.7〕連桿承受最大壓縮力時，桿身中連續(xù)面產(chǎn)生縱向彎曲。此時連桿在擺動平面內的彎曲，可認為連桿兩端為鉸支，長度為；在垂直擺動平面內的彎曲可認為桿身兩端為固定支點，長度為，因此平面內的合成應力為：〔4.8〕式中：—系數(shù)，對于常用鋼材，，??；—計算斷面對垂直平面的軸線的慣性矩，。；將式〔4.8〕改為：〔4.9〕式中—連桿系數(shù)，；則平面內的合成應力為：同理，在垂直平面的合成應力為：〔4.10〕將式〔4.10〕改成〔4.11〕式中：—連桿系數(shù)，。則垂直平面內的合成應力為：和許用值，所以校核合格?！?〕機構連桿桿身安全系數(shù)平均應力與循環(huán)的應力幅在連桿的擺動平面為：〔4.12〕〔4.13〕在垂直擺動的平面：〔4.13〕〔4.14〕機構連桿的桿身安全系數(shù)為：〔4.15〕式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，〔合金鋼〕，?。弧牧蠈ρh(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取=0.2；—工藝系數(shù)，，取0.45。則在連桿擺動平面內連桿桿身的安全系數(shù)為：在垂直擺動平面內連桿桿身的安全系數(shù)為：桿身安全系數(shù)許用值在的范圍內，則校核合格。3.1.6連桿大頭的構造設計與強度、剛度計算1、連桿大頭的構造設計與主要尺寸連桿大頭的構造與尺寸根本上決定于曲柄銷直徑、長度、連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。其中在、在曲軸設計中確定，，，則大頭寬度，軸瓦厚度，取，大頭孔直徑。連桿大頭與連桿蓋的分開面采用平切口，大頭凸臺高度，取，取，為了提高連桿大頭構造剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離，取，一般螺栓孔外側壁厚不小于2毫米，取3毫米，螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過渡采用盡可能大的圓角。2、連桿大頭的強度校核假設通過螺栓的緊固連接，把大頭與大頭蓋近似視為一個整體，彈性的大頭蓋支承在剛性的連桿體上，固定角為，通常取，作用力通過曲柄銷作用在大頭蓋上按余弦規(guī)律分布，大頭蓋的斷面假定是不變的，且其大小與中連續(xù)面一致，大頭的曲率半徑為。連桿蓋的最大載荷是在進氣沖程開場的，計算得：作用在危險斷面上的彎矩和法向力由經(jīng)歷公式求得：〔4.16〕由此求得作用于大頭蓋中連續(xù)面的彎矩為：〔4.17〕作用于大頭蓋中連續(xù)面的法向力為：〔4.18〕式中：，—大頭蓋及軸瓦的慣性矩，，，，—大頭蓋及軸瓦的斷面面積，，，，在中連續(xù)面的應力為：〔4.18〕式中：—大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)，計算連桿大頭蓋的應力為：一般發(fā)動機連桿大頭蓋的應力許用值為，則校核合格。3.2連桿螺栓的設計3.2.1連桿螺栓的工作負荷與預緊力根據(jù)氣缸直徑初選連桿螺紋直徑，根據(jù)統(tǒng)計，取。發(fā)動機工作時連桿螺栓受到兩種力的作用：預緊力和最大拉伸載荷，預緊力的大小由兩塊組成：一方面保證發(fā)動機工作時，大頭蓋和機構連桿大頭結合面不一致抑制慣性力所需的預緊力；另一方面保證連桿軸瓦過盈度一定要有的預緊力[15]。連桿上的螺栓數(shù)目為2，則每個螺栓承受的最大拉伸載荷為往復慣性力和旋轉慣性力在氣缸中心線上的分力之和，即〔4.19〕由軸瓦最小應力，由實測統(tǒng)計可得一般為，取30，由于發(fā)動機可能超速，也可能發(fā)生活塞拉缸，應較理論計算值大些，一般取，取。3.2.2連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算連桿螺栓預緊力缺乏不能保證連接的可靠性，但預緊力過大則可能引起材料超出屈服極限，則應校核屈服強度，滿足〔4.20〕式中：—螺栓最小截面積，；—螺栓的總預緊力，；—安全系數(shù)，，取1.7；—材料的屈服極限，一般在800以上[16]。那么連桿螺栓的屈服強度為：則校核合格。3.3本章小結本章在設計連桿的過程中，首先分析了連桿的工作情況，設計要求，并選擇了適當?shù)牟牧希缓蠓謩e確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭的主要構造參數(shù)，并進展了強度了剛度的校核，使其滿足實際加工的要求，最后根據(jù)工作負荷和預緊力選擇了連桿螺栓，并行檢驗校核。4曲軸的設計4.1曲軸的構造型式和材料的選擇4.1.1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、往復和旋轉運動質量的慣性力以及它們的力矩作用下工作的，使曲軸既扭轉又彎曲，產(chǎn)生疲勞應力狀態(tài)。由于曲軸彎曲與扭轉振動而產(chǎn)生附加應力，再加上曲軸形狀復雜，構造變化急劇，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，抑制薄弱環(huán)節(jié)，保證曲軸可靠工作。如果曲軸彎曲剛度缺乏，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，曲軸扭轉剛度缺乏則可能在工作轉速范圍內產(chǎn)生強烈的扭轉振動，所以設計曲軸時，應保證它有盡可能高的彎曲剛度和扭轉剛度。此外，曲軸主軸頸與曲柄銷時再高比壓下進展高速轉動的，因而還會產(chǎn)生強烈的磨損。所以設計曲軸時，要使其各摩擦外表耐磨，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。4.1.2曲軸的構造型式曲軸的設計從總體構造上選擇整體式，它具有工作可靠、質量輕的特點，而且剛度和強度較高，加工外表也比擬少。為了提高曲軸的彎曲剛度和強度，采用全支撐半平衡構造[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5.1曲軸的構造型式4.1.3曲軸材料該發(fā)動機曲軸采用球墨鑄鐵鑄造而成。4.2曲軸的主要尺寸確實定和構造細節(jié)設計4.2.1曲柄銷的直徑和長度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，提高曲軸的剛度。但是，曲柄銷加粗伴隨著連桿大頭加大，使不平衡旋轉質量的離心力增大，隨曲軸及軸承的工作帶來不利，對于汽油機，，為氣缸直徑，=80.985，則，曲柄銷直徑取為=0.60=47.80。曲柄銷的長度是在選定的根基上考慮的。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，同時注意曲拐各局部尺寸協(xié)調，根據(jù)統(tǒng)計/=，取=0.59=28。軸頸的尺寸，最后可以根據(jù)承壓面的投影面積與活塞投影面積之比來校核，此比值據(jù)統(tǒng)計在范圍內，而且汽油機偏下限。那么由，則長度取值適宜。4.2.2主軸頸的直徑和長度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。從曲軸各局部尺寸協(xié)調的觀點，建議取，取=1.13=54。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。據(jù)統(tǒng)計，取=0.31=25.11。4.2.3曲柄曲柄應選擇適當?shù)暮穸?、寬度，以使曲軸有足夠的剛度和強度。為提高曲柄的抗彎能力，適當增加曲柄的厚度，曲柄的形狀采用橢圓形，為了能最大限度地減輕曲軸的重量，并減小曲柄相對于主軸頸中心的不平衡旋轉質量，將曲柄上肩部多余的金屬削去。根據(jù)統(tǒng)計，曲柄的寬度，取，厚度，取。曲柄臂以凸肩接主軸頸和曲柄銷。凸肩的厚度根據(jù)曲軸加工工藝決定。全加工曲軸的只有0.5~1，取=1。曲柄銷和主軸頸至曲柄臂凸肩的過渡圓角對應力集中程度影響最大，加大圓角半徑可使圓角應力峰值降低，故宜取大，至少不能小于0.05或2.5，取=3。4.2.4平衡重對四拐曲軸來說，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局部地作用在機體上，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展估算的。沒有平衡重時，由于離心慣性力的影響，主軸頸外表所受載荷的分布可能很不均勻，一局部軸頸外表所受載荷很大，但另一局部軸頸外表卻完全不承受載荷。通過安裝平衡重可以抵消一局部離心慣性力，從而使軸頸外表的載荷分布比擬均勻些，與此同時軸頸和軸承外表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擬均勻，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中心，即用較輕的重量到達較好的效果，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。4.2.5油孔的位置和尺寸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，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前方的范圍內。由于油道位于曲拐平面內，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[10]。油道的孔徑一般在左右，取為4。4.2.6曲軸兩端的構造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，因為構造簡單，維修方便。發(fā)動機的配氣機構也是由曲軸自由端驅動。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[17]。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。這種連接方式構造簡單，工作可靠。為了提高曲軸的扭轉剛度，從最后一道主軸承到飛輪法蘭這一軸段應該盡量粗短[13]。4.2.7曲軸的止推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。4.3曲軸的疲勞強度校核由于曲軸工作時承受交變載荷，它的破壞往往都由疲勞產(chǎn)生，因此，需要進展疲勞驗算。由于實際的曲軸是一個多支承的靜不定系統(tǒng)，理論上應按照連續(xù)梁的概念來求解支承彎矩和支反力，因為它考慮了支承的彈性安裝不同心度以及支座彎矩等因素對曲軸應力的影響。連續(xù)梁計算方法為：把曲軸簡化為支承在剛性支承上的圓柱形連續(xù)直梁，在各單位曲拐長度相等的情況下認為它們的剛度相等，免去繁雜的曲拐剛度計算，同時又由于不考慮支座彈性等，可得三彎矩方程，借助三彎矩方程進展計算，可得到曲拐平面的垂直面內的彎矩與各支承處在曲拐平面，然后把第支承與第支承點主軸頸截面彎矩、與、做為載荷加在圖5.2中曲拐的受力模型上面，通過一系列計算得出各名義應力[17]。4.3.1作用于單元曲拐上的力和力矩1、計算公式及其推導如圖5.2所示，把曲軸簡化為等圓截面梁，且由于假設各軸頸按等高度剛性點支承，即不考慮支座彈性及加工形成的不同軸度，以集中方式加載，且各拐集中力作用在各曲柄銷中央，平衡重離心力作用在平衡