曲柄連桿機構設計說明書

Ps：本文由黑龍江工工程學院學長制作，僅供諸位參考，請尊重版權，也在此感謝工程學子。摘要本文以捷達EA113汽油機的相關參數(shù)作為參考，對四缸汽油機的曲柄連桿機構的主要零部件進行了結構設計計算，并對曲柄連桿機構進行了有關運動學和動力學的理論分析與計算機仿真分析。首先，以運動學和動力學的理論知識為依據(jù)，對曲柄連桿機構的運動規(guī)律以及在運動中的受力等問題進行詳盡的分析，并得到了精確的分析結果。其次分別對活塞組、連桿組以及曲軸進行詳細的結構設計，并進行了結構強度和剛度的校核。再次，應用三維CAD軟件：Pro/Engineer建立了曲柄連桿機構各零部件的幾何模型，在此工作的根底上，利用Pro/E軟件的裝配功能，將曲柄連桿機構的各組成零件裝配成活塞組件、連桿組件和曲軸組件，然后利用Pro/E軟件的機構分析模塊(Pro/Mechanism)，建立曲柄連桿機構的多剛體動力學模型，進行運動學分析和動力學分析模擬，研究了在不考慮外力作用并使曲軸保持勻速轉動的情況下，活塞和連桿的運動規(guī)律以及曲柄連桿機構的運動包絡。仿真結果的分析說明，仿真結果與發(fā)動機的實際工作狀況根本一致，文章介紹的仿真方法為曲柄連桿機構的選型、優(yōu)化設計提供了一種新思路。關鍵詞：發(fā)動機；曲柄連桿機構；受力分析；仿真建模；運動分析；Pro/EABSTRACTThisarticlereferstobytheJeetaEA113gasolineengine’srelatedparameterachievement,ithascarriedonthestructuraldesigncomputionformainpartsofthecranklinkmechanisminthegasolineenginewithfourcylinders,andhascarriedontheoreticalanalysisandsimulationanalysisincomputerinkinematicsanddynamicsforthecranklinkmechanism.First,motionlawsandstressinmovementaboutthecranklinkmechanismareanalyzedindetailandthepreciseanalysisresultsareobtained.Nextseparatelytothepistongroup,thelinkageaswellasthecrankcarriesonthedetailedstructuraldesign,andhascarriedonthestructuralstrengthandtherigidityexamination.Oncemore,applysthree-dimensionalCADsoftwarePro/Engineerestablishingthegeometrymodelsofallkindsofpartsinthecranklinkmechanism,thenuseingthePro/Esoftwareassemblingfunctionassemblesthecomponentsofcranklinkintothepistonmodule,theconnectingrodmoduleandthecrankmodule,thenusingPro/Esoftwaremechanismanalysismodule(Pro/Mechanism),establishesthemulti-rigiddynamicsmodelofthecranklink,andcarriesonthekinematicsanalysisandthedynamicsanalysissimulation,anditstudiesthepistonandtheconnectingrodmovementruleaswellascranklinkmotiongearmovementenvelopment.Theanalysisofsimulationresultsshowsthatthosesimulationresultsaremeettotrueworkingstateofengine.Italsoshowsthatthesimulationmethodintroducedherecanofferanewefficientandconvenientwayforthemechanismchoosingandoptimizeddesignofcrank-connectingrodmechanisminengine.Keywords:Engine；Crankshaft-ConnectingRodMechanism；AnalysisofForce；ModelingofSimulation；MovementAnalysis；Pro/E目錄摘要IAbstractII第1章緒論11.1選題的目的和意義11.2國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀11.3設計研究的主要內(nèi)容3第2章曲柄連桿機構受力分析42.1曲柄連桿機構的類型及方案選擇42.2曲柄連桿機構運動學42.1.1活塞位移52.1.2活塞的速度62.1.3活塞的加速度62.2曲柄連桿機構中的作用力72.2.1氣缸內(nèi)工質的作用力72.2.2機構的慣性力72.3本章小結14第3章活塞組的設計153.1活塞的設計153.1.1活塞的工作條件和設計要求153.1.2活塞的材料163.1.3活塞頭部的設計163.1.4活塞裙部的設計213.2活塞銷的設計233.2.1活塞銷的結構、材料233.2.2活塞銷強度和剛度計算233.3活塞銷座243.3.1活塞銷座結構設計243.3.2驗算比壓力243.4活塞環(huán)設計及計算253.4.1活塞環(huán)形狀及主要尺寸設計253.4.2活塞環(huán)強度校核253.5本章小結26第4章連桿組的設計274.1連桿的設計274.1.1連桿的工作情況、設計要求和材料選用274.1.2連桿長度確實定274.1.3連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算274.1.4連桿桿身的結構設計與強度計算304.1.5連桿大頭的結構設計與強度、剛度計算334.2連桿螺栓的設計354.2.1連桿螺栓的工作負荷與預緊力354.2.2連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算354.3本章小結36第5章曲軸的設計375.1曲軸的結構型式和材料的選擇375.1.1曲軸的工作條件和設計要求375.1.2曲軸的結構型式375.1.3曲軸的材料375.2曲軸的主要尺寸確實定和結構細節(jié)設計385.2.1曲柄銷的直徑和長度385.2.2主軸頸的直徑和長度385.2.3曲柄395.2.4平衡重395.2.5油孔的位置和尺寸405.2.6曲軸兩端的結構405.2.7曲軸的止推405.3曲軸的疲勞強度校核415.3.1作用于單元曲拐上的力和力矩415.3.2名義應力的計算455.4本章小結47第6章曲柄連桿機構的創(chuàng)立486.1對Pro/E軟件根本功能的介紹486.2活塞的創(chuàng)立486.2.1活塞的特點分析486.2.2活塞的建模思路486.2.3活塞的建模步驟496.3連桿的創(chuàng)立506.3.1連桿的特點分析506.3.2連桿的建模思路506.3.3連桿體的建模步驟516.3.4連桿蓋的建模526.4曲軸的創(chuàng)立526.4.1曲軸的特點分析526.4.2曲軸的建模思路526.4.3曲軸的建模步驟536.5曲柄連桿機構其它零件的創(chuàng)立556.5.1活塞銷的創(chuàng)立556.5.2活塞銷卡環(huán)的創(chuàng)立556.5.3連桿小頭襯套的創(chuàng)立556.5.4大頭軸瓦的創(chuàng)立556.5.5連桿螺栓的創(chuàng)立566.6本章小結56第7章曲柄連桿機構運動分析577.1活塞及連桿的裝配577.1.1組件裝配的分析與思路577.1.2活塞組件裝配步驟577.1.3連桿組件的裝配步驟587.2定義曲軸連桿的連接597.3定義伺服電動機607.4建立運動分析607.5進行干預檢驗與視頻制作617.6獲取分析結果627.7對結果的分析647.8本章小結64結論65參考文獻66致謝67附錄68第1章緒論1.1選題的目的和意義曲柄連桿機構是發(fā)動機的傳遞運動和動力的機構，通過它把活塞的往復直線運動轉變?yōu)榍S的旋轉運動而輸出動力。因此，曲柄連桿機構是發(fā)動機中主要的受力部件，其工作可靠性就決定了發(fā)動機工作的可靠性。隨著發(fā)動機強化指標的不斷提高，機構的工作條件更加復雜。在多種周期性變化載荷的作用下，如何在設計過程中保證機構具有足夠的疲勞強度和剛度及良好的動靜態(tài)力學特性成為曲柄連桿機構設計的關鍵性問題[1]。通過設計，確定發(fā)動機曲柄連桿機構的總體結構和零部件結構，包括必要的結構尺寸確定、運動學和動力學分析、材料的選取等，以滿足實際生產(chǎn)的需要。在傳統(tǒng)的設計模式中，為了滿足設計的需要須進行大量的數(shù)值計算，同時為了滿足產(chǎn)品的使用性能，須進行強度、剛度、穩(wěn)定性及可靠性等方面的設計和校核計算，同時要滿足校核計算，還需要對曲柄連桿機構進行動力學分析。為了真實全面地了解機構在實際運行工況下的力學特性，本文采用了多體動力學仿真技術，針對機構進行了實時的，高精度的動力學響應分析與計算，因此本研究所采用的高效、實時分析技術對提高分析精度，提高設計水平具有重要意義，而且可以更直觀清晰地了解曲柄連桿機構在運行過程中的受力狀態(tài)，便于進行精確計算，對進一步研究發(fā)動機的平衡與振動、發(fā)動機增壓的改造等均有較為實用的應用價值。1.2國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀多剛體動力學模擬是近十年開展起來的機械計算機模擬技術，提供了在設計過程中對設計方案進行分析和優(yōu)化的有效手段，在機械設計領域獲得越來越廣泛的應用。它是利用計算機建造的模型對實際系統(tǒng)進行實驗研究，將分析的方法用于模擬實驗，充分利用已有的根本物理原理，采用與實際物理系統(tǒng)實驗相似的研究方法，在計算機上運行仿真實驗。目前多剛體動力學模擬軟件主要有Pro/Mechanics，Workingmodel3D，ADAMS等。多剛體動力學模擬軟件的最大優(yōu)點在于分析過程中無需編寫復雜仿真程序，在產(chǎn)品的設計分析時無需進行樣機的生產(chǎn)和試驗。對內(nèi)燃機產(chǎn)品的部件裝配進行機構運動仿真，可校核部件運動軌跡，及時發(fā)現(xiàn)運動干預；對部件裝配進行動力學仿真，可校核機構受力情況；根據(jù)機構運動約束及保證性能最優(yōu)的目標進行機構設計優(yōu)化，可最大限度地滿足性能要求，對設計提供指導和修正[2]。目前國內(nèi)大學和企業(yè)已經(jīng)已進行了機構運動、動力學仿真方面的研究和局部應用，能在設計初期及時發(fā)現(xiàn)內(nèi)燃機曲柄連桿機構干預，校核配氣機構運動、動力學性能等，為設計人員提供了根本的設計依據(jù)[3-4]。目前國內(nèi)外對發(fā)動機曲柄連桿機構的動力學分析的方法很多，而且已經(jīng)完善和成熟。其中機構運動學分析是研究兩個或兩個以上物體間的相對運動，即位移、速度和加速度的變化關系：動力學那么是研究產(chǎn)生運動的力。發(fā)動機曲柄連桿機構的動力學分析主要包括氣體力、慣性力、軸承力和曲軸轉矩等的分析，傳統(tǒng)的內(nèi)燃機工作機構動力學、運動學分析方法主要有圖解法和解析法[5]。1、解析法解析法是對構件逐個列出方程，通過各個構件之間的聯(lián)立線性方程組來求解運動副約束反力和平衡力矩，解析法又包括單位向量法、直角坐標法等。2、圖解法圖解法形象比擬直觀，機構各組成局部的位移、速度、加速度以及所受力的大小及改變趨勢均能通過圖解一目了然。圖解法作為解析法的輔助手段，可用于對計算機結果的判斷和選擇。解析法取點數(shù)值較少，繪制曲線精度不高。不經(jīng)任何計算，對曲柄連桿機構直接圖解其速度和加速度的方法最早由克萊茵提出，但方法十分復雜[6]。3、復數(shù)向量法復數(shù)向量法是以各個桿件作為向量，把在復平面上的連接過程用復數(shù)形式加以表達，對于包括結構參數(shù)和時間參數(shù)的解析式就時間求導后，可以得到機構的運動性能。該方法是機構運動分析的較好方法。通過對機構運動學、動力學的分析，我們可以清楚了解內(nèi)燃機工作機構的運動性能、運動規(guī)律等，從而可以更好地對機構進行性能分析和產(chǎn)品設計。但是過去由于手段的原因，大局部復雜的機械運動盡管能夠給出解析表達式，卻難以計算出供工程設計使用的結果，不得不用粗糙近似的圖解法求得數(shù)據(jù)。近年來隨著計算機的開展，可以利用復雜的計算表達式來精確求解各種運動過程和動態(tài)過程，從而形成了機械性能分析和產(chǎn)品設計的現(xiàn)代理論和方法。通過對機構運動學和動力學分析，我們可以清楚了解內(nèi)燃機工作機構的運動性能、運動規(guī)律等，從而可以更好地對機構進行性能分析和產(chǎn)品設計。但是過去由于手段的原因，大局部復雜的機構運動盡管能夠給出解析式，卻難以計算出供工程使用的計算結果，不得不用粗糙的圖解法求得數(shù)據(jù)。隨著計算機的開展，可以利用復雜的計算表達式來精確求解各種運動過程和動態(tài)過程，從而形成機械性能分析和產(chǎn)品設計的現(xiàn)代理論和方法。機械系統(tǒng)動態(tài)仿真技術的核心是利用計算機輔助技術進行機械系統(tǒng)的運動學和動力學分析，以確定系統(tǒng)各構件在任意時刻的位置、速度和加速度，進而確定系統(tǒng)及其及其各構件運動所需的作用力[5]。目前，在對內(nèi)燃機曲柄連桿機構進行動力學分析時，大多采用的是專業(yè)的虛擬樣機商業(yè)軟件，如ADAMS等。這些軟件的功能重點是在力學分析上，在建模方面還是有很多缺乏，尤其是對這些復雜的曲柄連桿機構零部件的三維建模很難實現(xiàn)。因而在其仿真分析過程中對于結構復雜的模型就要借助CAD軟件來完成，如Pro/E、UG、Solidworks等[4]。當考慮到對多柔體系統(tǒng)進行動力學分析時，有時還需要結合Ansys等專業(yè)的有限元分析軟件來進行[7]。這一過程十分復雜，不僅需要對這些軟件有一定了解，還需要處理好軟件接口之間的數(shù)據(jù)傳輸問題，而且軟件使用本錢也很高。1.3設計研究的主要內(nèi)容對內(nèi)燃機運行過程中曲柄連桿機構受力分析進行深入研究，其主要的研究內(nèi)容有：〔1〕對曲柄連桿機構進行運動學和動力學分析，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部件進行強度、剛度等方面的計算和校核，以便到達設計要求；〔2〕分析曲柄連桿機構中主要零部件如活塞，曲軸，連桿等的工作條件和設計要求，進行合理選材，確定出主要的結構尺寸，并進行相應的尺寸檢驗校核，以符合零件實際加工的要求；〔3〕應用Pro/E軟件對曲柄連桿機構的零件分別建立實體模型，并將其分別組裝成活塞組件，連桿組件，然后定義相應的連接關系，最后裝配成完整的機構，并進行運動仿真分析，檢測其運動干預，獲取分析結果；〔4〕應用Pro/E軟件將零件模型圖轉化為相應的工程圖，并結合使用AutoCAD軟件，系統(tǒng)地反響工程圖上的各類信息，以便實現(xiàn)對機構的進一步精確設計和檢驗。第2章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行強度、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。2.1曲柄連桿機構的類型及方案選擇內(nèi)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。1、中心曲柄連桿機構其特點是氣缸中心線通過曲軸的旋轉中心，并垂直于曲柄的回轉軸線。這種型式的曲柄連桿機構在內(nèi)燃機中應用最為廣泛。一般的單列式內(nèi)燃機，采用并列連桿與叉形連桿的V形內(nèi)燃機，以及對置式活塞內(nèi)燃機的曲柄連桿機構都屬于這一類。2、偏心曲柄連桿機構其特點是氣缸中心線垂直于曲軸的回轉中心線，但不通過曲軸的回轉中心，氣缸中心線距離曲軸的回轉軸線具有一偏移量e。這種曲柄連桿機構可以減小膨脹行程中活塞與氣缸壁間的最大側壓力，使活塞在膨脹行程與壓縮行程時作用在氣缸壁兩側的側壓力大小比擬均勻。3、主副連桿式曲柄連桿機構其特點是內(nèi)燃機的一列氣缸用主連桿，其它各列氣缸那么用副連桿，這些連桿的下端不是直接接在曲柄銷上，而是通過副連桿銷裝在主連桿的大頭上，形成了“關節(jié)式”運動，所以這種機構有時也稱為“關節(jié)曲柄連桿機構”。在關節(jié)曲柄連桿機構中，一個曲柄可以同時帶動幾套副連桿和活塞，這種結構可使內(nèi)燃機長度縮短，結構緊湊，廣泛的應用于大功率的坦克和機車用V形內(nèi)燃機[8]。經(jīng)過比擬，本設計的型式選擇為中心曲柄連桿機構。2.2曲柄連桿機構運動學中心曲柄連桿機構簡圖如圖2.1所示，圖2.1中氣缸中心線通過曲軸中心O，OB為曲柄，AB為連桿，B為曲柄銷中心，A為連桿小頭孔中心或活塞銷中心。當曲柄按等角速度旋轉時，曲柄OB上任意點都以O點為圓心做等速旋轉運動，活塞A點沿氣缸中心線做往復運動，連桿AB那么做復合的平面運動，其大頭B點與曲柄一端相連，做等速的旋轉運動，而連桿小頭與活塞相連，做往復運動。在實際分析中，為使問題簡單化，一般將連桿簡化為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個集中質量，認為它們分別做旋轉和往復運動，這樣就不需要對連桿的運動規(guī)律進行單獨研究[9]。圖2.1曲柄連桿機構運動簡圖活塞做往復運動時，其速度和加速度是變化的。它的速度和加速度的數(shù)值以及變化規(guī)律對曲柄連桿機構以及發(fā)動機整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機構運動規(guī)律的主要任務就是研究活塞的運動規(guī)律。2.1.1活塞位移假設在某一時刻，曲柄轉角為，并按順時針方向旋轉，連桿軸線在其運動平面內(nèi)偏離氣缸軸線的角度為，如圖2.1所示。當=時，活塞銷中心A在最上面的位置A1，此位置稱為上止點。當=180時，A點在最下面的位置A2，此位置稱為下止點。此時活塞的位移x為:x===(r+)=〔2.1〕式中：—連桿比。式〔2.1〕可進一步簡化，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〕是計算活塞位移x的精確公式,為便于計算，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，那么〔2.4〕將式〔2.4〕帶入式〔2.3〕得〔2.5〕2.1.2活塞的速度將活塞位移公式〔2.1〕對時間t進行微分，即可求得活塞速度的精確值為(2.6)將式〔2.5〕對時間微分，便可求得活塞速度得近似公式為：〔2.7〕從式〔2.7〕可以看出，活塞速度可視為由與兩局部簡諧運動所組成。當或時，活塞速度為零，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。2.1.3活塞的加速度將式〔2.6〕對時間微分，可求得活塞加速度的精確值為：〔2.8〕將式〔2.7〕對時間為微分，可求得活塞加速度的近似值為：〔2.9〕因此，活塞加速度也可以視為兩個簡諧運動加速度之和，即由與兩局部組成。2.2曲柄連桿機構中的作用力作用于曲柄連桿機構的力分為：缸內(nèi)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。由于摩擦力的數(shù)值較小且變化規(guī)律很難掌握，受力分析時把摩擦阻力忽略不計。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和運動質量慣性力變化規(guī)律對機構構件的作用。計算過程中所需的相關數(shù)據(jù)參照EA1113汽油機，如附表1所示。2.2.1氣缸內(nèi)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(nèi)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(nèi)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(nèi)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(nèi)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：那么由式〔2.10〕計算氣壓力如表2.2所示。2.2.2機構的慣性力慣性力是由于運動不均勻而產(chǎn)生的，為了確定機構的慣性力，必須先知道其加速度和質量的分布。加速度從運動學中已經(jīng)知道，現(xiàn)在需要知道質量分布。實際機構質量分布很復雜，必須加以簡化。為此進行質量換算。1、機構運動件的質量換算質量換算的原那么是保持系統(tǒng)的動力學等效性。質量換算的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[9]。表2.1缸內(nèi)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平面運動的零件。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，并假設是集中作用在連桿小頭中心處，并只做往復運動的質量；是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓周做旋轉運動的質量，如圖2.2所示：圖2.2連桿質量的換算簡圖為了保證代換后的質量系統(tǒng)與原來的質量系統(tǒng)在力學上等效，必須滿足以下三個條件：=1\*GB3①連桿總質量不變，即。=2\*GB3②連桿重心的位置不變，即。=3\*GB3③連桿相對重心G的轉動慣量不變，即。其中，連桿長度，為連桿重心至小頭中心的距離。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。將連桿分成假設干簡單的幾何圖形，分別計算出各段連桿重量和它的重心位置，再按照索多邊形作圖法，求出整個連桿的重心位置以及折算到連桿大小頭中心的重量和，如圖2.3所示：圖2.3索多邊形法[4]〔2〕往復直線運動局部的質量活塞〔包括活塞上的零件〕是沿氣缸中心做往復直線運動的。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中心的質量之和，稱為往復運動質量，即?！?〕不平衡回轉質量曲拐的不平衡質量及其代換質量如圖2.4所示：圖2.4曲拐的不平衡質量及其代換質量曲拐在繞軸線旋轉時，曲柄銷和一局部曲柄臂的質量將產(chǎn)生不平衡離心慣性力，稱為曲拐的不平衡質量。為了便于計算，所有這些質量都按離心力相等的條件，換算到回轉半徑為的連桿軸頸中心處，以表示，換算質量為：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、曲柄連桿機構的慣性力把曲柄連桿機構運動件的質量簡化為二質量和后，這些質量的慣性力可以從運動條件求出，歸結為兩個力。往復質量的往復慣性力和旋轉質量的旋轉慣性力。〔1〕往復慣性力〔2.11〕式中：—往復運動質量，；—連桿比；—曲柄半徑，；—曲柄旋轉角速度，；—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，那么；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〕，計算得往復慣性力，結果如表2.3所示：表2.3往復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、作用在活塞上的總作用力由前述可知，在活塞銷中心處，同時作用著氣體作用力和往復慣性力，由于作用力的方向都沿著中心線，故只需代數(shù)相加，即可求得合力〔2.14〕計算結果如表2.4所示。4、活塞上的總作用力分解與傳遞如圖2.5所示，首先，將分解成兩個分力：沿連桿軸線作用的力，和把活塞壓向氣缸壁的側向力，其中沿連桿的作用力為：〔2.15〕而側向力為：〔2.16〕表2.4作用在活塞上的總作用力四個沖程氣壓力/往復慣性力/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連桿作用力的方向規(guī)定如下：使連桿受壓時為正號，使連桿受拉時為負號，缸壁的側向力的符號規(guī)定為：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2365.967997.612.3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，在此根底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，進行了機構中運動質量的換算，并根據(jù)EA113型汽油機的具體結構參數(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)。第3章活塞組的設計3.1活塞的設計活塞組包括活塞、活塞銷和活塞環(huán)等在氣缸里作往復運動的零件，它們是發(fā)動機中工作條件最嚴酷的組件。發(fā)動機的工作可靠性與使用耐久性，在很大程度上與活塞組的工作情況有關。3.1.1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，結構要盡量簡單、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(nèi)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，而已吸收的熱量那么能順利地散走；〔6〕在較低的機油耗條件下，保證滑動面上有足夠的潤滑油。3.1.2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，結構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(nèi)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。3.1.3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。而那么直接受頭部尺寸的影響。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那么，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，應在保證強度的根底上盡量壓縮環(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那么是：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(nèi)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。那么，。因此，環(huán)帶高度。〔3〕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。那么。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?；钊斀邮艿臒崃浚饕ㄟ^活塞環(huán)傳出。專門的實驗說明，對無強制冷卻的活塞來說，經(jīng)活塞環(huán)傳到氣缸壁的熱量占70～80%，經(jīng)活塞本身傳到氣缸壁的占10～20%，而傳給曲軸箱空氣和機油的僅占10%左右。所以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[9]?；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?，否那么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?！?〕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。活塞環(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)那么更小些，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)龋赜涂讓档蜋C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)的那么更大些，如圖3.1所示?！?〕環(huán)岸的強度校核在膨脹沖程開始時，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，當活塞頂上作用著最高爆發(fā)壓力時，，，如圖3.2所示。=4.5，那么，，圖3.1環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及環(huán)槽結構圖3.2第一環(huán)岸的受力情況[10]環(huán)岸是一個厚、內(nèi)外圓直徑為、的圓環(huán)形板，沿內(nèi)圓柱面固定，要精確計算固定面的應力比擬復雜，可以將其簡化為一個簡單的懸臂梁進行大致的計算。在通常的尺寸比例下，可假定槽底〔岸根〕直徑，環(huán)槽深為：于是作用在岸根的彎矩為〔3.1〕而環(huán)岸根斷面的抗彎斷面系數(shù)近似等于所以環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應力〔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。3.1.4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(nèi)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，否那么又會產(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，然后按照結構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。那么一般發(fā)動機活塞裙部比壓值約為，所以設計適宜。2、銷孔的位置活塞銷與活塞裙軸線不相交，而是向承受膨脹側壓力的一面〔稱為主推力面，相對的一面稱為次推力面〕偏移了，這是因為，如果活塞銷中心布置，即銷軸線與活塞軸線相交，那么在活塞越過上止點，側壓力作用方向改變時，活塞從次推力面貼緊氣缸壁的一面突然整個地橫掃過來變到主推力面貼緊氣缸壁的另一面，與氣缸發(fā)生“拍擊”，產(chǎn)生噪音，有損活塞耐久性。如果把活塞銷偏心布置，那么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燃燒壓力的時刻，因此改善了發(fā)動機的工作平順性[13]。3.2活塞銷的設計3.2.1活塞銷的結構、材料1、活塞銷的結構和尺寸活塞銷的結構為一圓柱體，中空形式，可減少往復慣性質量，有效利用材料。活塞銷與活塞銷座和連桿小頭襯套孔的連接配合，采用“全浮式”。活塞銷的外直徑，取，活塞銷的內(nèi)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(nèi)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。3.2.2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。3.3活塞銷座3.3.1活塞銷座結構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?，使銷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?；钊N座的內(nèi)徑，活塞銷座外徑一般等于內(nèi)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。3.3.2驗算比壓力銷座比壓力為：〔3.9〕一般。3.4活塞環(huán)設計及計算3.4.1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，，。活塞環(huán)的徑向厚度，一般推薦值為：當缸徑為時，，取。3.4.2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。活塞環(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，那么活塞環(huán)工作時的許用彎曲應力為，那么校核合格。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，那么因環(huán)的套裝時在常溫下進行的，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。3.5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)的主要的結構參數(shù)，分析了其工作條件，總結了設計要求，選擇適宜的材料，并分別進行了相關的強度和剛度校核，使其符合實際要求。第４章連桿組的設計4.1連桿的設計4.1.1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結構鋼度。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結構下保證足夠的剛度和強度。為此，必須選用高強度的材料；合理的結構形狀和尺寸。3、材料的選擇為了保證連桿在結構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)質中碳結構鋼45模鍛，外表噴丸強化處理，提高強度。4.1.2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，，那么。4.1.3連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算1、連桿小頭的結構設計連桿小頭主要結構尺寸如圖4.1所示，小頭襯套內(nèi)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，那么小頭孔直徑，小頭外徑，取。2、連桿小頭的強度校核以過盈壓入連桿小頭的襯套，使小頭斷面承受拉伸壓力。假設襯套材料的膨脹系數(shù)比連桿材料的大，那么隨工作時溫度升高，過盈增大，小頭斷面中的應力也增大。此外，連桿小頭在工作中還承受活塞組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，故必須進行疲勞強度計算[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連桿小頭和襯套當作兩個過盈配合的圓筒，那么在兩零件的配合外表，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：—工作后小頭溫升,約；—連桿材料的線膨脹系數(shù)，對于鋼；—襯套材料的線膨脹系數(shù)，對于青銅；、—連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)，可??；—連桿材料的彈性模數(shù)，鋼[10]；—襯套材料的彈性模數(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(nèi)側纖維上的應力，可按厚壁筒公式計算，外外表應力〔4.2〕內(nèi)外表應力〔4.3〕的允許值一般為，校核合格?！?〕連桿小頭的疲勞平安系數(shù)連桿小頭的應力變化為非對稱循環(huán)，最小平安系數(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；那么連桿小頭的疲勞強度的平安系數(shù)，一般約在范圍之內(nèi)[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)驗公式為:〔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，那么對于一般發(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，那么校核合格。4.1.4連桿桿身的結構設計與強度計算1、連桿桿身結構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，那么受燃氣壓力和慣性力差值的壓縮，為了計算疲勞強度平安系數(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。那么最大拉伸應力為：〔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，桿身中間斷面產(chǎn)生縱向彎曲。此時連桿在擺動平面內(nèi)的彎曲，可認為連桿兩端為鉸支，長度為；在垂直擺動平面內(nèi)的彎曲可認為桿身兩端為固定支點，長度為，因此在擺動平面內(nèi)的合成應力為：〔4.8〕式中：—系數(shù)，對于常用鋼材，，取；—計算斷面對垂直于擺動平面的軸線的慣性矩，。；將式〔4.8〕改為：〔4.9〕式中—連桿系數(shù)，；那么擺動平面內(nèi)的合成應力為：同理，在垂直于擺動平面內(nèi)的合成應力為：〔4.10〕將式〔4.10〕改成〔4.11〕式中：—連桿系數(shù)，。那么在垂直于擺動平面內(nèi)的合成應力為：和的許用值為，所以校核合格?！?〕連桿桿身的平安系數(shù)連桿桿身所受的是非對稱的交變循環(huán)載荷，把或看作循環(huán)中的最大應力，看作是循環(huán)中的最小應力，即可求得桿身的疲勞平安系數(shù)。循環(huán)的應力幅和平均應力，在連桿擺動平面為：〔4.12〕〔4.13〕在垂直擺動平面內(nèi)為：〔4.13〕〔4.14〕連桿桿身的平安系數(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〕，??；—材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取=0.2；—工藝系數(shù)，，取0.45。那么在連桿擺動平面內(nèi)連桿桿身的平安系數(shù)為：在垂直擺動平面內(nèi)連桿桿身的平安系數(shù)為：桿身平安系數(shù)許用值在的范圍內(nèi)，那么校核合格。4.1.5連桿大頭的結構設計與強度、剛度計算1、連桿大頭的結構設計與主要尺寸連桿大頭的結構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，，，那么大頭寬度，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，為了提高連桿大頭結構剛度和緊湊性，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，且其大小與中間斷面一致，大頭的曲率半徑為。連桿蓋的最大載荷是在進氣沖程開始的，計算得：作用在危險斷面上的彎矩和法向力由經(jīng)驗公式求得：〔4.16〕由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為：〔4.17〕作用于大頭蓋中間斷面的法向力為：〔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，，，，在中間斷面的應力為：〔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，那么校核合格。4.2連桿螺栓的設計4.2.1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，預緊力由兩局部組成：一是保證連桿軸瓦過盈度所必須具有的預緊力；二是保證發(fā)動機工作時，連桿大頭與大頭蓋之間的結合面不致因慣性力而分開所必須具有的預緊力[15]。連桿上的螺栓數(shù)目為2，那么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〕軸瓦過盈量所必須具有的預緊力由軸瓦最小應力，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。4.2.2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，但預緊力過大那么可能引起材料超出屈服極限，那么應校核屈服強度，滿足〔4.20〕式中：—螺栓最小截面積，；—螺栓的總預緊力，；—平安系數(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：那么校核合格。4.3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?，然后分別確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭的主要結構參數(shù)，并進行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。第5章曲軸的設計5.1曲軸的結構型式和材料的選擇5.1.1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，結構變化急劇，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，克服薄弱環(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，曲軸扭轉剛度缺乏那么可能在工作轉速范圍內(nèi)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行高速轉動的，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。5.1.2曲軸的結構型式曲軸的設計從總體結構上選擇整體式，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，采用全支撐半平衡結構[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曲軸的結構型式5.1.3曲軸的材料在結構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構形狀，使其應力分布均勻，金屬材料更有效地利用，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。5.2曲軸的主要尺寸確實定和結構細節(jié)設計5.2.1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，那么，曲柄銷直徑取為=0.60=47.80。曲柄銷的長度是在選定的根底上考慮的。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(nèi)，而且汽油機偏下限。那么由，那么長度取值適宜。5.2.2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。5.2.3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。5.2.4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行估算的。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。5.2.5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(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[10]。油道的孔徑一般在左右，取為4。5.2.6曲軸兩端的結構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，因為結構簡單，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。這種連接方式結構簡單，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]。5.2.7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。5.3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，需要進行疲勞驗算。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，根據(jù)連續(xù)梁支承處偏轉角相等的變形協(xié)調條件，推導出各支承偏轉角變化總和為零的連續(xù)方程，這種方法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，得到三彎矩方程，借助三彎矩方程進行計算，得各支承處在曲拐平面和曲拐平面的垂直面內(nèi)的彎矩，然后把第支承和第支承點處的主軸頸截面的彎矩〔曲拐平面內(nèi)〕、〔曲拐平面的垂直面內(nèi)〕和、作為載荷加到圖5.2中的曲拐受力模型上，再根據(jù)此新模型確定各支反力、各危險截面的內(nèi)力矩，進而計算各名義應力[17]。5.3.1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塊寬度中，為了保持轉換前后的一致，需在鉸鏈處作用彎矩，再根據(jù)支承二端轉角相等的變形協(xié)調條件，保證各中間支承的連續(xù)性。由材料力學知：在支承處左端梁轉角和右端梁轉角為〔假設〕：〔5.1〕〔5.2〕由變形協(xié)調條件=，圖5.2連續(xù)梁受力圖=又因為，所以〔5.3〕設第一支承和最后一個支承處的彎矩為零，即。上式中包含，，三個支承處的內(nèi)彎矩，故稱三彎矩方程。連續(xù)梁有多少個內(nèi)支承就可以建立多少各這樣的三彎矩方程，以此可求出支承處的內(nèi)彎矩[18]。2、曲拐平面內(nèi)支承彎矩計算=28+25.11+18.082=89.27，當=2，=3，=4時，由式〔5.3〕得三彎矩方程組〔5.4〕：〔5.4〕根據(jù)表2.2四缸機工作循環(huán)表，參照表3.6知如表5.1所示。將、分別代入方程組，得工況下各支承處的彎矩如表5.2所示。同理根據(jù)表5.3各工況下載荷計算曲拐平面的垂直平面內(nèi)彎矩，計算結果如表5.4所示。表5.1各工況下載荷數(shù)據(jù)〔單位：〕工況一-346.967997.616122.88-10276.86二7997.61-10276.86-346.966122.88三-10276.866122.887997.61-346.96四6122.88-346.96-10276.867997.61表5.2各工況下曲拐平面內(nèi)彎矩計算結果〔單位：〕工況一5.45133.87-68.23二8.42-110.0575.89三-66.49-126.79-32.38四2593.32-42.42表5.3各工況下載荷數(shù)據(jù)〔單位：〕工況一-1024.172365.961811.36-304.24二2365.96-3040.24-1024.171811.36三-3040.241811.362365.96-1024.17四1811.36-1024.17-304.242365.96表5.4曲拐平面的垂直平面內(nèi)彎矩計算結果〔單位：〕工況一1.339.71-20.2二4.15-39.1716.39三-20.239.711.3四16.39-39.174.153、支反力計算求得各支承彎矩后，就可用圖5.3所示的模型來計算各個支座的支反力。圖5.3支反力計算模型得到支反力表達式如下：〔5.5〕〔5.6〕式中：—作用在曲柄銷上的徑向力；—作用在曲柄銷上的切向力；—連桿旋轉質量、曲柄銷、曲柄臂的總的離心慣性力；，由公式〔5.5〕、〔5.6〕計算得到各個支座反力，其值如表5.5，表5.6所示。表5.5各工況下曲拐平面內(nèi)支座反力計算結果〔單位：〕工況一-3635.44535.35-401.198599.57-3461.9二536.81-8599.19-3635-401.3-3461.9三-8599.58-401.13-537.38-3635.74-3461.9四-400.74-3636.71-537.38-3461.9表5.6各工況下曲拐平面的垂直平面內(nèi)支座反力計算結果〔單位：〕工況一-512.11182.52905.46-1519.90二1182.97-1519.73511.83905.50三-1519.9905.46-1182.52-512.10四905.5-511.83-1519.731182.930可見，各支座在曲拐平面內(nèi)的值比曲拐平面的垂直面內(nèi)的值大得多。5.3.2名義應力的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，扭轉疲勞破壞總是發(fā)生在軸頸上，因此彎曲和扭轉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應力[17]。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名義應力計算：曲軸材料：QT900-2，極限強度，對稱循環(huán)彎曲疲勞極限，對稱循環(huán)扭轉疲勞極限，單拐計算模型見圖5.4。圖5.4單拐計算模型[18]1、彎曲應力首先由表5.5和圖5.3可知，最大支反力，對應的支承彎矩，最小支反力，對應的支承彎矩，然后計算曲拐平面內(nèi)曲柄臂中央處彎矩，彎矩最大值為：〔5.7〕彎矩最小值為：〔5.8〕曲柄臂抗彎截面模量為：〔5.9〕圓角名義彎曲應力為：〔5.10〕〔5.11〕最后得到，圓角彎曲應力幅和平均應力為：〔5.12〕〔5.13〕2、扭轉應力首先由表5.4和表5.6可知，單拐扭矩，，對應的曲拐垂直平面內(nèi)支反力，對應的曲拐垂直平面內(nèi)支反力。然后計算圓角承受的扭矩：〔5.14〕〔5.15〕曲柄銷抗扭截面系數(shù)為：〔5.16〕圓角名義切應力為：〔5.17〕〔5.18〕最后得：〔5.19〕〔5.20〕計算結果遠遠小于許用值，那么校核合格。5.4本章小結本章首先分析了曲軸的工作條件和設計要求，在合理選擇材料的根底上，對曲軸的各個局部進行結構參數(shù)的設計，并進行有關的尺寸校核，使其符合實際加工的要求，還對曲軸的一些細節(jié)進行了設計，如油孔的位置以及曲軸的軸向定位等問題，給予了合理的解釋，最后對曲軸進行了疲勞強度校核。第6章曲柄連桿機構的創(chuàng)立運用Pro/E軟件分別對曲柄連桿機構的各個零件進行模型的建立，具體步驟如下：6.1對Pro/E軟件根本功能的介紹Pro/E軟件是美國PTC公司