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1、中南林業(yè)科技大學課程設計說明書題目：曲柄連桿機構設計姓名：班級：08熱動一班 學號：指導老師：完成時間：2011.12.20目 錄第1章 緒論 4 1.1題目分析4 1.2設計研究的主要內容4第2章 連桿組的設計 152.1連桿的工作情況、設計要求和材料選用152.2連桿長度的確定162.3連桿小頭的設計162.4連桿桿身的設計172.5連桿大頭的設計172.6連桿強度計算182.7連桿螺栓設計252.8本章小結27第3章 活塞組的設計 5 3.1活塞的工作條件和設計要求5 3.2活塞的材料6 3.3活塞的主要尺寸7 3.4活塞的頭部設計9 3.5活塞的銷座設計9 3.6活塞的裙部設計10 3

2、.7活塞強度計算11 3.8活塞銷的設計12 3.9活塞環(huán)的設計13 3.10本章小結 15第4章 曲軸組的設計 274.1曲軸的結構型式和材料的選擇274.2曲軸的主要尺寸確定284.3曲軸油孔位置304.4曲軸端部結構304.5曲軸平衡塊314.6曲軸的軸向定位314.7曲軸疲勞強度計算324.8飛輪的設計414.9本章小結42總結43參考文獻44致謝45第1章 緒論1.1 題目分析曲柄連桿機構是發(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

3、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。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

4、，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。本次設計柴油機型號為4105型柴油機，基本參數(shù)為：1.2 設計研究的主要內容對內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，以便達到設計要求；（2）分析曲柄連桿機

5、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。第2章 連桿組的設計2.1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 （1）結構簡單，尺寸緊湊，可靠耐用。（2）在保證具有足夠強度和剛度的前提下，盡可能減輕重量，以降低慣性力。（3）盡量縮短長度，以降低發(fā)動機的總體尺寸和總重量。（4）大小頭軸承工作可靠，耐磨性好。（5）連桿螺栓疲勞強度高，連接

6、可靠。（6）易于制造，成本低。 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。如果強度不足，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，如果連桿組剛度不足，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，表面噴丸強化處理，提高強度。2.2連桿長度的確定近代中小型告訴柴油機，為使發(fā)動機結構緊湊，最適合的連

7、桿長度應該是，在保證連桿及相關機件在運動不與其他機件相碰的情況下，選取最小的連桿長度。連桿長度與結構參數(shù)（R為曲柄半徑）有關，此次設計選取。2.3連桿小頭的設計小頭主要尺寸為連桿襯套內徑和小頭寬度。1.連桿襯套內徑2.襯套厚度3. 小頭內徑4.小頭寬度5.小頭外徑2.4連桿桿身的設計連桿桿身從彎曲剛度和鍛造工藝性考慮，采用工字形截面。1.桿身截面高度2.桿身截面寬度3. 桿身截面中間寬度為使連桿從小頭到大頭傳力比較均勻，在桿身到小頭和大頭的過渡處用足夠大的圓角半徑。2.5連桿大頭的設計本次大頭采用斜切口大頭的結構形式，切口角1. 大頭孔直徑2. 大頭寬度3. 連桿軸瓦厚度4. 連桿螺栓直徑5.

8、 連桿螺栓孔中心距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。6. 大頭高度 取0.21 取0.50 7. 定位方式定位方式采用鋸齒定位，齒形角為，齒距為2.6連桿強度計算1. 連桿小頭計算（1） 由襯套過盈配合和受熱膨脹產(chǎn)生的應力襯套最大裝配過盈量襯套溫度過盈量式中為連桿材料線膨脹系數(shù)，對于鋼 為襯套材料線膨脹系數(shù)，對于青銅由總過盈量產(chǎn)生的徑向均布壓力式中為連桿材料的彈性模量，對于鋼 為襯套材料的彈性模量，對于青銅 為泊桑比，小頭外表面由引起的應力（2） 由慣性力拉伸引起的小頭應力活塞組的最大慣性力式中為活塞組重量 為角速度固定角小頭平均半徑小頭

9、中心截面（）上的彎矩小頭中心截面（）上的法向力小頭固定截面（）上的彎矩查表可知小頭固定截面（）上的法向力小頭壁厚小頭截面積襯套截面積系數(shù)小頭受拉時固定截面處外表面應力（3） 由最大壓縮力引起的應力小頭承受的最大壓縮力輔助參數(shù)查表可得 小頭受壓時中央截面上的彎矩和法向力小頭固定截面處（）的值查表得 小頭受壓時固定截面處（）的彎矩和法向力小頭受壓時固定截面處外表面應力（4） 小頭安全系數(shù)材料的機械性能查表可得 45鋼角系數(shù)在固定角截面的外表面處應力幅平均應力小頭安全系數(shù)小頭安全系數(shù)應不小于1.5，所以滿足要求（5） 小頭橫向直徑減小量小頭平均直徑小頭截面的慣性矩橫向直徑減小量為保證活塞銷和連桿襯套

10、不致咬死，應使，實際計算結果，所以滿足要求。2. 連桿桿身計算（1）桿身中間截面處最大拉伸力和最大壓縮力式中分別為活塞組重量和位于計算截面以上那一部分連桿重量。（2） 桿身中間截面處的應力和安全系數(shù)由最大拉伸力引起的拉伸應力式中為桿身中間截面積，計算約為：桿身中間截面的慣性矩由最大壓縮力引起的合成應力式中為系數(shù)，對于各種鋼材 桿身中間截面在擺動平面內的應力幅和平均應力在垂直于擺動平面內的應力幅和平均應力在擺動平面和垂直于擺動平面內的安全系數(shù)安全系數(shù)滿足要求。3. 連桿大頭計算大頭蓋所受慣性力根據(jù)大頭蓋截面圖（圖1）計算重心坐標大頭蓋截面的慣性矩大頭蓋計算截面的抗彎斷面模數(shù)軸瓦計算截面的慣性矩大

11、頭蓋中央截面上的應力大頭蓋橫向直徑減小值經(jīng)軸承選擇，值小于軸承間隙的一半，所以滿足要求。2.7連桿螺栓設計1. 連桿螺栓的結構尺寸和材料選擇根據(jù)氣缸直徑初選連桿螺紋直徑根據(jù)選擇螺栓，螺母，墊片標準件如下：螺栓 GB/T 5782 M14x80螺母 GB/T 6170 M14墊片 GB/T 848 14螺栓與螺母材料均采用40。2.螺栓裝配預緊力和屈服強度校核（1）裝配預緊力每個螺栓由慣性力引起的工作負荷式中為斜切口大頭的切口角。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，預緊力由兩部分組成：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

12、合面不致因慣性力而分開所必須具有的預緊力。（2） 材料屈服強度校核確定后，校核螺栓材料是否屈服，應滿足：式中為螺栓最小截面積，經(jīng)計算 為材料的屈服極限，一般 為安全系數(shù)，一般為于是經(jīng)計算 得，所以滿足要求。2.8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3章 活塞組的設計3.1 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

13、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合適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表面發(fā)生的開裂起了重要作用。3.磨損強烈發(fā)動機在

14、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，活塞組與氣缸表面之間會產(chǎn)生強烈磨損，由于此處潤滑條件較差，磨損情況比較嚴重。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，避免應力集中；（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佳配合；（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。3.2 活塞的材料根據(jù)上述

15、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、成本低、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

16、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。3.3 活塞的主要尺寸1.活塞高度活塞高度取決于下列因素：（1） 對柴油機高

17、度尺寸的要求（2） 轉速n（3） 燃燒室形狀與尺寸（4） 活塞裙部承壓面積2.壓縮高度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。3. 頂岸高度(即第一道活塞環(huán)槽到活塞頂?shù)木嚯x）（1） 越小，第一道環(huán)本身的熱負荷也越高，應根據(jù)熱負荷與活塞冷卻狀況確定。（2） 在保證第一道環(huán)工作可靠的情況下，盡量縮小，以力求降低活塞高度和重量。（3） 高速柴油機鋁活塞一般為。4. 活塞環(huán)的數(shù)目及排列數(shù)目選擇為4道活塞環(huán)，前三道為氣環(huán)，最后一道為油環(huán)。5. 環(huán)槽尺寸環(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

18、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。環(huán)槽的軸向高度等于活塞環(huán)的軸向高度：氣環(huán) 油環(huán) 環(huán)槽底徑取決于活塞環(huán)的背面間隙，按下式估算：氣環(huán)槽 油環(huán)槽 6. 環(huán)岸高度第一環(huán)岸溫度較高，承受的氣體壓力最大，又容易受環(huán)的沖擊而斷裂。所以第一環(huán)岸高度一般比其余環(huán)岸高度要大一些。7. 活塞頂厚度 是根據(jù)活塞頂部應力，剛度及散熱要求來決定的。8. 裙部長度9. 裙部壁厚10. 活塞銷直徑和銷座間隔 高速機，應在之間，普通銷座應在之間。3.4 活塞的頭部設計1.設計要點活塞頭部包括活塞頂和環(huán)帶部分，其主要功用是承受氣壓力，并通過銷座把它傳給

19、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，并避免頂部熱疲勞開裂；（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。而則直接受頭部尺寸的影響。2.活塞頂形狀根據(jù)燃燒系統(tǒng)要求和活塞的熱負荷，采用半開式燃燒室結構。3.活塞頭部截面形狀頭部設計成導熱良好的“熱流型”，即根據(jù)活塞的熱流通路，采用大圓弧過渡，以增加從頭部到裙部的傳熱截面

20、，從而將頭部熱流迅速傳出，使活塞頭部的溫度迅速降低。溫度降低的同時也有利于消除應力集中，這樣，可提高活塞的承載能力3.5 活塞的銷座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，避免銷座產(chǎn)生應力集中而導致疲勞斷裂；同時要有足夠的承壓表面和較高的耐磨性。本次柴油機采用普通銷座，銷座軸承的潤滑采用油孔潤滑。3.6 活塞的裙部設計1.裙部橢圓設計活塞裙部是指活塞頭部最低一個環(huán)槽以下的那部分活塞?；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

21、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表面，一般只是在兩個銷孔之間的弧形表面。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，其中銷座部分因壁厚較其它部分要厚，所以熱膨脹比較嚴重。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

22、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)生變形的影響比較大。因此，為了避免拉毛現(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。解決這個問題的比較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?。换钊共啃螤顟c活塞的溫度分布、裙部壁厚的大小等相適應?；钊共康臋M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下列公式設計的：式中為橢圓長短軸，橢圓度，取 活塞側表

23、面形狀采用頭部正圓錐，裙部橢圓錐。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，則在活塞越過上止點，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，則能使瞬時的過渡變成分布的過渡，并使過渡時刻先于達到最高燃燒壓力的時刻，因此改善了發(fā)動機的工作平順性。3.7 活塞強度計算1.活塞頂機械應力滿足要求。2.第一環(huán)岸彎曲應力 剪切應力 總應力 滿足要求。3.裙

24、部比壓。4.銷座比壓滿足要求。3.8 活塞銷的設計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。尺寸如下：外徑內徑 長度 2. 活塞銷的材料活塞銷材料為低碳合金鋼，表面滲碳處理，硬度高、耐磨、內部沖擊韌性好。表面加工精度及粗糙度要求極高，高溫下熱穩(wěn)定性好。3.活塞銷的強度校核（1）彎曲變形滿足要求。（2） 橢圓變形滿足要求。（3） 縱向彎曲應力（4） 橫向彎曲應力（5） 總應力滿足要求。4. 活塞銷的強化工藝為了提高活塞銷的疲勞強度，充分發(fā)揮材料的強度潛力，可采用下列強化措施：（1） 活塞銷冷擠壓成形冷擠壓的活塞銷，其機械強度可提高25%以上（2)

25、 活塞銷雙面滲碳或氰化（3) 提高活塞銷表面光潔度，如外圓拋光，內圓磨削等，外圓表面光潔度不應低于3.9活塞環(huán)的設計1. 活塞環(huán)的設計要求（1） 具有足夠的強度。（2） 密封性能好。（3） 刮油能力強，除改進油環(huán)結構外，要求氣環(huán)也能夠其控制機油的作用。（4） 要耐磨，特別是提高抗熔著磨損（抗拉缸）的能力。（5） 磨合性能和抗結膠性能良好。（6） 降低環(huán)的高度，減少環(huán)數(shù)，盡量減少摩擦損失。（7） 合適的環(huán)槽側隙，減小環(huán)對環(huán)槽的沖擊。（8） 熱穩(wěn)定性好，即在高溫時能保證環(huán)的彈力和形狀。（9） 成本低，工藝性好。2. 活塞環(huán)形狀及主要尺寸該發(fā)動機采用4道活塞環(huán)，第一，第二和第三環(huán)為氣環(huán)，第四環(huán)為油環(huán)

26、。第一道活塞環(huán)為矩形環(huán)，表面鍍鉻，結構簡單，易于制造。第二道和第三道活塞環(huán)為直面正扭曲環(huán)，在矩形環(huán)內圓上部切槽或倒角而成。第四道為開槽油環(huán)，材料為合金鑄鐵，制造成本低。活塞環(huán)的主要尺寸為環(huán)的高度、環(huán)的徑向厚度，環(huán)自由開口尺寸。氣環(huán) 油環(huán) 3. 活塞環(huán)的強度計算（1） 平均徑向壓力 為合金鑄鐵彈性模量，取 對于氣環(huán)一般為，對于油環(huán)應小于，所以平均徑向壓力滿足要求。（2） 工作應力最大工作應力活塞環(huán)工作時的許用工作應力為，所以滿足要求。（3） 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應力為：因環(huán)的套裝時在常溫下進行的，承受的應力時間甚短

27、，所以套裝應力的許用值大于工作應力的許用值，即許用套裝應力約為，所以滿足要求。3.10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，選擇合適的材料，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 曲軸組的設計4.1曲軸的結構型式和材料的選擇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

28、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，曲軸扭轉剛度不足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。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

29、量輕的特點，而且剛度和強度較高，加工表面也比較少。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2 曲軸的結構型式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

30、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。4.2曲軸的主要尺寸確定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. 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

31、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。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，同時注意曲拐各部分尺寸協(xié)調.對于柴油機。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。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

32、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 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，減小旋轉質量的離心慣性力，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4.3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

33、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。油道的孔徑取為4。4.4曲軸端部結構 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

34、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。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

35、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。4.5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

36、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。4.6曲

37、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。4.7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

38、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。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。1. 強度計算已知條件曲柄銷 主軸頸 曲柄臂 曲軸材料 2. 強度計算已知曲軸載荷 3. 圓角疲勞強度校核（1） 支反力（2） 曲柄平面內彎矩（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)，查圖可得根據(jù)，查圖可得根據(jù)得，再根據(jù)，

39、查圖可得（11） 彎曲有效應力集中系數(shù)根據(jù)，查圖可得為應力集中敏感性系數(shù)，球墨鑄鐵查表得（12） 彎曲有效總不均勻度系數(shù)（13） 圓角扭轉形狀系數(shù)式中 根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得（14） 扭轉有效應力集中系數(shù)根據(jù)，查圖可得為應力集中敏感性系數(shù)，球墨鑄鐵查表得（15） 扭轉有效總不均勻度系數(shù)（16） 尺寸系數(shù)查表可得（17） 材料對應力循環(huán)不對稱性敏感性系數(shù)查表可得（18） 強化系數(shù)查表可得（19） 安全系數(shù)只考慮彎曲時的安全系數(shù)只考慮扭轉時的安全系數(shù)圓角安全系數(shù) 安全系數(shù)應大于1.5，所以滿足強度要求。4. 油孔疲勞強度校核（1） 已知切向力由動力計

40、算可知，最大切向力，最小切向力（2） 支反力（3） 油孔所受彎矩由圓角強度計算中得（4） 曲柄銷抗彎斷面系數(shù)式中由圓角強度計算中得到。（5） 油孔名義應力（6） 油孔處軸頸的總應力不均勻度系數(shù)曲柄平面內彎曲時式中 根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得曲柄垂直平面內彎曲時式中 根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得扭轉時式中 根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得根據(jù)，查圖可得（7） 考慮減重孔偏心布置時油孔處軸頸的總應力不均勻度系數(shù)式中為軸頸減重孔偏心影響系數(shù)根據(jù)，查圖可得（8） 彎曲應力幅（9） 切應力幅由圓

41、角強度計算中得（10）尺寸系數(shù)查表可得（11）強化系數(shù)查表可得（12） 帶橫孔的軸彎曲和扭轉有效應力集中系數(shù)式中根據(jù)，查圖可得在圓角強度計算中查表為（13） 扭轉有效總不均勻度系數(shù)（14） 修正系數(shù)根據(jù)，查圖可得（15) 安全系數(shù)只考慮彎曲時的安全系數(shù) 只考慮扭轉時的安全系數(shù) 油孔安全系數(shù) 安全系數(shù)應大于1.5，所以滿足強度要求。4.8飛輪的設計1. 飛輪主要尺寸確定（1）飛輪輪緣外徑通常飛輪外徑，取3.15（2） 飛輪輪緣內徑（3） 飛輪輪緣平均直徑（4） 飛輪輪緣厚度輪緣厚度，?。?） 飛輪厚度（6） 飛輪許用圓周速度對于鑄鐵飛輪，許用圓周速度應在之間，所以滿足要求。4.9本章小結本章首先

42、分析了曲軸的工作條件和設計要求，在合理選擇材料的基礎上，對曲軸的各個部分進行結構參數(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?？?結在完成整個設計過程后，總結了以下結論：（1）首先經(jīng)過幾種方案的比較，最終確定了設計方案，本設計對4105柴油機確定了相關參數(shù)，以便進行下一步的設計計算。（2）以傳統(tǒng)運動學和動力學的理論知識為依據(jù)，對曲柄連桿機構的受力進行了系統(tǒng)的分析，并以此作為零件強度、剛度和和磨損等問題的依據(jù)。在此基礎上，又進行了動力學方面的理論分析，重點分析了活塞的運

43、動規(guī)律。（3）對曲柄連桿機構的主要零部件曲軸、活塞、連桿以及機構的其它零件如螺栓等進行了主要結構參數(shù)的設計計算，并通過校核檢驗尺寸選取的是否合適。分析了零部件的工作條件，總結應滿足的設計要求，合理選擇材料，以滿足強度和剛度的校核。參考文獻1周龍保內燃機學M北京：機械工業(yè)出版社，201012柴油機設計手冊編輯委員會柴油機設計手冊 上冊M北京：中國農業(yè)機 械出版社，198413吳宗澤機械設計課程設計手冊M北京：高等教育出版社，201074陳家瑞汽車構造M北京：人民交通出版社，200245臧 杰汽車構造：上冊M北京：機械工業(yè)出版社，20057 6濮良貴機械設計M北京：高等教育出版社，20105 致 謝在本文完成之際，我要感謝楊蹈宇老師。他以其淵博的知識，寬厚的胸懷、無私的敬業(yè)精神以及嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和開拓進取的精神激勵著我，并言傳身教，身體力行地不斷培養(yǎng)我獨立思考，深入探索，解決實際問題的能力，使我受益匪淺。本設計之能完成，楊蹈宇老師給與了關鍵性的技術指導，并指明了研究的方向。此外還要感謝那些給予過我關心、幫助的同學，正是有了大家的關懷、鼓力和我自己的努力，此設計才得以順利完成。課程設計雖已完成了，但由于知識水平的局限，實際經(jīng)驗缺乏，設計還存在許多不足，有很多地方需要改進。對于這些不足，我會在今后的工作、生活中努力去改正，并利用自已所學到的知識，為社會作更多的貢獻。