目錄1 前言 . .12 構參數(shù) 算 . 12.1 已知條件 . . .12.2 機 構形式 .12.3 機主要 構參數(shù) . . . .13 力學 算 . .23.1多 指數(shù)的 . .23.2 力升高比的 .23.3 制 PV .3 的 整 .43.4 P V4 力學 算 . .45運 學 算 . . .65.1 活塞位移 .65.2 活塞速度 .65.3 活塞加速度 .76曲 零件 構 .106.1曲 的工作條件、 構型式和材料的 11.6.2曲 主要尺寸的確定和 構 12.7曲 度的校核13.7.1靜 度 算 14.7.2曲 疲 度校核 16.8小 . . .18參 考 文 獻 . . . .18附表 . .1912.6L 四行程汽油機曲軸組設計1 前言這個學期開設的汽車發(fā)動機設計課程設計是在我們學習了一些基礎制圖知識和汽車以及發(fā)動機的整體知識框架后所給我們的一次很好的鍛煉，眾所周知現(xiàn)代汽車工業(yè)發(fā)展越來越快，而作為汽車心臟的發(fā)動機自然也成為了發(fā)展的重中之重，發(fā)動機的結構和性能對汽車起著決定性的影響，比如汽車的行使速度、加速性能、爬坡度、牽引力等等都取決于發(fā)動機，因此來說設計發(fā)動機是汽車設計的重中之重，而發(fā)動機的設計又對我們的想象能力，制圖能力，分析計算能力，查閱各種工具書的能力無疑是一次很好的鍛煉，因此，我們要充分利用這次課程設計的機會，認真對待，做好充分的準備，保證高質(zhì)量的去完成，這也為以后學習打下了一個很好的基礎。2 結構參數(shù)計算2.1 已知條件平均有效壓力 :0.81.2MPa活塞平均速度 : Vm<18m/s，取 Vm=16m/s2.2 發(fā)動機結構形式1.8L 汽油發(fā)動機設計，參考楊連生版內(nèi)燃機設計設計為4 缸 4 沖程汽油機，冷卻方式采用水冷。2.3 發(fā)動機主要結構參數(shù)由 S*3.14*D2=2.6L 取 S/D=1.03 得 D=92mm則 S=1.03D=97mm (S 與 D 均取整 )參考楊連生版內(nèi)燃機設計S/D 的取值范圍在 0.8 1.2 之間，2P e = 0.07854 pemVmzD 2= 0.07854 12 4 * 13.17 D 295.60kW4Va=取 =9； 由 Va=Vs+VcVc則氣缸工作容積 Vs= D 2 S0.644L4Va=0.725LVc=0.081Ln= 30Cm=4948 r/minSn角速度 =3.14 4700/30=517.89rad/s曲柄半徑r=S/2=48.5mm3 熱力學計算壓縮始點的壓強Pa=0.80.9P0；取 Pa=0.085MPa3.1 多變指數(shù)的選擇壓縮過程：取壓縮沖程終點（設為B 點），從 A 點（壓縮過程始點）到B 點的壓縮過程看作是多變的壓縮過程，壓縮多變指數(shù)范圍為 n1， 取1=1.281.35n =1.28膨脹過程：取定容增壓的終點（設為C 點），從 B 點到 C 點看作為定容壓縮過程，膨脹多變指數(shù)范圍為 n2=1.301.40 取 n2=1.35n n由 P1 V 1 =P2V 2 可計算得到壓縮終點壓力為：Pc=1.415 MPa3.2 壓力升高比的選擇查得壓力升高比p =Pc/Pa；在 69 之間。取p =7 則Pz= p *Pc=7*1.415MPa=9.905MPa，圓整后 Pgmax=（ Pz-Pc）*2/3+Pc=7.075MPa33.3 繪制（理想） PV 圖得到未調(diào)整的 P-V 圖(數(shù)據(jù)見附表 3)圖 13.4 P V 圖的調(diào)整發(fā)動機實際過程比較復雜，所以在得到的PV 圖上要修正得到，最高壓力不在上止點，還有點火提前角，排氣提前角的修正，顯然實際的邊界條件是不可能得到的，所以要做一些適當?shù)男拚Ｕ{(diào)整后的燃氣壓力（ MPa）7.0006.000） 5.000a4.000PM（ 3.000P2.0001.0000.000調(diào)整后的燃氣壓力（ MPa）0.0000100.000200.000300.000400.000500.000600.000000000V（mL）圖 244 動力學計算由曲柄連桿機構的受力分析計算：2P=Pg+Pj =Pg-mjr (cos+ cos2 ) =Pg-mjj （mj 為機構往復慣性質(zhì)量）活塞質(zhì)量 mP=214.94g連桿小頭質(zhì)量 .m4= B1 45(D12d12 ) =81.66g4連桿質(zhì)量 m=0.00063(D-80)2+0.0476(D-80)+0.2149 1.05kg 估算 mj= mP+m3+m4 387.22gP 在連桿小頭處即活塞銷孔處分解為Pn 和 P1，而 P1 又在兩岸大頭分解為K 和 t，又根據(jù)汽車發(fā)動機設計有Pn=P*tg PPl=coslp cos()k= P cos(+ )=costP sin() （數(shù)據(jù)見附表 4）cos565 運動學計算 =1/3-1/5 取 =0.2925.1 活塞位移X= r （1- cos(1cos2 )）+ （數(shù)據(jù)見附表 2）45.2 活塞速度v= r （ sin +sin2）（數(shù)據(jù)見附表2）275.3 活塞加速度j = r2 (coscos2 )（數(shù)據(jù)見附表 2）6 曲軸零件結構設計6.1 曲軸的工作條件、結構型式和材料的選擇6.1.1 曲軸的工作條件和設計要求曲軸是在不斷周期性的氣體壓力、往復和旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量的慣性力以及它們的力矩（扭轉(zhuǎn)和彎曲） 共同作用下工作的， 使曲軸既扭轉(zhuǎn)又彎曲， 產(chǎn)生疲勞應力狀態(tài)。 對于各種曲軸，彎曲載荷具有決定性意義，而扭轉(zhuǎn)載荷僅占次要地位，曲軸破壞統(tǒng)計表明，80左右是由彎曲疲勞產(chǎn)生的。因此，曲軸結構強度研究的重點是彎曲疲勞強度。設計曲軸時，應保證8它有盡可能高的彎曲強度和扭轉(zhuǎn)剛度。要使它具有足夠的疲勞強度，特別要注意強化應力集中部位，設法緩和應力集中現(xiàn)象，也就是采用局部強化的方法來解決曲軸強度不足的矛盾。曲軸各軸頸在很高的比壓下，以很大的相對速度在軸承中發(fā)生滑動摩擦。這些軸承在實際變工況運轉(zhuǎn)條件下并不總能保證液體摩擦，尤其當潤滑不潔凈時，軸頸表面遭到強烈的磨料磨損，使得曲軸的實際使用壽命大大降低。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。設計要求：1、保證具有足夠的彎曲疲勞強度和扭轉(zhuǎn)疲勞強度；2、保證曲軸具有盡可能高的彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度；3、軸承具有足夠大的承壓面積，軸頸耐磨；4、盡量采用普通材料；工藝性好，質(zhì)量小。6.1.2 曲軸的結構型式曲軸從整體結構上看可以分為整體式和組合式，隨著復雜結構鑄造和鍛造技術的進步，現(xiàn)代內(nèi)燃機幾乎全部都用整體式曲軸。從支承方式看，曲軸有全支承結構和浮動支承結構，為了提高曲軸的彎曲強度和剛度，現(xiàn)代多缸內(nèi)燃機的曲軸都采用全支承結構。6.1.3 曲軸的材料曲軸材料一般使用45，40Cr，35Mn2等中碳鋼和中碳合金鋼。軸頸表面經(jīng)高頻淬火或氮化處理，最后進行精加工。發(fā)動機曲軸的材料性能要求有較高的強度、沖擊韌性、耐磨性。本設計采用45 鋼鍛造，熱處理采用調(diào)質(zhì)，材料具有較高的綜合機械性能，軸徑表面再進行表面淬火，提高表面硬度及耐磨性。6.2 曲軸主要尺寸的確定和結構細節(jié)設計6.2.1 主要尺寸綜合以上考慮，確定主要尺寸如下：主軸頸直徑 D1=(0.650.75)D=60mm主軸頸長度 L1=24mm曲柄銷直徑 D2=(0.550.65)D=55mm曲柄銷長度 L2=(0.350.45)D2=36mm9曲柄臂厚度 h=（0.20.25 ）D=25mm曲柄臂寬度 b=（0.81.2 ）D=85mm根據(jù)主軸頸長度和曲柄銷長度以及曲柄臂的厚度，確定缸心距為L=2h+L1+L2=110mm6.2.2 一些細節(jié)設計6.2.2.1油道布置在確定主軸頸上油道入口和曲柄銷上油道出口的位置時，既要考慮到有利于供油又要考慮到油孔對軸頸強度的影響最小。一般油孔只要安排在曲拐平面旋轉(zhuǎn)前40 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0.1d 2 ，但最小不得小于 5mm?？卓诓粦屑饨卿J邊，而應有不小于0.04 d 2 的圓角以減緩應力集中。6.2.2.2曲軸兩端的結構曲軸前端一般裝有扭轉(zhuǎn)減震器，發(fā)動機的各種輔助裝置如機油泵，冷卻水泵等，由安裝在前端的齒輪或皮帶輪驅(qū)動，配氣正時齒輪也安裝在曲軸前端。曲軸末端裝有飛輪，用于輸出總轉(zhuǎn)矩，因此末端要做的粗一些。6.2.2.3曲軸的止推為了防止曲軸產(chǎn)生軸向位移，在曲軸機體之間需要設置一個止推軸承，承受斜齒輪的軸向分力和踩離合器產(chǎn)生的軸向推力。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。6.2.2.4過渡圓角主軸頸到曲柄臂的弧度圓角半徑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。6.2.2.5平衡分析（1）旋轉(zhuǎn)慣性力Rrxmr r2 sin ，因為 mrr2為常數(shù)，sin在一個圓周上積分結果為，故原式等于0。0Rr ymr r 2 cos ，因為 mr r2 為常數(shù)，且 cos在一個圓周上積分為0，故原式等于 0Rr (Rrx )2(Rr y ) 2 0.5 ,10由于Rrx 和Rry 都為 0，故原式等于 0（2）一階往復慣性力Pjmr r2 cos ,因為 - mr r2 為常數(shù)，且 cos在一個圓周上積分為0，故原式等于 0（3）二階往復慣性力Pjmrr 2 cos(2)4mrr 2 cos(2 ),因為 -4 mr r2 為常數(shù)，且 cos2 在一個圓周上積分為0，故原式等于 0（4）旋轉(zhuǎn)慣性力矩Mrxryr2sin 2R r sin2m r故得 MrMrxMry0;（5）一階往復慣性力矩Mjr2cos ,P rm r因為 - mr r2 為常數(shù)，且 cos在一個圓周上積分為0，故原式等于 0（6）二階往復慣性力矩MPj rmrr 22 cos ,因為 - mr r2 為常數(shù)，且 cos在一個圓周上積分為0，故原式等于 07. 曲軸強度的校核7.1 靜強度計算由前面動力學計算查附表，靜強度校核要用到的基本數(shù)據(jù)如下：徑向力 pkmax10.187( 0.092)210667684.87N2pk min1.307( 0.092)2 1068684.02N2切向力 pt max2.8600.092)2619002.53N(102p0.688( 0.092)21064571.24Nt min22436 25 55mm主軸頸中心到曲柄銷中心的距離La2主軸頸中心到曲柄臂中心的距離Lb242524.5mm2主軸頸兩端的徑向反力pkpk11切向反力 PtPt rD17.1.1連桿軸頸的計算（1）在曲拐平面內(nèi)的彎曲應力xM x32Pk La67684.87 0.055 32228.03MPaWD233.14 0.0553（2）在垂直于曲拐平面的彎曲應力yM y32PLta19008.530.055 32WD233.140.055364.04MPa(3) 彎曲總應力2264.042236.85MPaxy228.032(4) 扭轉(zhuǎn)應力Prt19008.53 0.0485 1628.24MPak3.14 0.0553Wp(5) 彎扭總應力cy24 k2236.8524 28.24 2243.49 MPa各應力小于該材料所許可的最大應力 800MPa，所以在允許范圍內(nèi)。7.1.2曲柄臂計算（1）壓縮應力：Pk max67684.87cbh0.08531.85MPa0.025（2）彎曲應力：曲拐平面KM K6Pk max La67684.87 0.0556123.64MPaWxhb 20.025 0.0852垂直曲拐平面：TM T6Pt max r19008.53 0.04856105.36 MPaWybh20.085 0.0252（3）扭矩 Mk引起的彎曲應力12M k6Pt max y19008.530.0485 6105.36MPamaxbh20.0850.0252Wy（4）扭矩 M k 易引起的扭轉(zhuǎn)應力M k6Pt max Lb19008.530.02456k maxWybh 20.0850.025253.25MPa(5) 彎扭總應力：2cyc4222k max31.854 53.25 111.45MPa各應力小于該材料所許可的最大應力 800MPa，所以在允許范圍內(nèi)。7.2 曲軸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，對內(nèi)燃機各種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(zhuǎn)中安全可靠，而且能充分利用材料的疲勞強度。為此，要求能夠較精確的確定曲軸的疲勞強度和曲軸運轉(zhuǎn)時的實際應力。 M max820.90Nm ； M min-184.33Nm 7.2.1 主軸頸的計算WkD133.140.06034.2410531616mmaxM max820.9019.36MPaWk4.2410 5minM min184.334.35MPaWk4.2410 5n2121871.8266.31k0.25 19.36 4.35maxminmaxmin19.36 4.350.781：材料扭轉(zhuǎn)疲勞極限。參考內(nèi)燃機設計第209 頁知：1 =187MPak ：有效總不均勻度系數(shù)。k1q (1)10.7(2.181)1.826q ：應力集中敏感系數(shù)。參考內(nèi)燃機設計第213 頁知： q =0.7：因圓角半徑過小引起的固有應力集中系數(shù)，參考內(nèi)燃機設計知：=2.18：強化系數(shù)，參考內(nèi)燃機設計第212 頁知：=1.6：尺寸系數(shù)，參考內(nèi)燃機設計第212 頁知：0.7813：材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，參考內(nèi)燃機設計第212 頁知：2100.250結論， n n (2.5 3.5) 此主軸頸疲勞強度是安全的。7.2.2 連桿軸頸計算M max32 M max820.90 3238.73MPamaxD133.14 0.06 3WM min184.33328.70MPamin3.14 0.063Wkn2123351.567.03k38.73 8.700.43 38.73 8.70maxminmaxmin0.84k：有效總不均勻度系數(shù)， k 1 q ( 1 1)1 0.7(1.8 1) 1.56q：應力集中敏感系數(shù)，參考內(nèi)燃機設計第209 頁知： q=0.7。1 ：曲軸材料對稱循環(huán)彎曲疲勞強度極限。參考內(nèi)燃機設計第213 頁知：1 335Mpa：強化系數(shù)，由于設計時選取的加工工藝為滾壓圓角，參考內(nèi)燃機設計第212頁知：=1.6：絕對尺寸影響系數(shù)，參考內(nèi)燃機設計第212 頁知：0.84：材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，參考內(nèi)燃機設計第212 頁知：2扭轉(zhuǎn)疲勞100.430M max16Pt max L119008.530.024 1610.76MPamaxD133.140.063WkM min4571.24 0.024 162.59MPamin3.140.063Wk14n21kmaxminmaxmin218711.231.82610.762.590.2510.762.590.78結論， n n(2.5 3.5)此連桿頸疲勞強度是安全的。7.2.3曲柄臂計算（1） 彎曲應力：M max6Pk max Lb67684.870.02456maxWhb20.0250.08262.19MPaminM min4571.240.0245 64.20MPaW0.0250.082n212335k1.564.520.43 62.19 4.20maxminmaxmin62.19 4.200.84(2) 扭轉(zhuǎn)應力：6Ptmax Lb19008.530.02456maxhb20.0250.08217.46MPaM min4571.240.02456minWk10.0250.0824.20MPan21kmaxminmaxmin21876.921.8264.200.2517.464.2017.460.78n n4.526.923.78nn24.5226.922n2大于極限安全系數(shù) n n (2.5 3.5) ，曲軸機構強度是安全的。8 小結通過這次課程設計連桿組的設計，是在我們學習了工程制圖、汽車構造、內(nèi)燃機原理、汽車發(fā)動機設計以及大二和大三進行過的課程設計的基礎上的一次專業(yè)課程設計，我學到了許多大三、大四都沒來得及好好學的關鍵內(nèi)容，而且在實踐中運用，更是15令我印象深刻，深切體會到課程設計并非以前所想像的那樣紙上談兵。所有理論、公式都是為實踐操作而誕生的?？梢哉f是對我所學知識的一次很好的鞏固和回憶，并且在設計過程中，我還學會了查詢各種工具書的方法，提高了想象能力，學會了怎樣把學到的各門學科的知識融會貫通，并提高了作圖的能力以及用Excel 處理數(shù)據(jù)和繪制圖形的技能，使我對發(fā)動機原理及內(nèi)部結構有了更加深刻的認識。9 參考文獻1 楊連生內(nèi)燃機設計北京：中國農(nóng)業(yè)機械出版社， 19812 陸際青汽車發(fā)動機設計北京：清華大學出版社， 19903 唐增寶，何永然，劉安俊機械設計課程設計 武漢：華中科技大學出版社， 19994 周龍保內(nèi)燃機學北京：機械工業(yè)出版社， 20055 吳兆漢內(nèi)燃機設計北京：北京理工大學出版社， 19906 沈維道工程熱力學北京：高等教育出版社， 200216