2022年曲柄连杆机构设计说明书 .pdf

1 1 课 程 设 计 说 明 书2115 柴油机连杆设计学生学号：学生姓名：专业班级：指导教师姓名：杜家益 /张登攀2018年1 月目录第 1 章 绪论 11. 1 选题的目的和意义 11.2 设计研究的主要内容 1第 2 章 曲柄连杆机构受力分析 22. 1 曲柄连杆机构的类型及方案选择 22. 2 曲柄连杆机构运动学 3精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 44 页2 2 2. 1. 1 活塞位移 32. 1. 2 活塞的速度 42. 1. 3 活塞的加速度 52. 2 曲柄连杆机构中的作用力 52. 2. 1 气缸内工质的作用力 52. 2. 2 机构的惯性力 62. 3 本章小结 11第 3 章 活塞组的设计 113. 1 活塞的设计 113. 1. 1 活塞的工作条件和设计要求 113. 1. 2 活塞的材料 12第 4 章 连杆组的设计 134. 1 连杆的设计 134. 1. 1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用 134. 1. 2 连杆长度的确定 134. 1. 3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算 134. 1. 4 连杆杆身的结构设计与强度计算 154. 1. 5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算 174. 2 连杆螺栓的设计 184. 2. 1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力 184. 2. 2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算 184. 3 本章小结 18第 5 章 曲轴的设计 195. 1 曲轴的结构型式和材料的选择 195. 1. 1 曲轴的工作条件和设计要求 195. 1. 2 曲轴的结构型式 195. 1. 3 曲轴的材料 195. 2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计 205. 2. 1 曲柄销的直径和长度 205. 2. 2 主轴颈的直径和长度 205. 2. 3 曲柄 21精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 44 页3 3 5. 2. 4 平衡重 215. 2. 5 油孔的位置和尺寸 215. 2. 6 曲轴两端的结构 225. 2. 7 曲轴的止推 225. 3 曲轴的疲劳强度校核 225. 3. 1 作用于单元曲拐上的力和力矩 235. 3. 2 名义应力的计算 245. 4 本章小结 26动力计算及图表 28结论 41致谢 41参考文献 41精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 44 页1 1 第 1 章 绪论1. 1 选题的目的和意义曲柄连杆机构是发动机的传递运动和动力的机构，通过它把活塞的往复直线运动转变为曲轴的旋转运动而输出动力。因此，曲柄连杆机构是发动机中主要的受力部件，其工作可靠性就决定了发动机工作的可靠性。随着发动机强化指标的不断提高，机构的工作条件更加复杂。在多种周期性变化载荷的作用下，如何在设计过程中保证机构具有足够的疲劳强度和刚度及良好的动静态力学特性成为曲柄连杆机构设计的关键性问题1。通过设计，确定发动机曲柄连杆机构的总体结构和零部件结构，包括必要的结构尺寸确定、运动学和动力学分析、材料的选取等，以满足实际生产的需要。在传统的设计模式中，为了满足设计的需要须进行大量的数值计算，同时为了满足产品的使用性能，须进行强度、刚度、稳定性及可靠性等方面的设计和校核计算，同时要满足校核计算，还需要对曲柄连杆机构进行动力学分析。为了真实全面地了解机构在实际运行工况下的力学特性，本文采用了多体动力学仿真技术，针对机构进行了实时的，高精度的动力学响应分析与计算，因此本研究所采用的高效、实时分析技术对提高分析精度，提高设计水平具有重要意义，而且可以更直观清晰地了解曲柄连杆机构在运行过程中的受力状态，便于进行精确计算，对进一步研究发动机的平衡与振动、发动机增压的改造等均有较为实用的应用价值。1.2 设计研究的主要内容发动机结构尺寸参数发动机型号2115 活塞行程 (mm) 120 连杆长度 (mm) 185 缸径（ mm ） 115 汽缸数4 发动机转速 (r/min) 2400 质量活塞1240g 连杆大头 1853g，小头 705g 课程设计任务要求1、每小组绘制一种 2115发动机连杆机构图纸。2、课程设计说明书一份。具体要求如下：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 44 页2 2 1、 了解连杆的设计基准、工艺基准和加工基准。2、 正确表达零件的形状，合理地布置视图。3、 正确理解和标注尺寸公差与形状公差。4、 能读懂图样上的技术要求。5、 正确编写课程设计说明书。6、 熟练掌握 AutoCad绘制工程图纸。课程设计实施环节 (18-20 周) 1、上课2、上机 3 、考核（交图纸及说明书电子文档和纸质文档+上机操作）第 2 章 曲柄连杆机构受力分析研究曲柄连杆机构的受力，关键在于分析曲柄连杆机构中各种力的作用情况，并根据这些力对曲柄连杆机构的主要零件进行强度、刚度、磨损等方面的分析、计算和设计，以便达到发动机输出转矩及转速的要求。2. 1 曲柄连杆机构的类型及方案选择内燃机中采用曲柄连杆机构的型式很多，按运动学观点可分为三类，即:中心曲柄连杆机构、偏心曲柄连杆机构和主副连杆式曲柄连杆机构。1、中心曲柄连杆机构其特点是气缸中心线通过曲轴的旋转中心，并垂直于曲柄的回转轴线。这种型式的曲柄连杆机构在内燃机中应用最为广泛。一般的单列式内燃机，采用并列连杆与叉形连杆的 V 形内燃机，以及对置式活塞内燃机的曲柄连杆机构都属于这一类。2、偏心曲柄连杆机构其特点是气缸中心线垂直于曲轴的回转中心线，但不通过曲轴的回转中心，气缸中心线距离曲轴的回转轴线具有一偏移量e。这种曲柄连杆机构可以减小膨胀行程中活塞与气缸壁间的最大侧压力，使活塞在膨胀行程与压缩行程时作用在气缸壁两侧的侧压力大小比较均匀。3、主副连杆式曲柄连杆机构其特点是内燃机的一列气缸用主连杆，其它各列气缸则用副连杆，这些连杆的下端不是直接接在曲柄销上， 而是通过副连杆销装在主连杆的大头上，形成了“关节式”运动，所以这种机构有时也称为“关节曲柄连杆机构”。在关节曲柄连杆机构中，一个曲柄可以同时带动几套副连杆和活塞，这种结构可使内燃机长度缩短，结构紧凑，精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 44 页3 3 广泛的应用于大功率的坦克和机车用V 形内燃机8。经过比较，本设计的型式选择为中心曲柄连杆机构。2. 2 曲柄连杆机构运动学中心曲柄连杆机构简图如图2. 1 所示，图 2. 1 中气缸中心线通过曲轴中心O，OB为曲柄， AB 为连杆， B 为曲柄销中心， A 为连杆小头孔中心或活塞销中心。当曲柄按等角速度旋转时， 曲柄 OB 上任意点都以 O 点为圆心做等速旋转运动，活塞 A 点沿气缸中心线做往复运动，连杆AB 则做复合的平面运动，其大头B 点与曲柄一端相连，做等速的旋转运动，而连杆小头与活塞相连，做往复运动。在实际分析中，为使问题简单化， 一般将连杆简化为分别集中于连杆大头和小头的两个集中质量，认为它们分别做旋转和往复运动，这样就不需要对连杆的运动规律进行单独研究9。图 2. 1 曲柄连杆机构运动简图活塞做往复运动时，其速度和加速度是变化的。它的速度和加速度的数值以及变化规律对曲柄连杆机构以及发动机整体工作有很大影响，因此，研究曲柄连杆机构运动规律的主要任务就是研究活塞的运动规律。2. 1. 1 活塞位移假设在某一时刻，曲柄转角为，并按顺时针方向旋转，连杆轴线在其运动平面内偏离气缸轴线的角度为，如图 2. 1 所示。当=0时， 活塞销中心 A 在最上面的位置 A1， 此位置称为上止点。 当=180 时，精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 44 页4 4 A 点在最下面的位置A2，此位置称为下止点。此时活塞的位移x 为: x=AA1=AOOA1=(r+ l )coscos(lr=)cos1(1)cos1(r（2. 1）式中：连杆比。式（2. 1）可进一步简化，由图2. 1 可以看出：sinsinlr即sinsinsinlr又由于222sin1sin1cos（2. 2）将式（ 2. 2）带入式（ 2. 1）得：x=)sin1(1cos122r（2. 3）式（2. 3）是计算活塞位移 x 的精确公式 ,为便于计算，可将式（ 2. 3）中的根号按牛顿二项式定理展开，得：6642222sin161sin81sin1sin1考虑到13，其二次方以上的数值很小，可以忽略不计。只保留前两项，则2222sin211sin1（2. 4）将式（ 2. 4）带入式（ 2. 3）得)sin2cos1 (2rx（2. 5）2. 1. 2 活塞的速度将活塞位移公式（ 2. 1）对时间 t 进行微分，即可求得活塞速度v的精确值为v)cos2sin2(sinrdtdadadxdtdx(2. 6) 将式（ 2. 5）对时间t微分，便可求得活塞速度得近似公式为：212sin2sin)2sin2(sinvvrrrv（2. 7）从式（2. 7）可以看出，活塞速度可视为由sin1rv与2sin)2(2rv两部分简谐运动所组成。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页，共 44 页5 5 当0或180时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当90时，rv，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。2. 1. 3 活塞的加速度将式（ 2. 6）对时间t微分，可求得活塞加速度的精确值为：cos2sin4cos2coscos3232rdtdadadvdtdva（2. 8）将式（ 2. 7）对时间t为微分，可求得活塞加速度的近似值为：212222coscos)2cos(cosaarrra（2. 9）因此，活塞加速度也可以视为两个简谐运动加速度之和，即由cos21ra与2cos22ra两部分组成。2. 2 曲柄连杆机构中的作用力作用于曲柄连杆机构的力分为：缸内气压力、运动质量的惯性力、摩擦阻力和作用在发动机曲轴上的负载阻力。由于摩擦力的数值较小且变化规律很难掌握，受力分析时把摩擦阻力忽略不计。而负载阻力与主动力处于平衡状态，无需另外计算，因此主要研究气压力和运动质量惯性力变化规律对机构构件的作用。计算过程中所需的相关数据参照 EA1113 汽油机，如附表 1 所示。2. 2. 1 气缸内工质的作用力作用在活塞上的气体作用力gP等于活塞上、 下两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即)(42ppDPg（2. 10）式中：gP活塞上的气体作用力，N ；p 缸内绝对压力， MPa；p大气压力， MPa；D 活塞直径，mm。由于活塞直径是一定的，活塞上的气体作用力取决于活塞上、下两面的空间内气体压力差pp，对于四冲程发动机来说，一般取p=0.1MPa ，mmD985.80, 对于精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页，共 44 页6 6 缸内绝对压力 p . 2. 2. 2 机构的惯性力惯性力是由于运动不均匀而产生的，为了确定机构的惯性力，必须先知道其加速度和质量的分布。加速度从运动学中已经知道，现在需要知道质量分布。实际机构质量分布很复杂，必须加以简化。为此进行质量换算。1、机构运动件的质量换算质量换算的原则是保持系统的动力学等效性。质量换算的目的是计算零件的运动质量，以便进一步计算它们在运动中所产生的惯性力9。（1）连杆质量的换算连杆是做复杂平面运动的零件。为了方便计算， 将整个连杆（包括有关附属零件）的质量Lm用两个换算质量1m和2m来代换，并假设是1m集中作用在连杆小头中心处，并只做往复运动的质量；2m是集中作用在连杆大头中心处，并只沿着圆周做旋转运动的质量，如图 2. 2 所示：图 2. 2 连杆质量的换算简图为了保证代换后的质量系统与原来的质量系统在力学上等效，必须满足下列三个条件： 连杆总质量不变，即21mmmL。 连杆重心 G 的位置不变，即)(1211llmlm。 连杆相对重心 G 的转动惯量GI不变，即GIllmlm222211)(。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 44 页7 7 其中，l 连杆长度，1l为连杆重心 G 至小头中心的距离。 由条件可得下列换算公式：lllmmL11llmmL12用平衡力系求合力的索多边形法求出重心位置G 。将连杆分成若干简单的几何图形，分别计算出各段连杆重量和它的重心位置，再按照索多边形作图法，求出整个连杆的重心位置以及折算到连杆大小头中心的重量1G和2G，如图 2. 3 所示：图 2. 3 索多边形法4 （2）往复直线运动部分的质量jm活塞（包括活塞上的零件）是沿气缸中心做往复直线运动的。它们的质量可以看作是集中在活塞销中心上，并以hm表示。质量hm与换算到连杆小头中心的质量1m之和，称为往复运动质量jm，即1mmmhj。（3）不平衡回转质量rm曲拐的不平衡质量及其代换质量如图2. 4 所示：图 2. 4 曲拐的不平衡质量及其代换质量曲拐在绕轴线旋转时，曲柄销和一部分曲柄臂的质量将产生不平衡离心惯性力，称为曲拐的不平衡质量。为了便于计算，所有这些质量都按离心力相等的条件，换算精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页，共 44 页8 8 到回转半径为r的连杆轴颈中心处，以km表示，换算质量km为：remmmbgk2式中：km曲拐换算质量，kg；gm连杆轴颈的质量，kg；bm一个曲柄臂的质量，kg；e曲柄臂质心位置与曲拐中心的距离，m。质量km与换算到大头中心的连杆质量2m之和称为不平衡回转质量rm，即2mmmkr由上述换算方法计算得：往复直线运动部分的质量jm=0.583kg，不平衡回转质量rm=0.467kg。2、曲柄连杆机构的惯性力把曲柄连杆机构运动件的质量简化为二质量jm和rm后，这些质量的惯性力可以从运动条件求出，归结为两个力。往复质量jm的往复惯性力jP和旋转质量rm的旋转惯性力rP。（1）往复惯性力2coscos)2coscos(2222rmrmrrmamPjjjj（2. 11）式中：jm往复运动质量，kg；连杆比；r曲柄半径，m；曲柄旋转角速度，srad /；曲轴转角。jP是沿气缸中心线方向作用的，公式（2. 11）前的负号表示jP方向与活塞加速度a的方向相反。其中曲柄的角速度为：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页，共 44 页9 9 30602nn（2. 12）式中：n曲轴转数，min/r；已知额定转数n=5800min/r，则07.607305800srad /；曲柄半径r=40.23mm，连杆比=0.250.315，取=0.27，参照附录表 2：四缸机工作循环表，将每一工况的曲轴转角代入式（ 2. 11），计算得往复惯性力jP，结果（2）旋转惯性力2rmPrr（2. 13）799.692307.60704023.0467.02N3、作用在活塞上的总作用力由前述可知，在活塞销中心处，同时作用着气体作用力gP和往复惯性力jP，由于作用力的方向都沿着中心线，故只需代数相加，即可求得合力jgPPP（2. 14）计算结果如表 2. 4 所示。4、活塞上的总作用力P分解与传递如图 2. 5 所示，首先，将P分解成两个分力：沿连杆轴线作用的力K ，和把活塞压向气缸壁的侧向力N ，其中沿连杆的作用力K 为：cos1PK（2. 15）而侧向力 N 为：tanPN（2. 16）精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页，共 44 页1 01 0图 2. 5 作用在机构上的力和力矩连杆作用力 K 的方向规定如下：使连杆受压时为正号，使连杆受拉时为负号，缸壁的侧向力 N 的符号规定为：当侧向力所形成的反扭矩与曲轴旋转方向相反时，侧向力为正值，反之为负值。当=13时，根据正弦定理，可得：sinsinrl求得48.314913sin23.40arcsinsinarcsinlr力 K 通过连杆作用在曲轴的曲柄臂上，此力也分解成两个力，即推动曲轴旋转的切向力 T ，即cos)sin()sin(PKT（2. 17）和压缩曲柄臂的径向力Z ，即cos)cos()cos(PKZ（2. 18）规定力 T 和曲轴旋转方向一致为正，力Z 指向曲轴为正。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页，共 44 页1 11 12. 3 本章小结本章首先分析了曲柄连杆机构的运动情况，重点分析了活塞的运动，在此基础上分析了每个工作过程的气体压力变化情况，进一步推导出各过程气体力的理论计算公式，进行了机构中运动质量的换算。第 3 章 活塞组的设计3. 1 活塞的设计活塞组包括活塞、活塞销和活塞环等在气缸里作往复运动的零件，它们是发动机中工作条件最严酷的组件。发动机的工作可靠性与使用耐久性，在很大程度上与活塞组的工作情况有关。3. 1. 1 活塞的工作条件和设计要求1、活塞的机械负荷在发动机工作中 ,活塞承受的机械载荷包括周期变化的气体压力、往复惯性力以及由此产生的侧向作用力。在机械载荷的作用下，活塞各部位了各种不同的应力：活塞顶部动态弯曲应力；活塞销座承受拉压及弯曲应力；环岸承受弯曲及剪应力。此外，在环槽及裙部还有较大的磨损。为适应机械负荷，设计活塞时要求各处有合适的壁厚和合理的形状，即在保证足够的强度、刚度前提下，结构要尽量简单、轻巧，截面变化处的过渡要圆滑，以减少应力集中。2、活塞的热负荷活塞在气缸内工作时，活塞顶面承受瞬变高温燃气的作用，燃气的最高温度可达CC25002000。 因而活塞顶的温度也很高。 活塞不仅温度高， 而且温度分布不均匀，各点间有很大的温度梯度，这就成为热应力的根源，正是这些热应力对活塞顶部表面发生的开裂起了重要作用9。3、磨损强烈发动机在工作中所产生的侧向作用力是较大的，同时，活塞在气缸中的高速往复运动，活塞组与气缸表面之间会产生强烈磨损，由于此处润滑条件较差，磨损情况比较严重。4、活塞组的设计要求精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页，共 44 页1 21 2（1）要选用热强度好、耐磨、比重小、热膨胀系数小、导热性好、具有良好减磨性、工艺性的材料；（2）有合理的形状和壁厚。使散热良好，强度、刚度符合要求，尽量减轻重量，避免应力集中；（3）保证燃烧室气密性好，窜气、窜油要少又不增加活塞组的摩擦损失；（4）在不同工况下都能保持活塞与缸套的最佳配合；（5）减少活塞从燃气吸收的热量，而已吸收的热量则能顺利地散走；（6）在较低的机油耗条件下，保证滑动面上有足够的润滑油。3. 1. 2 活塞的材料根据上述对活塞设计的要求，活塞材料应满足如下要求：（1）热强度高。即在C400300高温下仍有足够的机械性能，使零件不致损坏；（2）导热性好，吸热性差。以降低顶部及环区的温度，并减少热应力；（3）膨胀系数小。使活塞与气缸间能保持较小间隙；（4）比重小。以降低活塞组的往复惯性力， 从而降低了曲轴连杆组的机械负荷和平衡配重；（5）有良好的减磨性能（即与缸套材料间的摩擦系数较小），耐磨、耐蚀；（6）工艺性好，低廉。在发动机中，灰铸铁由于耐磨性、耐蚀性好、膨胀系数小、热强度高、成本低、工艺性好等原因，曾广泛地被作为活塞材料。但近几十年来，由于发动机转速日益提高，工作过程不断强化，灰铸铁活塞因此比重大和导热性差两个根本缺点而逐渐被铝基轻合金活塞所淘汰。铝合金的优缺点与灰铸铁正相反，铝合金比重小， 约占有灰铸铁的1/3，结构重量仅占铸铁活塞的%7050。因此其惯性小，这对高速发动机具有重大意义。铝合金另一突出优点是导热性好，其热传导系数约为铸铁的43倍，使活塞温度显著下降。对汽油机来说，采用铝活塞还为提高压缩比、改善发动机性能创造了重要的条件。共晶铝硅合金是目前国内外应用最广泛的活塞材料，既可铸造，也可锻造。含硅9%左右的亚共晶铝硅合金，热膨胀系数稍大一些，但由于铸造性能好，适应大量生产工艺的要求，应用也很广。综合分析，该发动机活塞采用铝硅合金材料铸造而成。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页，共 44 页1 31 3第章 连杆组的设计4. 1 连杆的设计4. 1. 1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用1、工作情况连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起做往复运动，连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起做旋转运动。因此，连杆体除有上下运动外，还左右摆动，做复杂的平面运动。2、设计要求连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷，因此，在设计时应首先保证连杆具有在足够的疲劳强度和结构钢度。如果强度不足，就会发生连杆螺栓、大头盖或杆身的断裂，造成严重事故，同样，如果连杆组刚度不足，也会对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响。所以设计连杆的一个主要要求是在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。为此，必须选用高强度的材料；合理的结构形状和尺寸。3、材料的选择为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，采用精选含碳量的优质中碳结构钢 45 模锻，表面喷丸强化处理，提高强度。4. 1. 2 连杆长度的确定设计连杆时首先要确定连杆大小头孔间的距离，即连杆长度l 它通常是用连杆比lr /来 说 明 的 ， 通 常25.00.3125 ， 取27.0，mmr23.40， 则mml14923.4027.0。4. 1. 3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算1、连杆小头的结构设计连杆小头主要结构尺寸如图4. 1 所示，小头衬套内径1d和小头宽度1B已在活塞组设计中确定。为了改善磨损，小头孔中以一定过盈量压入耐磨衬套，衬套大多用耐磨锡青铜铸造，这种衬套的厚度一般为3mm2，取2.2mm。2、连杆小头的强度校核以过盈压入连杆小头的衬套，使小头断面承受拉伸压力。若衬套材料的膨胀系数比连杆材料的大，则随工作时温度升高，过盈增大，小头断面中的应力也增大。此外，精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页，共 44 页1 41 4连杆小头在工作中还承受活塞组惯性力的拉伸和扣除惯性力后气压力的压缩，可见工作载荷具有交变性。上述载荷的联合作用可能使连杆小头及其杆身过渡处产生疲劳破坏，故必须进行疲劳强度计算9。图 4. 1 连杆小头主要结果尺寸（1）衬套过盈配合的预紧力及温度升高引起的应力计算时把连杆小头和衬套当作两个过盈配合的圆筒，则在两零件的配合表面，由于压入过盈及受热膨胀，小头所受的径向压力为：MPadDdDEdDdDEddt11)(p21212121221221（4. 1）式中：衬套压入时的过盈，mm；一般青铜衬套0015.00002.0d1，取mm0176.0220.0008，其中：t工作后小头温升 ,约C150100；连杆材料的线膨胀系数，对于钢)/1(100 .15C；衬套材料的线膨胀系数，对于青铜)/1(108 .15C；、连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取3 .0；E连杆材料的弹性模数，钢MPa102.4.E510；E 衬套材料的弹性模数，青铜MPa5102.2E；由径向均布力 p 引起小头外侧及内侧纤维上的应力，可按厚壁筒公式计算，精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页，共 44 页1 51 5外表面应力2212D2dpda（4. 2）内表面应力221221DdDpdi（4. 3）i和a的允许值一般为1501002/ mmN，校核合格。（2）连杆小头的疲劳安全系数连杆小头的应力变化为非对称循环，最小安全系数在杆身到连杆小头的过渡处的外表面上为：ma1-n（4. 4）连杆小头的疲劳强度的安全系数，一般约在5.02.0范围之内4。3、连杆小头的刚度计算当采用浮动式活塞销时，必须计算连杆小头在水平方向由于往复惯性力而引起的直径变形，其经验公式为: 6233jmax10)90(PEIdm（4. 5）式中：连杆小头直径变形量，mm；md连杆小头的平均直径，mm；I 连杆小头断面积的惯性矩，对于一般发动机，此变形量的许可值应小于直径方向间隙的一半，标准间隙一般为mm031.0012. 0，则校核合格。4. 1. 4 连杆杆身的结构设计与强度计算1、连杆杆身结构的设计连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形断面，杆身截面宽度B 约等于D)3.026.0( D 为气缸直径 )。为使连杆从小头到大头传力比较均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的圆角半径。2、连杆杆身的强度校核连杆杆身在不对称的交变循环载荷下工作，它受到位于计算断面以上做往复运动的质量的惯性力的拉伸，在爆发行程，则受燃气压力和惯性力差值的压缩，为了计算精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 18 页，共 44 页1 61 6疲劳强度安全系数，必须现求出计算断面的最大拉伸、压缩应力。（1）最大拉伸应力由最大拉伸力引起的拉伸应力为：mjfPmax1（4. 6）式中：mf连杆杆身的断面面积，汽油机Afm)035.002.0(。（2）杆身的压缩与纵向弯曲应力杆身承受的压缩力最大值发生在做功行程中最大燃气作用力maxgp时， 并可认为是在上止点，最大压缩力为：jgcPpPmax（4. 7）连杆承受最大压缩力时，杆身中间断面产生纵向弯曲。此时连杆在摆动平面内的弯曲，可认为连杆两端为铰支， 在垂直摆动平面内的弯曲可认为杆身两端为固定支点，因此在摆动平面内的合成应力为：mcmxxfPfIlc)1 (2（4. 8）式中：c系数，对于常用钢材，004. 00003. 0c，取002. 0c；xI计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩，4mm。)(12133htBBHIx将式（ 4. 8）改为：mcxfPk1（4. 9）式中1k连杆系数，mxfIlck211；同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为：mcmyyfPfIlc)41(2（4. 10）)(12133htBhHIy将式（ 4. 10）改成精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 19 页，共 44 页1 71 7mcyfPk2（4. 11）式中：2k连杆系数，myfIlck4122。x和y的许用值为400250MPa，所以校核合格。4. 1. 5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算1、连杆大头的结构设计与主要尺寸连杆大头的结构与尺寸基本上决定于曲柄销直径2D、 长度2B、 连杆轴瓦厚度2和连杆螺栓直径md。其中在2D、2B在曲轴设计中确定。2、连杆大头的强度校核假设通过螺栓的紧固连接，把大头与大头盖近似视为一个整体，弹性的大头盖支承在刚性的连杆体上，固定角为0，0通常取 40 ，作用力通过曲柄销作用在大头盖上按余弦规律分布，大头盖的断面假定是不变的，且其大小与中间断面一致，大头的曲率半径为2C。连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得：rjPPPmax2在中间断面的应力为：ANWM4. 2 连杆螺栓的设计4. 2. 1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力根据 气缸 直 径 D 初 选 连 杆 螺 纹 直 径Md，根 据统 计DdM)12.01.0(，取mmDdM09.81.0。发动机工作时连杆螺栓受到两种力的作用：预紧力P 和最大拉伸载荷jP，预紧力由两部分组成：一是保证连杆轴瓦过盈度所必须具有的预紧力1P；二是保证发动机工作时，连杆大头与大头盖之间的结合面不致因惯性力而分开所必须具有的预紧力2P15。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 20 页，共 44 页1 81 8连杆上的螺栓数目为2，则每个螺栓承受的最大拉伸载荷jP为往复惯性力jP和旋转惯性力rP在气缸中心线上的分力之和，轴瓦过盈量所必须具有的预紧力1P由轴瓦最小应力MPa300200min，由实测统计可得1P一般为N6510，取 30N ，由于发动机可能超速，也可能发生活塞拉缸，2P应较理论计算值大些。4. 2. 2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算连杆螺栓预紧力不足不能保证连接的可靠性，但预紧力过大则可能引起材料超出屈服极限，则应校核屈服强度，满足nFPsmin式中：minF螺栓最小截面积，P 螺栓的总预紧力，n安全系数，s材料的屈服极限，一般在800MPa以上16。4. 3 本章小结本章在设计连杆的过程中，首先分析了连杆的工作情况，设计要求，并选择了适当的材料，然后分别确定了连杆小头、连杆杆身、连杆大头的主要结构参数，并进行了强度了刚度的校核，使其满足实际加工的要求，最后根据工作负荷和预紧力选择了连杆螺栓，并行检验校核。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 21 页，共 44 页1 91 9第 5 章 曲轴的设计5. 1 曲轴的结构型式和材料的选择5. 1. 1 曲轴的工作条件和设计要求曲轴是在不断周期性变化的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态。由于曲轴弯曲与扭转振动而产生附加应力，再加上曲轴形状复杂， 结构变化急剧，产生的严重的应力集中。特别在曲柄至轴颈的圆角过渡区、润滑油孔附近以及加工粗糙的部位应力集中现象尤为突出。所以在设计曲轴时，要使它具有足够的疲劳强度，尽量减小应力集中现象，克服薄弱环节，保证曲轴可靠工作。如果曲轴弯曲刚度不足，就会大大恶化活塞、连杆的工作条件，影响它们的工作可靠性和耐磨性，曲轴扭转刚度不足则可能在工作转速范围内产生强烈的扭转振动，所以设计曲轴时，应保证它有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度。此外，曲轴主轴颈与曲柄销时再高比压下进行高速转动的，因而还会产生强烈的磨损。所以设计曲轴时，要使其各摩擦表面耐磨，各轴颈应具有足够的承压面积同时给予尽可能好的工作条件。5. 1. 2 曲轴的结构型式曲轴的设计从总体结构上选择整体式，它具有工作可靠、质量轻的特点，而且刚度和强度较高，加工表面也比较少。为了提高曲轴的弯曲刚度和强度，采用全支撑半平衡结构11，即四个曲拐，每个曲拐的两端都有一个主轴颈，如图5. 1 所示：图 5. 1 曲轴的结构型式5. 1. 3 曲轴的材料在结构设计和加工工艺正确合理的条件下，主要是材料强度决定着曲轴的体积、重量和寿命，作为曲轴的材料，除了应具有优良的机械性能以外，还要求高度的耐磨性、耐疲劳性和冲击韧性。同时也要使曲轴的加工容易和造价低廉。在保证曲轴有足精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 22 页，共 44 页2 02 0够强度的前提下，尽可能采用一般材料。以铸代锻，以铁代钢。高强度球墨铸铁的出现为铸造曲轴的广泛采用提供了前提。球墨铸铁就其机械性能和使用性能而言，比其它多种铸铁都要好。球墨铸铁曲轴可以铸成复杂的合理的结构形状，使其应力分布均匀，金属材料更有效地利用，加上球铁材料对断面缺口的敏感性小，使得球铁曲轴的实际弯曲疲劳强度与正火中碳钢相近。该发动机曲轴采用球墨铸铁铸造而成。5. 2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计5. 2. 1 曲柄销的直径和长度在考虑曲轴轴颈的粗细时，首先是确定曲柄销的直径2D。在现代发动机设计中，一般趋向于采用较大的2D值，以降低曲柄销比压，提高连杆轴承工作的可靠性，提高曲轴的刚度。但是，曲柄销加粗伴随着连杆大头加大，使不平衡旋转质量的离心力增大，随曲轴及轴承的工作带来不利。曲柄销的长度2l是在选定的基础上考虑的。从增加曲轴的刚性和保证轴承的工作能力出发，应使2l控制在一定范围内，同时注意曲拐各部分尺寸协调。轴颈的尺寸，最后可以根据承压面的投影面积22201.0lDF与活塞投影面积24DF之比来校核，此比值据统计在范围内，而且汽油机偏下限。那么由2222401. 0DlDFF，则长度取值合适。5. 2. 2 主轴颈的直径和长度为了最大限度地增加曲轴的刚度，适当地加粗主轴颈，这样可以增加曲轴轴颈的重叠度，从而提高曲轴刚度，其次，加粗主轴颈后可以相对缩短其长度，从而给加厚曲 柄 提 高 其 强 度 提 供 可 能 。 从 曲 轴 各 部 分 尺 寸 协 调 的 观 点 ， 建 议 取21)25.105.1 (DD。由于主轴承的负荷比连杆轴承轻，主轴颈的长度1l一般比曲柄销的长度短，这样可满足增强刚性及保证良好润滑的要求。据统计4 .03 .0/1Dl。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 23 页，共 44 页2 12 15. 2. 3 曲柄曲柄应选择适当的厚度、宽度，以使曲轴有足够的刚度和强度。为提高曲柄的抗弯能力，适当增加曲柄的厚度，曲柄的形状采用椭圆形，为了能最大限度地减轻曲轴的重量，并减小曲柄相对于主轴颈中心的不平衡旋转质量，将曲柄上肩部多余的金属削去。根据统计，曲柄的宽度2. 175.0/ Db。厚度25.018. 0/ Dh。曲柄臂以凸肩接主轴颈和曲柄销。凸肩的厚度根据曲轴加工工艺决定。全加工曲轴的只有 0.51mm。曲柄销和主轴颈至曲柄臂凸肩的过渡圆角对应力集中程度影响最大，加大圆角半径可使圆角应力峰值降低，故宜取大，至少不能小于0.052D或 2.5mm，取=3mm。5. 2. 4 平衡重对四拐曲轴来说，作用在第1、2 拐和第 3、4 拐上的离心惯性力互成力偶。这两个力偶大小相等、方向相反，所以从整体上讲是平衡的，但是这两个力偶却还是作用在曲袖上了，曲轴这两个对称力偶的作用下可能发生弯曲变形。由于曲轴是安装在机体的主轴承中的，所以曲轴发生弯曲变形时上述力偶就将也部分地作用在机体上，使机体承受附加弯曲力偶的作用，尤其是在此情况下主轴承的工作条件也要变坏。安装平衡重，改善曲轴本身和机体的受力情况，尤其改善了主轴承的工作条件。设计时，平衡重对主轴承工作情况的影响是利用主轴颈载荷图来进行估算的。没有平衡重时，由于离心惯性力的影响，主轴颈表面所受载荷的分布可能很不均匀，一部分轴颈表面所受载荷很大，但另一部分轴颈表面却完全不承受载荷。通过安装平衡重可以抵消一部分离心惯性力，从而使轴颈表面的载荷分布比较均匀些，与此同时轴颈和轴承表面的平均载荷也可以相应下降。它意味着轴颈的磨损也可以比较均匀，而不是集中磨一处，防止因偏磨而很决失圆损坏10。设计平衡重时，应尽可能使平衡重的重心远离曲轴旋转中心，即用较轻的重量达到较好的效果，以便尽可能减轻曲轴重量。平衡重的径向尺寸和厚度以不碰活塞裙底和连杆大头能通过为限度。 将平衡重与曲轴铸成一体， 时加工较简单， 并且工作可靠。5. 2. 5 油孔的位置和尺寸为保证曲轴轴承工作可靠，对它们必需有充分的润滑。曲轴中油道的尺寸和布置直接影响它的强度和刚度，同时也影响轴承工作的可靠性。润滑油一般从机体上的主油道通过主轴承的上轴瓦引入。从主轴颈向曲柄销供油采用斜油道，主轴颈上的油孔入口应保证向曲柄销供油足够充分，曲柄销上油孔的出精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 24 页，共 44 页2 22 2口应设在负荷较低区，用以提高向曲柄销的供油能力。曲柄销油孔选择在曲拐平面运转前方9045的范围内。由于油道位于曲拐平面内，油道出口处应力集中现象严重，当油道中心线与轴颈中心线的夹角30 时，最大应力增加很快，因此油孔设在小于 30 处10。油道的孔径一般在2101D 左右，取为 4mm。5. 2. 6 曲轴两端的结构曲轴上带