机械类毕业设计-汽车起重机主臂的设计、汽车曲柄连杆机构毕业设计.docx

随着经济建设的迅速开展，我国的基础建设力度正逐渐加大，道路交通，机场，港口，水利 水电，市政建设等基础设施的建设规模也越来越大，市场汽车起重机的需求也随之增加。本文通 过对徐工50吨汽车起重机主臂进行研究，进一步进行主臂设计，通过计算对主臂的三较点、主臂 的长度、及每节臂的长度、液压缸尺寸进行确定，选择零部件，确定主臂伸缩方式及主臂内钢丝 绳的缠绕方法，通过SOLID WORKS软件对主臂进行三维建模。关键词：50吨汽车起重机、主臂设计、三较点、伸缩方式、三维建模黑龙江工程学院本科生毕业设计本，同时在机械线使用机械代替人工操作如焊接机械手和配用机械手等。国外起重机的未来开展之路是走向专业化，标准化，和系列化，只有这样才能最快的制造 和装配出品种多样化的产品1.4 solid works软件的介绍美国Solid Works公司是一家专门从事开发三维机械设计软件的高科技公司，公司宗旨是 使每位设计工程师都能在自己的微机上使用功能强大的世界最新CAD/CAE/CAM/PDM系统，公司 主导产品是世界领先水平的Solid Works软件。90年代初，国际微机市场发生了根本性的变化，微机性能大幅提高，而价格一路下滑，微 机卓越的性能足以运行三维CAD软件。为了开发世界空白的基于微机平台的三维CAD系统，1993 年PTC公司的技术副总裁与CV公司的副总裁成立SolidWorks公司，并于1995年成功推出了 SolidWorks软件，引起世界相关领域的一片赞叹。在SolidWorks软件的促动下，1998年开始, 国内、外也陆续推出了相关软件；原来运行在UNIX操作系统的工作站CAD软件，也从1999年 开始，将其程序移植到Windows操作系统中。由于SolidWorks出色的技术和市场表现，不仅成为CAD行业的一颗耀眼的明星，也成为华 尔街青睐的对象。终于在1997年由法国达索公司以三亿一千万的高额市值将SolidWorks全资 并购。公司原来的风险投资商和股东，以原来一千三百万美元的风险投资，获得了高额的回报, 创造了 CAD行业的世界纪录。并购后的SolidWorks以原来的品牌和管理技术队伍继续独立运作, 成为CAD行业一家高素质的专业化公司。功能描述(1)> Top Down (自顶向下)的设计(2)、Down Top (自下向上)的设计(3)、配置管理(4) .易用性及对传统数据格式的支持(5) .零部件镜像(6) .装配特征(7) .工程图(8) . eDrawing(9) .镀金设计(10) . 3D 草图VI黑龙江工程学院本科生毕业设计与活塞销座开挡之间的间隙为45加，但当制造精度有保证时，两边共23mm就足够了，取间隙为 3mm o12.3.2 3. 3.2验算比压力销座比压力为：q =上=8126 R8= 23.3MPa <q(3.9)2do(I _ Ip) 2x22x (64.788 - 29.4)一般V 4060Mp12.4 3.4活塞环设计及计算12.4.1 活塞环形状及主要尺寸设计该发动机采用三道活塞环，第一和第二环为气环，第三环为油环。第一道活塞环为桶形扭曲环，材料为球墨铸铁，外表镀铝。桶形环与缸筒为圆弧接触，对活塞摆动适应性 好，并容易形成楔形润滑油膜。第二道活塞环为鼻形环，材料为铸铁，鼻形环可防止泵油现象，活塞向上运动时润滑效果好。第三道是油环，是钢带组成环，重量轻，比压高，刮油能力强。活塞环的主要尺寸为环的高度、环的径向厚度气环 =1.53帆加，油环人=35加，取 bi = 1.5mm , b2 = 1.75mm , b3 = 3mm。活塞环的径向厚度，,一般推荐值为：当缸径。为50100mm 时，t / D = 0.45 0.6,取 7 = 0.50 = 4.05mm。12.4.2 3. 4.2活塞环强度校核活塞环在工作时，因剪应力和轴向力影响较小，所以只计算弯矩。活塞环的平均半径与径向厚度之比“” 一般都大于5,所以可按直杆弯曲正应力公式计算叫1,工作状态下的弯曲应力活塞断面的最大弯矩为：“啰=。®，)(3.10)由此可得最大弯曲应力5nax为:黑龙江工程学院本科生毕业设计"max“maxw外 bD(D t)记6(3. 11)对于断面均压环其开口间隙S。与活塞环平均接触压力P。之间有如下关系:p°=0.1414E'(-D-(312)将式(3.12)带入(3.11)并整理得：员amax=0.424E-MPa(-I)2将式(3.12)带入(3.11)并整理得：员amax=0.424E-MPa(-I)2(3. 13)式中：E材料的弹性模量，对合金铸铁七= L2xl()5S0活塞环的开口间隙,S。= 0.20.5mm，取为S° = 03mm ；。一气缸直径，mm ；f 一活塞环径向厚度，mm0351ax51ax0.424 x 1.2 xlO5活塞环工作时的许用弯曲应力为20。450Mp那么校核合格。2、套装应力活塞环往活塞上套装时，要把切口扳得比自由状态的间隙还大，对于均压环,此时的正对切口处的最大套装弯曲应力为:=胆£3万tmaxnm (21)2(3. 14)式中：机与套装方法有关的系数，根据套装方法的不同，其值为12, 一般取机= 1.57,bmax“ 1 、 033 9(一丁xl.2xl05 UM 4s = 49.22MPa1.57,80.985 n2(1)4.05因环的套装时在常温下进行的，承受的应力时间甚短，所以套装应力的许用值大于工作应力的许用值黑龙江工程学院本科生毕业设计1030%,所以校核合格。12.5 3.5本章小结在活塞的设计过程中，分别确定了活塞、活塞销、活塞销座和活塞环的主要的结构参数，分析了其工作条 件，总结了设计要求，选择合适的材料，并分别进行了相关的强度和刚度校核，使其符合实际要求。黑龙江工程学院本科生毕业设计13第4章连杆组的设计13.1 4.1连杆的设计13.1.1 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。如果强度缺乏，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 杆组刚度缺乏，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，外表 喷丸强化处理，提高强度。13.1.2 连杆长度确实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/它通常是用连杆比;1 =/来说明的，通常 A = 0.25 0.3125,取 2 = 0.27, r 40.23mm,那么 / = 0.27 x 40.23 = 149mm。13.1.3 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d1和小头宽度B1已在活塞组设计中确定，dj = 22mm , B = 26.388mm。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5 = 23mm,取5 = 2.2mm,那么小头孔直径d = 24.2mm,小头外径D1=(1.2L35)d ,取D = 1.27 x 24.2 = 30.734mm o黑龙江工程学院本科生毕业设计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。假设衬套材料的膨胀系数比连杆材料的大，那么随工 作时温度升高，过盈增大，小头断面中的应力也增大。此外，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。一Bi -did Didid Di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，那么在两零件的配合外表，由于压入过盈及受热膨胀, 小头所受的径向压力为：1】匕才+力 七%+闵+曾江高一"MPa(4.1)式中：A衬套压入时的过盈，mm ；一般青铜衬套/% =0.0002 0.0015 ,取 = 0.0008x22 = 0.0176mm,其中：A,工作后小头温升，约100150；a连杆材料的线膨胀系数，对于钢a = l.0xK）5（i/。）；衬套材料的线膨胀系数，对于青铜o' = 1.8 x 10-5（1 /）；、“一连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取 =4' = 0.3；E连杆材料的弹性模数，钢E = 4.2 x 105 MPa【叫E'衬套材料的弹性模数，青铜E' =2.2x105黑龙江工程学院本科生毕业设计计算小头承受的径向压力为:0.0176+24.2 x 120x(1.8-1.0) xlO-5p =2421r30.7342 +24.22 八十 1r24.22 +222 八力r 97 +。3 Hr J 0.34.2 xlO5 30.7342 - 24.222.2 xlO5 24.22 -222= 16.74 N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,外外表应力2d22x24.22 一山 2= p7 = 16.74x7 - 54.63 N / mmD；-屋30.7342 -24.22(4.2)内外表应力Df+d2“u 30.7342 + 24.222er. = p= 31.865x = 71.37 N/mnvD；-130.7342 - 24.22(4.3),和5的允许值一般为100150 N/mrrT ,校核合格。（2）连杆小头的疲劳平安系数连杆小头的应力变化为非对称循环，最小平安系数在杆身到连杆小头的过渡处的外外表上为:（4.4）式中：er材料在对称循环下的拉压疲劳极限,cr_1 = 2.5 - 3.5x 102 N/mm2 (合金钢)，取=3x 102"2加？；血一材料对应力循环不对称的敏感系数，取力=0271.37 + 54.63 一个 ?=63 N / mm ；2平均应力，（771.37-54.63 ，= 9.87分工艺系数，分.=0.40.6,取0.5；3xl()2 彳n = -= 2.3440.5连杆小头的疲劳强度的平安系数，一般约在2.05.0范围之内。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:(4.5)黑龙江工程学院本科生毕业设计E/xlO6式中：5一连杆小头直径变形量，mm；dm一连杆小头的平均直径，mm；B/3 1 =12I连杆小头断面积的惯性矩,26.388 x6.5343 04=613.43/wt?1210519.681 x 30534+242 (105° -90°)24.2x105 x 613.43x106-0.0053帆帆对于一般发动机，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。0120.031加, 那么校核合格。13.1.4 4.L4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(0.260.3)。(。为 气缸直径)，取3 = 0.27。= 21876加，截面高度” = (1.51.8)5,取 =1.653 = 36.08/加。为使连杆从小头到大头传力比拟均匀，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，那么受燃气压力和惯性力差值的压缩，为了计算疲劳强度平安系数，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:(4.6)式中：，一连杆杆身的断面面积，汽油机，=(。.020.035)4 , A为活塞投影面积，取，=0.03x 与=154.45 mm 。那么最大拉伸应力为:黑龙江工程学院本科生毕业设计历=10519 .681/154.45 = 68.11 MPa(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P.max时' 并可认为是在上止点，最大压缩力为:为:Pc = PgmaxPj(4.7)= 7001.933-(-10519.681) = 17521.614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，可认为连杆两端为较支，长度为/ = 149勿2加；在垂直摆动平面内的弯曲可认为杆身两端为固定支点，长度为/'=/ 24.2/2 47.8/2 = 113阳2,因此在摆动平面内的合成应力为:I2% =(l + c 厂工)1 xPc(4.8)式中：C系数，对于常用钢材，c = 0.0003- 0.004,取C = O.OO2；计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩，mm4 oI130 73424 2I =BH3 -(B-t)h3 = 21.87x30.083 -(21.87-4.374)x(小二-)312122= 49155.902 mm4；将式(4.8)改为:o _ k 2Uy - ZVIx 1 rJ m(4.9)/21492式中匕一连杆系数，匕=l + c=l + 0.002xx1 I m49155.902154.45 = 1.14；那么摆动平面内的合成应力为:1 - 17521.614 sc” “n av = 1.14x= 129.33 MPax154.45同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为：%,=(1+，'4/y(4. 10)夕”-小+加=/3。.。8-/产)><23+*/4.3743黑龙江工程学院本科生毕业设计=23395.57 mm4将式(4. 10)改成(4. 11)式中：心一连杆系数，h=l + c一一 乜式中：心一连杆系数，h=l + c一一 乜149 =1+ 0.002 xx 154.45 = 1.1 o4x23395.57那么在垂直于摆动平面内的合成应力为:一 17521.614“八bv = I.lx= 124.79 MPay154.45和0V的许用值为250400 Mp。，所以校核合格。(3)连杆杆身的平安系数连杆杆身所受的是非对称的交变循环载荷，把或。、，看作循环中的最大应力，看作是循环中的最小应力,入 y即可求得杆身的疲劳平安系数。循环的应力幅b0和平均应力，在连杆摆动平面为:(4. 12)(4. 13)=4一巧=129.33-68.11 = 3a6J Mpa129.33 + 68.11 : 98.72 MPa在垂直摆动平面内为:% 一%124.79 - 68.11=28.34 MPa(4. 13)好口.功(4. 14)连杆杆身的平安系数为:(4. 15)式中：51材料在对称循环下的拉压疲劳极限，=2.53.5xl()2 N/mn?(合金钢)，取黑龙江工程学院本科生毕业设计0 = 2.5xlO2 N/mm2；材料对应力循环不对称的敏感系数，取。0 =02一工艺系数，= 0.4 - 0.6 ,取 0.45。那么在连杆摆动平面内连杆杆身的平安系数为：= 2.8= 3.02.5xl()230.61 八 c CC FF 0.2 x 98.720.45在垂直摆动平面内连杆杆身的平安系数为:2.5 xlO2n 二28.34 八 0.45杆身平安系数许用值在1.53的范围内，那么校核合格。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。2、长度台2、连杆轴瓦厚度2和连杆螺栓直径4。其 中在。2、当在曲轴设计中确定，。2=478历2, B2 = 26.73mm ,那么大头宽度仇=26.73M帆，轴瓦 厚度 & = (1.5 3) nvn ,取 2 = 2.5mm ,大头孔直径 d? = 50.3mm。连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度a六“2六(°350.5)6/2 ,取 =0.454 =22.可加根，取“，=0.43。2 =21.63小机，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆 螺栓孔间距离。二(1.241.31)出，取。=1.27。2 = 63.881加加，一般螺栓孔外侧壁厚不小于2毫米， 取3毫米，螺栓头支承面到杆身或大头盖的过渡采用尽可能大的圆角。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 定角为以)，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C/2。连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得：黑龙江工程学院本科生毕业设计(11) ,曲面设计(12) .基于INTERNET的协同工作(13)动画功能Animator1.5本课题内容及重要意义课题内容：学习solid works软件，能熟练应用软件进行建模，并进行装配。通过计算确定基本参数，对各节臂的尺寸进行确定，对臂的钦点进行确定。主臂运动方案确实定，大臂采用形式，伸缩方式以及钢丝绳绕线方式等。在solid works环境下进行机械结构设计，建立50吨汽车起重机的基本臂的三维模型 课题重要意义：近年来，随着社会的开展，社会生活中对起重机的需求越来越大，所以起重机的 研发越来越紧迫，由于汽车式起重机转场灵活，从而方便快捷，所以进几年我国的汽 车式起重机开展很快。但是，与国外汽车式起重机相比，国外汽车式起重机技术得到 了飞速开展，为了降低整机本钱，提高性能，整机质量越来越小，在起重性能相同的 情况下，自重约比十年前降低了 2 0 %左右，由于车辆自重的减小，使车辆采用尽可 能少的轴数(尤其是大吨位起重机)，这样，大大简化了车辆的结构，本钱降低，同时 提高了起重机的作业能力及使用经济性，所以，同等吨位的销售价较前十年有大幅下 降，对中国国内市场造成了很大冲击，因此，对我国的汽车式起重机的生产者来说是 一个严峻的考验。基本臂是起重机的最主要的部件，它的优劣直接关系到起重机的性 能，所以加大对汽车式起重机的基本臂结构设计的研究，努力创新和借鉴外国经验是 当务之急。VII黑龙江工程学院本科生毕业设计P. = P. ax + P= 10519 .681 + 6923 .799 = 17443 .48 NNJ Ill d Ar作用在危险断面上的弯矩A/1和法向力N1由经验公式求得:MP2x-(0.0127 + O.OOO83ao) = 17443.48 x 61881 x (0.0127 + 0.00083 x 40) = 25545.2N、=P? (0.522 + 0.003 6r() = 17443 .48 x (0.522 + 0.003 x 40)= 11198 .71N (4.16)由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为:(4. 17)作用于大头盖中间断面的法向力为:N、(4. 18)式中：式大头盖及轴瓦的惯性矩，根根7R h3 B2()3 26.73 x(63881-50.3 )3I =Z=Z= 5579.727mm4121212/'= = Q = 26.73 x 2S=3481mm31212A, 4大头盖及轴瓦的断面面积，mm?,12A = B2h = 26.73x 63.88；-50.3 =181 51相根2,A' = 62 X 3 = 26.73 X 2.5 = 66.8252在中间断面的应力为:(4. 18)W式中：w大头盖断面的抗弯断面系数，26.73 x(63,881-50.3)-=1394.93mm3计算连杆大头盖的应力为:N、i+41 Ha =1W A25545.1834.811 +5579.727 +1394.9311198.7166.8251 +18L51 = 63.29 MPa181.51一般发动机连杆大头盖的应力许用值为150200 MPa，那么校核合格。黑龙江工程学院本科生毕业设计13.2 4. 2连杆螺栓的设计13.2.1 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dM，根据统计dM =(0.1- 0.12)D，取九=0.1。= 8.09相加。发动机工作时连杆螺栓受到两种力的作用：预紧力P和最大拉伸载荷尸.，预紧力由两局部组成：一是保 证连杆轴瓦过盈度所必须具有的预紧力片；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P2l，51o连杆上的螺栓数目为2,那么每个螺栓承受的最大拉伸载荷P；为往复惯性力Pj和旋转惯性力Pr在气缸中心 线上的分力之和，Pj+Prx cos a 10519 .681 + 6923 .799 xcosl3°2-2Pj+Prx cos a 10519 .681 + 6923 .799 xcosl3°2-2= 18633 .01N(4. 19)轴瓦过盈量所必须具有的预紧力P1由轴瓦最小应力巧如=200300MPa ,由实测统计可得 打 一般为1065N,取30N,由于发动机可能超速，也可能发生活塞拉缸，尸2应较理论计算值大些，一般取R=(0.750.8) P；max, P2 = 0.75 7ax = 13043.112V o 乙J 111 a A乙III a A13.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算连杆螺栓预紧力缺乏不能保证连接的可靠性，但预紧力过大那么可能引起材料超出屈服极限，那么应校核屈服 强度，满足P,、a =< (4. 20)产min22式中：工1m螺栓最小截面积，虫mm=-=/X：09 =5L38mm2；尸一螺栓的总预紧力，P = P1+P2 =30 + 13(M3 .11 = 13073. UN；n 一平安系数，及一1.52.0,取L7；。，一材料的屈服极限，一般在800Mp。以上。那么连杆螺栓的屈服强度为:黑龙江工程学院本科生毕业设计13073.11 o- =51.38=254.43A/P。乙=晒=47Q59MP1那么校核合格。 n 1.713.3 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。黑龙江工程学院本科生毕业设计14第5章曲轴的设计14.1 5.1曲轴的结构型式和材料的选择14.1.1 5. L1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。如果曲轴弯曲刚度缺乏，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 转刚度缺乏那么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， 要使其各摩擦外表耐磨，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。14.1.2 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，加工外表 也比拟少。为了提高曲轴的弯曲刚度和强度，采用全支撑半平衡结构川，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14.1.3 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黑龙江工程学院本科生毕业设计容易和造价低廉。在保证曲轴有足够强度的前提下，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。14.2 5. 2曲轴的主要尺寸确实定和结构细节设计14.2.1 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。2。在现代发动机设计中，一般趋向于采用较大的值，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，对于汽油机， D2/D = 0.60 0.65 ,。为气缸直径，。=80.985加加，那么，曲柄销直径取为。?二。60。=47.80/ran。曲柄销的长度乙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，应使乙控制在一定范围内，同时注意曲拐各局部尺寸协调，根据统计，2/。2 = 0500.70,=0.59 D2 =28 mm.轴颈的尺寸，最后可以根据承压面的投影面积尸2 =0.01。2/2与活塞投影面积尸二三。？之比来校核, 此比值据统计在范围内，而且汽油机偏下限。八。,心口任人工=0.26，那么长度取值合适。冗-x 80.985414.2.2 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。从曲轴各局部尺寸协调 的观点，建议取D=（1.。51.25）£）2，取2=1.13 & =54机加。由于主轴承的负荷比连杆轴承轻，主轴颈的长度人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 ID = 0.3 0.4 ,取 4 二0.31。=25.11 mm。黑龙江工程学院本科生毕业设计14.2.3 5.2.3 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，曲柄的宽度人/。= 0.751.2,取5=1.1。= 89.3加加, 厚度/i/D = 0.18 0.25，取力=0.22D = 18.08mm。曲柄臂以凸肩接主轴颈和曲柄销。凸肩的厚度5根据曲轴加工工艺决定。全加工曲轴3的只有0.51加加， 取 mm o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0.05或2.5相加，MX p =3 mm o14.2.4 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局部地作用在机 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，主轴颈外表所受载荷的分布可能很不均匀，一局部轴颈外表所受载荷很大，但另一局部轴颈外表 却完全不承受载荷。通过安装平衡重可以抵消一局部离心惯性力，从而使轴颈外表的载荷分布比拟均匀些，与 此同时轴颈和轴承外表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拟均匀，而不是集中磨一处, 防止因偏磨而很决失圆损坏期。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，即用较轻的重量到达较好的效果，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。14.2.5 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0 = 45。90。的范围内。由于油道位于曲拐平面内，油道出口处应黑龙江工程学院本科生毕业设计力集中现象严重,当油道中心线与轴颈中心线的夹角e > 30°时,最大应力增加很快,因此油孔设在0小于30° 处叫油道的孔径一般在;。2左右，取为4加n。14.2.6 5. 2.6曲轴两端的结构曲轴上带动辅助系统的正时齿轮和皮带轮一般装在曲轴的前端，因为结构简单，维修方便。发动机的配气 机构也是由曲轴自由端驱动。这是应为曲轴自由端的轴颈允许较细，可以采用节圆直径小的齿轮，消除扭转振 动的减振器装在曲轴前端，因为这里的振幅最大。在曲轴自由端从曲轴箱伸出去额地方必须考虑密封。一方面防止曲轴箱中的机油由这里漏出去，另一方面 也防止外面的尘土等进入。密封是用甩油环和密封装置所组成，密封装置可以是密封圈，也可以是螺纹迷宫槽。 所谓迷宫槽是在轴上或在曲轴箱的对应孔壁上制出螺纹，螺纹的螺旋方向与轴的螺旋方向相反。当机油漏入轴 与孔之间的间隙中时，依靠机油的粘性和螺纹，把机油像个螺母一样地退了回去，不使它漏出机体外口。曲轴后端（功率输出端）设有法兰，飞轮与后端用螺栓和定位销连接。螺栓应拧得足够紧，以便能够依靠 飞轮与法兰之间的摩擦力矩传输出曲轴的最大转矩。定位销用来保证重装飞轮时保持飞轮与曲轴的装配位置。 故定位销的布置是不对称的或只有一个。这种连接方式结构简单，工作可靠。为了提高曲轴的扭转刚度，从最 后一道主轴承到飞轮法兰这一轴段应该尽量粗短。14.2.7 5. 2.7曲轴的止推曲轴由于受热膨胀而伸长或受斜齿轮即离合器等的轴向力会产生轴向移动，为了控制发动机在工作时曲轴 的轴向窜动，在曲轴上设置有轴向定位装置，同时为了保证曲轴在受热膨胀时有一定的自由伸长量，所以曲轴 上只能有一处轴向定位。从降低曲轴和机体加工尺寸链精度要求出发，止推轴承设在中间主轴承的两边。在第三主轴颈处设置轴向 止推片，止推片为四片。曲轴轴向间隙应保持 = 0.050.2加，其它各主轴承端面间隙应保证曲轴受热伸长时能自由延伸。14.3 5. 3曲轴的疲劳强度校核由于曲轴工作时承受交变载荷，它的破坏往往都由疲劳产生，因此，需要进行疲劳验算。由于实际的曲轴 是一个多支承的静不定系统，理论上应按照连续梁的概念来求解支承弯矩和支反力，因为它考虑了支承的弹性 安装不同心度以及支座弯矩等因素对曲轴应力的影响。连续梁计算方法为：把曲轴简化为支承在刚性支承上的圆柱形连续直梁，根据连续梁支承处偏转角相等的 变形协调条件，推导出各支承偏转角变化总和为零的连续方程，这种方法在各单位曲拐长度相等的情况下认为 它们的刚度相等，免去繁杂的曲拐刚度计算，同时又由于不考虑支座弹性等，得到三弯矩方程，借助三弯矩方 程进行计算，得各支承处在曲拐平面和曲拐平面的垂直面内的弯矩，然后把第，支承和第i + 1支承点处的主轴黑龙江工程学院本科生毕业设计颈截面的弯矩（曲拐平面内）、Myy +1 （曲拐平面的垂直面内）和 蛆川、岭河作为载荷加到图5.2 中的曲拐受力模型上，再根据此新模型确定各支反力、各危险截面的内力矩，进而计算各名义应力四。14.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩1、计算公式及其推导如图5.2所示，把曲轴简化为等圆截面梁，且由于假设各轴颈按等高度刚性点支承，即不考虑支座弹性及 加工形成的不同轴度，以集中方式加载，且各拐集中力作用在各曲柄销中央，平衡重离心力作用在平衡块宽度 中，为了保持转换前后的一致，需在较链处作用弯矩，再根据支承二端转角相等的变形协调条件，保证各中间 支承的连续性。由材料力学知：在i支承处左端梁转角和右端梁转角为（假设。= b）：M； x L。3EIx l0Z13EI6EI16EI“i+i x L()+ Zj x L06EI-16EI(5. 1)(5.2)由变形协调条件”二。支承i + lx L() x L()图5.2连续梁受力图Z x L()_ Al，x L()_ 4+i x L()+ Zj x L03EI 6EI 16EI 3EI 6EI 16EI黑龙江工程学院本科生毕业设计又因为= -Mf,所以8MA+32M/+8M备=