关 键 词：

大众 POLO 曲轴 连杆机构 设计

资源描述：

大众POLO曲轴连杆机构设计,大众,POLO,曲轴,连杆机构,设计

内容简介：

北京理工大学珠海学院2014届本科生毕业设计任务书题 目： 大众POLO曲轴设计 专业学院： 机械与车辆学院 专 业： 车辆工程专业 学生姓名： 潘锦栋 指导教师： 包凡彪 蔡 云 一、 主要研究内容： 课题主要内容通过查阅参考书籍、有关网站等方式，掌握凸轮轴结构以及工作原理。通过搜集关于凸轮轴的相关资料，进一步了解其在当前国内、外最新动态，掌握大众POLO凸轮轴的结构、工作原理，运用机械设计和汽车设计的相关知识及理论，对其进行结构设计，主要是凸轮轴的结构构造和主要参数的选择与分析，运用catia生成效果图，形成最后设计成果。二、 主要任务及目标： 查阅资料，确定初始设计数据。对数据进行修正。利用catia制作各部件的剖视图及凸轮轴装配图。设计内容：1. 进行凸轮轴的整体结构设计并绘制总装图。2. 进行凸轮轴相关零件设计。3. 进行部分零件的校核并绘制零件图。4. 设计说明书一份。设计中，要求结构合理，绘图规范；说明书要内容完整，格式规范。其中：参考文献篇数：10篇以上 图 纸 张 数：折合图纸3张说明书字数： 8000字指导教师签字： 年 月 日工作小组组长签字： 年 月 日北 京 理 工 大 学 珠 海 学 院毕业设计开题报告设计题目： 大众POLO曲轴设计 学 院： 机械与车辆学院 专 业： 车辆工程专业 学生姓名： 潘锦栋 指导教师： 包凡彪 蔡 云 毕 业 设 计 开 题 报 告一、研究意义 近年来，随着国内汽车曲轴需求旺盛、国内人民拥有车辆日益增加，各个汽车品牌对汽车曲轴的使用寿命和安全性越来越严格。曲轴的耐磨性、强度和经济性备受广大汽车厂家关注，因此对于设计师来说设计出一个最优的设计方案是十分重要的。曲轴是发动机的主要旋转机构，它担负着将活塞的上下往复运动转变为自身的圆周运动，其旋转是发动机的动力源，也是整个机械系统的源动力。其耐磨性、强度和使用寿命影响着发动机的动力性和经济性，决定着汽车的安全性以及行驶路程。设计一款具有最好的使用性和较长的使用寿命，降低材料消耗与制造成本，获得最佳的经济效益的曲轴是巨大的挑战，这也是我们设计的出发点。发动机主要由凸轮轴、进气门、喷油器、活塞、燃烧室、连杆、曲轴、气缸体组成，其中曲轴是重要的零件之一。因此，在整车设计制造过程当中，曲轴的设计显得尤为重要，如何令其各参数能与整车性能相匹配，是曲轴结构设计的一项重要内容。二、研究内容及技术路线研究内容通过调查文献来获得资料及对保罗桥车发动机性能与曲轴结构的分析，从而全面的、正确的了解掌握所要研究的问题。对于保罗轿车发动机的曲轴设计工作主要是其的参数计算，理论分析，耐磨性和使用寿命的校核以及运用Catia软件设计出制动器结构的具体图形。 本课题主要的研究对象是保罗轿车发动机的曲轴： 1.首先通过对发动机曲轴的结构进行分析，并对不同类型的发动机的曲轴的忧缺点分析，从而确定最适合保罗轿车的曲轴的整体结构设计。2.收集制造曲轴的材料，根据发动机的参数从而选择曲轴的材料。3.通过计算确定曲轴的主要尺寸和结构设计的细节。 4.对曲轴进行强度的校核，分析使用寿命和经济性。 5.使用Catia软件绘制设计图形。技术路线1. 认真阅读设计任务书、课题论证报告，初步了解设计内容和要求。2. 根据设计内容和要求在中国期刊网上搜集相关资料和文献。3. 阅读所搜集的资料和文献，结合自己的设计学习和吸收资料和文献中相关的信息和内容、说明书编写。4. 初步确定自己的设计思路和设计原理，通过比较各种方案确定总体结构。5. 确定制动系总体结构方案、制动器的选择和制动驱动机构的设计方案，制图。6. 利用画图软件CATIA对所确定的机械结构进行工程图纸的绘制，对部分零、部件强度通过规范的计算进行校核，完成总装配图纸和部分零件的制图。最后，进行总结设计，编写计算说明书。三、重点和难点1.研究曲轴的原理和构造研究曲轴的结构形式以及与发动机参数的配合程度，包括主轴颈、连杆轴颈、曲轴臂、前轴端、后轴端等主要部件的设计。 2.曲轴的主要尺寸和结构设计细节 发动机曲轴的尺寸主要包括：主轴颈直径、连杆轴颈直径、曲柄半径、轴向定位主轴颈宽度、连杆轴颈宽度、主轴颈、连杆轴颈圆柱度等。结构细节设计包括：油道布置、曲轴两端的结构、曲轴的止推、过渡圆角、平衡分析等。 3.曲轴设计流程的优化 曲轴设计主要包含结构选型、参数选择、性能仿真与评估。对于所设计的曲轴必须符合保罗轿车整车的性能情况，并且对其主要参数和其他参数进行预演、校核、优化和确定以达到最安全、最经济、最耐用。四、开发环境Catia软件作图五、计划进度第7学期下半学期，学生与指导老师共同确定论文选题。收集资料， 拟定初步方案，初步完成开题报告。第8学期，1-2周：提交开题报告，根据指导老师论文的框架与思路， 收集整理所需的资料。第8学期，3-7周：列出论文大纲，整理数据，完成论文写作过程。第8学期，8-9周：结合数据与现实进行比较分析，验证结果。第8学期，10周： 整理所有资料数据，写成毕业论文，送指导老师审阅。第8学期，11周： 毕业论文修改稿定稿、打印、汇总。第8学期，12周： 完成答辩报告，准备答辩。参考文献【1】杨万福.汽车理论华南理工大学出版社.2010【2】唐文初、邓宝清.汽车构造 华南理工大学出版社.2010【3】王望予.汽车设计 机械工业出版社.2012【4】刘鸿文.材料力学高等教育出版社【5】李俊玲、罗永革.汽车工程专业英语 机械工业出版社【6】许洪国.汽车运用工程 人民交通出版社【7】刘惟信.汽车设计 清华大学出版社【8】余志生.汽车理论 机械工程出版社【9】杨可桢、程光蕴、李仲生.机械设计基础高等教育出版社【10】袁兆成.内燃机设计 机械工业出版社，2008.26-30【11】M. Umashankaran, J. Hari Vignesh, A. Saravana Kumar, R. Shyamaprasad, R. Saravana Prabhu.Metallurgical Test on 20MnCr5 Steel: To Suggest as a Suitable Crankshaft Material762【12】D.A.Moore,K.F.Packer,A.J.Jones,D.M.Carlson.Crankshaft failure and why it may happen again.2001【13】Li-Hong Dong,Bin-Shi Xu,Nan Xue，Hui-Peng Wang,Hao-Yu Li.Development of remaining life prediction of crankshaft remanufacturing core.2013六、指导教师意见： 本论文能够结合所学专业知识和现在的社会现实问题进行选题，选题符合本专业的培养目标，具有一定的现实意义和研究意义，难度和深度合适。研究的内容可行，对拟解决的主要问题比较明确，研究方法得当，研究步骤和措施合理，研究总体进度和安排合适。总体而言，该生开题报告符合本科生毕业论文开题报告的要求，同意其按期开题。指导教师：年 月 日7、 工作小组审查意见：经工作小组审查，该生选题合适，准备充分。开题报告符合本科生毕业论文开题报告的要求，同意其按期开题。 工作小组组长：年 月 日 毕业设计 大众POLO曲轴设计学 院： 机械与车辆学院专 业：姓 名：指导老师：车辆工程潘锦栋学 号：职 称：100403021016包凡彪 蔡 云副教授中国珠海二一四 年 五 月北京理工大学珠海学院2014届本科生毕业设计毕业设计诚信承诺书本人郑重承诺：我所呈交的毕业论文大众POLO曲轴设计是在指导教师的指导下，独立开展研究取得的成果，文中引用他人的观点和材料，均在文后按顺序列出其参考文献，设计使用的数据真实可靠。承诺人签名： 日期: 年 月 日大众POLO曲轴设计摘 要发动机主要由凸轮轴、进气门、喷油器、活塞、燃烧室、连杆、曲轴、气缸体组成，其中曲轴是重要的零件之一。因此，在整车设计制造过程当中，曲轴的设计显得尤为重要。曲轴是发动机的主要旋转机构，它担负着将活塞的上下往复运动转变为自身的圆周运动，其旋转是发动机的动力源，也是整个机械系统的源动力。其耐磨性、强度和使用寿命影响着发动机的动力性和经济性，决定着汽车的安全性以及行驶路程。设计一款具有最好的使用性和较长的使用寿命，降低材料消耗与制造成本，获得最佳的经济效益的曲轴是巨大的挑战，这也是我们设计的出发点。在本设计说明书中，对曲轴各个零件进行分析，接着设计了各个零件，然后对典型零件进行计算分析，最后完成整个设计。关键词：旋转机构；曲轴；经济效益The design ofvolkswagen PoloAbstractThe engine is mainly composed of the camshaft, inlet valve, fuel injector, piston, combustion chamber, connecting rod, crankshaft, cylinder block. The crankshaft is one of the important parts. Therefore, it is particularly important to the design of the crankshaft in the design of the vehicle.The crankshaft is the main rotating mechanism of the engine. It will make the piston reciprocating motion and then changes it into circular motion. The rotation is the power of the engine and the driving force of the whole mechanical system. The abrasion resistance, the strength and the service life influence the engine performance and fuel economy and determine the cars safety and travel. Designing a crankshaft that has the best usability and longer service life, reduce material consumption and manufacturing cost,and get the best economic benefits is a huge challenge, and this is the starting point of our design.In this design specification, first，I analysis the various parts of the crankshaft.Then Idesign the various parts, and then analysis of typical parts. Finally I omplete the whole design.Keywords: Rotating mechanism；Crankshaft；Economic benefits目录1绪论11.1设计意义11.2曲轴的构造与材料11.2.1曲轴的构造形式11.2.2曲轴的制造材料21.3曲轴的加工工艺31.4本设计的主要内容32曲轴的设计以及曲轴计算分析42.1曲轴设计42.1.1曲轴设计准则42.2参数计算分析52.2.1 POLO发动机初始参数52.2.2 POLO发动机的基本参数53热力学计算73.1热力循环基本参数的确定73.2 P-V图的绘制73.2.1 P-V图参数计算73.2.2 P-V图的理论与实际的绘制83.3 P-V图向P-图转化104曲柄连杆机构运动学计算124.1曲柄连杆机构的类型124.2连杆比124.3 活塞运动规律124.3.1活塞位移X124.3.2活塞速度134.3.3活塞加速度144.4活塞连杆的运动规律155曲柄连杆机构上的作用力175.1气体压力175.2惯性力185.2.1质量转换185.2.2往复惯性力195.2.3旋转惯性力205.2.4作用在曲轴上的力206曲轴设计246.1 工作条件，材料和结构形式的选择246.1.1 曲轴的工作条件246.1.2曲轴的材料的选择246.1.3曲轴的结构形式的选择256.2曲轴主要尺寸的确定和结构设计细节256.2.1曲柄销尺寸的确定256.2.2主轴颈尺寸的确定256.2.3曲柄臂尺寸的确定256.2.4轴颈过渡圆角半径的确定256.2.5曲轴缸心距的确定256.2.6曲轴的轴颈重叠度256.3 曲轴的细节设计266.3.1 油道布置266.3.2 过渡圆角266.3.3 平衡块266.4 平衡分析267 曲轴强度的校核287.1 曲轴的弯曲强度校核297.1.1 曲轴主轴颈所受的弯矩297.1.2 圆角弯曲名义应力307.1.3 校核307.2 曲轴的扭转强度校核327.2.1 曲柄销圆角所受的扭矩327.2.2 圆角扭转名义应力327.2.3 校核33结论35参考文献36致 谢37附录38VI1绪论汽车燃料资源日趋缺乏，油价上升，群众越来越喜好环保、性能高的汽车，因此世界汽车工业发达国家竭尽人力开发这种绿色汽车。被增大功率的汽车发动机，其曲轴各个轴颈要在很高的比压下绕曲轴中轴线进行很高速度的转动工作。曲轴在发动机中的重要性就相当于人类的心脏，在当今时代面临着严峻的考验。厂家因为曲轴的形狀复杂和工作条件而对其加工工艺十分严格。保证制造环节的环节能够确保曲轴具有足够的强度刚度和使用寿命。车辆工业发达的国家非常注重地看待曲轴的加工，其程度已经达到了不停地把加工工艺优化、革新。因此，设计一款具有较好的可靠性和较长的使用寿命，降低材料消耗与制造成本，得到最佳的经济效益的曲轴是一个非常大的挑战，但是这也是我设计的出发点。自从我国加入WTO后，国内的曲轴制造厂家开始意识到时代的紧迫性，引入了非常多的先进技术和设备。同时，国内汽车制造厂家与国外知名汽车制造厂家合作，例如本田、丰田、大众、宝马等，学习国外先制造知识，去其槽粕，取其精华，国内汽车制造技术得到上升，同时曲轴加工技术的水平大跃进。1.1设计意义曲轴是负责将活塞的上下往复运动和飞轮的惯性旋转转化为自身的圆周运动，为发动机提供动力源，也是整个机械系统的源动力。汽车曲轴的结构是很复杂的，它与汽车总布置和发动机各个参数有关。因此，在整车设计制造过程当中，曲轴的设计显得尤为重要：另外，如何令其各参数能与整车性能相匹配，是曲轴结构设计的一项重要内容。这就给我们提出了如何设计出质量优良的曲轴等问题。1.2曲轴的构造与材料1.2.1曲轴的构造形式 汽车发动机的曲轴分为整体式和组合式。 整体式曲轴，将曲轴的各个部件做成一个整体的零件。不过，平衡块可以与曲轴直接做成一体，也可以单独地加工然后再安装到整体式曲轴上，这是取决于设计者所设计的平衡效果。把零件做成一体，容易加工，没有需要螺栓连接的地方，具有高强度和高刚度，减少整车的质量。组合式曲轴，就是将曲轴的每个曲拐以零件的形式制造，然后采用连接螺栓连接起来，得到完整的曲轴。其优点是易于加工，系列化程度高，便于维修；其缺点是强度和刚度较差，装配技术高，而且气缸体必须采用隧道式。组合式曲轴多用于大型发动机。因为这些发动机体积庞大，一根发动机曲轴质量大（甚至有几吨重），所以要整体加工基本是不可能的。整体式曲轴：图1.1 整体式曲轴1-后端凸缘 2-曲柄 3-平衡块 4-曲柄销 5-前端轴 6-油道 7-主轴颈1.2.2曲轴的制造材料曲轴主要由两种材料类型，一种是钢质曲轴，另一种是球墨铸铁曲轴。钢质曲轴主要是由钢的材料决定了曲轴的质量、加工工艺和加工精度。钢质曲轴的圆角一般采用滚压工艺。目前国内外一般使用40Cr，45，35Mn2等中碳钢或者中碳合金钢模锻造成曲轴，然后各个轴颈表面通过氮化处理或者淬火，最后精加工。其特点主要是有着高疲劳强度、高硬度、高抗拉强度、高耐磨性和较好的心部韧性，不过一旦有缺口就很容易损坏，因此要求的加工质量较高。钢质曲轴材料又主要是非调质钢和调质钢。而调质钢分为碳素钢和合金钢。碳素钢价格低廉，有着较高的抗拉强度，主要用于中小型汽车发动机。合金钢相对于碳素钢则加入了各种不同的昂贵的金属合金，提高了其抗拉强度和疲劳强度，主要在大型发动机上应用。非调质钢曲轴相对于调质钢曲轴成本低、抗拉强度较高、疲劳强度较高、生产能耗低，但是生产工艺不成熟。非调质钢曲轴的应用和发展越来越多，有着取代调质钢曲轴的趋势。球墨铸铁有着价格、强度、小质量的优势被众多汽车厂家采用来制造发动机曲轴。其相对于钢质曲轴有着很好的减振作用，而且对缺口的敏感性较低，轴颈不需要硬化处理，由此加工要求也比较低。滚压强化处理和喷丸处理可以提高曲轴的疲劳强度和消除过渡圆角处应力集中。现在应用的球墨铸铁材料主要由QT400-10、QT400-16、QT700-2等。球墨铸铁曲轴具有优良的铸造性能、成本较低等优点，令小型发动机中多数使用铸态珠光体的球墨铸铁材料来制造，而在大功率发动机中则多数采用等温淬火的球墨铸铁材料来锻造。1.3曲轴的加工工艺曲轴的加工工艺是非常复杂的。轴颈处是曲轴工作的部位，它们的形位公差要求和尺寸要求都非严格，按国家的标准公差等级一般是6级，其加工痕迹方向一定只能可以微弱地辨别或者不可辨别，即其表面粗糙度不得高于0.8微米。曲轴毛坯主要成型方式有铸造和锻造两种，铸造主要用于球墨铸铁曲轴的制造，而锻造主要用于钢质曲轴的制造。 重要地地影响着曲轴的机械加工过程的是生产数量、制造精度、材料的选择和热处理等。主要加工方式采用铣削、车削、磨削等相结合的组合方式。典型的加工顺序是：1.铣两端面；2.粗车；3.精车；4.铣削；5.热处理；6.磨削加工等。重点工序是连杆轴颈和主轴颈的磨削、曲轴圆角的淬火或滚压等工序。1.4本设计的主要内容查阅文献来获得资料，对保罗桥车发动机性能与曲轴结构的分析，完整地、准确地理会掌握要分析的问题。对于保罗轿车发动机的曲轴设计工作主要是其的参数计算，理论分析，耐磨性和使用寿命的校核以及运用Catia软件设计出制动器结构的具体图形。 本设计的研究对象主要是大众POLO发动机的曲轴： 1）首先通过对发动机曲轴的结构进行分析，并对不同类型的发动机的曲轴的忧缺点分析，从而确定最适合保罗轿车的曲轴的整体结构设计。2）选择曲轴的材料。3）通过查阅文献了解如何选择曲轴的主要尺寸，并且计算确定其数值。4）确定曲轴结构设计的细节。 5）对曲轴进行强度的校核。6）使用cad软件绘制设计图形。2曲轴的设计以及曲轴计算分析2.1曲轴设计 曲轴的工作是将燃烧室的气体作用力和活塞的往复惯性力转化为自身的旋转力矩，以此为动力驱动整个与其相关联的机构进行工作。维持发动机正常运转是依靠曲轴前端轴带动着辅助装置工作，例如扭转减振器、带轮等。曲轴后端通过螺栓与飞轮连接，再与离合器或液力变矩器连接，接着连接变速箱，最后将发动机的转矩直接或者通过万向节传动装置传递给左、右驱动轮，使汽车能够正常行驶。 本设计针对的是大众保罗2013款1.4L手动风尚版，因此在曲轴结构形式上决定采用整体式曲轴，其一般由主轴颈、曲柄销、前轴端、平衡重、曲柄、后轴端组成。2.1.1曲轴设计准则1）曲柄销的直径D2根据工作原理，汽车发动机曲柄销负载是大于主轴颈的负载，因此首先确定连杆轴颈的直径D2，再考虑主轴颈尺寸15。降低曲柄销工作负荷，提升曲轴的强度和连杆轴承的工作可靠性，这些指标较粗的曲柄销能够做得到，各个厂家也趋于选用直径较大的曲柄销。但是连杆轴颈变粗后，伴随着的问题是连杆大头也加大使不平衡旋转质量离心力变更大，这样会使曲轴及轴承的工作环境恶劣。同时，曲柄销的直径加粗，也会加大自振频率，曲轴的扭转振动更加严重。与此同时，轴承的摩擦所产生的功率损失更加严重，使轴承与轴颈的温度大幅度升高，润滑油的热负荷更加大。根据试验，得D2=0.600.65*D，D1/D2比值在1.05到1.25之间。2）主轴颈直径D1和长度L1 虽然主曲轴的轴颈所承受的负荷要比曲柄销小，但是为了可靠性和加强曲轴的强度，所以主轴颈的直径必须要大于曲柄销的直径，原因有两点：1）主轴颈与曲柄间的过渡圆角处的断面是个非常薄弱的环节，加粗主轴颈后可以缩短其长度，为加厚曲柄和提高曲柄强度提供了可能性，这一点是非常重要和难能可贵；2）加大主轴颈的直径不会像加粗连杆轴颈直径那样产生那么多不好的副作用，加粗主轴颈还能够加大曲轴颈与曲柄销的轴颈重复度，使曲轴强度得到提高。与此同时，这样做转动惯量不会被增大，自振频率也不会被提高，减少扭振的危害。当然，假如主轴颈设计得太粗，轴承的环绕速度也随之变大，使摩擦产生的功率损失增多，恶化轴承的工作环境，其主要体现在温度升高。因此，建议D1/D2在1.05到1.25之间，D1=0.650.75*D。主轴颈长度L1一般要比曲柄销长度L2要小些，但是为了维持油压保证轴承承载力，L1/D1比比值不得小于0.30。3）曲柄 合理的曲柄形状能够减少应力集中，改善应力分布，巩固使用寿命。曲柄一般是整体式曲轴中最脆弱的一环，设计中应尽量选取合适的厚度h和宽度b，使曲轴的强度足够大。按照曲柄的矩形断面抗弯断面模数Wb=b*h2/6，加大h比加大b的效果好得多。厚度h增加10%，理论上Wb提高了20%，实际上抗弯强度可以提高40%，令过渡圆角所在的应力流线比较平滑，从而使应力分布均匀，不会过于集中13。 若当曲柄厚度方面无法改变时，一般采用加大曲柄的宽度以提高强度。理论上曲柄厚度b加大了10%，抗弯能力提高10%。但是在实际上抗弯能力只是提高了5%，应力分布更加不均匀。 曲柄形状采用椭圆形时的抗弯、抗扭强度最好。2.2参数计算分析2.2.1 POLO发动机初始参数表2.1 POLO发动机初始参数最大功率63kw冲程数4活塞平均速度Vm15m/s冷却方式水冷发动机排量1390ml气缸数4发动机转速5000r/min气缸排列方式直列（L型）平均有效压力0.81.2MPa2.2.2 POLO发动机的基本参数1)平均有效压力的确定:根据内燃机设计的基本计算公式: P0=Pme*VS*i*n/(30*) （2.1）其中：P0额定功率，其值为63kw Pme平均有效压力，单位为Mpa（1Mpa=10巴） Vs气缸的工作容积，其值为1.39/4L i发动机的气缸数目 ，其值为4 n发动机的转速，其值为5000r/min 发动机的行程数，其值为4由式2.1可得Pme=1.09Mpa。 2）缸径D和活塞行程S的选择: VS=*D2*S/4000000 （2.2）其中：VS 气缸的工作容积，其值为1.39/4L S发动机活塞行程,单位为mm D发动机汽缸直径,单位为mm 查阅文献13可知，汽油机行程缸径比S/D一般在0.81.0之间，选取S/D=0.9.由式2.2可得D=78.93mm，S=0.9D=71.04mm3）活塞平均速度的确定： Vm=S*n/30000 （2.3）其中：Vm活塞平均速度，单位为m/s S发动机活塞行程，其值为71.04mmn发动机的转速，其值为5000r/min将S、n代入式2.3式得Vm=11.84m/s3热力学计算 气缸的混合气体的体积是由化油器来定量调节的，这样做的目的是为了发动机适应负载的变化。本设计的曲轴是针对四冲程发动机（four-stroke engine），其工作循环过程包括进气（intake stroke），压缩（compression stroke），做功（expansion stroke）和排气（exhaust stroke）四个过程。在本设计过程中，先确定保罗发动机热力循环基本参数，然后针对气缸的压缩和膨胀过程进行计算，最后绘制定容加热循环的P-V图，为分析活塞连杆对曲轴所作的力的情况作铺垫。3.1热力循环基本参数的确定 查阅文献11可知压缩过程绝热指数n1=1.321.38，取n1=1.32查阅文献11可知膨胀过程绝热指数n2=1.231.28，取n2=1.28。 查阅文献11可知汽油机压缩比=712，取=9。 查阅文献13可知道压力升高比P=69，取P=73.2 P-V图的绘制压缩始点的进气压力压强pa=（0.80.9）p0（p0为当地大气压强）。根据内燃机设计，p0=0.1Mpa，即pa=0.9*p0=0.09Mpa。接下来将气缸压缩过程近似看作为绝热过程，压缩过程绝热指数n1=1.30，利用P*Vn=const，将下面计算所得气缸总容积Va代入此式，然后利用EXCEL绘制出压缩过程线。混合气体从气缸下止点到气缸上止点被压缩，由于气缸的体积不变经过，所以这是等容加热。当活塞到达上止点时，由火花塞点火后，此时利用压力升高比p可以计算得到理论的最大爆发压力值。膨胀过程，压缩过程都是抛物线。根据膨胀过程的多变指数n2，利用EXCEL描画膨胀线，得到理论的P-V图。3.2.1 P-V图参数计算Va/Vc= （3.1） Va=Vs+Vc （3.2）其中：Va 气缸总容积，单位为L Vc燃烧室容积，单位为L Vs气缸的工作容积，其值为1.39/4L 汽油机压缩比，其值为9结合式3.1和式3.2可得到Vc=0.043L，Va=0.39L。pa*Va1.32=pc*Vc1.32 （3.3） 其中：pa进气压力，其值为0.09Mpa Va 气缸总容积，其值为0.39L pc压缩终点的压强，单位为Mpa Vc燃烧室容积，其值为0.043L 由式3.3可得pc=1.65Mpa。 pz=p*pc （3.4） 其中： pz膨胀压力，单位为Mpa p压力升高比，其值为7 pc压缩终点的压强，其值为1.58Mpa 由式3.4可得 pz=11.55Mpa。pz*Vc1.28=pb*Va1.28 （3.5） 其中： pz最大爆发压力，其值为11.55Mpa Vc燃烧室容积，其值为0.043L Va气缸总容积，其值为0.39Lpb膨胀终点的压强，单位为Mpa由式3.5可得到pb=0.68Mpa。3.2.2 P-V图的理论与实际的绘制对发动机实际工作过程的简化：1） 将不断往复的循环简化为一个封闭的循环。2） 压缩和膨胀过程为绝热过程。3） 排气过程简化为定容放热过程。4） 假设工质为理想气体，发动机工作过程中气体组成成分不发生变化11。根据上述数据，得出理论P-V图： 图 3.1 理论定容加热循环 实际上的P-V图和理论上的P-V图之间存在着一些差别，这是由于点火提前角和配气相位引起的。以下是对保罗发动机理论P-V图作些调整： 取最大爆发压力pz的理论值的80%，其具体为9.42Mpa。此值在坐标纵方向与理论P-V图相交，然后原图在此值X方向以上的部分去掉，最后将剩下的部分作整理。实际情况上，最大爆发压力pz是不可能在上止点发生，而是上止点后的12o15o。本设计决定将最 高爆发压力设计发生在上止点后的12o。根据上面的调整，得到整理后的实际P-V图：图 3.2 实际定容加热循环3.3 P-V图向P-图转化 根据文献13可知曲轴转角和活塞位移X的关系式式4-1，又由公式Va=Vc+Vs=0.043+1000*D2*X4，则可运用EXCEL求取出相应曲轴转角所对应的汽缸总容积Va。每隔5取点求（p，v）。将计算所得相关数据记录于附录2中，并用EXCEL作出P-图。图 3.3 缸内绝对压强4曲柄连杆机构运动学计算曲柄连杆机构孕育发动机的动力，并且是输送动力的桥梁。作功冲程中，曲轴的旋转运动所产生的能量除了摩擦损失外几乎被曲柄连杆机构转化为有效的机械能。然后机械能沿着曲轴被传递到辅助装置和飞轮。飞轮是一个惯性很大的零件，它让曲轴在其他冲程中继续作旋转运动。接着连杆被旋转的曲轴带动下作上下运动和绕气缸中心线作摆动。连杆作平面复合运动，牵引活塞在气缸内作往复运动，为发动机继续完成下一个冲程循环作铺垫。 4.1曲柄连杆机构的类型曲柄连杆机构的类型有三种：1.正置曲柄连杆机构：2.偏置曲柄连杆机构：3.关节曲柄连杆机构。其中正置曲柄连杆机构的应用最广泛。本次设计决定采用正置曲柄连杆机构。4.2连杆比查阅文献13可知，连杆比一般是=1/31/5。民用汽车体积不大，其发动机也是小型发动机，因此本设计初选=1/4，计算出曲柄半径r=S/2=71.04/2=36.02mm，接着可以计算出连杆的长度l=r/=36.02*4=144.08mm。4.3 活塞运动规律4.3.1活塞位移X由位移和曲轴转角的关系式：即活塞位移：X=r*(1-cos)+*(1-cos2)/4 （4.1）其中：r曲柄半径，其数值为36.02mm 连杆比，为1/4 曲轴转角，单位为o经过计算后，得活塞位移 X=36.02*(1-cos)+0.0625*(1-cos2)，运用EXCEL的出活塞位移的数据，绘制x-图：图4.2 活塞位移4.3.2活塞速度由速度和曲轴转角的关系式：活塞速度：v=r*(sin+*sin2/2） (4.2)其中，r曲柄半径，其值为0.03602m 连杆比，其值为1/4 曲轴转角，单位为o 曲轴角速度，单位为rad/s曲轴角速度： =n*/30 (4.3)其中：n发动机转速，其值为5000r/min结合式4.3和式4.2，可得v=r*n*(sin+*sin2/2)/30，代入数据后得v=18.85*(sin+0.125*sin2)运用EXCEL绘制v-图，数据记录于附录三中:v/m/s-图4.3 活塞速度4.3.3活塞加速度由活塞加速度和曲轴转角的关系即，活塞加速度：a=r*2*(cos+*cos2) （4.4）其中，r曲柄半径，其值为0.03602m 连杆比，其值为1/4 曲轴转角，单位为o 曲轴角速度，单位为rad/s将式4.3与式4.4相结合，带入数据后得活塞a=9865.08*(cos+0.25*cos2)，由此运用EXCEL绘制a-图，数据记录于附录三中：a/m/s2图 4.4 活塞加速度4.4活塞连杆的运动规律 先将连杆分成连杆小头和连杆大头，它们分别作不同的运动。活塞销通过衬套与连杆小头相连接，它们的中心作往复运动；连杆大头通过上下轴瓦与曲柄销相连接，它们的中心作旋转运动。现在讲连杆小头和连杆大头合并起来，由此可以分析出连杆当发动机工作的时候作一个复杂的平面运动。它和曲轴转角满足关系式：l*sin=r*sin，分析图4.5如下：图 4.5 与关系图连杆相对于气缸中心的摆角：=arcsin(0.25*sin) (4.5）经计算后-图如下，数据记录于附录三中：图 4.6 运动规律图5曲柄连杆机构上的作用力忽视活塞、气缸和连杆之间的小小的摩擦力，本设计只要研究分析气体压强与惯性力。5.1气体压力气缸内工质作用在活塞上总压力：pg=*D2*(p-p0)/4 (5.1)其中：p缸内绝对压力，其值与曲轴转角成关系 p0大气压力，为0.1013Mpa D发动机汽缸直径，其值为78.93mm根据章节3.3所得到的缸内绝对压力P与曲轴转角的关系图P-图与式5.1相结合，然后利用EXCEL软件得出相关数据，其数据记录于附录四中，并且作出气体压力图：图5.1 缸内气体压力5.2惯性力5.2.1质量转换往复惯性力pj，是连杆小头与活塞销一起作往复运动时所形成的。旋转惯性力 pr，是连杆大头与连杆轴颈一起作旋转运动所形成的。将机构简化后，效果图为下图：图5.2 曲柄连杆简化成两质量系统图整个机构变成了由只有刚性而无质量的杆件连接的两个集中质量：A点的往复质量： mj=mp+m1 （5.2）B点的旋转质量： mr=mc+m2 （5.3）其中：mp活塞质量，单位为kg mc曲柄销质量，单位为kg m1连杆小头质量，单位为kg m2连杆大头质量，单位为kg粗略地计算，可将活塞看做薄壁圆： mp=*(D2-(D-l)2)*H/4 (5.4)其中：D发动机汽缸直径，其值为78.93mm 活塞材料密度，本设计采用共晶铝合金，其密度为2.7g/cm3 H活塞高度，其值为0.81.0*D=0.9*78.93=71.04mm l活塞厚度，其值一般为8mm将数据代入式5.4后，通过计算可得活塞质量mp=0.18051kg 因为精度不高可估算连杆小头质量： m1=0.8*mp （5.5）其中：mp活塞质量，其值为0.18051kg将数据代入式5.5中可得连杆小头质量m1=0.8*0.18051=0.144408kg 将上述所得的连杆小头质量m1和活塞质量mp代入式5-2得到往复质量：mj=0.18051+0.144408=0.33kg粗略地计算： mc=*（D22-d22）*L2*/4 (5.6)其中：D2曲柄销直径，其值为47.36mm L2曲柄销长度，其值为31mm QT800-2的密度，其值为7.85*103kg/m3 d2曲柄销内径，其值为23.68mm 将数据代入式5.6中可得曲柄销质量mc=0.32kg。m2与m1的比值为9/2，所以m2=4.5*0.144408=0.65kg。根据式5-3可得旋转质量mr=0.32+0.649836=1.08kg。5.2.2往复惯性力往复惯性力： pj=-mj*r*2*(cos+*cos2) （5.7）其中：mj往复质量，其值为0.32918kg r曲柄半径，其值为0.03602m 曲轴角速度，单位为r/min 曲轴转角，单位为o往复惯性力pj的传递方式和气体压力pg类似。pj也使曲柄连杆机构机构受负荷，也会产生倾覆力矩和转矩。pj不能在自行抵消，是沿着气缸轴线方向作用的，需要支承来承受。结合式4.4和式5.7，应用EXCEL得出相关数据并记录于附录三种，绘制下往复惯性力图：Pj/N图 5.3 往复惯性力5.2.3旋转惯性力旋转惯性力： pr=mr*r*2 （5.8）其中：mr旋转质量，单位为kg r曲柄半径，其值为0.03602m 曲轴角速度，单位为r/min不变时， pr的数值不变，作用于连杆轴颈中心，其方向总是沿着曲柄的r一直往外。虽然倾覆力矩和转矩不会被它所产生，但是不采取措施（如把曲柄不与曲柄销连接的那一端削去一部分，或者设计平衡块）消除，它是自由力，其产生的支反力被曲轴的轴承和发动机支承所承受，使发动机振动。因此，本设计决定设计平衡块。5.2.4作用在曲轴上的力活塞销中心所受的力，是往复惯性力pj和气体压力pg的合力，即合成力p=pj+pg。根据理论力学知识，把p分解为两个力：1）连杆力pl，其方向是沿连杆对称轴线作用；2）是侧压力pn，其方向是垂直于气缸的中心线将活塞压向气缸壁。连杆方向的力pl沿连杆传递到机构中的连杆大头，以一样的矢量作用在连杆轴颈上，现在可把pl分解为沿曲柄r方向的pk和垂直于曲柄r方向的pt。各力在大小上满足下列关系式：侧压力：pn=p*tan （5.9）连杆力：pl=p/cos （5.10）切向力： pt=pl*sin+ （5.11）径向力： pk=pl*cos(+) （5.12）其中：曲轴转角，单位为o 连杆相对于气缸中心的摆角，单位为o根据式5.9、式5.7、式5.1，数据记录于附录四中，作出以pn-图：图5.4 侧压力根据式5.10、式5.7、式5.1，数据记录于附录四中，作出pl-图：图 5.5 连杆力根据式5.11，式5.10、式5.7、式5.1，数据记录于附录四中，作出pt-图：图 5.6 切向力根据式5.12，式5.10、式5.7、式5.1，数据记录于附录四，作出pk-图：图 5.7 径向力6曲轴设计6.1 工作条件，材料和结构形式的选择6.1.1 曲轴的工作条件 曲轴基本工作载荷是弯曲载荷与扭转载荷。发动机的内部是不对称的，互相交变的内弯矩和剪力矩大部分由曲轴独自承受，招致疲劳失效。试验表明，对于各种曲轴，弯曲疲劳失效是主要的破坏形式。探讨弯曲疲劳是校核工作中首要完成的，其次是扭转疲劳强度。 应力分布不均匀，且集中的情况极度严重的情况是曲轴形状复杂造成的，比较明显的地方是过渡圆角处。在曲轴的设计制造中要设法减少应力集中的现象，加固应力集中的地方。主轴颈与轴承之间形成的滑动摩擦就像一只水蛭，消耗曲轴的使用寿命。尤其是当润滑油不纯净时，轴颈表面所承受的磨损更严重。安装轴瓦可以增大使用寿命，使各个摩擦面耐磨。因此曲轴是曲柄连杆机构的中心环节，所以其刚度也很重要。假如曲轴弯曲刚度较小时，活塞、轴承、连杆的工作环境会变得很恶劣，降低它们的耐磨性与可靠性。设计曲轴时要保证曲轴具有高的弯曲刚度和扭转刚度。曲轴是发动机的心脏，选择主要结构的尺寸时，还要照顾到发动机强化，适当留出可发展的余地。6.1.2曲轴的材料的选择 目前球磨铸铁因为性能优良、加工方便、价格便宜，被广泛地作为曲轴材料。本设计考虑一下三种方案：方案1：QT600-2，其抗拉强度600Mpa，屈服强度370Mpa，延伸率3%，硬度 HB190270。方案2：QT700-2，其抗拉强度700Mpa，屈服强度420Mpa，延伸率2%，硬度 HB225305。方案3：QT800-2，其抗拉强度800Mpa，屈服强度480Mpa，延伸率2%，硬度HB 245335。 综合上述方案，本设计初选择方案3。QT800-2的弯曲极限为350Mpa，扭转极限为200Mpa6.1.3曲轴的结构形式的选择曲轴从整体结构上看分为整体式与组合式。由于大众POLO是轿车，本设计决定采用整体式曲轴。6.2曲轴主要尺寸的确定和结构设计细节参考文献，可知曲轴各主要相对尺寸与气缸直径D的比值，列于附录1中。6.2.1曲柄销尺寸的确定曲柄销直径D2=0.600.65*D,现在取D2=0.6*78.93=47.36mm。曲柄销长度L2=0.350.45*D，现在取L2=0.39*78.93=30.78mm 。为了曲柄的侧面尽量不与连杆摩擦，且它们之间要有少许的运动间隙，所以取L2=31mm。曲柄销内径d2=(0.40.6)*D2，取d2=0.5*47.36=23.68mm。6.2.2主轴颈尺寸的确定 一般情况下D1=0.650.75*D，取D1=0.7*78.93=55.251mm。主轴颈的长度L1=0.350.45*D，取L1=0.36*78.93=28.41mm。6.2.3曲柄臂尺寸的确定曲柄臂的厚度h=0.200.25*D,取h=0.21*78.93=16.57mm。曲柄臂的宽度b=0.801.25*D，取b=0.9*78.93=71.03mm。6.2.4轴颈过渡圆角半径的确定轴颈过渡圆角半径R=0.045*D，所以R=0.045*78.93=3.55mm。6.2.5曲轴缸心距的确定 根据L2、L1和h，缸心距为： L=2*h+L2+L1=2*16.57+31+28.41=92.55mm6.2.6曲轴的轴颈重叠度轴颈重叠度： A=(D1+D2)/2 r=55.251+47.36/236.02=15.285mm6.3 曲轴的细节设计6.3.1 油道布置根据国内外多年的试验结果，假如曲轴油道与主轴颈的过渡圆角的距离很近的话，那么过渡圆角处的强度会被油道影响而提前出现断裂。又因为曲轴的扭转疲劳破坏大多数是先发生在油孔边缘或者过渡圆角处，所以要尽可能地减少油孔处的 应力集中，各个油孔与轴颈之间的过渡圆角的距离应取得较大并且进行抛光。6.3.2 过渡圆角为了能够改善曲轴工作的轴颈的应力集中，减少轴颈的工作负荷，过渡圆角在曲轴中的作用就像鱼之于水中，干草之于甘露中，是必需设计的。不过过渡圆角也有不良的副作用，那就是不利地影响 表面耐磨性。既要保证耐磨 性，又要取得最大圆角。参考附录1的比例，本设计的过渡圆角半径R=3.55mm。6.3.3 平衡块保证曲柄形状合适的情况下，平衡块的质心应该离曲轴旋转中心越远越好，平衡块质量与这个距离成反比，达到小质量的平衡块做到最好平衡效果。平衡块的径向尺寸和厚度应该以不碰到活塞裙底和连杆大头为界限。平衡块可与曲轴铸造成一体，也可采用装配式。与装配式平衡块相比，一体式平衡块加工简单，工作可靠。本设计将平衡块与曲轴一体化。6.4 平衡分析由于本设计所设计的曲轴针对4缸直列的发动机，因此旋转惯性合力和合力矩，一阶和二阶的惯性合力和惯性合力矩都是可以平衡的14。体分析下述：1）旋转惯性力pr旋转的惯性力pr=mr*r*2，不变时，其大小不变，沿着曲柄r的方向向外作用。将其沿作用线移至曲轴的中心O点，可以分解为水平分量和垂直分量： 水平分量：prx=-mr*r*2*cos垂直分量：pry=-mr*r*2*sin 水平分量总和：prx=-mr*r*2*cos由于mr*r*2为常数，而cos在一个圆周上的和为0，所以prx=0。垂直分量总和：pry=-mr*r*2*sin由于mr*r*2为常数，而sin在一个圆周上的和为0，所以pry=0。则pr=(prx2+pry2)0.5=0，曲轴达到了静平衡。2) 旋转惯性力矩Mr MrA=-mr*r*2*L-2*mr*r*2*L+5*mr*r*2*L/2=mr*r*2*L/2 MrB=-mr*r*2*L-2*mr*r*2*L+5*mr*r*2*L/2=mr*r*2*L/2由于MrA和MrB相等，但是方向相反，所以Mr=0，曲轴达到了动平衡。但是曲轴却受到了最大达mr*r*2*L的内弯矩，所以为是曲轴内平衡，按完全平衡阀布置八块平衡块。其质量2*m平衡块=mr*r/r平衡块，根据设计准则，r平衡块=51.56mm，所以m平衡块=0.38kg。3)一阶往复惯性力pj1pj1=-mj*r*2*cos 由于mj*r*2为常数，而cos在一个圆周上的和为0，所以pj1=0。4）二阶往复惯性力pj1 pj2=-mj*r*2*cos2由于mj*r*2*为常数，而 cos2在一个圆周上的和为0，所以pj2 =0。5）一阶往复惯性力矩Mj1Mj1A=mj*r*2*L+2*mj*r*2*L-5*mj*r*2*L/2=mj*r*2*L/2Mj1B=mj*r*2*L+2*mj*r*2*L-5*mj*r*2*L/2=mj*r*2*L/2 由于Mj1A和Mj1B相等，但是方向相反，所以Mj1=0。 6）二阶往复惯性力矩Mj2 假如要平衡二阶往复惯性力和力矩，发动机只能采用双轴7 曲轴强度的校核制造厂家经过长期观察和研究，发现曲轴的疲劳破坏几乎是发生在过渡圆角处，其效果如下图：图7.1 弯曲疲劳破坏图7.2 扭转疲劳破坏整体式的曲轴的疲劳破坏多数情况下，导致曲轴断裂原因是在过渡圆角处出现疲劳裂纹并且向曲柄蔓延下去12。因此，本设计仅对应力幅最大曲拐的两个圆角进行疲劳强度计算。7.1 曲轴的弯曲强度校核 7.1.1 曲轴主轴颈所受的弯矩曲拐平面内，支反力对曲柄厚度中心的弯矩： Mb=Rki*a (7.1)其中：Rki支反力，单位为N a曲柄厚度中心到主轴颈中心的距离，其值为(h+L1)/2= (16.57+28.41)/2=22.49mm支反力：Rki=(pk-F1-F2-2*F3+2*F4)/2=pk-m2+mc+2*m曲柄-2*m平衡块*r*2/2 (7.2)其中：pk径向力，其值与曲轴转角有关 F1连杆旋转离心力，其值为m2*r*2 F2曲柄销离心力，其值为mc*r*2 F3曲柄离心力，其值为m曲柄*r*2 F4平衡块离心力，其值为m平衡块*r*2 m2连杆大头质量，其值为0.65kg mc曲柄销质量，其值为0.32kg m曲柄曲柄质量，一般情况下，其值为0.56*mc=0.24kg m平衡块平衡块质量，其值为0.38kg r曲柄半径，其数值为36.02mm 曲轴角速度，其值为523rad/s见附录可知，pkmax=227238.94N ，pkmin=-42564.24N，将pkmax和pkmin代入式7.2中，可得：Rkimax=227238.94-0.65+0.32+2*0.24-2*0.38*0.03602*523.332/2=110216.06N Rkimin=-42564.24-0.65+0.32+2*0.24-2*0.38*0.03602*523.332/2= 24685.53N 将Rkimax和Rkimin代入式7.1中，可得：Mbmax=Rkimax*a=110216.06*22.49=2478759.19N*mmMbmin=Rkimin*a=24685.53*22.49=-555177.57N*mm7.1.2 圆角弯曲名义应力圆角弯曲名义应力：n=Mb/W (7.3)其中：Mb曲拐平面内，支反力对曲柄厚度中心的弯矩，单位为N*mm W曲柄抗弯断面系数，其值为h*b2/6=71.03*16.572/6=3250.39mm3 将Mbmax和Mbmin代入式7-3中，可得：max=2478759.193250.39=762.60Mpamin=-555177.573250.39=-170.80Mpa圆角弯曲名义的应力幅值： a=(max-min)/2 (7.4)圆角弯曲名义的平均应力：m=(max+min)/2 (7.5)将max和min代入式7.4、7.5中，得：a=762.60+170.802=466.70Mpam=762.60-170.802=295.90Mpa7.1.3 校核弯曲安全系数：n=-1/(k*a)/(*)+*m (7.6)弯曲应力集中系数：k=1+q*(-1) (7.7)圆角弯曲形状系数：=0*f1*f2*f3*f4*f5 (7.8)其中：-1曲轴的材料对称循环弯曲的疲劳极限，其值为350Mpa a圆角弯曲名义的应力幅值,其值为241.15Mpa m圆角名义的平均应力，其值为105.10Mpa工艺影响系数，其值查阅文献12，取值为1.5绝对尺寸 影响系数，其值查阅文献12，取值为0.75当曲轴旋转时，不断变化且不对称的应力令曲轴材料产生的敏感系数，其值查阅文献15，取值为0.10q材料对称正应力集中敏感系数，其值文献12，取值为0.62 0标准曲轴的弯曲形状系数，其值文献12，取值为2.4f1轴颈重叠度影响系数，其值查阅文献12，取值为0.72f2曲柄宽度影响系数，其值查阅文献12，取值为0.94 f3曲柄销空心度影响系数，其值查阅文献12，取值为1f4连杆轴颈（即曲柄销）空心偏心距e的影响系数，本设计通过查阅文献15，取值为1.09f5连杆轴颈的减重孔主轴颈间的距离L所产生的影响系数，其值查阅汽车发动机第二册，取值为1.02将数据代入式7.6、式7.7、式7.8中，可得：=2.4*0.72*0.94*1*1.09*1.02=1.806k=1+0.62*1.806-1=1.50n=3501.50*466.700.75*1.5+0.10*295.90=0.54弯曲允许应力：=-1/n (7-9)其中：-1曲轴的材料对称循环弯曲的疲劳极限，其值为350Mpan弯曲安全系数，其值为0.54将数据代入式7.9中，可得=350/0.54=651.85Mpa。 因为弯曲形状系数=0*f1*f2*f3*f4*f5=max/P，所以曲柄名义应力名义应P=773.52/1.806=422.26Mpa力。由此可知P，满足弯曲强度要求。7.2 曲轴的扭转强度校核7.2.1 曲柄销圆角所受的扭矩曲柄销圆角所受的扭矩： M=(pt-Rti)*r (7.10)其中：Rti支反力，单位为N pt切向力，其值与曲轴转角有关 r曲柄半径，其数值为36.02mm由于扭转的支反力为左右对称，其方向与切向力相反，因此Rti=pt/2，将其代入式7.10中，可得： M=pt*r/2 (7.11)见附录可知，ptmax=84061.17N，ptmin=-173726.06N。将ptmax和ptmin代入式7.11中，可得：Mmax=84061.17*36.02/2=1513941.67N*mmMmin=-173726.06*36.02/2=-3128806.34N*mm7.2.2 圆角扭转名义应力圆角扭转名义应力：n=M/W (7.12)其中：M曲柄销圆角所受的扭矩，单位为N*mm W曲柄销抗扭断面系数，其值为*D23*1-d2D2416=3.14*47.363*1-0.5416=19544.12mm3 将Mmax和Mmin代入式7.12中，可得：max=1513941.67/19544.12=77.46Mpamin=-3128806.34/19544.12=-160.09Mpa名义切应力的应力幅值：a=(max-min)/2 (7.13)名义切应力的平均应力：m=(max+min)/2 (7.14)将max和min代入式7.13、7.14中，得：a=(77.46+160.09)/2=118.78Mpam=77.46-160.092=-41.32Mpa7.2.3 校核扭转安全系数：n=-1/(k*a)/(*)+*m (7.15)扭转应力集中系数：k=1+q*(-1) (7.16)圆角扭转形状系数：=0*1*2*3*4*5 (7.17)其中：-1曲轴的材料对称循环扭转的疲劳极限，其值为200Mpa a名义切应力的应力幅值,其值为66.58Mpa m名义切应力的平均应力，其值为-16.57Mpa工艺影响系数，其值查阅文献12，取值为1.5绝对尺寸 影响系数，其值查阅文献12，取值为0.651当曲轴旋转时，不断变化且不对称的应力令曲轴材料产生的敏感系数，其值查阅文献15，取值为0.05q材料对称正应力集中敏感系数，其值查阅文献12，取值为0.62 0轴线对称的阶梯的扭转形状的系数，其值查阅文献15，取值为1.51曲柄宽度影响系数，其值查阅文献12，取值为1.142曲柄厚度影响系数，其值查阅文献12，取值为1.04 3轴颈重叠度影响系数，其值查阅文献12，取值为1.074轴颈空心偏心距e的影响系数，其值查阅文献12，取值为1.095轴颈中鼓形减重孔影响系数，其值查阅文献12，取值为1将数据代入式7.15、式7.16、式7.17中，可得：=1.5*1.14*1.04*1.07*1.09*1=2.074k=1+0.62*2.074-1=1.67n=2001.67*118.780.657*1.5-0.10*41.32=1.01弯曲允许应力：=-1/n (7-18)其中：-1曲轴的材料对称循环扭转的疲劳极限，其值为200Mpan扭转安全系数，其值为24.67将数据代入式7-18中，可得=200/1.01=197.15Mpa。 因为弯曲形状系数=0*1*2*3*4*5=max/P，所以曲柄销名义切应力P=77.46/2.074=37.35Mpa。由此可知n,满足扭转强度要求。结论经过本人两个月的努力，最终完成大众POLO曲轴设计。本设计取得的主要结论为：(1)通过查阅大量资料，有机械设计、材料力学、热力学等汽车相关的知识，得到的曲轴的尺寸和疲劳强度校核是比较准确的；(2)本人设计大众保罗曲轴在结构上是采用整体式，保证其拥有足够的强度和刚度；同时，采取平衡块措施，曲轴不会使发动机发生振动，加长发动机和其自身的使用寿命；(3)本设计选用球墨铸铁QT800为制造材料，因此曲轴的价格不会昂贵，而且强度高，质量小，性价比高。 (4)通过本次的毕业设计，我重新复习了大学四年的功课，并且成功克服了热力学和曲轴疲劳强度校核等问题，学到了更多与汽车设计的知识，受益匪浅。参考文献【1】杨万福.汽车理论M.华南理工大学出版社.2010【2】唐文初、邓宝清.汽车构造M. 华南理工大学出版社，2010-8，34-44.【3】王望予.汽车设计M. 机械工业出版社，2011-6【4】刘鸿文.材料力学M.高等教育出版社，2011-1【5】李俊玲、罗永革.汽车工程专业英语M. 机械工业出版社, 2005-9-1【6】许洪国.汽车运用工程M. 人民交通出版社，2009-1-1【7】刘惟信.汽车设计M. 清华大学出版社，2001-7-1【8】余志生.汽车理论M. 机械工程出版社，2009-03【9】杨可桢、程光蕴、李仲生.机械设计基础M.高等教育出版社，2006-5，240-250.【10】董敬. 汽车拖拉机发动机M.机械工业出版社，2011-6【11】韩同群、包凡彪.发动机原理M. 华南理工大学出版社，2010-8，13-40.【12】杨连生.内燃机设计M.中国农业机械出版社，1981-08，17-18，188-211.【13】徐兀.汽车发动机现代设计M.人民交通出版社，1995-8，45-47.【14】陆际清.汽车发动机设计第一册M.清华大学出版社，1990-10【15】陆际清.汽车发动机设计第二册M.清华大学出版社，1993-11,196-197.【16】王铎、孔毅、程靳.理论力学M.高等教育出版社，2009-7【17】M. Umashankaran, J. Hari Vignesh, A. Saravana Kumar, R. Shyamaprasad, R. Saravana Prabhu.Metallurgical Test on 20MnCr5 Steel: To Suggest as a Suitable Crankshaft Material762【18】D.A.Moore,K.F.Packer,A.J.Jones,D.M.Carlson.Crankshaft failure and why it may happen again.2001【19】Li-Hong Dong,Bin-Shi Xu,Nan Xue，Hui-Peng Wang,Hao-Yu Li.Development of remaining life prediction of crankshaft remanufacturing core.2013致 谢在这次的毕业设计中，包凡彪老师对我的帮组很大。包老师有着丰富的汽车知识，这些不只是教科书上的，还有现在先进技术的知识。老师对知识的严谨态度感染了我，让我一旦发现计算上的错误就立刻改正，不容有错。包老师虽然有着严谨的态度，但是他一点都不严肃，平易近人。我有解决不了的设计问题就会向他请教，老师每次都会耐心地教导我，帮我解决困难，并且亲切地关心我的工作，这令我万分感动。感谢包老师的帮助，让我攻克设计上的问题；感谢包老师的慈祥，让我在一个良好的气氛中完成我的毕业设计；感谢老师对知识的态度，让我要时刻关注汽车技术的发展走势，了解认识更多的汽车技术，不能让自己落伍。 与此同时，感谢大学四年一直陪伴和教导我的老师。感谢您们传授我汽车专业知识，还有比知识更重要的是做人做事的态度。人生就是要积极乐观。 最后，感谢各位答辩老师！附录附录1：曲轴各主要相对尺寸与发动机气缸直径D的比值附录2：P-V图计算附录3：活塞运动学计算附录4：动力学计算附录5：图纸附录6：英文文献及翻译附录1 曲轴各主要相对尺寸与发动机气缸直径D的比值：发动机主轴颈曲柄销曲柄臂轴 颈 过 渡 圆角 半 径直径长度内径直径长度内径厚度宽度D1L1d1D2L2d2hbR汽油机直列0.650.750.350.450.50.7*D10.600.650.350.450.40.6*D20.200.250.801.250.045V型0.650.800.300.350.50.7*D10.550.620.450.600.40.6*D20.180.220.801.150.045直列柴油机0.670.800.400.450.50.7*D10.600.70.350.450.30.6*D20.240.271.051.300.045附录2：P-V图计算曲轴转角a（度）气缸容积(L)多变指数缸内绝对压强(Mpa）0.00 0.04 0.00 0.09 5.00 0.04 0.00 0.09 10.00 0.05 0.00 0.09 15.00 0.05 0.00 0.09 20.00 0.06 0.00 0.09 25.00 0.06 0.00 0.09 30.00 0.07 0.00 0.09 35.00 0.08 0.00 0.09 40.00 0.09 0.00 0.09 45.00 曲轴转角a（度）0.11气缸容积(L)0.00 多变指数0.09 缸内绝对压强(Mpa）50.00 0.12 0.00 0.09 55.00 0.13 0.00 0.09 60.000.150.000.0965.00 0.16 0.00 0.09 70.00 0.18 0.00 0.09 75.00 0.19 0.00 0.09 80.00 0.21 0.00 0.09 85.00 0.23 0.00 0.09 90.00 0.24 0.00 0.09 95.00 0.26 0.00 0.09 100.00 0.27 0.00 0.09 105.00 0.29 0.00 0.09 110.00 0.30 0.00 0.09 115.00 0.31 0.00 0.09 120.00 0.32 0.00 0.09 125.00 0.33 0.00 0.09 130.00 0.35 0.00 0.09 135.00 0.35 0.00 0.09 140.00 0.36 0.00 0.09 145.00 0.37 0.00 0.09 150.00 0.38 0.00 0.09 155.00 0.38 0.00 0.09 160.00 0.39 0.00 0.09 165.00 0.39 0.00 0.09 170.00 0.39 0.00 0.09 175.00 0.39 0.00 0.09 180.00 0.40 1.32 0.09 185.00 0.39 1.32 0.09 190.00 0.39 1.32 0.09 195.00 0.39 1.32 0.09 200.00 0.39 1.32 0.09 205.00 0.38 1.32 0.09 210.00 0.38 1.32 0.09 215.00 0.37 1.32 0.10 220.00 0.36 1.32 0.10 225.00 0.35 1.32 0.10 230.00 0.35 1.32 0.11 235.00 0.33 1.32 0.11 240.00 0.32 1.32 0.11 245.00 曲轴转角a（度）0.31 气缸容积(L)1.32 多变指数0.12 缸内绝对压强(Mpa)250.00 0.30 1.32 0.13 255.000.291.320.14260.00 0.27 1.32 0.15 265.00 0.26 1.32 0.16 270.00 0.24 1.32 0.17 275.00 0.23 1.32 0.18 280.00 0.21 1.32 0.20 285.00 0.19 1.32 0.23 290.00 0.18 1.32 0.25 295.00 0.16 1.32 0.28 300.00 0.15 1.32 0.32 305.00 0.13 1.32 0.37 310.00 0.12 1.32 0.43 315.00 0.11 1.32 0.50 320.00 0.09 1.32 0.59 325.00 0.08 1.32 0.70 330.00 0.07 1.32 0.83 335.00 0.06 1.32 0.99 340.00 0.06 1.32 1.16 345.00 0.05 1.32 1.33 350.00 0.05 1.32 1.49 355.00 0.04 1.32 1.61 360.00 0.04 1.32 1.65 360.00 0.04 1.32 1.65 365.00 0.04 1.32 1.61 370.00 0.05 1.32 1.49 372.00 0.05 7.00 9.42 375.00 0.05 1.28 9.42 380.00 0.06 1.28 8.21 385.00 0.06 1.28 7.03 390.00 0.07 1.28 5.97 395.00 0.08 1.28 5.06 400.00 0.09 1.28 4.29 405.00 0.11 1.28 3.66 410.00 0.12 1.28 3.15 415.00 0.13 1.28 2.73 420.00 0.15 1.28 2.39 425.00 0.16 1.28 2.11 430.00 0.18 1.28 1.87 435.00 曲轴转角a（度）0.19 气缸容积(L)1.28 多变指数1.68 缸内绝对压强(Mpa)440.000.211.281.52445.00 0.23 1.28 1.39 450.00 0.24 1.28 1.27 455.00 0.26 1.28 1.18 460.00 0.27 1.28 1.10 465.00 0.29 1.28 1.03 470.00 0.30 1.28 0.97 475.00 0.31 1.28 0.92 480.00 0.32 1.28 0.87 485.00 0.33 1.28 0.84 490.00 0.35 1.28 0.80 495.00 0.35 1.28 0.78 500.00 0.36 1.28 0.75 505.00 0.37 1.28 0.73 510.00 0.38 1.28 0.72 515.00 0.38 1.28 0.70 520.00 0.39 1.28 0.69 525.00 0.39 1.28 0.69 530.00 0.39 1.28 0.68 535.00 0.39 1.28 0.68 540.00 0.40 0.00 0.09 545.00 0.39 0.00 0.09 550.00 0.39 0.00 0.09 555.00 0.39 0.00 0.09 560.00 0.39 0.00 0.09 565.00 0.38 0.00 0.09 570.00 0.38 0.00 0.09 575.00 0.37 0.00 0.09 580.00 0.36 0.00 0.09 585.00 0.35 0.00 0.09 590.00 0.35 0.00 0.09 595.00 0.33 0.00 0.09 600.00 0.32 0.00 0.09 605.00 0.31 0.00 0.09 610.00 0.30 0.00 0.09 615.00 0.29 0.00 0.09 620.00 0.27 0.00 0.09 625.00 0.26 0.00 0.09 630.00 0.24 0.00 0.09 635.00曲轴转角a（度） 0.23气缸容积(L) 0.00多变指数0.09缸内绝对压强(Mpa) 640.00 0.21 0.00 0.09 645.00 0.19 0.00 0.09 650.00 0.18 0.00 0.09 655.00 0.16 0.00 0.09 660.00 0.15 0.00 0.09 665.00 0.13 0.00 0.09 670.00 0.12 0.00 0.09 675.00 0.11 0.00 0.09 680.00 0.09 0.00 0.09 685.00 0.08 0.00 0.09 690.00 0.07 0.00 0.09 695.00 0.06 0.00 0.09 700.00 0.06 0.00 0.09 705.00 0.05 0.00 0.09 710.00 0.05 0.00 0.09 720.00 0.04 0.00 0.09 附录3：活塞运动学计算曲轴转角a（度）活塞位移（mm）活塞速度（m/s）活塞加速度(m/s2)连杆摆角（度）气缸容积(L)00.000 0.000 12331.350 0.000 0.043 50.171 2.052 12256.342 1.249 0.044 100.683 4.079 12032.743 2.488 0.046 151.529 6.057 11664.788 3.710 0.050 202.699 7.962 11159.415 4.905 0.056 254.179 9.771 10526.087 6.065 0.063 305.951 11.466 9776.545 7.181 0.072 357.995 13.026 8924.514 8.244 0.082 4010.287 14.437 7985.353 9.247 0.093 4512.801 15.685 6975.665 10.182 0.106 5015.509 16.760 5912.888 11.041 0.119 5518.381 17.655 4814.863 11.817 0.133 6021.387 18.365 3699.405 12.504 0.148 6524.496 18.889 2583.875 13.096 0.163 7027.676 19.228 1484.784 13.587 0.178 7530.898 19.386 417.418 13.974 0.194 8034.132 19.370 -604.483 14.253 0.210 8537.349 19.187 -1569.003 14.421 0.225 90曲轴转角a（度）40.523活塞位移（mm） 18.850活塞速度（m/s） -2466.270活塞加速度(m/s2) 14.478连杆摆角（度） 0.241气缸容积(L) 9543.628 18.369 -3288.600 14.421 0.256 10046.642 17.758 -4030.589 14.253 0.271 10549.544 17.030 -4689.123 13.974 0.285 11052.315 16.199 -5263.329 13.587 0.299 11554.941 15.279 -5754.451 13.096 0.311 12057.407 14.284 -6165.675 12.504 0.324 12559.701 13.227 -6501.891 11.817 0.335 13061.815 12.119 -6769.414 11.041 0.345 13563.741 10.973 -6975.665 10.182 0.354 14065.473 9.796 -7128.826 9.247 0.363 14567.007 8.598 -7237.486 8.244 0.370 15068.340 7.384 -7310.275 7.181 0.377 15569.469 6.161 -7355.511 6.065 0.382 16070.394 4.933 -7380.870 4.905 0.387 16571.1143.701-7393.0833.7100.39017071.629 2.467 -7397.672 2.488 0.393 17571.937 1.234 -7398.739 1.249 0.394 18072.040 0.000 -7398.810 0.000 0.395 18571.937 -1.234 -7398.739 -1.249 0.394 19071.629 -2.467 -7397.672 -2.488 0.393 19571.114 -3.701 -7393.083 -3.710 0.390 20070.394 -4.933 -7380.870 -4.905 0.387 20569.469 -6.161 -7355.511 -6.065 0.382 21068.340 -7.384 -7310.275 -7.181 0.377 21567.007 -8.598 -7237.486 -8.244 0.370 22065.473 -9.796 -7128.826 -9.247 0.363 22563.741 -10.973 -6975.665 -10.182 0.354 23061.815 -12.119 -6769.414 -11.041 0.345 23559.701 -13.227 -6501.891 -11.817 0.335 24057.407 -14.284 -6165.675 -12.504 0.324 24554.941 -15.279 -5754.451 -13.096 0.311 25052.315 -16.199 -5263.329 -13.587 0.299 25549.544 -17.030 -4689.123 -13.974 0.285 26046.642 -17.758 -4030.589 -14.253 0.271 26543.628 -18.369 -3288.600 -14.421 0.256 27040.523 -18.850 -2466.270 -14.478 0.241 27537.349 -19.187 -1569.003 -14.421 0.225 280曲轴转角a（度）34.132活塞位移（mm） -19.370活塞速度（m/s） -604.483活塞加速度(m/s2) -14.253连杆摆角（度） 0.210气缸容积(L) 28530.898 -19.386 417.418 -13.974 0.194 29027.676 -19.228 1484.784 -13.587 0.178 29524.496 -18.889 2583.875 -13.096 0.163 30021.387 -18.365 3699.405 -12.504 0.148 30518.381 -17.655 4814.863 -11.817 0.133 31015.509 -16.760 5912.888 -11.041 0.119 31512.801 -15.685 6975.665 -10.182 0.106 32010.287 -14.437 7985.353 -9.247 0.093 3257.995 -13.026 8924.514 -8.244 0.082 3305.951 -11.466 9776.545 -7.181 0.072 3354.179 -9.771 10526.087 -6.065 0.063 3402.699 -7.962 11159.415 -4.905 0.056 3451.529 -6.057 11664.788 -3.710 0.050 3500.683 -4.079 12032.743 -2.488 0.046 3550.171-2.05212256.342-1.2490.0443600.000 0.000 12331.350 0.000 0.043 3650.171 2.052 12256.342 1.249 0.044 3700.683 4.079 12032.743 2.488 0.046 3751.529 6.057 11664.788 3.710 0.050 3802.699 7.962 11159.415 4.905 0.056 3854.179 9.771 10526.087 6.065 0.063 3905.951 11.466 9776.545 7.181 0.072 3957.995 13.026 8924.514 8.244 0.082 40010.287 14.437 7985.353 9.247 0.093 40512.801 15.685 6975.665 10.182 0.106 41015.509 16.760 5912.888 11.041 0.119 41518.381 17.655 4814.863 11.817 0.133 42021.387 18.365 3699.405 12.504 0.148 42524.496 18.889 2583.875 13.096 0.163 43027.676 19.228 1484.784 13.587 0.178 43530.898 19.386 417.418 13.974 0.194 44034.132 19.370 -604.483 14.253 0.210 44537.349 19.187 -1569.003 14.421 0.225 45040.523 18.850 -2466.270 14.478 0.241 45543.628 18.369 -3288.600 14.421 0.256 46046.642 17.758 -4030.589 14.253 0.271 46549.544 17.030 -4689.123 13.974 0.285 470曲轴转角a（度）52.315活塞位移（mm） 16.199活塞速度（m/s） -5263.329活塞加速度(m/s2) 13.587连杆摆角（度） 0.299气缸容积(L) 47554.941 15.279 -5754.451 13.096 0.311 48057.407 14.284 -6165.675 12.504 0.324 48559.701 13.227 -6501.891 11.817 0.335 49061.815 12.119 -6769.414 11.041 0.345 49563.741 10.973 -6975.665 10.182 0.354 50065.473 9.796 -7128.826 9.247 0.363 50567.007 8.598 -7237.486 8.244 0.370 51068.340 7.384 -7310.275 7.181 0.377 51569.469 6.161 -7355.511 6.065 0.382 52070.394 4.933 -7380.870 4.905 0.387 52571.114 3.701 -7393.083 3.710 0.390 53071.629 2.467 -7397.672 2.488 0.393 53571.937 1.234 -7398.739 1.249 0.394 54072.040 0.000 -7398.810 0.000 0.395 54571.937-1.234-7398.739-1.2490.39455071.629 -2.467 -7397.672 -2.488 0.393 55571.114 -3.701 -7393.083 -3.710 0.390 56070.394 -4.933 -7380.870 -4.905 0.387 56569.469 -6.161 -7355.511 -6.065 0.382 57068.340 -7.384 -7310.275 -7.181 0.377 57567.007 -8.598 -7237.486 -8.244 0.370 58065.473 -9.796 -7128.826 -9.247 0.363 58563.741 -10.973 -6975.665 -10.182 0.354 59061.815 -12.119 -6769.414 -11.041 0.345 59559.701 -13.227 -6501.891 -11.817 0.335 60057.407 -14.284 -6165.675 -12.504 0.324 60554.941 -15.279 -5754.451 -13.096 0.311 61052.315 -16.199 -5263.329 -13.587 0.299 61549.544 -17.030 -4689.123 -13.974 0.285 62046.642 -17.758 -4030.589 -14.253 0.271 62543.628 -18.369 -3288.600 -14.421 0.256 63040.523 -18.850 -2466.270 -14.478 0.241 63537.349 -19.187 -1569.003 -14.421 0.225 64034.132 -19.370 -604.483 -14.253 0.210 64530.898 -19.386 417.418 -13.974 0.194 65027.676 -19.228 1484.784 -13.587 0.178 65524.496 -18.889 2583.875 -13.096 0.163 660曲轴转角a（度）21.387活塞位移（mm） -18.365活塞速度（m/s） 3699.405活塞加速度(m/s2) -12.504连杆摆角（度） 0.148气缸容积(L) 66518.381 -17.655 4814.863 -11.817 0.133 67015.509 -16.760 5912.888 -11.041 0.119 67512.801 -15.685 6975.665 -10.182 0.106 68010.287 -14.437 7985.353 -9.247 0.093 6857.995 -13.026 8924.514 -8.244 0.082 6905.951 -11.466 9776.545 -7.181 0.072 6954.179 -9.771 10526.087 -6.065 0.063 7002.699 -7.962 11159.415 -4.905 0.056 7051.529 -6.057 11664.788 -3.710 0.050 7100.683 -4.079 12032.743 -2.488 0.046 7150.171 -2.052 12256.342 -1.249 0.044 7200.000 0.000 12331.350 0.000 0.043 附录4：动力学计算曲轴转角a（度）缸内绝对压强(Mpa)气体压力（N)往复惯性力（N)侧压力（N)切向力(N)连杆力（N)径向力(N)00.09 -55.26 -4006.68 0.00 0.00 -4061.94 -4061.94 50.09 -55.26 -3982.31 -277.76 -12397.11 -12747.53 -2968.38 100.09 -55.26 -3909.65 216.79 2301.38 4993.78 -4431.88 150.09 -55.26 -3790.10 295.22 -3367.17 4562.54 -3078.78 200.09 -55.26 -3625.89 -1643.74 16471.29 -19223.95 -9912.46 250.09 -55.26 -3420.11 -376.12 -770.01 -3559.87 -3475.59 300.09 -55.26 -3176.57 -647.91 -5125.37 -5183.29 -772.67 350.09 -55.26 -2899.73 1113.67 4188.54 7766.50 -6540.24 400.09 -55.26 -2594.58 432.61 -1339.30 2692.11 -2335.32 450.09 -55.26 -2266.52 564.79 -3193.70 3194.96 -89.79 500.09 -55.26 -1921.20 -8338.41 26444.13 -43540.10 -34589.72 550.09 -55.26 -1564.44 -453.02 -462.55 -2212.16 -2163.26 600.09 -55.26 -1202.00 -272.74 -1049.51 -1259.72 -696.72 650.09 -55.26 -839.55 -234.88 -1032.17 -1036.64 96.19 700.09 -55.26 -482.43 -241.64 -805.17 -1028.59 640.07 750.09 -55.26 -135.63 -283.76 -484.47 -1175.06 1070.54 800.09 -55.26 196.41 -300.99 -71.87 -1222.55 1220.44 850.09 -55.26 509.80 -403.92 317.11 -1621.87 1590.57 900.09 -55.26 801.34 -558.75 746.07 -2235.00 2106.80 950.09 -55.26 1068.53 -900.44 1311.89 -3615.53 3369.12 1000.09 -55.26 1309.61 -2674.93 3109.33 -10864.79 10410.37 1050.09 -55.26 1523.58 2182.65 -889.99 9038.57 -8994.65 110曲轴转角a（度）0.09缸内绝对压强(Mpa) -55.26气体压力（N) 1710.15往复惯性力（N) 743.70侧压力（N) 632.06切向力(N) 3165.73连杆力（N) -3101.99径向力（N） 1150.09 -55.26 1869.72 476.28 1195.93 2102.06 -1728.70 1200.09 -55.26 2003.34 422.59 1747.99 1951.88 -868.54 1250.09 -55.26 2112.58 575.43 2782.98 2809.86 387.69 1300.09 -55.26 2199.50 9046.23 31974.05 47236.07 34769.34 1350.09 -55.26 2266.52 -537.91 85.52 -3042.87 -3041.67 1400.09 -55.26 2316.28 -369.13 1763.94 -2297.08 -1471.43 1450.09 -55.26 2351.59 -865.43 5889.15 -6035.34 1320.33 1500.09 -55.26 2375.24 465.10 -1359.28 3720.83 -3463.66 1550.09 -55.26 2389.94 252.67 1456.08 2391.43 -1897.05 1600.09 -55.26 2398.18 1046.18 12085.99 12235.30 1905.66 1650.09 -55.26 2402.15 -180.18 -840.20 -2784.58 -2654.80 1700.09 -55.26 2403.64 -128.40 2178.66 -2957.76 -2000.44 1750.09 -55.26 2403.98 161.57 -6802.19 7415.45 -2952.81 1800.09-63.742404.010.000.002340.26-2340.261850.09 -63.02 2403.98 -161.04 6779.73 7390.96 -2943.06 1900.09 -60.83 2403.64 128.10 -2173.50 -2950.75 -1995.70 1950.09 -57.13 2402.15 180.03 839.53 -2782.37 -2652.69 2000.09 -51.87 2398.18 -1047.70 -12103.51 12253.04 1908.43 2050.09 -44.93 2389.94 -253.78 -1462.52 2402.01 -1905.44 2100.09 -36.21 2375.24 -468.92 1370.44 3751.39 -3492.11 2150.10 -25.52 2351.59 876.64 -5965.43 -6113.52 1337.43 2200.10 -12.67 2316.28 376.09 -1797.17 -2340.36 -1499.15 2250.10 2.60 2266.52 551.99 -87.76 -3122.50 -3121.27 2300.11 20.61 2199.50 -9366.33 -33105.42 48907.48 35999.62 2350.11 41.73 2112.58 -602.55 -2914.19 2942.33 405.97 2400.11 66.44 2003.34 -449.00 -1857.20 2073.82 -922.80 2450.12 95.31 1869.72 -515.80 -1295.17 2276.49 -1872.15 2500.13 129.03 1710.15 -826.53 -702.45 3518.29 -3447.45 2550.14 168.49 1523.58 -2515.25 1025.62 10415.92 -10365.31 2600.15 214.74 1309.61 3250.72 -3778.62 -13203.47 12651.23 2650.16 269.12 1068.53 1188.70 -1731.87 -4772.97 4447.68 2700.17 333.28 801.34 849.74 -1134.62 -3398.96 3203.99 2750.18 409.32 509.80 816.78 -641.24 -3279.59 3216.29 2800.20 499.86 196.41 1484.81 354.56 -6030.86 6020.43 2850.23 608.24 -135.63 -702.54 -1199.49 2909.30 -2650.52 2900.25 738.71 -482.43 -115.17 -383.76 490.24 -305.07 2950.28 896.65 -839.55 -14.99 -65.87 66.16 -6.14 300曲轴转角a（度）0.32缸内绝对压强(Mpa) 1088.93气体压力（N) -1202.00往复惯性力（N) 24.53 侧压力（N)94.39切向力(N) -113.29连杆力（N） -62.66径向力（N） 3050.37 1324.20 -1564.44 67.19 68.61 -328.12 -320.86 3100.43 1613.19 -1921.20 1299.44 -4121.00 -6785.21 -5390.40 3150.50 1968.89 -2266.52 -72.40 409.40 409.56 -11.51 3200.59 2406.06 -2594.58 -30.78 95.28 191.53 -166.14 3250.70 2939.78 -2899.73 15.09 56.77 -105.26 88.64 3300.83 3581.60 -3176.57 -81.20 -642.33 649.59 96.83 3350.99 4332.09 -3420.11 -98.70 -202.06 934.15 912.04 3401.16 5168.65 -3625.89 -688.89 6903.06 8056.69 4154.28 3451.33 6030.50 -3790.10 172.00 -1961.79 -2658.24 1793.77 3501.49 6809.69 -3909.65 158.57 1683.28 -3652.57 3241.58 3551.61 7364.65 -3982.31 -232.68 -10385.28 10678.84 2486.67 3601.65 7567.19 -4006.68 0.00 0.00 3560.52 3560.52 3651.61 7364.65 -3982.31 232.68 10385.28 10678.84 2486.67 3701.49 6809.69 -3909.65 -158.57 -1683.28 -3652.57 3241.58 3729.42 45573.17 -3867.35 -2196.59 1998.37 -42260.05 42212.78 3759.42 45565.23 -3790.10 -3207.18 36580.18 -49566.34 33447.16 3808.21 39654.19 -3625.89 16087.69 -161208.11 188149.03 97015.46 3857.03 33890.37 -3420.11 3297.59 6751.07 31211.02 30472.13 3905.97 28693.77 -3176.57 5115.62 40467.72 40924.99 6100.66 3955.06 24226.68 -2899.73 -8037.64 -30229.76 -56052.78 47202.50 4004.29 20492.78 -2594.58 -2922.06 9046.19 -18183.66 15773.78 4053.66 17418.85 -2266.52 -3685.94 20842.61 -20850.85 586.01 4103.15 14905.70 -1921.20 54779.64 -173726.06 286038.95 227238.94 4152.73 12854.37 -1564.44 3157.76 3224.18 15419.64 15078.79 4202.39 11177.18 -1202.00 2163.91 8326.86 9994.67 5527.82 4252.11 9800.86 -839.55 2352.25 10336.91 10381.70 -963.31 4301.87 8666.01 -482.43 3677.69 12254.49 15654.85 -9741.76 4351.68 7725.30 -135.63 11282.01 19262.46 46719.98 -42564.24 4401.52 6941.24 196.41 -15221.25 -3634.66 -61824.24 61717.31 4451.39 6284.28 509.80 -6037.60 4740.01 -24242.63 23774.73 4501.27 5731.02 801.34 -4892.24 6532.36 -19568.94 18446.46 4551.18 5262.97 1068.53 -5626.52 8197.52 -22592.04 21052.34 4601.10 4865.37 1309.61 -13168.33 15306.80 -53485.90 51248.84 4651.03 4526.48 1523.58 8993.38 -3667.13 37242.53 -37061.55 4700.97 4236.81 1710.15 2672.56 2271.36 11376.30 -11147.25 4750.92 3988.75 1869.72 1537.79 3861.39 6787.06 -5581.57 4800.87 3776.11 2003.34 1253.73 5185.86 5790.74 -2576.72 485曲轴转角a（度）0.84缸内绝对压强(Mpa) 3593.83气体压力（N) 2112.58往复惯性力（N) 1596.06侧压力（N) 7719.20切向力(N) 7793.74连杆力（N) 1075.33径向力（N） 4900.80 3437.80 2199.50 23782.94 84061.17 124185.70 91410.11 4950.78 3304.64 2266.52 -1355.24 215.46 -7666.38 -7663.35 5000.75 3191.59 2316.28 -899.21 4296.97 -5595.72 -3584.43 5050.73 3096.37 2351.59 -2053.21 13971.82 -14318.65 3132.44 5100.72 3017.13 2375.24 1081.05 -3159.39 8648.40 -8050.65 5150.70 2952.38 2389.94 578.16 3331.87 5472.20 -4340.92 5200.69 2900.92 2398.18 2366.20 27335.52 27673.24 4310.14 5250.69 2861.81 2402.15 -404.13 -1884.53 -6245.70 -5954.60 5300.68 2834.36 2403.64 -286.40 4859.45 -6597.21 -4461.94 5350.68 2818.07 2403.98 359.24 -15123.74 16487.24 -6565.16 5400.09 -55.26 2404.01 0.00 0.00 2348.74 -2348.74 5450.09 -55.26 2403.98-161.576802.197415.45-2952.815500.09 -55.26 2403.64 128.40 -2178.66 -2957.76 -2000.44 5550.09 -55.26 2402.15 180.18 840.20 -2784.58 -2654.80 5600.09 -55.26 2398.18 -1046.18 -12085.99 12235.30 1905.66 5650.09 -55.26 2389.94 -252.67 -1456.08 2391.43 -1897.05 5700.09 -55.26 2375.24 -465.10 1359.28 3720.83 -3463.66 5750.09 -55.26 2351.59 865.43 -5889.15 -6035.34 1320.33 5800.09 -55.26 2316.28 369.13 -1763.94 -2297.08 -1471.43 5850.09 -55.26 2266.52 537.91 -85.52 -3042.87 -3041.67 5900.09 -55.26 2199.50 -9046.23 -31974.05 47236.07 34769.34 5950.09 -55.26 2112.58 -575.43 -2782.98 2809.86 387.69 6000.09 -55.26 2003.34 -422.59 -1747.99 1951.88 -868.54 6050.09 -55.26 1869.72 -476.28 -1195.93 2102.06 -1728.70 6100.09 -55.26 1710.15 -743.70 -632.06 3165.73 -3101.99 6150.09 -55.26 1523.58 -2182.65 889.99 9038.57 -8994.65 6200.09 -55.26 1309.61 2674.93 -3109.33 -10864.79 10410.37 6250.09 -55.26 1068.53 900.44 -1311.89 -3615.53 3369.12 6300.09 -55.26 801.34 558.75 -746.07 -2235.00 2106.80 6350.09 -55.26 509.80 403.92 -317.11 -1621.87 1590.57 6400.09 -55.26 196.41 300.99 71.87 -1222.55 1220.44 6450.09 -55.26 -135.63 283.76 484.47 -1175.06 1070.54 6500.09 -55.26 -482.43 241.64 805.17 -1028.59 640.07 6550.09 -55.26 -839.55 234.88 1032.17 -1036.64 96.19 6600.09 -55.26 -1202.00 272.74 1049.51 -1259.72 -696.72 6650.09 -55.26 -1564.44 453.02 462.55 -2212.16 -2163.26 6700.09 -55.26 -1921.20 8338.41 -26444.13 -43540.10 -34589.72 675曲轴转角a（度）0.09缸内绝对压强(Mpa) -55.26气体压力（N) -2266.52往复惯性力（N) -564.79侧压力（N) 3193.70切向力(N) 3194.96连杆力（N) -89.79径向力（N） 6800.09 -55.26 -2594.58 -432.61 1339.30 2692.11 -2335.32 6850.09 -55.26 -2899.73 -1113.67 -4188.54 7766.50 -6540.24 6900.09 -55.26 -3176.57 647.91 5125.37 -5183.29 -772.67 6950.09 -55.26 -3420.11 376.12 770.01 -3559.87 -3475.59 7000.09 -55.26 -3625.89 1643.74 -16471.29 -19223.95 -9912.46 7050.09 -55.26 -3790.10 -295.22 3367.17 4562.54 -3078.78 7100.09 -55.26 -3909.65 -216.79 -2301.38 4993.78 -4431.88 7150.09 -55.26 -3982.31 277.76 12397.11 -12747.53 -2968.38 7200.09 -55.26 -4006.68 0.00 0.00 -4061.94 -4061.94 附录5图纸附录6 英文文献及翻译Analysis & Optimization of Crankshaft Using FemI. INTRODUCTION Crankshaft is one of the most important moving parts in internal combustion engine. It must be strong enough to take the downward force of the power stroked without excessive bending. So the reliability and life of internal combustion engine depend on the strength of the crankshaft largely. And as the engine runs, the power impulses hit the crankshaft in one place and then another. The torsional vibration appears when a power impulse hits a crankpin toward the front of the engine and the power stroke ends. If not controlled, it can break the crankshaft. Strength calculation of crankshaft becomes a key factor to ensure the life of engine. Beam and space frame model were used to calculate the stress of crankshaft usually in the past. But the number of node is limited in these models. With the development of computer, more and more design of crankshaft has been utilized finite element method (FME) to calculate the stress of crankshaft. The application of numerical simulation for the designing crankshaft helped engineers to efficiently improve the process development avoiding the cost and limitations of compiling a database of real world parts. Finite element analysis allows an inexpensive study of arbitrary combinations of input parameters including design parameters and process conditions to be investigated. Crankshaft is a complicated continuous structure. The vibration performance of crankshaft has important effect to engine. The calculation of crankshaft vibration performance is difficult because of the complexity of crankshaft structure, the difficult determinacy of boundary condition. Dynamic matrix method and dynamic substructural method combined with FME were used to calculate the vibration of crankshaft. The method of three-dimensional finite element was carried to analyse dynamical characteristic of diesel crankshaft. In the paper, 3-D finite element analysis are carried out on the modal analysis of crankshaft and the thermal analysis of crankshaft, And the FME software ANSYS was used to simulate the modal analysis of the crankshaft. The results of natural frequencies and mode shape were obtained. And deformation distributions of crankpin were obtained by using ANSYS software. The results are regarded as a theory basis to optimize the design of crankshaft and thermal analysis of crankshaft. CRANKSHAFT MODELLING In the present research, diesel engine crankshaft was studied. The crankshaft has four crankthrows, three rod journals and two main journals, and the mainly dimension parameters are considered while preparing model in Pro/E.According to complicated structure of crankshaft, the integral crankshaft should be applied when performing finite element model analysis. In view of the structure shape characteristics of crankshaft, reducing the solution time and enhancing the simulation accuracy, the crankshaft model was simplified in establishment process. The premise of simplification is that it does not influence the dynamics characteristics of crankshaft. The crankshaft model was created by Pro/ENGINEER software. model was meshed by 8 unit solid45. the meshing accuracy is 3 grade. After automatic meshing, in order to enhance the simulation accuracy and avoid generating the macrocephalic mesh, the crankshaft dangerous areas were further tessellated. The 3-D crankshaft finite element grid model is shown in Figure. The two materials different materials for crankshaft is used. The physical parameters used in the crankshaft simulation were list in Tables 01 and Table 02. Then the model was imported to the ANSYS software. According to the structure of crankshaft, the crankshaft diameter less than 12mm were ignored. The model of four-cylinder crankshaft is shown in Fig. II. 3-D entity model of crankshaft The structure of the crankshaft has more small fillets and fine oil hole. Considering these factors in establishment process, finite element mesh of crankshaft becomes very densely, the number of node equation increase greatly. These factors would extend the solution time, make the unit shape unsatisfactory and amplify the accumulative error. This would lower the simulation accuracy. Hence, in the paper, the real crankshaft was represented by a simplified model. In this simplified model, the chamfers which radius less than 5mm and the oil holes whichMeshing of 3-D Entity FINITE ELEMENT METHOD The finite element method is numerical analysis technique for obtaining approximate solutions to a wide variety of engineering problems. Because of its diversity and flexibility as an analysis tool, it is receiving much attention in engineering schools and industries. In more and more engineering situations today, we find that it is necessary to obtain approximate solutions to problems rather than exact closed form solution. It is not possible to obtain analytical mathematical solutions for many engineering problems. An analytical solutions is a mathematical expression that gives the values of the desired unknown quantity at any location in the body, as consequence it is valid for infinite number of location in the body. For problems involving complex material properties and boundary conditions, the engineer resorts to numerical methods that provide approximate, but acceptable solutions. The finite element method has become a powerful tool for the numerical solutions of a wide range of engineering problems. It has developed simultaneously with the increasing use of the high-speed electronic digital computers and with the growing emphasis on numerical methods for engineering analysis. This method started as a generalization of the structural idea to some problems of elastic continuum problem, started in terms of different equations or as an extrinum problem The fundamental areas that have to be learned for working capability of finite element method include: Matrix algebra. Solid mechanics. Variation methods. Computer skills. Matrix techniques are definitely most efficient and systematic way to handle algebra of finite element method. Basically matrix algebra provides a scheme by which a large number of equations can be stored and manipulated. Since vast majority of literature on the finite element method treats problems in structural and continuum mechanics, including soil and rock mechanics, the know-ledge of these fields became necessary. It is useful to consider the finite element procedure basically as a Variation approach. This conceptio