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太原
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发动机曲柄连杆机构的建模与仿真（太原）,发动机,曲柄,连杆机构,建模,仿真,太原
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毕业设计发动机曲柄连杆机构的建模与仿真席传鹏102012141机械工程系学生姓名： 学号： 机械电子工程系 部： 刘嘉专 业： 指导教师： 二一四年六月十日诚信声明 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在指导教师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。在完成论文时所利用的一切资料均已在参考文献中列出。 学位论文作者签名: 日期: 年 月 日毕业设计任务书设计题目： 发动机曲柄连杆机构的建模与仿真 系部： 机械工程系 专业： 机械电子工程 学号：102012141 学生：席传鹏 指导教师（含职称）： 刘嘉（讲师） 专业负责人： 张焕梅 1设计（论文）的主要任务及目标（1）根据桑塔纳轿车相关性能参数完成对发动机曲柄连杆机构的选型设计；（2）利用软件完成曲柄连杆机构各部件的仿真建模、装配及运动仿真。2设计（论文）的基本要求和内容（1）完成机构本体零部件设计并撰写设计说明书一份；（2）完成零部件仿真及装配仿真一份；（3）完成零件图及装配图一套。3主要参考文献机械设计高等教育出版社发动机设计机械工业出版社内燃机设计机械工业出版社相关技术参数国家标准4进度安排设计（论文）各阶段名称起 止 日 期1开题准备2013.12.15-2014.3.012完成曲柄连杆机构设计2014.3.01-2014.4.153完成软件仿真2014.4.16-2014.5.304完成说明书撰写2014.6.01-2014.6.105提交设计，答辩2014.6.11-2014.6.20注：一式4份，系部、指导教师各1份、学生2份：毕业设计（论文）及答辩评分表各一份发动机曲柄连杆机构建模与仿真摘要:以桑塔纳2000AJR型发动机为例，基于相关参数对发动机曲柄连杆机构主要零部件进行结构设计计算，同时进行强度、刚度等方面的校核，并进行相关运动学分析和机构运动仿真分析，以达到良好的生产经济效益。目前国内外对发动机曲柄连杆机构的设计,建模与分析的方法很多，而且已经完善和成熟，但仍缺乏一种基于良好生产效益、经济效益上的综合性分析，本次设计在清晰、全面剖析的基础上，有机地将各研究模块联系起来，达到既简便又清晰的设计目的，力求为发动机曲柄连杆机构的设计提供一种综合全面的思路。关键词：发动机曲柄连杆机构,机构设计, ProEngineer,AutoCADMODELING AND SIMULATION OFCRANKSHAFT IN THE ENGINEAbstract: Santana 2000AJR engine, for example, based on the relevant parameters of the engine crank linkage main components structural design calculations, while the strength, stiffness and other aspects of the check, and associated institutions kinematic analysis and motion simulation analysis to achieve good production value for money.At present method design, modeling and analysis of domestic and foreign engine crank linkage of many, and has perfect and mature, but still lacks a good production efficiency based on comprehensive analysis of the economic benefits of this design in a clear, on the basis of comprehensive analysis, organically linked to each research module, to achieve both simple and clear design purpose, strive to design the engine crank linkage provides a comprehensive idea.Keyword: Engine crank linkage,MechanismDesign,Pro/Engineer,AutoCAD目 录1绪论11.1国内外发展现状11.2 研究的目的及意义11.3研究的主要内容22总体方案的设计32.1原始参数的选定32.2原理性方案设计42.3 结构性方案设计52.4 设计方案的确定53曲柄连杆机构受力分析83.1曲柄连杆机构运动学83.1.1 活塞位移83.1.2 活塞的速度93.1.3 活塞的加速度93.2 曲柄连杆机构中的作用力103.2.1 气缸内工质的作用力104活塞组的设计114.1 活塞体的设计114.1.1 活塞的工作条件和设计要求114.1.2 活塞的材料124.1.3 活塞头部的设计134.1.4 活塞裙部的设计164.2 活塞销的设计194.2.1 活塞销的结构、材料194.2.2 活塞销强度和刚度计算194.3 活塞销座204.3.1 活塞销座结构设计204.3.2 验算比压力214.4 活塞环设计及计算214.4.1 活塞环形状及主要尺寸设计214.4.2 活塞环强度校核215连杆组的设计245.1连杆组的工况、基本设计要求与材料选择245.1.1、连杆组工作情况245.1.2、连杆组设计要求245.1.3、连杆组材料的选择245.2连杆结构与尺寸的确定与校核255.2.1 连杆长度的确定255.2.2连杆小头的结构设计与强度、刚度计算255.2.3 连杆杆身的结构设计与强度计算285.2.4 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算316曲轴的设计346.1 曲轴的结构型式和材料的选择346.1.1 曲轴的工作条件和设计要求346.1.2 曲轴的结构型式346.1.3 曲轴的材料356.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计366.2.1 曲柄销的直径和长度366.2.2 主轴颈的直径和长度366.2.3 曲柄的设计376.2.4平衡块376.2.5 油道的布置与油孔的位置和尺寸376.2.6 曲轴两端的结构386.2.7 曲轴的止推386.3 曲轴的疲劳强度校核396.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩396.3.2 名义应力的计算44结论46参考文献47致谢48III太原工业学院毕业设计1绪论1.1 国内外发展现状目前，应用最广、数量最多的汽车发动机为水冷、四冲程往复活塞式内燃机，其中汽油机多用于轿车和轻型客货车上，而大客车和中、重型货车发动机多为柴油机。少数轿车和轻型客货车发动机也有用柴油机的。还有一种知名度很高，但应用很少的发动机，即三角活塞旋转式发动机，也叫转子式发动机14。发动机曲柄连杆机构无论在国内还是在国外三大组成部分还是没有变，现在还是应用于内燃机领域，曲柄连杆机构从数量方面来说，会朝着多连杆机构方向发展；从材料方面看，车用发动机曲轴材质有球墨铸铁和钢两类。至于新的发展趋势，曲轴应该是材料方面的改进，比如碳材质的，高速、高效加工在曲轴制造业已有相当程度的应用，并成为主要发展方向，相信曲轴制造技术在将来会有更新、更快的发展。从汽车发动机连杆的发展趋向可看出：（1）就连杆的使用性能与生产成本来看，C70 钢锤锻连杆和铁基粉末锻造连杆已日趋接近，市场竞争将白热化。（2）温压连杆的生产成本最低，至于使用性能汽车制造厂家能否接受尚待观察。毫无疑问，温压连杆一旦得到汽车制造厂家认可，将很快进入市场。（3）铝基粉末锻造连杆若开发成功，一定会对汽车发动机的设计产生重大冲击，值得关注。（4）从连杆的生产开展历程可看出，粉末冶金零件的开发与应用，和汽车制造业所追求的轻量化、改进零件性能、降低生产成本、保护环境等目标息息相关。因此，汽车制造业对粉末冶金零件的生产与发展应给予足够重视。1.2 研究的目的及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。1.3研究的主要内容以桑塔纳2000AJR型发动机为例对内燃机运行过程中曲柄连杆机构受力分析进行深入研究，其主要的研究内容有：（1）分析曲柄连杆机构中主要零部件如活塞，曲轴，连杆等的工作条件和设计要求，进行合理选材，确定出主要的结构尺寸，并进行相应的尺寸检验校核，以符合零件实际加工的要求，并编写出设计计算说明书以便了解其设计过程；（2）应用Pro/E软件对曲柄连杆机构的零件分别建立实体模型，并将其分别组装成活塞组件，连杆组件，然后定义相应的连接关系，最后装配成完整的机构，并进行运动仿真分析，检测其运动干涉，获取分析结果；（3）应用Pro/E软件将零件模型图转化为相应的工程图，并结合使用AutoCAD软件，系统地反应工程图上的各类信息，以便实现对机构的进一步精确设计和检验。 2总体方案的设计2.1原始参数的选定表2.1 桑塔纳2000AJR型发动机主要性能参数气缸排列方式直列四缸供油方式电控燃油喷射排量/L1.781缸径/mm81.0冲程（行程）/mm86.4冲程/缸径1.0666连杆长/mm144曲轴半径/mm43.2转矩N.m/r/min150/1300曲轴轴承座5压缩比9.5额定功率/kW74(5200 r/min)最大扭矩/(Nm)155(3800 r/min)点火顺序1342表2.2四缸机工作循环表曲轴转角（）第一缸第二缸第三缸第四缸0180做功排气压缩进气180360排气进气做功压缩360540进气压缩排气做功540720压缩做功进气排气2.2原理性方案设计曲柄连杆机构是发动机中的动力传递系统，是发动机实现工作循环，完成能量转换的主要运动部分。由机体组:气缸体、气缸盖、曲轴箱体、气缸套、气缸垫；活塞连杆组：活塞、活塞环、活塞销、连杆、连杆大头盖；曲轴飞轮组：曲轴、飞轮、曲轴正时齿轮三大部分组成。工作原理就是：燃料爆燃后的能量推动活塞上下运动，再由连杆带动曲轴作圆周运动。为了吸入新鲜空气和排除废气，设有进、排气系统等。活塞往复运动时，其顶面从一个方向转为相反方向的转变点的位置称为止点。活塞顶面离曲轴中心线最远时的止点，称为上止点，活塞顶面离曲轴中心线最近时的止点称为下止点，活塞运行的上、下两个止点之间的距离s称为活塞行程。曲轴与连杆下端的连接中心至曲轴中心的垂直距离称为曲柄半径。四冲程发动机的工作循环包括四个活塞行程：进气行程、压缩冲程、作功行程、和排气行程。进气行程：汽油机将空气与燃料先在气缸的外部的化油器中、节气门体处或进气道内进行混合，形成可燃混合气后被吸入气缸。压缩行程：为使吸入气缸的可燃混合气能迅速燃烧，以产生较大的压力，从而使发动机发出较大功率，必须在燃烧前将可燃混合气压缩，使其容积缩小，密度加大，温度升高，故需要有压缩过程。在这个过程中，进、排气门全部关闭，曲轴推动活塞由下止点向上止点移动一个行程，称为压缩行程，压缩前气缸中气体的最大容积与压缩后的最小容积之比称为压缩比。作功行程：在这个行程中，进、排气门关闭，当活塞接近上止点时，装在气缸体(或气缸盖)上的火化塞即发出电火花，点燃被压缩的可燃混合气。排气行程：可燃混合气燃烧后生成的废气，必须从气缸中排除，以便进行下一个工作循环，当膨胀接近终了时，排气门开启，靠废气的压力进行自由排气，活塞到达下止点后再向上止点移动时，继续将废气强制排到大气中。活塞到上止点附近时，排气行程结束。经过进气、压缩、作功、排气四个行程，完成一个工作循环15。2.3 结构性方案设计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。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。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。 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，广泛的应用于大功率的坦克和机车用V形内燃机。2.4 设计方案的确定经过比较，设计的型式选择为中心曲柄连杆机构，中心曲柄连杆机构简图如图2.1所示。当曲柄按等角速度旋转时，曲柄上任意点都以点为圆心做等速旋转运动，活塞沿气缸中心线做往复运动，连杆则做复合的平面运动，其大头与曲柄一端相连，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。图2.1曲柄连杆机构简图图中l-小头孔中心的距离;R-曲柄半径,指曲柄销中心与曲轴旋转中心的距离； -曲轴转角,指曲轴偏离气缸中心线的角度; -连杆摆角,指连杆中心线在其摆动平面内偏离气缸中心线的角度; -曲轴旋转角速度; x-活塞位移,指活塞由上止点开始向下比点运动的距离，上、下止点分别指活塞在气缸中运动所达到的距离曲轴旋转中心最远、最近的位置。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。设计方案主要围绕以下内容展开：以活塞的位移、速度、加速度为主对曲柄连杆机构进行运动学进行分析；曲柄连杆机构中的作用力主要以气缸内工质的作用力和机构的惯性力展开；连杆组的设计分为连杆的工作情况、材料选取、小头和大头的强度及刚度计算、螺栓的负荷与预紧力的计算机强度校核和疲劳计算；曲轴设计方面主要以曲轴结构型式、材料的选取、尺寸的确定及疲劳强度校核为主；应用Pro/E建立曲柄连杆机构主要零件模型并进行装配，同时进行运动分析。3曲柄连杆机构受力分析对于曲柄连杆机构的受力分析，主要问题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零件进行强度、刚度、磨损等方面的分析、计算和设计，满足发动机工作条件所需，即能够输出所需的转矩与转速。3.1曲柄连杆机构运动学活塞做往复运动时，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。3.1.1 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=时，活塞销中心A在最上面的位置A1，称此位置为上止点。当=180时，A点在最下面的位置A2，称此位置为下止点。此时活塞的位移x为:x=(r+)=(3.1）式中：连杆比。式（3.1）可进一步简化，由图2.1可以看出：即 又由于 （3.2）将式（3.2）带入式（3.1）得： X= （3.3）式（3.3）是计算活塞位移x的精确公式,为便于计算，可将式（3.3）中的根号按牛顿二项式定理展开，得：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 （3.4）将式（3.4）带入式（3.3）得 （3.5）3.1.2 活塞的速度将活塞位移公式（3.1）对时间t进行微分，即可求得活塞速度的精确值为 (3.6)将式（3.5）对时间微分，便可求得活塞速度得近似公式为： （3.7）从式（3.7）可以看出，活塞速度可视为由与两部分简谐运动所组成。当或时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当时，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。3.1.3 活塞的加速度将式（3.6）对时间微分，可求得活塞加速度的精确值为： （3.8）将式（3.7）对时间为微分，可求得活塞加速度的近似值为： （3.9）因此，活塞加速度也可以视为两个简谐运动加速度之和，即由与两部分组成。3.2 曲柄连杆机构中的作用力作用于曲柄连杆机构的力分为：活塞缸内气体压力、曲柄连杆机构的惯性力、摩擦阻力和负荷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极为复杂，所以在做受力分析时可以把摩擦阻力忽略。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曲柄连杆机构的惯性力变化规律对机构的作用。计算过程中所取的相关数据参照桑塔纳2000AJR型发动机，如表2.1所示。3.2.1 气缸内工质的作用力作用在活塞上的气体作用力等于活塞上、下两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即 （3.10）式中：活塞上的气体作用力，；缸内绝对压力，；大气压力，；活塞直径，。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，对于四冲程发动机来说，一般取=0.1，,对于缸内绝对压力，在发动机的四个冲程中，计算结果如表2.1所示：则由式（3.10）计算气压力如表2.2所示。4活塞组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，因此活塞组对发动机至关重要。4.1 活塞体的设计4.1.1 活塞的工作条件和设计要求（1）活塞的机械负荷在发动机运转中，活塞承受的机械载荷主要有爆炸气体的压力、机构往复运动的惯性力和活塞缸给予的侧向作用力。在这些载荷的作用下，活塞各部分结构受力不均匀，产生的应力不相同：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，在活塞环槽及活塞裙部还有较大的磨损存在。（2）活塞的热负荷活塞在气缸内工作时，活塞顶面承受爆燃的高压气体作用，燃气的最高温度可达。所以活塞不仅温度高，而且温度分布不均匀，各点间有很大的温度差，正是这较大的温度梯度差形成了热应力，而这热应力可能是使活塞表面的开裂的主要原因 1。（3）剧烈的磨损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）活塞的设计要求要选用热强度好、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，避免应力集中保证燃烧室气密性好，尽量减少窜气、窜油又不增加活塞组的摩擦损失在不同工况下都能保持活塞与缸套的最佳配合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在较低的机油耗条件下，保证滑动面上有足够的润滑油4.1.2 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，低廉在发动机活塞的制造过程中，以下三种材料可供选择：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。因此其产生的惯性力小，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。综合以上分析，对于我设计的这款活塞选用共晶铝硅合金材料铸造而成。4.1.3 活塞头部的设计（1）设计要点活塞头部包括活塞顶部和环槽部分，其主要作用是承受气压力，并通过活塞销和销座把它传给连杆，同时与活塞环一起配合对活塞缸起密闭作用。因此，活塞头部的设计要点是：保证活塞头部具有足够的机械强度与刚度，以免开裂和产生过大变形，因为环槽的变形过大势必影响活塞环的正常工作保证温度不过高，温差小，防止产生过大的热变形和热应力，为活塞环的正常工作创造良好条件，并避免顶部热疲劳开裂尺寸尽可能紧凑，因为一般压缩高度缩短1单位，整个发动机高度就可以缩短单位，并显著减轻活塞重量。而则直接受头部尺寸的影响（2）压缩高度(压缩高度是指：销孔中心到活塞顶面的距离)的确定活塞压缩高度的选取将直接影响发动机的总高度，以及气缸套、机体的尺寸和质量。尽量降低活塞压缩高度是现代发动机活塞设计的一个重要原则，压缩高度是由火力岸高度（活塞顶至第一道活塞环槽间之顶岸高度）、环带高度和上裙尺寸（活塞销中心到头部最末道环槽之间的高度）构成的，即=+为了降低压缩高度，应在保证强度的基础上尽量压缩环岸、环槽的高度及销孔的直径。第一环位置根据活塞环的布置确定活塞压缩高度时，首先须定出第一环的位置，即所谓火力岸高度。为缩小，当然希望尽可能小，但过小会使第一环温度过高，导致活塞环弹性松弛、粘结等故障。因此火力岸高度的选取原则是：在满足第一环槽热载荷要求的前提下，尽量取得小些。一般汽油机，为活塞直径，该发动机的活塞标准直径，确定火力岸高度为：环带高度 为减小活塞高度，活塞环槽轴向高度应尽可能小，这样活塞环惯性力也小，会减轻对环槽侧面冲击，有助于提高环槽耐久性。但太小，使制环工艺困难。在小型高速内燃机上，一般气环高，油环高。该发动机采用三道活塞环，第一和第二环称之为压缩环（气环），第三环称之为油环。取，。环岸的高度，应保证它在气压力造成的负荷下不会破坏。当然，第二环岸负荷要比第一环岸小得多，温度也低，只有在第一环岸已破坏的情况下，它才可能被破坏。因此，环岸高度一般第一环最大，其它较小。实际发动机的统计表明，汽油机接近下限。则 ， 因此，环带高度上裙部尺寸确定好活塞头部环的布置以后，压缩高度最后决定于活塞销轴线到最低环槽（油环槽）的距离。为了保证油环工作良好，环在槽中的轴向间隙是很小的，环槽如有较大变形就会使油环卡住而失效。所以在一般设计中，选取活塞上裙尺寸一般应使销座上方油环槽的位置处于销座外径上面，并且保证销座的强度不致因开槽而削弱，同时也不致因销座处材料分布不均引起变形，影响油环工作。综上所述，可以决定活塞的压缩高度。对于汽油机，所以 。则 。（3）活塞顶和环带断面活塞顶活塞顶的形状主要取决于燃烧室的选择和设计。仅从活塞设计角度，为了减轻活塞组的热负荷和应力集中，希望采用受热面积最小、加工最简单的活塞顶形状，即平顶。大多数汽油机正是采用平顶活塞，由于AJR型发动机为高压缩比，因而采用一个深度为2mm，半径为15mm的圆柱凹坑，在实际中高压缩比平顶活塞更为常见。实际统计数据表明，活塞顶部壁厚的最小厚度，汽油机为即。活塞顶接受的热量，主要通过活塞环传出。实验表明，对没有专门冷却功能的活塞来说，经活塞环传到气缸壁的热量占7080%，经活塞本身传到气缸壁的占1020%，而传给曲轴箱空气和机油的仅占10%左右 1。活塞头部要安装活塞环，侧壁必须加厚，一般取，取，活塞顶与侧壁之间应该采用较大的过渡圆角，一般取，取。为了减少积炭和受热不均匀，活塞顶表面应光洁，在个别情况下甚至抛光。活塞顶部表面的所有尖角必须去掉或者避免，避免高温下融化。所有直棱角必须处理，倒圆角。环带断面为了保证高热负荷活塞的环带有足够的壁厚使导热良好，不让热量过多地集中在最高一环，其平均值为。正确设计环槽断面和选择环与环槽的配合间隙，对于环和环槽工作的可靠性与耐久性十分重要。槽底圆角一般为。活塞环岸锐边必须有适当的倒角，否则当岸部与缸壁压紧出现毛刺时，就可能把活塞环卡住，成为严重漏气和过热的原因，但倒角过大又使活塞环漏气增加。一般该倒角为。环岸和环槽环岸和环槽的设计应保持活塞、活塞环正常工作，降低机油消耗量，防止活塞环粘着卡死和异常磨损，气环槽下平面应与活塞轴线垂直，以保证环工作时下边与缸桶接触，减小向上窜机油的可能性。活塞环侧隙在不产生上述损伤的情况下愈小愈好，目前，第一环与环槽侧隙一般为，二、三环适当小些，为，油环则更小些，这有利于活塞环工作稳定和降低机油消耗量。环岸的强度校核在做功冲程开始时，在爆燃气体的巨大压力作用下，第一道活塞环紧压在第一环岸上。由于节流作用，第一环岸上面的压力比下面压力大得多，不平衡力会在岸根产生很大的弯曲和剪切应力，当应力值超过铝合金在其工作温度下的强度极限或疲劳极限时，岸根有可能断裂，专门的试验表明，当活塞顶上作用着最高爆发压力时，。环岸是一个厚、内外圆直径为、的圆环形板，沿内圆柱面固定，要精确计算固定面的应力比较复杂，可以将其简化为一个简单的悬臂梁进行大致的计算。在通常的尺寸比例下，可假定槽底（岸根）直径，环槽深为：于是作用在岸根的弯矩为 （4.1）而环岸根断面的抗弯断面系数近似等于所以环岸根部危险断面上的弯曲应力 （4.2）同理得剪切应力为： （4.3）接合成应力公式为： （4.4）由于到铝合金在高温下的强度下降以及环岸根部的应力集中，铝合金的许用应力，校核合格。4.1.4 活塞裙部的设计活塞裙部是指活塞头部最低一个环槽以下的那部分。活塞沿气缸作往复运动时，裙部起导向作用，同时承受由于连杆摆动所产生的侧压力。所以活塞裙部的设计要求，是保证活塞得到良好的导向，具有足够的实际承压面积，能形成足够厚的润滑油膜，既不因间隙过大发生敲缸，引起噪音和加速损伤，也不因间隙过小而导致活塞拉伤。分析活塞在发动机中工作时裙部结构的变形情况。首先，活塞受到侧向力的作用，承受侧向力作用的裙部表面，一般只是在两个销孔之间的弧形表面。这样，裙部就有被压偏的倾向，使它在活塞销座方向上的尺寸增大；其次，由于加在活塞顶上的爆发压力和惯性力的联合作用，使活塞顶在活塞销座的跨度内发生弯曲变形，使整个活塞在销座方向上的尺寸变大；再次，由于温度升高引起热膨胀，其中销座部分因壁厚较其它部分要厚，所以热膨胀比较严重。三种情况共同作用的结果都使活塞在工作时沿销座方向涨大，使裙部截面的形状变成为“椭圆”形，使得在椭圆形长轴方向上的两个端面与气缸间的间隙消失，以致造成拉毛现象。在这些因素中，机械变形影响一般来说并不严重，主要还是受热膨胀产生变形的影响比较大2。因此，为了避免拉毛现象，在活塞裙部与气缸之间必须预先流出较大的间隙。当然间隙也不能留得过大，否则又会产生敲缸现象。解决这个问题的比较合理的方法应该使尽量减少从活塞头部流向裙部的热量，使裙部的膨胀减低至最小；活塞裙部形状应与活塞的温度分布、裙部壁厚的大小等相适应3。本文采用托板式裙部，这样不仅可以减小活塞质量，而且裙部具有较大的弹性，可使裙部与气缸套装配间隙减小很多，也不会卡死。把活塞裙部的横断面设计成与裙部变形相适应的形状。在设计时把裙部横断截面制成长轴是在垂直与活塞销中心线方向上，短轴平行于销轴方向的椭圆形。常用的椭圆形状是按下列公式设计的： （4.4）式中、分别为椭圆的长短轴，如图4.3所示。缸径小于的裙部开槽的活塞，椭圆度（）的大小，一般为。图4.3 活塞销裙部的椭圆形状9活塞裙部（活塞最后一道环槽以下的部分）的尺寸活塞裙部是侧压力的主要承担者。为保证活塞裙表面能保持住必要厚度的润滑油膜，其表面比压不应超过一定的数值。因此，在决定活塞裙部长度是应保持足够的承压面积，以减少比压和磨损在确定裙部长度时，首先根据裙部比压最大的允许值，决定需要的最小长度，然后按照结构上的要求加以适当修改裙部单位面积压力（裙部比压）按下式计算： （4.5）式中：最大侧作用力，由动力计算求得，=5315.42 活塞直径，单位（）裙部高度，单位（）则 一般发动机活塞裙部比压值约为，所以设计合适。 销孔的位置活塞销与活塞裙轴线不相交，而是向承受膨胀侧压力的一面（称为主推力面，相对的一面称为次推力面）偏移了，这是因为，如果活塞销中心布置，即销轴线与活塞轴线相交，则在活塞越过上止点，侧压力作用方向改变时，活塞从次推力面贴紧气缸壁的一面突然整个地横扫过来变到主推力面贴紧气缸壁的另一面，与气缸发生“拍击”，产生噪音，有损活塞耐久性。如果把活塞销偏心布置，则能使瞬时的过渡变成分布的过渡，并使过渡时刻先于达到最高燃烧压力的时刻，因此改善了发动机的工作平顺性4。4.2 活塞销的设计4.2.1 活塞销的结构、材料活塞销的结构和尺寸活塞销的结构为一圆柱体，中空形式，可减少往复惯性质量，有效利用材料。活塞销与活塞销座和连杆小头衬套孔的连接配合，采用“全浮式”。活塞销的外直径，取，活塞销的内直径，取活塞销长度，取,为了安全稳定期间取。活塞销的材料活塞销材料为低碳合金钢，表面渗碳处理，硬度高、耐磨、内部冲击韧性好。表面加工精度及粗糙度要求极高，高温下热稳定性好。4.2.2 活塞销强度和刚度计算 由运动学知，活塞销表面受到气体压力和往复惯性力的共同作用，总的作用力，活塞销长度，连杆小头高度，活塞销跨度。最大弯曲应力计算活塞销中央截面的弯矩为 （4.6）空心销的抗弯断面系数为，其中 所以弯曲应力为 即 （4.7）最大剪切应力计算最大剪切应力出现在销座和连杆小头之间的截面上。横断截面的最大剪切应力发生在中性层上5，其值按下式计算： （4.8） 已知许用弯曲应力；许用剪切应力，那么校核合格。4.3 活塞销座4.3.1 活塞销座结构设计活塞销座用以支承活塞，并由此传递功率。销座应当有足够的强度和适当的刚度，使销座能够适应活塞销的变形，避免销座产生应力集中而导致疲劳断裂；同时要有足够的承压表面和较高的耐磨性。活塞销座的内径，活塞销座外径一般等于内径的倍，取。活塞销的弯曲跨度越小，销的弯曲变形就越小，销与销座系统的工作越可靠。 4.3.2 验算比压力销座比压力为： （4.9）一般。4.4 活塞环设计及计算4.4.1 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，表面镀铬。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，油环，取，。活塞环的径向厚度，一般推荐值为：当缸径为时，取。4.4.2 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9。工作状态下的弯曲应力活塞断面的最大弯矩为： （4.10）由此可得最大弯曲应力为： （4.11）对于断面均压环其开口间隙与活塞环平均接触压力之间有如下关系： （4.12）将式（4.12）带入（4.11）并整理得： （4.13）式中：材料的弹性模量，对合金铸铁；活塞环的开口间隙，取为；气缸直径，单位（）；活塞环径向厚度，单位（）则 活塞环工作时的许用弯曲应力为，则校核合格。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： （4.14）式中：与套装方法有关的系数，根据套装方法的不同，其值为，一般取，则 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，所以校核合格。5连杆组的设计连杆组的作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞上的力传传给曲轴。5.1连杆组的工况、基本设计要求与材料选择5.1.1、连杆组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。连杆主要承受气体压力和活塞组往复惯性力所产生的交变载荷。此外，由连杆的变速摆动而产生的惯性力矩，还使连杆承受数值较小的弯矩，一般计算可以忽略。5.1.2、连杆组设计要求 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。5.1.3、连杆组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12。5.2连杆结构与尺寸的确定与校核5.2.1 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，即连杆长度它通常是用连杆比来说明的，通常，取，则。5.2.2连杆小头的结构设计与强度、刚度计算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，小头衬套内径和小头宽度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，取，则小头孔直径，小头外径，取。结果尺寸如图4.4 图5.1 连杆小头主要结果尺寸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，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1。（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： （5.1）式中：衬套压入时的过盈，； 一般青铜衬套，取，其中：工作后小头温升,约；连杆材料的线膨胀系数，对于钢 ；衬套材料的线膨胀系数，对于青铜；、连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取；连杆材料的弹性模数，钢；衬套材料的弹性模数，青铜；计算小头承受的径向压力为：由径向均布力引起小头外侧及内侧纤维上的应力，可按厚壁筒公式计算，表面应力 （5.2）内应力 （5.3）的允许值一般为，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： （5.4） 式中：材料在对称循环下的拉压疲劳极限，（合金钢），取；材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2；应力幅， ；平均应力，；工艺系数，取0.5；则 连杆小头的疲劳强度的安全系数，一般约在范围之内。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: （5.5）式中：连杆小头直径变形量，；连杆小头的平均直径，；连杆小头断面积的惯性矩，则 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，则校核合格。5.2.3 连杆杆身的结构设计与强度计算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，杆身截面宽度约等于(为气缸直径)，取，截面高度，取。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。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。最大拉伸应力由最大拉伸力引起的拉伸应力为：（4.20）式中：连杆杆身的断面面积，汽油机，为活塞投影面积，取。则最大拉伸应力为： 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时，并可认为是在上止点，最大压缩力为：（4.21）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，长度为；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，因此在摆动平面内的合成应力为： （5.6）式中：系数，对于常用钢材，取；计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩，。；将式(5.6)改为： （5.7）式中 连杆系数，；则摆动平面内的合成应力为：同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为： （5.8） 将式（5.6）改成（4.25） 为连杆系数，。则在垂直于摆动平面内的合成应力为：和的许用值为 ，所以校核合格。连杆杆身的安全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，即可求得杆身的疲劳安全系数。循环的应力幅和平均应力，在连杆摆动平面为： （5.8） （5.9）在垂直摆动平面内为： （5.10） （5.11）连杆杆身的安全系数为： （5.12）式中：材料在对称循环下的拉压疲劳极限，（合金钢），取；材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2；工艺系数，取0.45。则在连杆摆动平面内连杆杆身的安全系数为：在垂直摆动平面内连杆杆身的安全系数为：杆身安全系数许用值在的范围内，则校核合格。5.2.4 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算连杆大头的结构设计与主要尺寸13连杆大头的结构与尺寸基本上决定于曲柄销直径、长度、连杆轴瓦厚度和连杆螺栓直径。其中在、在曲轴设计中确定，则大头宽度，轴瓦厚度，取，大头孔直径。连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度，取，取，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离，取，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。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，通常取，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。 连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得：作用在危险断面上的弯矩和法向力由经验公式求得： （5.13）由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为： （5.14）作用于大头盖中间断面的法向力为： （5.15）式中：，大头盖及轴瓦的惯性矩，大头盖及轴瓦的断面面积，在中间断面的应力为： （5.16）式中：大头盖断面的抗弯断面系数，计算连杆大头盖的应力为：一般发动机连杆大头盖的应力许用值为，则校核合格。6曲轴的设计 曲轴是内燃机的关键零件，其尺寸大小在很大的程度上影响着内燃机的外形尺寸和重量，以及工作可靠性和寿命。曲轴的破坏事故可能引起其他零件的严重损坏。随着内燃机的发展与强化，曲轴的工作条件更加严酷了，必须在曲轴的设计上正确选择曲轴的结构形式与尺寸、材料与工艺，以求获得满意的技术经济效果。6.1 曲轴的结构型式和材料的选择6.1.1 曲轴的工作条件和设计要求曲轴的基本工作载荷是弯曲载荷和扭转载荷；对内不平衡的曲轴还承受着内弯矩和剪力；未采取扭转振动减振措施的曲轴，还可能作用着幅度较大的扭转振动弹性力矩。这些载荷都是交变性的，可能引起曲轴疲劳失效。实践表明，弯曲载荷具有决定性作用，弯曲疲劳破坏是主要破坏形式。因此，曲轴结构研究重点是弯曲疲劳强度，曲轴的设计上要致力于提高曲轴的疲劳强度。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。6.1.2 曲轴的结构型式为了使曲轴整体工作可靠、质量轻，而且具有较高的刚度与强度，所以曲轴的设计从总体上采用整体式，其特点是加工表面较少。同时，为了提升曲轴的弯曲强度和刚度，采用全支撑半平衡结构2，即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，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6.1 曲轴的结构型式6.1.3 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。6.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计6.2.1 曲柄销的直径和长度曲柄销是指连杆大头与曲轴配合的曲轴上的一段轴。在考虑曲轴轴颈的粗细时，首先是确定曲柄销的直径。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，为气缸直径，已知则，曲柄销直径取为=曲柄销的长度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，应使控制在一定范围内，同时注意曲拐各部分尺寸协调，根据统计/=，取。轴颈的尺寸，最后可以根据承压面的投影面积与活塞投影面积之比来校核，此比值据统计在范围内，而且汽油机偏下限。那么由，则长度取值合适。6.2.2 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，取=1.11。由于主轴承的负荷比连杆轴承轻，主轴颈的长度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，取=6.2.3 曲柄的设计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，曲柄的形状采用类椭圆形，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，取，厚度，取,其中D=80.965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，取=1。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，取=3。 6.2.4平衡块 平衡块的质心应尽可能远离曲轴旋转中心，以求用较小的质量达到较好的平衡效果。其径向尺寸和厚度应以不碰活塞裙底为底线，并做加工检验，保证有防止运动干涉的间隙。铸造曲轴的平衡块与曲轴铸成一体，其形状要照顾到铸造分型。锻造曲轴的平衡块由于受锻造分型限制。部分平衡块可采用装配式。曲轴转速突变时，在平衡块上作用着很大的切向惯性力，其紧固的可靠性必须保证，以防止松脱造成严重后果11。6.2.5 油道的布置与油孔的位置和尺寸 油道的布置主要根据润滑供油充分和其对曲轴疲劳强度的影响来决定。主轴颈的油孔入口应保证向曲柄销供油充分；曲柄销上的出口应设在较低负荷区，以提离想轴瓦供油的能力。油孔的位置应参考轴承负荷图和轴心轨迹图来确定。油道的取向对扭转疲劳强度的影响显著。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时，最大应力增加很快，因此油孔设在小于处6。油道的孔径一般在左右，取为4。6.2.6 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的地方必须考虑密封。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7。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。6.2.7 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，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。6.3 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，然后把第支承和第支承点处的主轴颈截面的弯矩（曲拐平面内）、（曲拐平面的垂直面内）和、作为载荷加到图6.1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10。6.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩计算公式及其推导如图6.1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，需在铰链处作用弯矩，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：在支承处左端梁转角和右端梁转角为（若）： （6.1） （6.2）由变形协调条件=，图6.2 连续梁受力图=又因为，所以 （6.3）设第一支承和最后一个支承处的弯矩为零，即上式中包含，三个支承处的内弯矩，故称三弯矩方程。连续梁有多少个内支承就可以建立多少各这样的三弯矩方程，以此可求出支承处的内弯矩8。曲拐平面内支承弯矩计算已知=19.43+25.10+17.82=80.13，当=2，=3，=4时，由式（6.3）得三弯矩方程组（5.4）： （6.4）根据表2.2四缸机工作循环表，参照表2.6知如表5.1所示。将、分别代入方程组，得工况下各支承处的弯矩如表5.2所示。同理根据表5.3各工况下载荷计算曲拐平面的垂直平面内弯矩，计算结果如表6.4所示。 表6.1 各工况下载荷数据（单位：）工况一34059.7832232.64二34059.7832232.64三32232.6434059.78四32232.6434059.78表6.2 各工况下曲拐平面内弯矩计算结果（单位：）工况一5.45133.87-68.23二8.42-110.0575.89三-66.49-126.79-32.38四2593.32-42.42 表6.3各工况下载荷数据（单位：）工况一10328.67 9774.5922854.86二10328.6722854.86 9774.59三22854.869774.5910328.67四 9774.5922854.8610328.67表6.4 曲拐平面的垂直平面内弯矩计算结果（单位：）工况一1.339.71-20.2二4.15-39.1716.39三-20.239.711.3四16.39-39.174.15支反力计算求得各支承弯矩后，就可用图5.3所示的模型来计算各个支座的支反力。图6.3 支反力计算模型得到支反力表达式如下： （6.5） （6.6）式中：作用在曲柄销上的径向力；作用在曲柄销上的切向力；连杆旋转质量、曲柄销、曲柄臂的总的离心惯性力；已知，由公式（6.5）、（5.6）计算得到各个支座反力，其值如表6.5，表6.6所示。 表6.5各工况下曲拐平面内支座反力计算结果（单位：）工况一-3635.44535.35-401.198599.57-3461.9二536.81-8599.19-3635-401.3-3461.9三-8599.58-401.13-537.38-3635.74-3461.9四-400.74-3636.71-537.38-3461.9 、表6.6各工况下曲拐平面的垂直平面内支座反力计算结果 （单位：）工况一-512.11182.52905.46-1519.90二1182.97-1519.73511.83905.50三-1519.9905.46-1182.52-512.10四905.5-511.83-1519.731182.930可见，各支座在曲拐平面内的值比曲拐平面的垂直面内的值大得多6.3.2 名义应力的计算应力计算的任务是求出曲拐上曲柄销圆角处的名义应力幅、和名义应力的平均值、。由于疲劳破坏总是发生在曲柄臂截面上，扭转疲劳破坏总是发生在轴颈上，因此弯曲和
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