车辆工程毕业设计14G63发动机曲轴设计及有限元分析.doc
车辆工程毕业设计14G63发动机曲轴设计及有限元分析
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车辆工程毕业设计14G63发动机曲轴设计及有限元分析,车辆工程毕业设计论文
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I 摘 要 本 设计 以 4G63 发动机 的相关参数作为参考 ， 对四缸汽油机的曲柄连杆机构的主要零部件 曲轴等 进行了结构设计计算，并对曲柄连杆机构进行了 有关 运动学和动力学的理论分析与计算机 有限元 分析。 首先，以运动学和动力学的理论知识为依据 ， 对曲柄连杆机构的运动规律以及在运动中的受力等问题进行详尽的分析 ， 并得到了精确的分析结果。其次分别对曲轴进行详细的结构设计 ， 并进行了结构强度和刚度的校核。再次，应用三维 CAD 软件：Pro/Engineer 建立了曲柄连杆机构 中曲轴 的几何模型 。而曲轴，作为发动机的主要运动部件，其性能优 劣直接影响到发动机的可靠性和寿命。在周期性变化的动载荷作用下，曲轴内将产生交变的弯曲应力和扭转应力，极易在过渡圆角等应力集中部位发生弯曲疲劳破坏和扭转破坏。随着发动机的不断强化，曲轴的工作条件愈加苛刻。本文对发动机曲轴进行符合实际条件的建模，采用 ANSYS 对其进行三维有限元分析，研究了整体曲轴的变形和应力状况，根据应力响应 结果并结合材料特性，校核了载荷下的强度，为发动机曲轴改进设计中的分析提供了理论依据。 关键词： 发动机；曲柄连杆机构；受力分析； 曲轴 ； Pro/E；有限元分析 nts II ABSTRACT The 4G63 engine design parameters as a reference, on four-cylinder gasoline engine crank crankshaft, etc. The main components of structural design calculations, and the crank was on the theory of kinematics and dynamics analysis Finite element analysis computer. First, the kinematics and dynamics of theoretical knowledge as the basis, the motion law of crank rod system and the structural problems in sports, and a comprehensive analysis of the precise analysis results obtained. Next to the crankshaft respectively detailed structure design, and a structure strength and stiffness checking. Again, use 3d CAD software: Pro/e established in crank rod system of crankshaft geometric model. And, as the main engine crankshaft, its performance movement part quality directly affect the engine reliability and life expectancy. In periodically dynamic load, crankshaft will produce alternating within the bending stress of the torsional stress, easily with the stress concentration areas such as transitional fillet bending fatigue damage occurred and twisting damage. With the engine crankshaft constantly strengthened, the more harsh working conditions. This paper to accord with the actual conditions of engine crankshaft modeling, using ANSYS, the three-dimensional finite element analysis of the whole of the crankshaft research, according to the deformation and stress conditions stress response results and material properties, checked with the strength of the load for design improvement, the analysis engine crankshaft provides theoretical basis. Key words: Engine； Crank； Stress Analysis； Crankshaft Pro / E； Finite Element Analysisnts 目 录 摘要 I Abstract II 第 1 章 绪论 1 1.1 选题的目的和意义 1 1.2 国内外的研究现状 2 1.3 设计研究的主要内容 3 第 2 章 曲柄连杆机构受力分析 5 2.1 曲柄连杆机构的类型及方案选择 5 2.2 曲柄连杆机构运动学 5 2.1.1 活塞位移 6 2.1.2 活塞的速度 7 2.1.3 活塞的加速度 7 2.2 曲柄连杆机构中的作用力 8 2.2.1 气缸内工质的作用力 8 2.2.2 机构的惯性力 8 2.3 本章小结 16 第 3 章 曲轴的设计 17 3.1 曲轴的结构型式和材料的选择 17 3.1.1 曲轴的工作条件和设计要求 17 3.1.2 曲轴的结构型式 17 3.1.3 曲轴的材料 18 3.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计 18 3.2.1 曲柄销的直径和长度 18 3.2.2 主轴颈的直径和长度 18 3.2.3 曲柄 19 3.2.4 平衡重 19 3.2.5 油孔的位置和尺寸 19 nts 3.2.6 曲轴两端的结构 20 3.2.7 曲轴的止推 20 3.3 曲轴的疲劳强度校核 21 3.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩 21 3.3.2 名义应力的计算 25 3.4 本章小结 27 第 4 章 曲轴 的 有限元 分析 28 4.1 对 Pro/E 软件基本功能的介绍 28 4.2 曲轴的创建 28 4.2.1 曲轴的特点分析 28 4.2.2 曲轴的建模思路 28 4.2.3 曲轴的建模步骤 28 4.3 对 ANSYS 软件的介绍 30 4.4 曲轴的有限元分析 30 4.4.1 曲轴受力条件与简化 30 4.4.2 曲轴的静力学分析 31 4.5 本章小结 37 结论 38 参考文献 39 致谢 40nts 1 第 1 章 绪 论 1.1 选 题的目的和意义 曲轴是发动机中最重要、载荷最大的零件之一。曲轴承受着气 缸内的气体压力及往复和旋转质量惯性力引起的周期性变化的杂合，并对外输出扭矩，理论和实践表明，发动机的曲轴的破坏形式主要是弯曲破坏。因此在曲轴内产生交变的弯曲应力，可以引起曲轴疲劳失效，而一旦曲轴失效，就可能引起其他零件随之破坏。所以对于整体式多缸曲轴，如何比较准确地得到应力、变形的大小及分布，对用于指导曲轴的设计和改进，具有重要意义。随着发动机的不断强化，曲轴的工作条件愈加苛刻，保证曲轴的工作可靠性至关重要，其设计是否可靠，对柴油机的使用寿命有很大影响，因此在研制过程中需要给予高度重视。由于曲轴的形状及其载 荷比较复杂，对其采用经典力学的方法进行结构分析往往有局限性。有限元法是根据变分原理求解数学物理问题的一种数值计算方法，是分析各种结构问题的强有力的工具，使用有限元法可以方便地进行分析并为设计提供理论依据。 曲轴连杆机构作为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，需要对机构进行运动学分析。而为了真是全面地了解机构在运动工况下的力学特性，本文采用了运动学仿真，针对机构进行了实时的，高精度的动力学响应 分析与计算，对提高设计水平具有重要意义，而且更直观清晰的反应曲柄连杆机构在运行过程中的受力状况，便于精确计算，同时应用有限元分析，对机构疲劳等强度与刚度的计算能够直观的了解，充分保证曲轴在工况下的强度，对进一步研究发动机的平和与震动、发动机增压的改造等均有较为实用的应用价值。 nts 2 1.2 国内外的研究现状 多刚体运动学模拟是近十年来发展起来的机械计算机模拟技术，提供了在设计过程中对设计方案进行分析和优化的有效手段，在机械设计领域获得越来越广泛的应用。它是利用计算机建造的模型对实际系统进行试验研究，将分析的方法运 用于模拟实验，充分利用已有的基本物理原理，采用与实际物理系统实验相似的研究方法，在计算机上运行仿真实验。 目前国内对发动机曲柄连杆机构的动力学分析的方法有很多，而且已经完善和成熟。其中机构运动学分析是研究两个或者两个以上的物体间的相对运动，即位移、速度和加速度的变化关系：动力学则是研究产生运动的力。发动机曲柄连杆机构的动力学分析主要包括气体力、惯性力、轴承力、和曲轴转矩等的分析，传统的内燃机工作机构运动力学、运动学分析方法主要有图解法和解分析法 2。 1、 解析法 解析法是对构件逐个列出方程，通过各个构件之 间的联立线性方程 组 来求解运动副约束反力和平衡力矩，解析法又包括单位向量法、直角坐标法等。 2、图解法 图解法形象比较直观，机构 各 组成部分的位移、速度、加速度以及所受力的大小及改变趋势均能通过图解一目了然。图解法作为解析法的辅助手段，可用于对计算机结果的判断和选择。解析法取点数值较少，绘制曲线精度不高。不经任何计算，对曲柄连杆机构直接图解其速度和加速度的方法最早由克莱茵提出，但方法十分复杂 3。 3、复数向量法 复数向量法是以各个杆件作为向量，把在复平面上的连接过程用复数形式加以表达，对于包括结构参 数和时间参数的解析式就时间求导后，可以得到机构的运动性能。该方法是机构运动分析的较好方法。 通过对机构运动学、动力学的分析，我们可以清楚了解内燃机工作机构的运动性能、运动规律等，从而可以更好地对机构进行性能分析和产品设计。但是过去由于手段的原因，大部分复杂的机械运动尽管能够给出解析表达式，却难以计算出供工程设计使用的结果，不得不用粗糙近似的图解法求得数据。近年来随着计算机的发展，可以利用复杂的计算表达式来精确求解各种运动过程和动态过程，从而形成了机械性能分析和产品设计的现代理论和方法。 通过对机构运动学和动 力学分析，我们可以清楚了解内燃机工作机构的运动性能、运动规律等，从而可以更好地对机构进行性能分析和产品设计。但是过去由于手段的原因，大部分复杂的机构运动尽管能够给出解析式，却难以计算出供工程使用的计算nts 3 结果，不得不用粗糙的图解法求得数据。随着计算机的发展，可以利用复杂的计算表达式来精确求解各种运动过程和动态过程，从而形成机械性能分析和产品设计的现代理论和方法。 随着计算技术的飞速发展，出现了开发对象的自动离线及有限元分析结果可视化显示的热潮，使有限元分析的“瓶颈”得以逐步解决。对象的离散从手工到全自动，从简单 对象的一维单一网络到复杂对象的多维多种网络单元，从单材料到多种材料，从单纯的离散到自适应离散，从对象的性能校核到自动适应动态设计、分析。这些重大的发展使有限元分析拜托了仅为性能校核的工具的原始阶段计算结果的可视化显示从简单的应力、位移和温度场等的静动态显示、色彩色调显示，一跃变成对模型可能出现缺陷的位置、形状、大小以及可能波及区域的显示。这种从抽象数据到计算机形象化现实的飞跃，是现在甚至将来计算程序设计、分析的重要组成部分。 有限元法随着计算机科学的发展，在包括汽车发动机在内的几乎所有工程领域得到愈来愈广泛 的运用。有限元技术的出现，为工程设计领域提供了一个强有力的计算工具，经过迄今约办半个世纪的发展，它已日趋成熟使用，在近乎所有的工程设计领域发挥着越来越重要的作用。而汽车发动机零部件的设计是有限元技术最早的应用领域之一。有限元技术的应用提高了汽车发动机零部件设计的可靠性，缩短了设计周期，大大推动了汽车发动机工业的发展。现今，高性能的产品需要有高水品的设计，设计技术是决定产品性能的关进因素之一。随着科技的进步和使用要求的不断提高，设计方法和设计手段也不断改善，以经验和试制、实验为典型特征的传统设计方法已远不能满 足现代产品对性能的需求，取而代之的是以计算机为基本工具，以数值仿真分析为主要手段的现代设计理论和方法的广泛应用。汽车发动机设计是典型的机械系统设计，针对汽车发动机的现代设计技术研究具有代表性意义。曲轴是汽车发动机至今为止关键的部件之一，其性能优劣直接影响着汽车发动机的可靠性和寿命，所以利用计算机仿真技术对曲轴设计及生产有着积极的指导作用。实现了曲轴建模和分析计算的自动化、智能化 3。 1.3 设计 研究的 主要 内容 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） 对曲柄连杆机构 进行运动学和动力学分析， 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 部 件进行强度、刚度等方面的 计算和校核 ，以便 达到设计要求； （ 2） 分析 曲柄连杆机构 中主要零部件 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nts 4 工的要求 ； （ 3） 应用 Pro/E 软件对曲柄连杆机构的零件分别建立实体 模型 ； （ 4） 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 ； （ 5）应用 ANSYS 软件对模型进行有限元分析。 nts 5 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，广泛的应用于大功率的坦克和机车用 V 形内燃机 4。 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nts 6 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 4。 图 2.1 曲柄连杆机构运动简图 4 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，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 = AOOA 1 =(r+l ) )coscos( lr = )c o s1(1)c o s1( 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 ： sinsin lr nts 7 即 s ins ins in lr又由于 222 s i n1s i n1c o s （ 2.2） 将 式 （ 2.2） 带入式（ 2.1）得 ： x= )s in1(1c o s1 22 r（ 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 ： 6642222 s in161s in81s in1s in1 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 2222 s i n211s i n1 （ 2.4） 将式（ 2.4）带入式（ 2.3）得 )s in2c o s1( 2 rx （ 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 )c o s2s i n2( s i n rdtdadadxdtdx(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 ： 212s in2s in)2s in2( s in vvrrrv （ 2.7） 从式 （ 2.7） 可以看出，活塞速度可视为由 sin1 rv 与 2sin)2(2 rv 两部分简谐运动所组成。 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 ： c o s 2s in4c o s 2c o s c o s 3232 rdtdadadvdtdva （ 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 ： 21222 2coscos)2cos( c o s aarrra （ 2.9） nts 8 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 cos21 ra 与 2cos22 ra 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 4。 计算过程中所需的相关数据参照 4G63 汽油机， 表 2.7 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 )(4 2 ppDPg （ 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 ， 85D mm ,对于缸内绝对压力 p ， 在发动机的四个冲程中， 计算结果 如 表 2.1 所示 ： 则 由式（ 2.10） 计算气压力gP如 表 2.2 所示 。 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nts 9 质量，以便进一步计算它们在运动中所产生的惯性力 4。 表 2.1 缸内绝对压力 p 计算结果 四个冲程终点压力 计算公式 计算结果 /MPa 进气终点压力dep)90.075.0( ppde 0.08 压缩终点压力cop1nedeco pp 1.83 膨胀终点压力exp2maxnex pp 0.56 排气终点压力 rp 15.1 ppr 0.115 注： 1n 平均压缩指数， 1n =1.32 1.38； 压缩比， =10； 2n 平均膨胀指数，2n =1.2 1.30； ； maxp 最大爆发压力， maxp =7.2MPa ； 此时压力角 = 1510 ，取 = 13 。 表 2.2 气压力gP计算结果 四 个 冲 程 gP /N 进气终点 85.07 压缩终点 -113.43 膨胀终点 9811.95 排气终点 2608.95 （ 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 ： nts 10 图 2.2 连杆质量的换算简图 4 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 21 mmm L 。 连杆重心 G 的位置不变，即 )( 1211 llmlm 。 连杆相对重心 G 的转动惯量GI不变，即GIllmlm 222211 )(。 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： l llmm L 11 llmm L 12 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 nts 11 （ 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1mmm hj 。 （ 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 5 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： remmm bgk 2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 2mmm kr 由上述换算 方法 计 算 得 ： 往复直线运动部分的质量jm=3kg ，不平衡回转质量 rm =1.535kg 。 nts 12 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 5。 （ 1） 往复惯性力 2c osc os)2c osc os( 2222 rmrmrrmamPjjjj （ 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 ： 30602 nn （ 2.12） 式中 ： n 曲轴转数， min/r ； 已知 额定转数 n =6000 min/r ，则 6000 62830 srad / ； 曲柄半径 r =44mm ，连杆比 =0.250.315，取 =0.25， 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，结果如表 2.3 所示 ： 表 2.3 往复惯性力jP计算结果 四 个 冲 程 jP/N 进气终点 -62421.94 压缩终点 39026.92 膨胀终点 -62421.94 排气终点 39026.92 nts 13 （ 2） 旋转惯性力 2rmP rr （ 2.13） 21 . 5 3 5 0 . 0 4 4 6 2 8 2 6 6 3 6 . 7 0 N 3、 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 5 jg PPP （ 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） 表 2.4 作用在活塞上的总作用力P四个冲程 气压力 gP /N 往复惯性力 jP /N 总作用力 P /N 进气终点 85.07 62421.94 62336.87 压缩终点 -113.43 39026.92 38913.49 膨胀终点 9811.95 62421.94 52609.99 排气终点 2608.95 39026.92 41635.87 nts 14 图 2.5 作用在机构上的力和力矩 5 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。 5 当 = 13 时，根据正弦定理， 可得： sinsin rl 求得 48.3149 13s in23.40a r c s ins ina r c s in lr 将 分别代入式（ 2.15）、式（ 2.16） ， 计算结果 如 表 2.5 所示 ： 表 2.5 连杆力 K 、侧向力 N 的计算结果 四个冲程 连杆力 K /N 侧向力 N /N 进气终点 62452.03 3790.71 压缩终点 38985.37 2366.33 膨胀终点 52707.18 3199.21 排气终点 41712.79 2531.88 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 ， nts 15 即 c o s )s i n ()s i n ( PKT（ 2.17） 和压缩曲柄臂的径向力 Z ，即 c o s )c o s ()c o s ( 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。 求得 切向力 T 、径向力 Z 见 如 表 2.6 所示 : 表 2.6 切向力 T 、径向力 Z 的计算结果 四个冲程 切向力 T /N 径向力 Z /N 进气终点 17716.43 59886.43 压缩终点 11059.39 37383.80 膨胀终点 14952.01 50541.91 排气终点 11833.11 39999.18 表 2.7 4G63 发动机主要性能参数 气缸排列方式 直列四缸 供油方式 多点喷射 排量 /L 2.0 缸径 /mm 85 冲程 /mm 88 冲程 /缸径 0.9555 连杆长 /mm 167 曲轴轴承座 5 压缩比 9.3 额定功率 /kW 95(6000 r/min) 最大扭矩 /(Nm) 173(4500 r/min) 点火顺序 1 3 4 2 nts 16 2.3 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， 并根据 4G63 型汽油机的具体结构参数计算出了各过程的气体力，为后面章节提供了理论数据的依据。 nts 17 第 3 章 曲轴的设计 3.1 曲轴的结构型式和材料的选择 3.1.1 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 6。 3.1.2 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，即四个曲拐，每个曲拐的两端都有一个主轴颈，如图 3.1 所示： 图 3.1 曲轴的结构型式 3.1.3 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nts 18 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 。 3.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计 3.2.1 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，对于汽油机， 65.060.0/2 DD ， D 为气缸直径，已知 D =85mm ，则，曲柄销直径 取为 2D =51mm 。 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， 根据统计2l / 2D = 70.050.0 ，取 2l =31mm 。 轴颈的尺寸，最后可以根据承压面的投影面积 222 01.0 lDF 与活塞投影面积24 DF 之比来校核，此比值据统计 在 0.20 0.50 范围内， 而且汽油机偏下限。 那么由2 2 220 . 0 1 0 . 0 1 5 1 3 1 0 . 2 48544
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