内燃机构造与设计--7-12曲轴.ppt

内燃机构造与设计 12曲轴 12 1概述 曲轴是发动机中最重要的机件之一 它的结构影响本身的强度和刚度 也就影响发动机的可靠性和寿命以及整机结构 重量等 所以对曲轴的设计要求很高 在设计曲轴时必须正确选择曲轴的尺寸参数 结构型式 材料与工艺等 以求获得最经济最合理的效果 曲轴的工作条件 曲轴是在不断周期性变化的气体压力 往复和旋转惯性力以及它们产生的力矩 扭矩和弯矩 共同作用下工作的 使曲轴既扭转又弯曲 产生疲劳应力状态 曲轴的破坏形式 主要是弯曲疲劳破坏 扭转载荷较小 对于扭振 通常采用减振措施 12 1概述 曲轴破坏的发源地 因曲轴形状复杂 应力集中严重 所以疲劳裂纹的发源地几乎全部产生于应力集中最严重的过渡圆角和油孔处 弯曲疲劳裂缝从轴颈根部表面的圆角处发展到曲柄上 基本上成45 折断曲柄 扭转疲劳破坏通常是从机械加工不良的油孔边缘开始 约成45 剪断曲柄销 曲轴的设计要求 强度 刚度 耐磨 轻巧具有足够的疲劳强度 对应力集中部位采用局部强化的方法 具有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度 各轴颈表面要耐磨 曲轴的重量要轻 12 1概述 以上要求有些是相互矛盾的 在设计中必须辩证地进行分析 找出主要矛盾 曲轴的设计方法 主要是依靠经验设计 即利用许多现有的曲轴结构与尺寸的统计资料 结合新机型的要求及工艺条件 初步确定曲轴的基本尺寸 然后进行结构细节的设计 强度校核 曲轴样品试验 最后确定曲轴的结构 尺寸与加工工艺等 必须指出 曲轴的载荷 应力和变形实际上是不可能完全准确的计算出来的 计算曲轴内力的截断简支梁模型有以下多处于实际情况不符 1 曲柄销载荷 曲柄销惯性力 曲柄臂惯性力 平衡重惯性力 都视为集中载荷 而实际上都是分布载荷 12 1概述 2 把曲轴截成了各个单曲拐 而对相邻曲拐间的相互作用只考虑了截断面上有扭矩M i 1 和M i 忽略了实际上还存在内弯矩 3 把每一截断的单拐视为点支撑梁 只考虑集中支反力Rx和Ry 并认为这些支反力决定于单拐的静力平衡条件 但实际上主轴颈有一定长度 各主轴颈和主轴承都还有同轴度误差 因而不仅有分布的支反力 而且支反力沿轴向还不是均布的 有可能形成支反力矩 同时支反力也不是由单个曲拐而是由曲轴整体决定的 机体上各主轴承座的弹性变形和振动对于支反力和支反力矩也有影响 此外 发动机能平稳运转的转速范围要尽可能地宽一些 并应能迅速从怠速变换到全速全负荷 12 2曲轴的结构设计 12 2 1结构型式与材料曲轴的结构型式曲轴的结构型式与制造方法有关 分为两大类 整体式曲轴 结构是整体的 毛坯可由整根钢料锻造或用铸造方法形成 特点是工作可靠 重量轻 强度 刚度较高 加工表面少 广泛应用于中 小型发动机的曲轴 此曲轴一般与滑动轴承相配合 只有单缸曲轴与滚动轴承配合 以提高机械效率和降低对轴承的润滑要求 组合式曲轴 把曲轴分成很多便于制造的单元体 然后将各部分组合装配而成 特点是工艺性好 应用于大功率柴油机和小型二冲程发动机 大曲轴加工困难 受到加工设备的限制 单缸二冲程发动机的连杆轴承一般采用滚针 柱 轴承 连杆大头做成整体式 则曲轴必须采用组合式 12 2曲轴的结构设计 曲轴还可以按支承轴承的个数分为全支承与非全支承 全支承曲轴的特点是刚度大 曲轴内弯矩小些 可使轴颈尺寸减小以降低轴承摩擦损失 曲轴的材料必须根据发动机的用途及强化程度 正确选用曲轴材料 选用原则 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 选用要求 优良的机械性能 高的耐磨性 耐疲劳性 冲击韧性 加工容易 造价低廉 12 2曲轴的结构设计 常用材料及特点 钢 锻造用碳素钢 合金钢 铸造用铸钢 较少采用 碳素钢 广泛采用中碳钢45号模锻曲轴 应用于强化程度不太高的中高速发动机上 特点是刚度与合金钢差不多 强度低一些 但成本低 对加工工艺有一定要求 曲轴锻造后应进行第一次热处理 退火或正火 其目的是消除金属中的内应力和降低硬度以便于机械加工 在精磨前应进行第二次热处理 调质 以改善钢的机械性能 并提高轴颈表面硬度 对轴颈表面 圆角和油孔边缘均应抛光 以提高曲轴的疲劳强度 合金钢 应用于强化程度高的中高速机车柴油机和航空发动机上 特点是强度高 具有优异的综合机械性能 但对缺口的敏感性很强 对热处理 机械加工要求相当严格 因为其优良的性能只有在恰当的热处理及良好的加工条件下才能发挥出来 曲轴整个表面都要进行抛光 避免应力集中 由于模锻设备庞大 自由锻又浪费材料 所以产生了铸造曲轴 12 2曲轴的结构设计 球墨铸铁 广泛应用于车用汽油机 柴油机及农用柴油机上 特点是综合机械性能低于中碳钢 疲劳强度较低 所以球铁曲轴在结构上比较笨重 有较粗的轴颈 较厚的曲柄 并采用全支承曲轴 但对实际使用的球铁曲轴的弯曲疲劳强度并不低于中碳钢 因实际曲轴总是有油孔 圆角和材质上的缺陷 存在应力集中 这就降低了中碳钢曲轴的疲劳强度 而对于球铁曲轴可以铸成复杂的合理结构 使应力分布均匀 更有效地利用材料 对断面缺口的敏感性小 使球铁曲轴实际弯曲疲劳强度并不低 且承受20 30 超负荷能力要比钢好 其次的特点是具有相当高的扭转疲劳强度 对扭振的阻尼及耐磨性都比钢好 但韧性和塑性不及钢 可以利用热处理提高球铁的塑性和韧性 12 2 2主要尺寸比例 12 2曲轴的结构设计 12 2曲轴的结构设计 12 2曲轴的结构设计 12 2曲轴的结构设计 1 对非增压直列式发动机来说 先根据缸筒部分的设计 干缸套还是湿缸套 水冷还是风冷 确定缸心距L 然后将L合理地分配给曲轴各分段 即L1 L2 h 一般不需要采用斜切口连杆 即d2 0 65D 2 多缸机曲轴各曲柄销等长 各主轴颈则不一定都等长 有些四缸机和六缸机的中央主轴颈因离心力载荷较大就做得比其它主轴颈长些 只要轴承的承载能力允许 仍宜采用等缸间距 即中间几个主轴颈长度要相等 第一个主轴颈和最后一个主轴颈的长度不受缸间距限制 可只根据曲轴首段和尾段的结构需要决定其长度 安装止推轴承的主轴颈就要长一些 3 主轴颈直径d1一般都比曲柄销直径d2稍大一些 约 1 05 1 25 d2 12 2曲轴的结构设计 d1大些可以缩短主轴颈而加厚曲柄 并略微加大轴颈重叠度 这二者可减小过渡圆角处应力 对曲轴的疲劳强度和曲轴刚度都有利 4 考虑滑动轴承形成承压油膜的条件 其长径比L d以0 4为最佳 此处L 是轴瓦宽度 它比轴颈的有效承压长度 L 2 略小一些 轴瓦两端有倒角 绝不允许L d 0 3 同时轴颈的最大条件比压 即最大轴承负荷除以d L 应符合所用轴瓦材料的许用值 5 轴颈重叠度 如果主轴颈和曲柄销不重叠 为负值 当 值在 0 12D左右时 曲柄销过渡圆角和主轴颈过渡圆角在曲柄臂两边相互正对着 这时应力集中最严重 随着轴颈重叠度的加大 应力向曲拐平面两侧转移而峰值减小 对曲轴疲劳强度和刚度都有利 的大小主要决定于发动机的行程缸径比S D 因为从减轻旋转惯性力 减小转动惯量 影响曲轴固有频率 减小摩擦损失等多方面考虑 都要求d2尽可能小些 一般取轴承比压所许可的下限 d1在 1 05 1 25 d2的范围内变化 12 2曲轴的结构设计 6 加大曲柄臂的厚度h和宽度b 既可使曲柄臂的名义应力水平降低 曲柄臂名义断面的抗弯截面系数W bh2 6 又可使应力分布较均匀 这两者的综合影响使过渡圆角处的应力峰值下降 其中又以加大h的效果更为明显 此外 加大h还使曲轴刚度提高 因此适当加大h而缩短主轴颈是合适的 宜尽量把曲柄臂名义断面的抗弯截面系数做得和曲柄销一样大 7 曲柄臂以凸肩接主轴颈和曲柄销 凸肩的厚度一般只有0 5 1mm 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 05d2或2 5mm 12 2曲轴的结构设计 12 2 3若干结构设计细节 1 曲柄臂和平衡重曲柄臂常用椭圆形状 此曲柄臂的应力分布情况最有利 曲柄臂外侧上端通常做出大倒角以减重 但是要避免因轴颈空心与曲柄臂倒角相交而出现锐边 引起应力集中 有些曲轴的曲柄臂上带有平衡重 平衡重可以和曲柄臂锻为一体或铸为一体 也可以制成单个的平衡重用柔性螺钉固紧在曲柄上 前一种结构简单可靠 成本较低 但平衡重在厚度上受限制 有可能需要在直径方向加大尺寸而使连杆加长 发动机高度增加 后一种结构则能充分利用曲柄臂与连杆之间的空间将平衡重加厚 因而不限制采用短连杆 只是必须确保联接的可靠性 其固紧螺钉在设计时应按30 的超速来考虑 12 2曲轴的结构设计 曲轴和平衡重一起进行动平衡 为了能以尽量小的平衡重质量获得所需的离心力 应使平衡重质心尽可能离曲轴轴线远一些 因此要尽量把平衡重做成扇形圆环状 2 轴颈过渡圆角 越大对曲轴强度越有利 但 大则轴颈的有效承压长度减小 如果轴承的承载能力不允许轴颈有效长度减小 则 的加大就会增加曲轴长度 为解决这一问题 出现了内凹圆角 这两种过渡圆角相比 普通圆较容易加工 约便宜5 可是在相同的轴承载荷下 用双圆弧内凹圆角曲轴的柴油机长度要比用普通圆角曲轴短3 4 在相同的气缸中心矩的情况下 采用双圆弧内凹圆角的曲轴比采用普通圆角的允许发动机强化程度更高 12 2曲轴的结构设计 3 轴颈内孔发动机把曲轴轴颈做成空心 可以减轻曲轴重量 其中曲柄销空心还可以减轻主轴承的惯性载荷 减小曲轴转动惯量 主轴颈空心度d1 d1对于过渡圆角处应力的影响见图 随着d1 d1的增大 主轴颈过渡圆角的弯曲应力峰值 1max增大 而曲柄销过渡圆角处的弯曲应力峰值 2max则下降且出现应力峰值向曲拐平面两侧转移 但d1 d1大过一定值以后 2max还会上升 12 2曲轴的结构设计 曲柄销空心度d2 d2的影响与d1 d1相反 其增大使 2max上升 而 1max下降 曲柄销的内孔往往做成偏心的 这不仅可以增加减重效果 而且适当的偏心 e 0 03 0 08 还可使主轴颈过渡圆角处的应力集中峰值降低 安排偏心内孔时要求 内孔至曲柄销表面的最小距离s不要小于12mm 偏心孔至主轴颈的距离l1有一最佳值l1 可根据 d2确定 主轴颈中的内孔不偏心 但也有一个至曲柄销的最佳边距l2 也可据 d1按此图确定 12 2曲轴的结构设计 铸铁曲轴不难做出轴颈内孔 包括最理想的鼓形中空孔 模锻轴要加工成空心轴颈比较困难 尤其是中间曲拐 鉴于装在曲轴尾端的飞轮可能产生振摆而使最后一个曲柄销圆角产生附加弯曲应力 至少宜将最后一个主轴颈加工成中空的 4 曲轴中的润滑油道采用滑动轴承的发动机 通常是由横贯机体的纵向主油道和各分支油道供油到各主轴承上半部 再经过曲轴中由主轴颈到曲柄销的油道供油给连杆轴承 在确定主轴颈上油道入口和曲柄销上油道出口位置时 既要考虑到有利于供油 又要使油孔对轴颈强度的影响最小 就供油来说 曲柄销上的油孔只要安排在曲拐平面的旋转前方在 40 90 的低负荷区范围内都可算是合理的 12 2曲轴的结构设计 就强度来说 油孔开在 90 处最好 因为在垂直于曲拐的中心面内曲柄销的弯矩较小 油孔处名义应力较低 也就不会有很大的应力集中峰值 主轴颈上有时开一通孔 相应的主轴承上瓦中央开有一个油槽 任何曲轴转角位置都可向连杆轴承顺畅的供油 12 2曲轴的结构设计 油道不能离轴颈过渡圆角太近 油孔直径一般不大于0 1d2 但最小不得小于5mm 孔口不应有尖角锐边 而应有不小于0 04d2的圆角以减缓应力集中 孔口圆角应抛光 5 曲轴的首段和尾段曲轴第一主轴颈之前的部分是其首段 最后一道主轴颈之后是其尾段 首段的扭振振幅大 发动机的各种辅助装置 如机油泵 柴油机 冷却水泵和风扇 发电机等 一般也都由安装在曲轴首段的齿轮或皮带轮驱动 多数发动机的曲轴首段还装有驱动配气凸轮轴和柴油机喷油泵的正时齿轮 或链轮 由于曲轴首段只受不大的附件传动阻力矩和传动机构中的力的作用 尾段则要输出发动机总转矩 而且扭振附加应力又是尾段最大 所以尾段比首段粗 尾段长度也要尽量缩短 12 2曲轴的结构设计 把正时齿轮安排在曲轴首段的主要好处就是可采用较小直径的正时齿轮 使整个传动机构设计紧凑 拆装也方便 同时曲轴尾段短 机体结构简单 但是 首段扭振振幅大 容易造成齿轮损坏 装飞轮的曲轴尾段凸缘的几种结构方案见图12 15 当正时齿轮在首段时 尾段凸缘可紧靠最后一道主轴颈 否则尾段凸缘与主轴颈间要插入一个正时齿轮 如果齿轮热压配合在轴上 则由于齿轮直径不能过大 装飞轮的凸缘直径就得减小 如果这样做不符合传递扭矩的要求 还可以把装飞轮的凸缘热压配在曲轴上 12 2曲轴的结构设计 飞轮和曲轴一起动平衡 为保证拆卸后恢复原装配位置 必须用不均布的螺栓连接或用定位销定位 首段和尾段上与橡胶骨架油封配合的表面必须淬硬磨光 6 曲轴的定位为了防止曲轴产生轴向位移 在曲轴与机体之间需设置一个止推轴承 以承受斜齿轮的轴向分力和踩离合器所产生的轴向推力 多数发动机将止推轴承设置在中央主轴承的两侧或后主轴承的两侧 也有的发动机用第一主轴承的两侧轴向定位 止推轴承间隙多为0 05 0 2mm 12 3曲轴的应力和变形的计算 12 3 1曲轴疲劳强度的近似计算目前常用的近似计算曲轴疲劳强度的方法可以归结为以下两步 1 计算作用于曲轴危险截面上的各种内力 内力矩 进而算出危险点的名义应力 2 计算疲劳安全系数 计算内力和名义应力时常用的曲轴受力模型是截断简支梁模型 12 3 1 1名义应力计算曲轴的疲劳裂纹大多产生于轴颈的过渡圆角 有时也产生于曲柄销的油孔边缘 这两处都有交变的弯曲应力和交变的扭转应力 但圆角处是以交变弯曲应力为主 油孔处的应力则与油孔的位置有关 当油孔相对于曲拐平面的位置角 90 时 交变弯曲应力最小 随着 的减小 交变弯曲应力加大 交变扭转应力则与 无关 12 3曲轴的应力和变形的计算 为评估曲轴的疲劳强度 需要知道其最危险点的应力循环状况 而最危险点往往并不能简单的指出 多缸机曲轴各曲拐的形状和尺寸不一定是一样的 所以就难以判断曲轴上哪一点的应力情况最严重 只能对每一曲拐上的应力集中点都进行计算 图12 17给出了一个最复杂曲拐的截断简支梁受力模型 表12 2中则给出了相应的应力集中点名义应力的计算式 显然 任何较为简单的曲拐的应力算式都可从这些算式演化出来 也即用这些公式编成的计算机程序是通用的 12 3曲轴的应力和变形的计算 12 3曲轴的应力和变形的计算 12 3曲轴的应力和变形的计算 12 3曲轴的应力和变形的计算 在一定工况下 一般以最大功率工况和最大扭矩工况为计算工况 各离心力Cqx i Cqb1 i Cqb2 i Cp1 i Cp2 i 均为常数 各曲柄销载荷PQx1 i PQy1 i PQx2 i PQy2 i 则得自曲柄连杆机构动力计算 一般每隔10 或15 有一组曲柄销载荷数据 有了这些已知的力 就可按式 12 5 算出每一曲轴转角下的各Rx i Ry i 再假定第一主轴颈的M 1 0 则可用式 12 6 依次算出各M i 如此 就可以用表12 2中的各内力计算式算出每一转角下的各曲拐危险截面得内力和内力矩 进而计算出各圆角和油孔边缘处的应力 计算油孔边缘应力时 其抗弯和抗扭截面系数各为 12 3曲轴的应力和变形的计算 计算圆角应力时 1 1截面的面积 抗弯和抗扭截面系数可取为 12 3曲轴的应力和变形的计算 在计算出各曲拐上各个应力集中点的 和 随曲轴转角变化的情况之后 可以根据各点的当量应力的最大值 d max的大小来判断最危险的是哪个曲拐上的哪一点 下一步疲劳安全系数的计算就针对最危险点进行 12 3 1 2疲劳安全系数的计算得到最危险点的 max min max和 min后 分别计算所谓 弯曲疲劳安全系数 n 和 扭转疲劳安全系数 n 然后计算综合安全系数n 计算公式为 12 3曲轴的应力和变形的计算 12 3曲轴的应力和变形的计算 K 和K 是反映应力集中对零件疲劳极限削弱程度的系数 称为应力集中影响系数 12 3曲轴的应力和变形的计算 对于过渡圆角来说 K 和K 由下式确定式中q q 是材料的应力集中敏感系数 和 则是圆角处的峰值应力与名义应力之比值 此式表明 零件的疲劳极限由于应力集中而被削弱的程度既与应力集中的程度 即处于高应力区的材料的多少 有关 又与材料的性质有关 对于结构钢来说 q 和q 可由图12 19及式 12 18 联合确定 12 3曲轴的应力和变形的计算 和 是对零件疲劳极限的尺寸影响系数 是表面工艺影响系数 钢制曲轴的 和 可由表12 4选取 球墨铸铁曲轴的 和 则可取为相同尺寸碳钢曲轴的对应值的0 9倍 12 3曲轴的应力和变形的计算 可由表12 5选取 油孔边缘的应力集中影响系数K 和K 当油孔直径为 0 05 0 15 d2时 按表12 6选取 表中 b是曲轴材料的强度极限 12 3曲轴的应力和变形的计算 球墨铸铁的敏感系数由表12 7确定 表征圆角应力集中程度的 和 主要与曲轴的结构形状参数有关 因此称为曲轴的弯曲形状系数和扭转形状系数 它们的确定是依靠在大量试验的基础上总结的公式和一系列图表 式中 0是标准曲轴的弯曲形状系数 标准曲轴的d1 d2 轴颈实心 轴颈重叠度 0 曲柄臂b 1 6h 12 3曲轴的应力和变形的计算 0根据 h由图12 20 a 取值 f1 轴颈重叠度影响系数 f2 曲柄宽度影响系数 f3 轴颈空心度影响系数 12 3曲轴的应力和变形的计算 f4 曲柄销减重孔偏心距影响系数 f5 减重孔边距影响系数 存在最佳边距l1 和l2 可分别使主轴颈圆角和曲柄销圆角的应力集中程度最小 l1 和l2 按图12 13确定 如果l1 和l2 偏离最佳值 则对应的轴颈的应力集中程度加大 这种影响用f5表示 当l l 1时 f5可由图12 20 f 查出 当l l 1时 f5可由图12 20 g 查出 12 3曲轴的应力和变形的计算 0是与所求曲轴具有相同 d和d d而相连轴段直径比D d 2的阶梯轴的过渡圆角扭转形状系数 由图12 21 a 求得 1 曲柄宽度影响系数 2 曲柄厚度影响系数 3 轴颈重叠度影响系数 12 3曲轴的应力和变形的计算 4 曲柄销内孔偏心距对曲柄销圆角扭转应力的影响系数 由图12 21 d 查出 此系数反映了扭转应力沿曲柄销横截面分布不均的影响 5 轴颈内孔鼓形度影响系数 当没有鼓形度时 5 1 有鼓形度时 可用d 代替d 求得 0 1 2 3 4 并取 12 3曲轴的应力和变形的计算 如此 根据曲轴的有关尺寸确定式 12 19 中的 0 0和修正系数f和 后 即可算出形状系数 和 进而用式 12 17 求出应力集中影响系数K 和K 按式 12 11 12 12 先算出n 和n 再用式 12 13 计算综合安全系数n的依据是假定 和 同时达到最大值 又同时达到最小值 并且循环特征r r 而实际在发动机中并非如此 所以这样的计算结果是偏于安全的 以上计算没有考虑曲轴扭转振动的影响 因为曲轴强度计算一般是在扭振分析之前进行的 还不知道扭振附加应力多大 这时扭振的影响只能用修正安全系数来考虑 即认为曲轴安全系数不是式 12 13 得出的n 而是式中 D是动力影响系数 由表12 8查得 12 3曲轴的应力和变形的计算 汽车发动机曲轴的安全系数在1 3 2 0之间 其中球墨铸铁曲轴的安全系数偏上限 具体设计时最好有同类型先进发动机的曲轴强度计算数据作为比较 如果要超越经过验证的数据 不应过于冒险 在上机试验之前应先进行曲轴的强化疲劳试验以考核其实际疲劳强度 12 3 2提高曲轴疲劳强度的结构措施和工艺措施12 3 2 1结构措施应设法降低轴颈圆角处的应力集中效应 适当减少单拐中间部分的弯曲刚度 使应力分布较为均匀 即用结构措施使弯曲形状系数能最大限度地下降 加大轴颈重叠度 轴颈重叠度加大 可使应力集中得到缓解 减少应力幅值 提高曲轴疲劳强度 可通过减小发动机的行程缸径比S D来达到 12 3曲轴的应力和变形的计算 加大过渡圆角半径 加大过渡圆角半径可使圆角部位的应力集中减小 提高曲轴疲劳强度 但圆角半径加大会使轴颈的有效承压长度减小 否则会增加曲轴长度 所以出现了内凹圆角 12 3曲轴的应力和变形的计算 采用空心轴颈