6108柴油机曲轴的优化设计毕业设计.doc

绪论6108柴油机曲轴的优化设计毕业设计1 绪 论1.1柴油机的发展史和现状1.1.1柴油机的发展史德国狄赛尔（Rudolf Diesel）于1882年提出柴油机的工作原理，第一台四冲程柴油机在1896年制成。一百多年来，柴油机技术的发展越来越全面，被应用的领域也越来越广泛。大量的实验研究表明，柴油机是现在产业化应用动力机械中能量利用效率最高、热效率最高和最节能的机型。柴油机广泛应用于发电、船舶动力、车辆动力、灌溉等领域，特别是在车辆动力方面，柴油机的优势最为明显。车辆动力的“柴油化”趋势也越来越大。日本、美国和欧洲100%的重型汽车用柴油机来提供动力。欧洲33%的轿车和90%的商务车是柴油车。美国有90%的商务车是柴油车。而日本38%的商务车是柴油车，9.2%的轿车是柴油车。随着技术的发展，柴油机将成为主流的车用动力。柴油机越来越受欢迎是由于其相对于其他机型的优越性，其优越性主要有以下几点：1）大功率的柴油机，卓越的动力性能，压缩比通常为16至22，远高于汽油发动机的压缩比;汽油机功率一般为220千瓦，而通常柴油机功率为380KW，如果使用增压技术，柴油机功率可以得到进一步改善。从燃烧的方式而言，柴油机燃料通过喷嘴直接喷入燃烧室内然后压缩点火燃烧，不会有提前点火爆燃异常燃烧;柴油机可燃混合物分层混合，这很容易实现稀薄燃烧和分层燃烧;部分负荷运行超过满载，并且没有进气节流损失，柴油机机的性能优于汽油机1。2）柴油机的燃油经济性由于其燃烧方式不同使得它更优越。一般汽油机的热效率为2030%，但是柴油机的热效率却可以达到3040%。资料表明，以质量为0.81.5t轿车的每百公里油耗为例：汽油机轿车约为58.2L，非直喷式柴油机轿车约为4.68L，直喷式柴油机轿车约为56L，柴油机轿车比汽油机轿车每百公里油耗低30%左右。3）柴油机的耐久性好，工作可靠性强。由于点火系统不复杂，避免了油和电路共存的麻烦。只要起动转矩足够，喷油压力达到了规定，就能够正常启动工作。国际上柴油机大修里程一般为50万公里，汽油机一般只有30万公里。4）我们从环保角度来看，柴油机和汽油机车辆对环境的影响是不同的，柴油机车辆在运行过程中的空气过量，燃料燃烧完全，一氧化碳排放量少；柴油机燃料喷入燃烧室内的压力高，雾化好，碳氢化合物的排放比汽油机车辆少；氮氧化物的排放量随发动机运行条件的变化而不同，汽油机车辆在重负载条件下排放量多，柴油机车辆在低负载运行条件下的排放量少；柴油机排放的主要问题为颗粒物，汽油机颗粒物排放少，排气清洁。柴油机车辆的燃料和空气混合不均匀，容易产生大量的颗粒物排放，视觉表现为排气管冒黑烟，这样使人认为柴油机车辆排放的废气污染环境，从而限制了其发展。因此，柴油机相比于汽油机有自己的优势。世界汽车柴油机化的趋势是基于柴油机技术的不断进步和发展上的。现代的高速柴油机的振动，噪音，排放指标都达到了汽油机的相同级别。特别是自20世纪90年代开始，电子技术和机电一体化技术在汽车方面广泛的应用，大大提高了柴油机的各项指标，如燃油喷射，中冷增压技术。外国汽车制造商采用先进的生产平台战略，每个模型都有四五种发动机可供选择，其中包括至少一个柴油发动机。柴油是汽车行业的共同发展，车用柴油机的技术是不可阻挡的。1.1.2国内柴油机的现状自上世纪80年代以来我国的柴油机行业得到了快速发展，先进技术的引进，使得中国的柴油机的整体技术水平已达到国外20世纪80年代末90年代初的水平，近年来国外一些柴油开始使用排放控制技术，在国内也有少数柴油机开始应用。近两年来，中国卡车加快了产品结构调整的速度，向重型化方向发展。重型卡车用柴油机逐步取代汽油机，缸径由6100逐步发展成为6105,6108,6110 ;动力由140马力，逐步提高到160马力或更高;由自然吸气向增压方向发展，开发的产品质量不断提高。缸径增加功率逐渐提高，重型卡车柴油机逐渐集中到几大品牌。重卡柴油机开始多元化，其功率大致在180 300马力。但是中国的柴油机产业的整体发展仍然面临诸多问题，主要有：1）生产的重型柴油机车辆逐年增多，中，轻型柴油机车也加快了步伐，但在微型车，轿车领域，柴油机车辆的比例仍然为零。在另一方面，中国的市场中型柴油已经呈现出供大于求的迹象，轻型柴油机市场渐趋饱和，但骨干企业正在制造的大部分产品从技术上看应淘汰，发展潜力小2。2）在柴油机行业投资不足，严重制约了生产技术水平，自主开发和规模发展能力的提高。现在，中国的柴油技术基础薄弱，整体技术水平落后国际先进水平1020年，也落后于国内车用汽油发动机的发展，柴油发动机没有一个完整的新产品开发能力及关键零部件的开发能力。许多外国技术已广泛应用，但在中国仍处于研究阶段，有的甚至还是空白2。3）我们的柴油机技术落后，产品质量差，车辆在使用中维修保养措施不力，造成性能低，高排放的柴油车在使用中对城市环境和空气质量带来了负面影响，产生了社会尚未完全接受的现状。4）柴油燃料质量较差，柴油标准的修订落后于汽车行业发展的需求，阻碍柴油机技术的发展和各种新技术，以及改善柴油机排放技术的应用3。目前，人类社会的发展面临着两个问题。一，不可再生能源的耗尽；二，环境的逐步恶化，生态平衡的破坏。随着人类社会的可持续发展的呼声越来越高，工业生产是从浪费型经济（许多有用的资源以污染环境的废物形式排放）向高效经济（资源最大化转化为产品）4。可持续发展作为发展目标和模式，已被世人所接受，这是必然的选择和基本战略为了中国持经济的持续，健康，快速发展。全面实施可持续发展战略，包括汽车行业的可持续发展，节能减排，保护环境是汽车产业发展的两个先决条件。所以，追求和谐统一的汽车产业与资源环境的发展，构成了汽车产业可持续发展的基本框架。因此，中国应该全面发展柴油车1。大家都知道，相比汽油机柴油机有许多优点，如上面提到的，柴油机动力性好，优异的性能，经济性好，环保，大力发展柴油机车是符合用户的需求的，同时也满足汽车行业可持续发展。1.2柴油机曲轴的发展趋势随着技术的不断发展和新的企业的出现，轿车可选的柴油机型号数量将达到与汽油机相当的水平，市场上将出现更多的小排量直列三缸或四缸的发动机，其他领域也将出现更多小排量发动机的机型，并且发动机的尺寸也会变的越来越小。柴油机之所以有较低的比油耗，也与改进柴油机设计分不开。如采用轻型活塞，减少活塞环数量，采用小型轴承和更先进的轴承平衡技术等。当然，这些成就是经历了半个多世纪的发展才取得的。曲轴是发动机中承受冲击载荷、传递动力的重要零件，世界汽车工业发达国家对曲轴的加工十分重视，并不断改进曲轴加工工艺。只有设计出更好的曲轴才能使发动机的性能更加稳定。曲轴作为发动机中承受载荷、传递动力的重要零部件，其性能水平直接影响着整机的性能水平和可靠性。因此，各个工业发达国家十分重视曲轴的生产，不断去改进材质和加工手段，以提高其性能水平，满足发动机行业的需要。近几年来，国内曲轴加工发展也十分迅速。欧美等汽车工业发达的国家经过多年的积累，对曲轴的结构设计已经有了可套用的经验公式。一般经过计算机三维设计，再经过计算机模拟测试系统对曲轴各项指标进行分析，以致达到完美设计。我国由于起步较晚，国内总体在设计手段上相对较差，只能通过后期实验和检测加以修正，对于加工工艺而言，国内外基本相同，国外大多采用先进数控设备，而国内设备大多以人工为主，精度差、效率较低5。近几年来，随着经济的发展，国内各生产商家也引进了不少的先进设备和技术，以提高产品的整体竞争力，使得曲轴制造技术水平有了大幅度提高，特别是近年来发展更为快速。48 6108柴油机曲轴的设计2 6108柴油机曲轴的设计2.1曲轴的工作条件、结构型式和材料的选择2.1.1曲轴的工作条件和设计要求曲轴是发动机中最重要的机件之一。它的尺寸参数在很大程度上不仅影响着发动机的整体尺寸和重量，而且也在很大程度上影响着发动机的可靠性与寿命。曲轴的破坏事故可能引起发动机其它零件的严重损坏，在发动机的结构改进中，曲轴的改进也占有重要地位。随着内燃机的发展与强化，曲轴的工作条件越来越恶劣了。因此，曲轴的强度和刚度问题就变得更加严重了。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，以求获得经济最合理的效果。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共同作用下工作的，从而使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态；对内不平衡的发动机曲轴还承受内弯矩和剪力；未采取扭转振动减振措施使曲轴还可能作用着幅值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，弯曲疲劳失效是主要破坏形式。因此曲轴结构强度的研究重点是弯曲疲劳强度，曲轴设计上要致力于提高曲轴的疲劳强度。曲轴形状复杂，应力集中相当严重，特别是在连杆轴颈与曲柄臂的过渡圆角处和润滑孔出口附近的压力集中尤为突出。通常情况下曲轴断裂，疲劳裂纹出现在过渡圆角以及油孔的地方。弯曲疲劳裂缝从轴颈的根部的表面的圆角处开始发展直到曲柄上，一般成450折断曲柄；扭转疲劳破坏则常常开始于机械加工不良的油孔的边缘，大约成450将曲柄销剪断6。因此，在曲轴的设计时，要特别注意设法缓和应力集中现象，强化的应力集中部位。曲轴轴颈高比压下相对于轴承高速运动从而产生滑动摩擦。实际运行条件下这些轴承并不总能保证为液体摩擦，特别是当油不干净，轴颈表面呈强磨粒磨损，使得曲轴的实际寿命大大降低。因此，在设计中，使摩擦表面耐磨并匹配合适的材料的轴瓦。曲轴是曲柄连杆机构中最重要的部件，它的刚度非常重要。曲轴的弯曲刚度如果不够，就有可能发生很剧烈的弯曲振动，使活塞连杆和轴承的工作环境加速恶化，影响这些零件的工作可靠性和耐久性，甚至使曲轴箱局部应力过大而开裂。曲轴的扭转刚度差，则可能在工作转速范围内产生强烈的扭转振动。轻则引起噪音，加速曲柄上齿轮等传动件的磨损；重则使曲轴断裂。所以，设计时，应保证它有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度7。不难看出，上述强度、刚度、耐磨、轻巧的要求之间是存在矛盾的。例如，为了提高曲轴的刚度而增大主轴颈和曲柄销直径，对轴承工作面而言，可以降低轴承比压，但高转速下轴承圆周速度变大，从而引起摩擦功率损失增加，轴承温度升高，降低了轴承工作的可靠性。此外，曲柄销的增大，使得连杆以更大的比例加大加重，轴承的离心负荷加大。这时，可能引起采用斜切口连杆的必要，而这种连杆刚性较差，而且制造成本高。曲柄销加大带来的曲轴连杆系统旋转质量加大，可能使刚度对扭振带来的好处得而复失。由于曲轴力的复杂性，几何截面形状比较特殊，在设计时，还没有可供通用的体现了客观现实的理论公式。因此，目前的曲轴设计还主要是依靠经验来设计。2.1.2曲轴的结构型式选择曲轴的制造方法直接影响着其结构型式，在设计曲轴时必须同时考虑。曲轴按结构型式可分为组合式曲轴和整体式曲轴两大型式。整体式曲轴的优点有：使用广泛、重量轻、结构简单、工作可靠，尤其在中高速柴油机上应用更为普遍。只要设备允许，通常尽量采用整体式曲轴。本设计采用整体式全支撑曲轴。2.1.3曲轴的材料选择合理的结构设计和加工工艺的前提条件下，材料的强度很大程度上决定了曲轴的尺寸、重量和寿命。因此，一定要依据内燃机的强化强度和用途，选用合适的曲轴材料，在确保曲轴有足够强度的前提条件下，尽可能选用普通的材料。以铸代锻，以铁代钢。制造曲轴的材料，应该具有优良的机械性能，高耐磨性，冲击韧性和耐疲劳性。应使曲轴成本更低，加工更容易。车用发动机曲轴通常用高强度、冲击韧性好的中碳钢或中炭合金钢，经模锻和调质处理，对轴颈表面通过高频率淬火和氮化处理，经精加工而成。鉴于较好好的力学性能及较低的制造成本，本设计中采用球墨铸铁作为曲轴的材料。2.2曲轴主要尺寸的确定和结构设计在选定曲轴材料、毛坯制造及其基本结构型式后，便从曲拐（包括主轴颈、曲柄销和曲柄等主要部分）着手确定其主要尺寸及结构细节。其主要结构尺寸见图2.1所示。图2.1 曲轴的主要结构参数示意图曲轴、活塞、连杆组件以及机体有着紧密联系，曲轴设计不是孤立的。曲轴长度方向上的尺寸基本上取决于缸心距L0。曲柄半径等于活塞行程的一半。良好的曲柄设计方案应满足前述曲柄设计要求，并使其应力分布均匀合理，应力集中小。所以，曲轴的基本尺寸要根据发动机的总体布置来考虑。2.2.1曲柄销的直径D2和长度L2的确定当计算曲轴颈尺寸时，应先考虑曲柄销的直径D2。在现代的发动机设计中，一般倾向于使用偏大的D2值，让曲柄销的比压力下降，使得连杆轴承工作的可靠性得以提高，同时提高曲轴的刚度。但是，曲柄销加粗伴随着连杆大头加大，所以不平衡旋转质量产生的离心力也增大，不利于曲轴和轴承的工作。因为与曲柄销轴直径增大，使由低自然频率偏移可以提高扭转振动的危险。随着曲柄销直径的增大也会增加轴承摩擦功率损失，导致轴承温度升高，增加润滑油的热负荷。由柴油机设计手册关于非增压中低速柴油机曲轴的设计描述可知：直列式非增压和低中增压柴油机而言：，因此有： mm综合以上，本次设计中曲柄销的直径取 mm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出发，应使曲柄销的长度l2控制在一定范围内，同时注意曲拐各部分尺寸协调。由内燃机设计表5-1可知。直列式发动机曲柄销长度l2按取值，因此有：在薄油膜的条件下，轴承的长径比左右有最大的泵载能力。若l2过长，则流经轴承的机油量就减少，冷却度差，油温升高而使油粘度下降，轴承的承载能力反而降低。此外，轴承过长对曲轴变形的顺应性差，容易造成棱缘过负荷。总之，轴承负荷越大，油膜厚度就越小，用相对较窄的轴承较好。为了保证曲柄强度，曲柄臂厚度应适当加厚，这也要求减小l2。所以本次设计中取mm，其宽度与轴瓦相配合。连杆轴颈的尺寸可以依据承压面的投影面积cm2与活塞投影面积F=D2/400 cm2之比来校核。此比值据统计应在0.20.5范围内。在本次设计中，所以所设计的连杆轴颈符合要求。2.2.2主轴颈的直径D1和L1的确定如果从曲轴沿全长度具有等刚度要求出发，可以认为主轴颈与曲柄销一样粗就行了。而从轴承负荷出发，由于主轴承最大负荷小于连杆轴承，因此主轴颈可以比曲柄销更细。为了最大限度地加强曲轴的刚度，可适当加粗主轴颈，这是因为加粗主轴颈能增加曲轴轴颈的重叠度，从而提高曲轴刚度，但几乎不增加曲轴的转动惯量，故可提高自振频率，减轻扭振危害。同时，加粗主轴颈可相对缩短其长度，使曲柄加厚以加强整根曲轴的薄弱环节，大多数曲轴中曲柄断面都是整个曲轴的薄弱环节。当然，主轴颈过粗，也会因轴承圆周速度过大，使摩擦损失增加，轴承工作温度升高。因此，从曲轴各部分尺寸协调的观点，一般取，因此有： mm综合以上，本次设计中主轴颈的直径取： mm一般曲柄销的长度比主轴颈长度长。由于连杆轴承的负荷比主轴承更大，而且，短主轴颈满足刚度增强和保证良好的润滑性的使用要求，但由于较小宽度的轴承，该轴承变形的适应能力强，以致可以采用对棱缘负荷敏感的铜铝轴瓦。但主轴颈太短，劣化轴承承载能力。滑动轴承的最小宽度不小于0.3倍轴颈，不然由于油压下降可能会损坏油膜的承载能力8。由内燃机设计表5-1可知。直列式发动机主轴颈长度l1按取值，因此有： mm所以本次设计中取mm，其宽度与轴瓦相配合。2.2.3曲柄臂的设计曲柄应选择适当的厚度和宽度，使曲轴具有足够的强度和刚度。曲柄形状应合理，来改善应力的分布。在确定所述曲柄的尺寸，应考虑到整个曲轴曲柄往往是最薄弱的环节。如果在防止曲轴扭振的设计注意到了，那么曲轴的损害往往是在沿曲柄的弯曲疲劳损伤。疲劳裂纹往往从高度应力集中圆角处开始发展8。车、船用发动机曲轴的曲柄臂形状大多数采用椭圆或圆形，本设计中采用椭圆曲柄臂，这是由于椭圆曲柄的弯曲和扭转刚度都非常好。它的优点是最大限度的去掉了受力小或不受力的部分，其重量减轻，应力分布均匀。但机械加工较复杂，采用模锻或铸造的方法可直接成型。曲柄臂在曲拐平面内的抗弯能力以其矩形断面的抗弯模数来衡量： （mm3）式中 b曲柄臂的宽度（mm）； h曲柄臂的厚度（mm）。由上式可知，在提高曲拐平面内的抗弯能力上，显然，增加曲柄臂厚度h要比增加曲柄臂宽度b要好得多。有实验例子表明，h增加10%，提高20%，而实际抗弯强度可提高40%；b增加10%，抗弯能力也应提高10%，而实际只提高了5%，这是因为曲柄臂越宽，应力分布越不均匀。根据柴油机设计手册中对柴油机曲柄臂设计的相关描述，对于中高速柴油机整体式曲轴的曲柄臂的厚度；宽度。因此有：综合以上，本次设计中曲柄臂的相关尺寸取值为： mm mm在轴颈与曲柄臂交界出，设计一个宽为1mm的台阶，以便精磨轴颈和圆角时，砂轮不与曲柄臂相碰。在曲柄臂与轴颈连接处，为了减小应力集中，提高疲劳强度，往往采用圆角过渡。过渡圆角半径的增大与其表面粗糙度的降低，是增加曲轴疲劳强度的有效措施。通常取圆角半径 ，因此有： mm综合以上，本次设计中曲轴圆角取值为：mm2.2.4主轴颈及曲柄销中减重孔的设计曲轴轴颈具有适当尺寸和形状的减重孔，可减轻曲轴的重量、减小旋转质量的离心惯性力，同时还可改善圆角应力的分布，提高曲轴强度。减重孔的主要尺寸见图2.2所示。图2.2 轴颈减重孔根据内燃机设计表5-1可知，对于单列式多缸柴油机而言，一般有、，对于、则往往偏小。因此，可计算出减重孔各主要尺寸为：mm 此处取值为mmmm 此处取值为mm综合以上设计尺寸，本次设计中将取值为：mm、mm。对于减重孔缩口部分长度一般由确定，即有：mm 此处取值为mm另外，曲柄销减重孔适当向曲柄销中心线外侧偏移，不仅便于减重孔的布置，而且可使应力集中缓和。减重孔偏心位置一般可使其应力降低25%。2.2.5平衡重的设计对于六缸内燃机来说，曲拐夹角为1200，是镜面对称的，显然是动平衡的。但是曲轴本身有的内弯矩。如果不加平衡块，每一主轴承至少要承受0.5Kr的离心负荷，而中央主轴承则高达Kr。如设置4个平衡块，即正中间主轴承的两侧的曲柄臂和曲轴两端曲柄臂上各一个，那么可使中央主轴承不承受离心负荷，但其他主轴承依然承受0.5Kr的离心负荷。如果设置12个平衡块，则可以使各主轴承免受离心负荷，但是曲轴的重量会有所增加，工艺性较差。综合考虑，本次设计中配置12个平衡块。取单个曲拐来分析，由于各个曲柄臂上均有平衡重（如图2.3单拐曲轴示意图），我们设每个平衡重的质量为mp，其质心位置均在曲柄臂对面rp处，于是动平衡条件变为：如图2.3 单拐曲轴示意图如选定平衡重的质心半径rp，便可按照下列公式确定平衡重的质量mp：一般将曲轴的平衡重与曲轴铸成一体，这样可使加工简单，工作更加可靠。平衡重应尽可能使其重心与曲轴旋转中心的距离最大，即用最轻的重量达到最好的效果，从而尽可能减轻曲轴重量。平衡重的径向尺寸和厚度应该以连杆大头能通过和不接触活塞裙底为限9。2.2.6油道的设计为保证曲轴轴承工作可靠，对它们必需有充分的润滑。一般采用油压为26bar的压力进行润滑。将润滑油输送到曲轴油道中去的供油方法有两种，一种是集中供油，另一种是分路供油。本设计中采用分路供油。通过其对曲轴疲劳强度的影响和润滑供油是否充分来考虑油道布置。主轴颈油孔入口应保证向曲轴销供油充分；曲柄销上的油孔出口应设在低负载区域，使轴瓦的供油能力得以提高。参考轴心轨迹图和轴承负荷图来确定油孔的位置。油道的取向极大的影响着扭转疲劳强度10。油孔出口与轴颈表面的交线形成的椭圆，如其长轴与轴颈受纯扭转时的最大拉应力1相平行（图2.4有利油道取向），油道取向就有利提高疲劳强度。图2.4 有利油道取向实验表明：油孔夹角与大些，都可提高曲轴的扭转疲劳拉力。在相同的扭矩作用下，角越大，沿油孔走向的截面所受的拉应力就越小。此外，油孔夹角还决定了椭圆孔口的长轴与最大拉应力的夹角的大小。角越大，椭圆孔的长轴与最大拉应力的角度越小。油道布置中角不小于550，角尽量接近90o，这是考虑到曲轴的承载是弯矩组合，角大些曲柄销油孔出口靠近曲拐平面内弯曲的中性平面。曲轴的扭转疲劳破坏大多数是从应力集中的油孔边缘或过度圆角处开始的。为此，应尽量减小油孔处的应力集中，油孔边缘的过度圆角半径取得较大并进行抛光。2.2.7曲轴端部的设计曲轴上带动辅助系统的驱动链轮（正时链轮）和皮带轮，一般装在曲轴的前端，因为结构简单，维修方便。对多缸发动机而言，由于曲轴较长，往往把传动齿轮装在曲轴后端。消除扭转振动的减振器无疑应装在曲轴前端，因为这里的振幅最大。对于中小型内燃机驱动齿轮装在前端一般采用键连接。曲轴后端设有法兰和加粗的轴颈，飞轮与后端用螺栓和定位销连接，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。对于曲轴前端，本设计采用键连接正时齿轮，根据机械设计中对轴设计的相关规定，由扭矩强度条件计算有： 式中 许用扭转切应力，Mpa；根据机械设计中表15-3查的。P 轴传递的功率，kW；n 轴的转速，r/min; 所设计轴的直径，mm。将相关设计数据代入式即可得到：由于该段轴上有一个键槽，因此其直径应增加5%7%，。本次设计中取。根据机械设计表15-2可查的轴肩圆角半径。对于该段轴的长度的确定，根据机械设计以及机械设计课程设计手册上关于键的相关规定可得： 将该段轴的直径代入式即可求得：因此，本次设计中取。根据机械设计中关于键槽长度的规定可以求出该段轴上键槽的长度应为：，因此，本次设计中取，。由机械设计课程设计手册第四章关于对键的要求可知，键槽深度，宽度b=14mm。正时齿轮轴向定位，采用挡板固定，根据机械设计课程设计手册中对螺栓的相关规定，本次设计中选用为M16全螺线，其长度l=40mm。曲轴后端设有法兰和加粗的轴颈，飞轮与后端用螺栓和定位销连接，定位销用来保证重装飞轮时保持飞轮与曲轴的装配位置。对于后端轴颈的直径设计，根据设计要求，曲轴承受的最大扭矩为463000N.mm，因此由式可得：因此，曲轴后端的主轴颈取。对于法兰盘而言，本次设计中取法兰盘的外径为d法=120mm，厚度取h法=30mm。采用6个螺栓连接，螺栓根据机械设计课程设计手册选择M12。再根据机械设计课程设计手册中对圆柱销的相关规定，本次设计中采用两个直径为10mm的销为飞轮的安装定位11。2.2.8曲轴的止推设计为了防止曲轴由于受热膨胀而伸长或受斜齿轮及离合器等的轴向力而产生轴向移动，在曲轴和机体之间设置了一个止推轴承。为了使曲轴相对于机体能自由的沿轴向作热膨胀，止推轴承只能设置一个，且设在前端，从而可以减小轴向移动对配气定时和供油定时的影响。曲轴的轴向间隙应保持2=0.050.29mm。其它各主轴承面间隙应保证曲轴受热，伸长时能自由延伸。2.2.9曲轴的油封装置发动机工作时，为了防止曲轴前后端沿着轴向漏油，曲轴应有油封装置。一般采用的油封结构都是组合式的，常采用甩油盘和反油螺纹进行密封。反油螺纹和机体的间隙为0.250.30mm，安装时必须注意同心度。2.3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（断裂）往往都是由于疲劳产生。因此，对于内燃机各种曲轴均需要进行疲劳验算。曲轴的疲劳强度验算的目的是使曲轴不但在运转中安全可靠，而且能充分利用材料的疲劳强度。为此，要求能精确地确定曲轴的疲劳强度（或许用应力）和曲轴运转时的实际应力（或称工作应力）。多缸机曲轴是静不定的多支承空间连续梁，曲轴的应力状态，与支座弯矩有关，并受支座弹性和轴承孔的不同心度影响。因此用连续法计算曲轴强度较为合理。2.3.1曲拐的受力分析对于多缸发动机的曲轴实际上是一多支承连续梁，受力比较复杂。为了分析其基本受力情况，采用简支梁法进行分析。所谓简支梁法即假定曲轴为一不连续梁，把曲轴合成几段，每段当作简支梁分析。曲拐的受力如图2.5所示，假定计算第i曲拐，左边主轴颈以i表示，右边主轴颈（较靠近功率输出端的）以i+1表示，两者均从主轴颈中间断开。把单元曲拐看作绝对刚体，忽略相邻曲拐、轴承不同心度、轴承工作间隙及支承变形等因素的影响，即把单元曲拐作一简支梁进行计算。作用在曲拐上的力和力矩有：1）沿曲拐半径方向作用的径向力，其中包括K气体压力和活塞连杆往复运动的惯性力所产生的径向力；K1连杆旋转质量的离心力；K2曲柄销的离心力。设使曲柄受压的K力为正；2）沿垂直于曲拐半径方向的切向力T，设指向旋转方向为正；图2.5 单元曲拐受力简图3）由前面气缸传来的扭矩；4）由右边主轴颈传出的扭矩；5）曲柄的离心力Pr；6）平衡重的离心力Pp；7）主轴承的垂直支反力和；8）主轴承的水平支反力和。以上各作用力都按集中处理，作用点如图2.5所示，这些力除K1 、K2和Pr、Pp外均具有周期性交变的性质，即曲轴在不同的转角位置时，这些力具有不同的值或符号。各主要部位受力情况如下：主轴颈（断面）：受到交变力矩Mi、支反力Rki和PTi的联合作用，因此主轴颈的受力性质将是扭转和弯曲的交变应力。由于一般主轴颈都较短，弯曲力矩作用较小，主要考虑交变扭转力矩的作用。由于曲轴疲劳破坏主要是弯曲疲劳破坏，主轴颈的弯曲应力较小，而且圆角处的最大弯曲应力是压应力。因此，一般情况下主轴颈不进行疲劳强度计算。曲柄销（断面）：在曲拐平面内受到Rki、Pr、Pp合成弯曲力矩的作用，在垂直于曲拐平面内受到RTi弯曲力矩的作用，还受到Mi和RTi产生的扭矩MTi的作用，因此曲柄小所受载荷的性质也是扭转和弯曲的交变应力。曲柄（断面）：曲柄承受交变的弯曲、扭转、拉压载荷的联合作用。在垂直于曲拐的平面内：受到Mi和RTi产生的弯矩的联合作用；以及受到RTi的扭转作用。2.3.2弯曲形状系数的计算在曲拐平面内受纯弯矩时，其圆角弯曲形状系数等于圆角表面最大主应力与圆角名义应力之比： 式中 圆角便面最大主应力，可用应变测量的方法求出； 曲柄的名义计算应力。此时弯曲形状系数为： 其中，是标准曲轴的弯曲形状系数。该曲轴，由图2.6确定。图2.6 原始曲轴的弯曲形状系数12 图2.7 轴颈重叠度影响系数f112f1表示轴颈重叠度影响系数。轴颈重叠度就是主轴颈与曲柄销重合的程度，用A表征； 因此有： mm；该设计中曲轴的，；由图2.7可确定=0.93。f2表示曲柄宽度影响系数。该设计中曲轴的，；由图2.8可确定=0.96。f3表示曲柄销空心度的影响系数。该设计中曲轴的；由图2.9可确定=1.045。f4表示轴颈减重孔偏心距e的影响系数。该设计中曲轴的，；由图2.10可确定=0.995。f5表示与圆角连接的曲柄销中减重孔至主轴颈的距离L的影响系数。对于一定重叠度的曲轴，存在一最佳的边距L*，当L=L*时使有最小值。该设计中曲轴的图2.8 曲柄宽度影响系数f2 12 图2.9 曲柄销空心度影响系数f312，由图2.12确定，由图2.11确定=1.15。图2.11 相邻主轴颈的减重孔边至曲柄销距离L的影响系数f512 图2.10 曲柄销孔偏心度影响系数f412 将以上各参数带入式中，即可求得： 2.3.3圆角扭转形状系数的计算图2.12 最佳边距L*的确定12曲轴圆角扭转形状系数等于圆角表面最大切应力与轴颈名义应力之比： 此时有： 其中，表示轴线对称的阶梯轴的扭转系数。该设计曲轴的，；由图2.13可确定=1.54。表示曲柄宽度影响系数。该设计曲轴的；由图2.14得=1.25。图2.14 曲柄宽度和厚度影响系数、12图2.13 轴线对称之阶梯轴的扭转形状系数12表示曲柄厚度影响系数。该设计曲轴的；由图2.14可确定=1.02。表示轴颈重叠度影响系数。该设计中曲轴的，；由图2.15可确定轴颈重叠度影响系数=1.05。图2.15 轴颈重叠度影响系数12表示轴颈空心偏心距e的影响系数。该设计中曲轴的，；由图2.16可确定=0.974。表示轴颈中鼓形减重孔影响系数。其中可按照公式计算得出： 上述计算形状系数的公式的适用范围为：，。结合所设计曲轴的相关参数求的，满足形状系数计算公式的适用条件。因此有：图2.16 轴颈减重孔偏心率影响系数12将以上各参数带入式中，即可求得： 2.3.4应力集中系数、的计算由于形状系数a是在静载荷作用下的应力测定试验中求得的，它只反映了曲轴结构参数对曲轴在静载荷作用下产生的圆角最大应力的影响。但曲轴在实际运转中所承受的是动载荷，而且各种曲轴的材料也不尽相同，为了同时考虑这两方面的影响因素，采用应力集中系数k来衡量： 式中 、 材料对称正应力和切应力集中敏感系数。根据内燃机设计表5-2可查得=0.7，=0.22。因此，将式、分别带入式、可求得： 2.3.5圆角弯曲名义应力幅及平均应力的计算圆角弯曲名义应力可由公式求得： 式中 曲拐平面内，支反力对曲柄厚度中心的弯矩（Nmm）； 曲柄抗弯断面系数（mm2）。 根据内燃机的平均有效压力与标定功率之间的关系有： 式中 内燃机的平均有效压力 （Mpa）； 内燃机的标定功率（kW）； 内燃机汽缸的工作容积（L）； 冲程数，其中本设计中为四冲程，因此； 汽缸数； 转速（r/min）；根据设计要求可知，所设计柴油机的标定功率为92kw，此时的转速为2200r/min。将数据代入式可求得： 进一步可计算出气体的作用力为： 根据图2.5不难计算出支反力N，由此估算出支反力N，。由所设计曲轴的结构尺寸可得出支座中心距曲柄厚度中心的距离a=34 mm。因此有： 将式、依次和式代入式可求得： 由此将式及式带入下式即可计算出圆角弯曲名义应力的应力幅及平均应力： 2.3.6圆角名义切应力幅及平均应力的计算圆角名义切应力可由公式计算求得： 式中 曲柄销圆角所受扭矩，（N.mm）; 曲柄销的抗扭断面系数，（mm2）。 根据设计要求可知，所设计的曲轴承受的最大扭矩，因此估计出该曲轴所承受的最小扭矩为：。将最大扭矩、最小扭矩依次和式代入式可求得： 将式和式代入下式即可求得圆角名义切应力及平均应力： 2.3.7安全系数的计算曲轴的安全系数即曲轴强度的储备系数，它表示曲轴本身的疲劳强度与工作应力之比。圆角安全系数可用下式计算： 只考虑弯曲时的安全系数： 只考虑扭转时的安全系数： 式中 -1、-1 曲轴材料对称循环弯曲和扭转疲劳极限。对于结构钢曲轴的预算可采用：-1=0.45b（Mpa）; -1 =（0.550.60）-1(Mpa)其中b 材料的拉伸强度极限。由材料力学查得球墨铸铁：b=400Mpa，因此可计算出-1=180MPa，-1 =（99108）MPa，此处取-1 =100MPa； 、 分别为弯曲和扭转时圆角处的应力集中系数； 强化系数（亦称工艺影响系数），表明不同加工方法和工艺措施对曲轴圆角部位疲劳强度的影响。因为加工方法影响表面的粗糙深度，当表面经仔细抛光时对疲劳强度提高。尤其对高强度的合金钢来说，更是如此；如圆角表面再经强化处理，疲劳强度可进一步提高，提高的程度视所采用的工艺措施不同而异，其数值可由内燃机设计表5-4查得：=（1.301.90），此处取=1.3； 、 绝对尺寸影响系数，它表明因实际曲轴的绝对尺寸与试件不同时，两者疲劳极限相比的百分数。研究和实验都表明大尺寸或非圆形截面的零件达不到小圆试棒上得到的疲劳强度值。结构钢的和值可由内燃机设计表5-5查得。球墨铸铁的绝对尺寸影响系数可取0.9倍的相应尺寸结构钢的绝对尺寸影响系数；因此可计算得出本设计中球墨铸铁的绝对尺寸影响系数为：，；、 材料对应力循环不对称敏感系数。因为曲轴的材料的疲劳强度一般是指对称循环下的极限应力，而曲轴承受的载荷属于非对称循环，其工作应力也呈非对称循环变化。计算中需要考虑不对称的平均应力对疲劳强度的影响。其值可表示为：其中 、 分别为脉动循环时材料的弯曲和扭转疲劳极限，对于钢曲轴=（1.41.6）-1Mpa，=（1.62.0）-1 MPa，取=252MPa，=160MPa，则=0.43， =0.25；、 弯曲和扭转时的名义应力幅和平均应力。综合以上所求得的各个数据，首先分别代入式和式求得： 因此，将所求得的以及代入式即可求得圆角安全系数为： 由于多缸机曲轴扭转振动和动载荷对曲轴的冲击作用将增大曲轴的应力。所以，引用动力强化系数和动载荷系数c来修正安全系数13： 式中 动力强化系数，根据内燃机设计表5-6查得；c 动载荷系数，一般c=1.11.3，高速机取上限，本设计中取c=1.3。因此，将原有的圆角安全系数代入式经过修正之后，可求出最终的安全系数n： 对于高强度球墨铸铁曲轴，由于材料质量不均匀，而且疲劳强度的分散度较大，要求安全系数，由此可得到本设计的曲轴安全。 6108柴油机曲轴三维建模3 6108柴油机曲轴三维建模3.1曲轴的建模过程3.1.1 新建文件打开Creo2.0，单击【新建】按钮或选择下拉菜单中的“文件”“新建”命令，在打开的“新建”对话框中，选择“类型”为“零件”，“子类型”为“实体”，输入名称为“qu-zhou”，取消“使用默认模板”复选框，然后单击【确定】按钮14。如图3-1图3.13.1.2 创建第三主轴颈、曲柄臂、及平衡重绘制如图3-2所示的二维图，在工具栏内单击按钮，完成草图的绘制。在操控面板中选取深度类型，再在“深度”文本框中输入深度“40”，回车。结果如图3-3所示。 图3.2 图3.3选择如图3.4所示的平面作为草绘平面，绘制如图3.5所示的二维草图图3.4 图3.5图3.6 图3.7如图3.6所示拉伸得到第三主轴颈，选择如图3.7所示平面作为草绘平面，并绘制草图。图3.8 图3.9拉伸1mm得到如图3.8所示特征，选择图3.9所示平面为草绘平面，绘制如图所示草图。图3.10 图3.11然后创建如图3.10所示特征，选择如图3.11所示平面为对称平面。镜像得到如图3.12所示特征，并选择图3.12所示平面为草绘平面，完成特征创建。图3.12 图3.133.1.3创建第二主轴颈、曲柄臂及平衡重 图3.14 图3.15选择如图3.14所示草绘平面，绘制如图3.15所示草图。图3.16 图3.17如图3.16完成第二主轴颈创建，然后选择如图3.17所示平面并绘制如图3.17所示草图15。图3.18 图3.19拉伸草图完成部分曲柄臂特征创建，如图3.18所示。选择如图3.19所示平面作为草绘平面。 图3.20 图3.21绘制如图3.20所示草图，拉伸得到如图3.21所示特征。 图3.22 图3.23选择如图3.22所示平面绘制草图，拉伸1mm得到如图3.23所示特征。图3.24 图3.25绘制如图3.24所示草图，拉伸得到如图3.25所示特征。图3.26 图3.27绘制如图3.26所示草图，并拉伸得到曲柄臂特征如图3.27。3.1.4创建第一主轴颈、曲柄臂及平衡重图3.28 图3.29选择如图3.28所示平面为草绘平面，绘制如图3.29所示草图。图3.30 图3.31拉伸得到如图3.30所示主轴颈特征，再绘