L4100柴油机曲柄连杆机构设计（全套含CAD图纸和说明书）
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下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985L4100柴油机设计（曲柄连杆机构）摘 要本次设计主要针对性设计了L4100柴油机的曲柄连杆机构，对这个系统中的各种零部件进行分析相应的分析和设计。由于发动机作为一台完整的动力机械的心脏部位，扮演着居足轻重的加角色。首先从整体方面着手，先确定整个机体采用的形式，确定整机的外形尺寸。再着眼于各个细节部分。将设计任务逐级分配下去，从缸盖的结构，气门传动组的设计，再到活塞连杆组的连杆、活塞、以及曲轴的设计，最后是相关传动机构的设置，油底壳的外形尺寸等等一系列的复杂设计，最后组成一台完整的发动机。若中间任何一道工序出现差错，这一项任务的完成就会大打折扣。因此本此设计在着手设计曲柄连杆机构的所有零部件时，都本着精益求精的态度去完成。由于已经给定了发动机的相关参数，所以在设计之初就需要对曲柄连杆连杆机构中的每一个构件（包括活塞，连杆，曲轴）我们都采用先分析其相应的运动情况，再以此为依据设计相关参数，保证动力学分析时能够合理有效的进行，最后进行同时相关强度、硬度的校核。根据最终校核的情况再做出相应的调整。在保证最大化的轻巧，灵便的同时，保证相关技术要求。最后用CAD绘出相应的几何图形。关键词：柴油机,曲柄连杆机构,动力学分析,CAD制图L4100 Diesel Engine Design (Connecting Rod Mechanism)ABSTRACTThe main purpose of this design is to design the crank connecting rod mechanism of the L4100 diesel engine .including a variety of components . As the heart of the mechanical parts, this system plays a pivotal role.First from the overall aspects of the first to determine the form of the whole body to determine the overall size of the machine. And then focus on the details of the part. The design task is assigned step by step, from the structure of the cylinder head, the design of the valve drive group, to the design of the connecting rod of the piston connecting rod, the piston, and the crankshaft. Finally, the setting of the relevant transmission mechanism, Size and so on a series of complex design, and finally form a complete engine. If any of the middle of a process error, the completion of this task will be greatly reduced. So this design in the design of the crank link mechanism of all parts, are in the attitude of excellence to complete.As the engine has been given the relevant parameters, so the beginning of the design of the crank connecting rod mechanism in each of the components (including the piston, connecting rod, crankshaft) we have to use the first analysis of the corresponding movement, and then As the basis for the design of relevant parameters to ensure that the dynamic analysis can be reasonable and effective, and finally the relevant strength, hardness of the check. According to the final check the situation and then make the appropriate adjustments. In ensuring the maximum lightweight, flexible at the same time, to ensure that the relevant technical requirements. Finally, the use of three-dimensional software CAD to produce the corresponding geometric model.KEY WORDS: diesel engine,the crank connecting rod mechanism;dynamic analysis,three-dimensional software CAD目 录前言.1第一章 曲柄连杆机构受力分析2 1.1曲柄连杆机构运动学2 1.1.1 活塞的位移2 1.1.2 活塞的速度4 1.1.3 活塞的加速度4 1.2 曲柄连杆机构中的作用力4 1.2.1 气缸内可燃混合气的作用力5 1.2.2 机构的惯性力5第二章 活塞组的设计14 2.1 活塞的工作环境总括14 2.1.1 活塞的工作条件和设计要求14 2.1.2工作条件14 2.1.3 活塞头部的设计15 2.1.4 活塞裙部的设计17 2.2 活塞环设计及计算19 2.2.1 活塞环形状及主要尺寸设计19 2.2.2 活塞环强度校核192.3 本章小结21第三章 连杆组的设计22 3.1 连杆的设计22 3.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用22 3.1.2 连杆长度的确定23 3.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算23 3.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算26 3.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算29 3.2 连杆螺栓的设计31 3.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力31 3.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算31 3.3 本章小结32第四章 曲轴的设计33 4.1 曲轴的结构型式和材料的选择33 4.1.1 曲轴的结构型式33 4.1.2曲轴的材料33 4.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计34 4.2.1 曲柄销的直径和长度34 4.2.2 主轴颈的直径和长度34 4.2.3 曲柄34 4.2.4 平衡重35 4.2.5 油孔的位置和尺寸35 4.3曲轴的疲劳强度校核36 4.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩36 4.3.2 名义应力的计算41 4.4 本章小结43结 论44参考文献.43致 谢46前 言1.选题的意义和目的截止到如今，柴油机已经走过了风风雨雨的80多年的岁月历程。这一段岁月中，柴油机的发展有过繁荣，也有过令人唏嘘的阶段。但是随着我们一代又一代人的努力，和坚持不懈的奋斗，柴油机已经取得了可喜的成就，被广泛应用在国民生产生活的各个领域。众所周知，一台发动机能够正常的运行，一定离不开曲柄连杆机构这样一个能够进行动力传动系统。此系统保证发动机各个工作循环的顺利进行，同时将活塞顶部可燃混合气然烧产生的气体压力转化为曲轴的转矩对外输出。其中活塞和缸盖在发动机工作中提供然烧反应场所，连杆在整个运动过程中主要承受着来自高温气体的压力和活塞的王付惯性力所残生的狡辩载荷。初次之外，连杆在在狡辩载荷的作用下还会发生断裂，将会导致一系列的事故的发省。严重者导致柴油机的就此报废，影响工作的正常进行，所以，保证曲柄连杆机构相关参数的正确性具有重要意义。2.主要设计内容设计一款DS=100125mm,12h功率44kW/2200r/min。设计要求：1、整机装配图（纵剖）；活塞、连杆、曲轴零件图。（总图量不少于三张A0图，其中手工绘图不少于一张A0图。）2、撰写设计说明书，不少于12000字。3、翻译外文资料，不少于10000字符。通过查阅相关资料，了解曲柄连杆机构，主要组成结构。研究各零部件的工作环境以及各种先关受力的情况。画出相应的受力分析或者剪力弯矩图，分析完成以后，决定所选尺寸是否符合相关要求，能否是整个机构配合起来能够正常运转，这对于整机的运转稳定性有着重要的意义。本次设计的内容就是要完成L4100柴油机的曲柄连杆机构的活塞、连杆、曲轴的设计使之能够达到我们生产所需。请对照参考观察同类发动机实物，进行曲柄连杆机构相关零件设计。第一章 曲柄连杆机构受力分析 1.1曲柄连杆机构运动学此次设计的曲柄连杆机构的简图，如下所示：图中O点为气缸中心线与曲轴中心线的交点，OB代表的是曲柄，AB代表的是连杆，B是曲柄销的中心点，A点代表的则是连杆小头的中心位置。当个该机构工作时，曲柄以等角速度旋转，OB上任意点都做圆心在O点的圆周转动，A点在活塞内部做往复直线运动，中间的连杆AB段则是做的是一个比较复杂的平面运动。B点是大头鱼曲柄销连接处质量的简化集中点。一般在实际处理问题的时候，通常将连杆简化为集中在连杆大小头的两个质量，这两个质量一个做往复直线运动，另一个则做的是圆周运动，有了此种简化，我们研究连杆的运动规律就变得简单的多了。图1-1 曲柄连杆机构运动简图 1.1.1 活塞的位移如上图1.1所示，我们假设曲柄的转动变化角为，为连杆的摆动幅度角。统一规定方向：逆时针为正，顺时针为负Y。设上止点时活塞的位置是,这时=。设下止点时时活塞的位置是,这时=180。此时活塞的位移为:=(r+) = （1.1）式中：连杆比。然而，上边的式子确能进一步简化，根据上边的结构简化图，我们可以得出以下关系：即 又由于 （1.2）所以有： = （1.3）用牛顿二项式定理将上式1.3中的根号内容展开，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 （1.4）将式（1.4）带入式（1.3）得 （1.5） 1.1.2 活塞的速度 通过对位移公式的关于时间的求导，可以得到速度的公式如下： (1.6) （1.7）和这两个速度一起组成了速度。当或时，这个时候活塞静止或者在这两个点修改行动的方向。然而当时，活塞中心这一点的速度就与连杆小头的速度值一模一样。 1.1.3 活塞的加速度通过对（2.6）求关于时间的倒数，整理可得加速度的公式如下： （1.8）通过对（1.7）求对的微分，可以求出加速度a的相似值为： （1.9）由此可以看出活塞加速度包含和这两个做简谐行为动作的加速度。 1.2 曲柄连杆机构中的作用力施加在曲柄连杆机构上的作用力分别有：缸内气体压力，惯性力和成力。所以气体压力和运动惯行李的相应变化规律对各个部件的作用成为研究的主要部分，计算所需各种参数请参照上边L4100柴油机的设计要求。 1.2.1 气缸内可燃混合气的作用力 （1.10） ； ； 。当已经确定了活塞的直径以后，上边计算的气体作用力值得大小仅仅是由（）的差值。通常情况下，对于柴油机而言，；的气缸内存在的作用力由的值分布于下边表1.1中。计算出气压力如表1.2所示。 1.2.2 机构的惯性力动力分析时之所以会有惯性力的存在，完全是因为整个曲柄连杆机构运动时不是均匀得的，存在着运动不均匀性。然而这个力却非常难以直接确定出来，需要我们对其进行详尽的分析了解，研究他可能出现以及分布的地方。再在次基础上研究所谓的速度和加速度。这样才能将复杂的问题简单化。由于实际情况下，机构的质量分布情况并不理想，是非常不均匀的，这就给我们研究分析带来了诸多阻碍，进行简化，以及质量的换种方式的计算也就成为当务之急。一、机构运动件的质量换算质量需要进行换算的是后，动力学等效原则飞航重要，为了方便后续计算我们梦寐以求的惯性力，才对部件的运动质量进行了简化。表1-1 缸内绝对压力四个冲程终点压力 计算公式 计算公式/MPa进气终点压力 0.08压缩终点压力 1.46膨胀终点压力 0.45排气终点压力 0.115注：平均压缩指数，=1.321.38；压缩比，=9.3；平均膨胀指数，=1.21.30；最大爆发压力，=15-20，取=16；此时压力角=，取=。 表1-2 气压力的计算结果 四个冲程 进气终点 77.23 压缩终点 -102.97 膨胀终点 7001.933 排气终点 1801.968 1、连杆质量的换算由于连杆作为一个整体，在实际计算的时候很不方便。为了使计算以及分析能够尽可能的简单化，可以使用质量替换，如：集中在小头中心位置的质量和集中在大头中心的。由结构简图的分析知道做上上下下的往复运动；做的是沿着圆周做旋转运动的质量，具体形式如下图所示：图1-2 连杆质量的换算简图确定重心位置的方法有多种，我们一般采用的就是索多边形法。将连杆划分成许许多多的小的非常简单的几何形状，分别求出他们的重心以后，再进行合成，进而得到折算到连杆大小头位置处的重心和处的重量 ，如图1-3所示：图1-3 索多边形法2、往复直线运动部分的质量3、不平衡回转质量曲拐的不平衡质量以及其代换质量如图： 图1-4 曲拐的不平衡质量及其代换质量式中：； ； ；曲柄臂质心所在的位置与曲拐中心之间的间距，。质量与换算到大头中心的连杆质量之和称为不平衡回转质量，即 =0.58，=0.46。2、 曲柄连杆机构的惯性力1、 往复惯性力 （1.11）其中曲柄的角速度为： （1.12）式中：曲轴转数，；额定转数=2200，则；连杆比=0.250.315，可以取=0.31，曲柄半径=65。当把每一工况的曲轴转角代入式（1.11），可得结果如下：表1-3往复惯性力的计算结果 四个冲程 进气终点 -10519.68 压缩终点 6324.5 膨胀终点 -10519.68 排气终点 6324.51（2）旋转惯性力 （1.13） 3、 作用在活塞上的总作用力在活塞中心线上存在着气体作用力和往复惯性力，都是作用在活塞销上的，而且合力为： （1.14）计算结果如表1.4所示。四、活塞上的总作用力分解与传递如图1.5所示，首先，将分解成一个叫做沿着连杆轴线作用的力，和一个叫做的侧向挤压缸璧的力。其中沿连杆的作用力为： （1.15）而侧向力为： （1.16）表1-4作用在活塞上的总的作用力 四个冲程 气压力 往复惯性力 总的作用力 进气终点 77.23 -10519.68 -10442.45 压缩终点 -102.97 6324.5 6221.54 膨胀终点 7001.933 -10519.68 -3157.747 排气终点 1801.968 6324.51 8126.748 图1-5 作用在机构上的力和力矩如图中所显示的，当连杆受到压迫时，取正值，连杆收拉伸作用时，取负值。对侧向力而言，他自身形成的反向扭矩与曲轴的旋转方向相反的时候，取正值，相同的时候取负值。符号选取的正确与否，对计算并无太大影响，个人可根据习惯选择。当=时，对运用正弦定理得：求得 将分别代入式（1.15）、式（1.16），计算结果如表1.5所示：表1-5连杆力、侧向力的计算结果 四个冲程 连杆力 侧向力 进气终点 -10717.28 -2410.83 压缩终点 6385.19 1436.356 膨胀终点 -3610.278 -812.136 排气终点 8340.237 1896.923力作用在曲柄臂上，可以分解成两个力，一个是的切向力，另一个径向力，（如图所示）即 （1.17） （1.18）现做出如下规定，和使曲轴逆时针转时为正，力的方向则是指向曲轴时为正。计算出向力、径向力的结果如图:表1-6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/N 进气终点 -3040.242 -1027.856 压缩终点 1811.355 6122.8789 膨胀终点 -1024.17 -346.964 排气终点 2365.96 7797.61第二章 活塞组的设计 2.1 活塞的工作环境总括 2.1.1 活塞的工作条件和设计要求1、 工作条件1、高温导致热负荷大2、 高压冲击性的高机械负荷 3、高速滑动 4、交变的侧压力2、 设计要求鉴于活塞的非常严酷的工作环境，所以着手设计时候需要注意以下几点：1、要选用热强度性好，有良好的散热结构，不会太过膨胀，耐磨。2、形状合适，缸璧的厚度要厚薄均匀，不会吸收很多能量，散热能力优秀，强度和刚度都能满足设计要求，并且校验合格。少有应力集中，与缸套之间的配合几乎没有缝隙，摩擦损失占总的损失只是很小的比例。3、质量小。 2.1.2活塞的材料主要有以下几种常用的铝合金1、铝硅合金。膨胀系数小，密度小。2、铝铜合金。热导率高，高温强度高，可锻性好。但密度和膨胀系数略大。 活塞材料之所以会挑选铝合金，是因为铝合金的各种力学性能相比较而言，是非常出色的，虽说，有时候，力学性能会随着相应元素的配比而有所变化，但是整体上瑕不掩瑜。它在能够满足各项力学性能的时候，既经济又好用，是作为活塞材料的上上之选。 2.1.3 活塞头部的设计1、设计要点活塞的头部结构必须要进行仔细的选择，因为它关系到整个发动机工作的是否顺滑。在活塞的头部安装活塞环，环赛换上部称为顶部。作用就是承受可燃混合气然烧时候产生的作用力，并且在运动过程中通过活塞销传递出去，传给连杆，让整个曲柄连杆机构的作用发挥出来。2、压缩高度的确定关于活塞压缩高度的定义为：是活塞销中心到活塞顶的之间的长度。它的高度的确定对活塞销的位置，顶案，环带高度，上裙高度等一列的存在都有一定的影响。等于火力岸高度、环带高度和上裙尺寸之和组成。=+ 当已经确保了活塞滴气环有了很好的工作环境后，压缩和减少它的值是我们的当务之急，因为这样可以尽可能的减少材料的使用量，以及降低成本，这在实际生产生活中都是很重要的因素。所以为了内燃机的高效率的工作，一定要确定好这一点。（1）第一环位置因为，是活塞直径，本款发动机活塞直径，由此可知： (2.1)（2）环带高度 高速柴油机的气环高度，油环高度。 此次设计中，活塞部分头部分布着四道环，一、二、三道都是气环，四环为油环。各自的高度取值为，。环岸的高度，综合各类发动机的设计值可知一般情况下，。取 ， （2.2） 。 （2.3）因此，环带高度。（3）裙部长度 高速柴油机中一般在（0.65-0.88）范围内，虽说比例如此，但是上下的比例也 不能胡乱选择，比例要合适；上群长度太小，容易造成尖峰负荷，由此拉毛及檫伤的可能性就会大增加。综上所述，所以4100柴油机的。 3、活塞顶和环带断面（1） 活塞顶活塞的形状要根据然烧室的情况来进行挑选设计。燃烧室的形状选择不仅需要缸径，转速，而且还要充分考虑当前的制造水平。在的高速柴油机上通常用直喷性燃烧室，w型燃烧室占大多数。头部设计成为流线型不仅有利于热浪的散失，同时可以减少应力集中，减少活塞变形对工作稳定性的影响，使活塞在高温情况下结构性质能够保持一定的良好的性质。在温度降低的时候，应力集中的情况也得到了进一步缓解，这种情况下活塞的承受能力太差。因为在活塞头的位置需要安装气环和油环，所以就需要对壁厚进行一些额外的注意，厚度要进行相应的加厚处理，一般情况下取为6mm，顶面与避免之间通常都是做出一个过渡圆角，一般取.同时为了减少积炭和热量承受情况，活塞顶的表皮应该很是光滑，在极个别的情况下可以进行抛光操作。（2） 环岸和环槽设计环岸和环槽时候要在活塞、活塞能够正常发挥作用的时候，尽最大可能来减少润滑油的消耗量。这样可以活塞跟汽缸壁出现黏着，同时也避免了拉缸情况的发生。气环的安装也要遵循一定的规则，比如说，槽面水平安装，避免与缸体接触减少摩擦损失，也可以减少上挂有的量。恻隙大值也有一定的要求，不能过大，也补鞥过小。否则都会丧失相应的作用，这点尤为重要，现代发动机中，第一道环槽比较大一点，其他的各个环槽的间隙会逐渐减小。维持环的平稳运行减少刮油也有着十分重要的意义。下表为各个活塞环的开口间隙及侧隙:表2-1活塞环的开口间隙及恻隙 活塞环 开口间隙/ 侧隙/ 第一道环 0.2-0.40 0.05-0.09 第二道环 0.2-0.40 0.03-0.06 第三道环 0.20-0.40 0.03-0.06 第四道环 0.25-0.45 0.03-0.06 2.1.4 活塞裙部的设计设计活塞裙部时，一定要注意保证裙部在工作时具有标准的圆柱体形状、裙部和气缸之间的间隔要达到最小并且要保证合适的比压。只有如此才能让活塞在气缸中活动时能够有正确的导向、使磨损减小和使噪声降低。对于裙部的设计不能制成标准的圆柱形，那样过容易造成卡死在销座的情况。理想的形状就是横断截面为椭圆形，而且长轴是在在垂直与活塞销中心线的方向，短轴平行于销轴方向。按下列方式计算椭圆形状： （2.4）、分别为椭圆的长短轴的长度，如下图所示。图2-3 活塞销裙部的椭圆形状1、 裙部的尺寸裙部的存在就是为了使引导活塞行动，以及活塞换向时能够比较平稳的运行。这一切都要归功于它能够承担一定的侧向力。初次之外裙部还有许多作用，然而当我们考虑润滑情况时，润滑油膜的厚度也是有相应的技术要求，这对他的表面比压有着很大印象，关系到活塞磨损情况以及使用寿命。所以承压面的面积一定要大。裙部比压按如下的公式进行计算： （2.5）式中： 最大侧作用力，通过动力计算求得，=2410.83；。取。则 合适的范围是，本次设计合适。 2.2 活塞环设计及计算 2.2.1 活塞环形状及主要尺寸设计由前面活塞环带的设计，与之对应的就是四道活塞环，前三道都是气环，第四道是油环。这样设计的结果就是能够保证足够的密封性。第一道的形状是筒形还是带有一定的扭曲度的，第二道，大三到都是矩形环，第四道为组合钢环，刮油能力非常优秀。这对减少润滑油的使用量有一定的效果。各道环的高度尺寸分布如下：b1=2.5mm，b2=b3=3mm,b4=4.75mm;径向厚度取推荐值t=5mm； 2.2.2 活塞环强度校核1、工作状态下的弯曲应力 活塞断面的最大弯矩为： （2.6） 由此可得最大弯曲应力为： （2.7） 所以有 （2.8）将式（2.8）带入（2.7）并整理得： （2.9）一般情况下：弹性模量，对合金铸铁；则 符合相应的许用应力范围。2、套装应力在进行安装的时候，必须得保证该道环的内径要比活塞头部的直径要大，取值范围是八倍的t值，由此可知变形量的可以计算出来。相对应的套装应力是： （2.10）则 2.3 本章小结 本章主要设计制造了活塞结构部分中的活塞头部的主要零部件以及相关参数得到的选择，活塞环岸，活塞裙部，以及活塞环的设计都一一体现了出来，校核工作也体现了出来。在本章的最后得出负责任的结论。第三章 连杆组的设计 3.1 连杆的设计 3.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用1、工作情况连杆的运动情况不是一个简单的运动都能概括的，而是好几种运动相互合成的结果，这几种运动分别是；往复直线运动，主要的承担着就是连杆小头的部分，做旋转运动的是大头部分；做左右摆动的就是整个的杆身部分。2、设计要求 由于连杆的工作条件的限制，和它承受着气体压力和往复惯性力的的作用，这个作用就是它们形成的交变载荷。所以对连杆而言，他的强度，刚度，都得达到一定的要求，不然的话后果不堪设想。有可能会出现连杆杆身断裂，连杆螺栓和大头盖的连接就会出现不牢的情况。这样的事故是我们非常不愿意看到的，所以要精益求精，只有曲柄连杆的正常工作，发动机的正常运转才能够很好的实现。保证了设计的质量，对我们整个汽车行业的发展也有着积极重要的作用。这些条件限制着，导致着生产制造时，零件材料的挑选要慎之又慎比较再比较，不能出现设计完不能达到使用要求的情况。强度高的材料必须是首先考虑的因素，其次就是经济性，最后就是相应的工艺处理。3、材料的选择本次设计的连杆采用斜切口，销孔定位的定位方式，所选彩料范围主要有以下几种类型：（1） 中碳钢，中碳合金。（2） 球墨铸铁；（3） 铸铝合金。采用45中碳钢经常使我们的首选，完成相应的加工工序以后再对表面喷丸强化处理，使其力学性能在上一层楼。 3.1.2 连杆长度的确定 连杆杆身长度是一个自定值，它与曲柄半径和结构参数有关。的值对发动机也有很大的影响。其值小可以降低曲轴平衡块和与活塞和气缸套之间的干涉，降低设计难度，可以降低二阶往复惯性力，增大气缸内的最大压力。（注：，取，则） 3.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算1、连杆小头的结构设计主要结构尺寸如下图所示，图中，。在连杆小头孔内不是仅仅为一个通孔，而是还需要安装衬套的。衬套的安装方式是压入的，而且还是在小头孔有一定的过盈量的情况下压入的，要求精度之高令人咋舌。衬套的材料不能胡乱挑选，必在一定的材料体系里面挑选这关系到连杆小头的作用能否正确的发挥，以及使用寿命的延长。这是非常重要的需要注意的点。所以综上所述，材料选的是锡青铜；厚度为为2.5mm；小头孔直径为40mm。2、连杆小头的强度校核图3-1 连杆小头主要结果尺寸（1）衬套过盈配合的预紧力及温度升高引起的应力由于衬套过硬配合及受热膨胀产生的径向均布压力为： （3.1）式中：表示的是衬套压入连杆小头时时的过盈量，；一般青铜衬套，取，其中：表示的是运动过程中温度升高的量为一百到一百五十之间；10；计算小头承受的径向压力为：=48.55根据下面公式可以计算出由引起小头外侧及内侧纤维上的应力（注p为径向分布力）外表面应力 （3.2）内表面应力 （3.3）的允许值一般为，校核合格。（2）连杆小头的疲劳安全系数仅考虑工艺因素对疲劳强度的影响，连杆小头安全系数的计算方法可以采用如下的方法： （3.4）式中：（注：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 3、连杆小头的刚度计算当活塞销采用浮动式的时候，在水平方向上，连杆小头因为往复惯性力而产生的形状变化，所使用的公式为: （3.5）式中：代表运动过程中的变形量，；连杆小头的平均直径，； 连杆小头断面积的惯性矩， 可见该设计的变形量还是很小的，设计还是比较合格的，相比较于一般的间隙值，这个结果非常令人满意。 3.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算1、连杆杆身结构的设计从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，杆身断面采取的样式非常取巧，用的都是工字形。这在不影响刚度和强度的情况下，同时减轻了重量，这是很经典的一个设计方案。本次设计杆身 截 面 宽度取，截 面 高。2、连杆杆身的强度校核该校核主要是针对拉压应力造成的交变载荷进行校核。在计 算 过程中，选择 标 定 转动 速度 或者 最 大的 转动 速度 的工作情况的时候，活 塞 的位置 处在 排 气的 最上 边的静 止 点。需要 引起 注 意 的地 方是，对于不同的需要进行的计 算截的 面，要考 虑截 面 上边在运动的质量的 不同，能够产生 的惯 性力 也 是 不一样的。我们在拉 应力 计 算的情况下，一定要 挑选那个 是最大转矩工况 跟着全部符合情形 下的标定转 速情况，时刻注意侧弯会不会出现，一旦出现，这个设计就意味着不合格，需要重新调整设计方案。（1）最 大 的 拉 伸 应 力 （3.6）式中：杆身断面截面积，不过相对柴油机而言，为活塞能够投影出来的面积大小，取。则最大拉伸应力为： （2）杆身的压缩与纵向弯曲应力最大压缩力： （3.7） 当连杆在经受最大的压力时，杆的身体中间断开面就会产生纵方向上的折弯。本次设计的连杆连杆总的长度为；另一个方向上的折弯就是在垂直于摆动的平面上的，这种情况下，可以将杆的连头看做为固定不动的支撑点的，由此计算出这两个固定点的距离就是；以此数据为依据来计算在平面内的合成应力。则这个应力的计算过程如下图所示：设在摆动平面内的安全系数是；垂直于摆动面的安全系数是则他们的各自计算结果如下：许用值的范围，本次校验核的结果为：合格。 3.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算 1、连杆大头的结构设计与主要尺寸连杆大头的尺寸和结构跟着曲柄销的大小有关，各个相关参数如下：曲柄销直径；、长度；、连杆轴瓦厚度；连杆螺栓直径。设计中确定，；大头宽度；轴瓦厚度取；大头孔直径。螺栓孔的凸台高度，出于对连杆大头结构紧凑性两螺栓中心的间距是有限制的不能太大也不能太小，取值范围一般都控制在1.2道1.3倍的小头直径的距离，这回采用的距离就是83毫米。空外边的壁厚也要预留出一定的厚度，防止刚度不能达到要求，导致连接不牢，影响功能的实现。这些注意事项都需要一一进行考虑。2、 连杆大头的强度校核可以计算的连杆盖子的最大的载荷，计算结果如下： 需要进行计算的危险断面弯矩和法向力如下：Nm （3.16）据此结果求出关于大头盖处一系列的校核，（例如：参数中间断面弯矩、大头盖中间断面的法向力、大头盖及轴瓦的断面面积、大头盖及轴瓦的惯性矩、中间断面的应力为） （3.17） （3.18） ， ， 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：因为许用值为，则本次校验结果为合格。 3.2 连杆螺栓的设计 3.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力设计完连杆杆身以及大头以后，根据推荐气缸直径值选取相应的连杆螺栓。螺栓直径的大小关系着整个连杆组运动的运行，以及整机的运转状况，若是出现一点问题，就会被无限放大，进而影响整个机体的运行。所以选取后一定要进行校核，以满足设计要求。而本次设计采用的是M12 的连杆螺栓，并且将一系列有关需要校核的数据都一一呈现在下边的计算中。每个螺栓承受的最大拉伸载荷： 即 （4.19） 3.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算 连杆螺栓预紧力不足不能保证连接的可靠性，但预紧力过大则可能引起材料超出屈服极限，则应校核屈服强度，满足 （3.20）式中：，；（螺栓最小截面积） ；（螺栓的总预紧力） （安全系数，取1.7；材料的屈服极限）那么连杆螺栓的屈服强度为： 则校核合格。 3.3 本章小结因为连杆是整个动力传动组中比较重要的部件，他的设计好坏程度，很大程度上会决定这台发动机性能的好坏。所以对连杆组中的连杆大头，小头，杆身，以及禁锢螺栓的情况都一一进行分析，在选定材料以后，进行结构磁村的确定，最后完成相应的校核。看看是否符合实际生产生活中对此解耦的要求，如果不合适，还得进一步进行调整，使之能够比较完美的出现在大家的面前。第四章 曲轴的设计 4.1 曲轴的结构型式和材料的选择 4.1.1 曲轴的结构型式曲轴的结构形式大体上分为两种，一种是整体式，一种是组合式。这两种形式的曲轴分别适合不同类型的发动机。但是对于一般的小型中高速采油机一般采用的都是组合式曲轴，因为这样制造简单，并且工艺不是很复杂，最重要的一点就是成本较低。综上所述，除非大功率的柴油机的曲轴又粗又长，通常情况下，整体式的曲轴都是我们着手设计时的首选。如图4.1所示即为本次设计的整体式曲轴结构简图。图4-1 曲轴的结构型式 4.1.2曲轴的材料截止目前为曲轴广泛采用的材料就是球墨铸铁，因为球墨铸铁具有一系列优点：比如说，成本低，耐磨性好，吸收震动能力强，缺口的敏感性很低，抗扭转的疲劳强度很高这些优点。这就使得球墨铸铁成为了本次曲轴设计材料的首选。 4.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计 4.2.1 曲柄销的直径和长度 对于高速柴油机，为气缸直径，曲柄销直径；已知=100，则，曲柄销直径的值取为=0.65=65。在开始设计曲柄销，确定其直径的时候。首先要考虑到的是它承载的负荷要比主轴颈要大的多，润滑油能否顺畅的润滑成为首要关注问题。因此也就有了严格的取值范围要求，不能过大，这样会导致润滑油流动不畅，轴径容易发生变形。也不能过小，会导致润滑油很容易流失，没法建立起润滑油膜。所以为了保证满足这些要求，一般取/=，则=0.6=39。 4.2.2 主轴颈的直径和长度若我们需要从曲轴全长各部分相同刚度的角度考虑的话，理应做成成但但是回过头来看为了各部分的强度相同，则应该做成成。但在实际加工和实践过程中，为了保证曲轴各部分尺寸协调，一般取取，取=1.15=75。对于长度方面的要求，大体上与连杆轴颈相同，但是由于承受的载荷较小，长度可以相较曲柄轴颈小一点。据统计，取=0.39=39。 4.2.3 曲柄对于曲柄的挑选，选择的时候要保证它要有合适的厚度和一定的宽度，这样才能使曲轴的强度和刚度能够得到有效保证。一般情况下椭圆形是比较普遍的形状，这样不仅可以最大限度的减少曲轴的质量减小曲轴的不平衡质量，同时将肩部多余的质量剔除掉。宽度，取，厚度，取。关于曲柄销和主轴颈与曲柄连接处的应力集中问题，通常情况下采用的都是加工出一定的过渡圆角，不仅加大圆角半径可使圆角应力的值降低，而且不能过小，不能小于0.05或2.5，通常使用值就是是=4。 4.2.4 平衡重 众所周知，平衡重用来平衡曲轴连杆轴颈和曲柄产生的离心惯性力矩，使曲轴能够平稳运转，并且减少轴承与轴瓦的磨损。 有的平很重与曲轴是连接在一起的放置在曲柄的前端。有的曲轴则是单独设置平衡块，用螺栓跟曲轴前端连接在一起。整个曲轴，都要受弯矩的影响，有发生纵向玩弯曲的倾向。为了能够解决这个问题，我们想出来了在曲柄相反的方向上设置对应的平衡重，让他产生的力矩来平衡活塞惯性产生的不平衡力矩。 4.2.5 油孔的位置和尺寸为了使曲轴工作时，各个轴承能够稳定可靠的工作，对它们必需有充分的润滑润滑油是必不可少的，与之对应的是如何布置油道的，以及油道的尺寸该如何选择，都需要正确选用。润滑油的供给是由机体上的猪油到进入，通过主轴颈和曲柄销的斜油道进行润滑油的分布，供油孔的尺寸要保证供油量是足够的，能够满足运行时的需求量。曲柄销上运动时会有低负荷和高负荷区域，而油孔的开设位置一般都是在负荷较低的地方，这样可以提高润滑油润滑功能更好的实现。由于当油道通过曲拐的时候，出口处的应力集中会非常严重，为了避免这种现象的发生，油孔的角度开设也是有一定要求的。综上各种因素考虑，油孔的位置在小于处比较合适。本次设计油道的直径取为6。 4.3曲轴的疲劳强度校核 4.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩1、 计算公式及其推导如下图所示，可以将曲轴简化为等面积的梁，而且由于我们假设的是每一段轴颈的支撑都是相同高度的，所以不需要考虑不在支座的弹性形变以及加工过程中会出现的不同的轴度，用集中力的方式对各拐中央某一点施加。平衡块的宽度方向上就成了离心力的主要施加方向，当进行转换以后，为了保证能够前后一致，需要作出剪力弯矩图，进行必要的分析和计算。再以两端转角的变形是相互协调的为条件，保证中间各个轴承的完整性。 由材料力学分析可以得到以下角变形量的计算：（若）： （4.1） （4.2）由形变协调条件=可得， 图4-2 连续梁受力图=又因为，所以 （4.3）设（,为第一，第二处支撑的弯矩）；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18。2、曲拐平面内支承弯矩计算已知=393+242=165，当=2，=3，=4时，由式（4.3）得方程组（4.4）： （4.4）如表4-1所示。由、知，各个工况下各支承处的弯矩如表4-2所示。同理根据表4-3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4-4所示。 表4-1 各工况下载荷数据 (单位：) 工况 一 -346.96 7997.61 6122.88 -10276.86 二 7997.61 -10276.86 -346.96 6122.88 三 -10276.86 6122.88 7997.61 -346.96 四 6122.88 -346.96 -10276.86 7997.61 工况 一 5.45 133.87 -68.23 二 8.42 -110.05 75.89 三 -66.49 -126.79 -32.38 四 25 93.32 -42.42 表4-2各工况下曲拐平面内弯矩计算结果 （单位：） 表4-3 各工况下载荷数据 (单位：) 工况 一 -1024.71 2365.96 1811.36 -304.24 二 2365.96 -3040.24 -1024.17 1811.36 三 -3040.24 1811.36 2365.96 -1024.17 四 1811.36 -1024.17 -304.24 2365.96表4-4曲拐平面的垂直平面弯矩计算结果 (单位：） 工况 一 5.45 133.87 -68.23 二 8.42 -110.05 75.89 三 -66.49 -126.79 -32.38 四 25 93.32 -42.42 3、支反力计算求得各支承弯矩后，就用如图所示的模型来计算各个支座的支反力。图4.3 支反力计算模型得到支反力表达式如下： （4.5） （4.6）式中：表示的是曲柄销的力；表示的是曲柄销的力；连杆旋转总的离心力已知，由公式（4.5）、（4.6）计算可以得到各个支座的支反力，其值如下面两个表所示。表4-5各工况下曲拐平面内支座反力计算结果 （单位：）工况 一 -3635.44 535.35 -401.19 8599.57 -3461.9二 536.81 -8599.19 -3635 -401.3 -3641.9三 -8599.58 -401.13 -537.38 -3635.74 -3461.9四 -400.74 -3636.71 8600.9 -537.38 -3641.9表4-5 各工况下垂直于曲拐平面内支座反力计算结果 （单位：）工况 一 -512.1 1182.52 905.46 -1595.9 0二 1182.97 -1519.73 511.83 905.5 0三 -1529.9 905.46 -1182.52 -512.1 0四 905.5 -511.83 -1519.73 1182.93 0 4.3.2 名义应力的计算曲轴的材料选用：QT9002，对应的弯曲疲劳强度极限为=0.35,扭转疲劳强度极限是=0.25模型如下图：图4.4 单拐计算模型181、弯曲应力 首先由表4.5和图4.3可知，最大支反力，对应的支承弯矩，最小支反力，对应的支承弯矩，计算出的曲拐平面内曲柄臂中央处弯矩，其中弯矩最大值为： （4.7） （4.8） （4.9） （4.10） （4.11）则圆角弯曲应力幅和平均应力值的结果如下： （4.12） （4.13）2、扭转应力首先由表4.4和表4.6可知，。 （4.14） （4.15）（以上为圆角承受的扭矩计算) (曲柄销抗扭截面系数) （4.16） （4.17） (圆角名义切应力) （4.18） （4.19） （4.20）此结果远小于许可使用值，则本次校验合格。 4.4 本章小结曲轴是动力系统力学转换机构的重要机构，关系到发动机的性能好坏。设计时在合理选材的基础上，对各个
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