四冲程汽油机曲轴组设计

1、列表序言1汽油发动机结构参数11.1初始条件11.2引擎类型11.2.1选择笔划数11.2.2冷却方法11.2.3气瓶数和气瓶布局11.3基本参数11.3.1行程镗孔直径比s/d选择11.3.2气缸工作体积v，镗孔d选择1热力学计算22.1确定热循环的基本参数22.2绘制P-V图22.3 P-V图的调整32.4检查P-V图表43.运动学计算43.1曲柄和连杆机构类型43.2选择连杆比率43.3活塞运动规律53.4连杆运动规律64.动力学计算64.1质量转换64.2作用于活塞的力75曲轴零件结构设计105.1曲轴工作条件、结构样式和材料选择105.1.1曲轴工作条件和设计要求105.1.2曲轴结

2、构类型105.1.3曲轴材料105.2曲轴的主要尺寸确定和结构详细设计105.2.1主要尺寸105.2.2部分详细设计11曲轴强度校核126.1静态强度计算126.1.1连杆轴颈计算136.1.2曲柄臂计算136.2曲轴疲劳强度校核146.2.1主轴颈计算146.2.2曲柄臂计算15摘要16参考文献17附件记录181.6L四冲程汽油机曲轴设计序言第4学期学习必修课程汽车发动机设计后，开始为期3周的课程设计。不同的同学有不同的设计问题。我们必须根据自己的标题审查资料，结合所学的知识设计合理的发动机部件。这次课程设计有助于我们培养综合使用知识的能力、参考书访问能力和计算机使用能力。我的设计任务是1

3、.6L四冲程汽油发动机曲轴设计。1.汽油机结构参数1.1初始条件平均有效压力：活塞平均速度：18m/s1.2引擎类型1.2.1选择笔划数四行政。1.2.2冷却方法水冷。1.2.3气瓶数量和气瓶布局串联式四缸机器。1.3基本参数1.3.1行程镗孔直径比s/d选择第一次选择笔划内孔率为1.0。1.3.2选择气缸工作体积v、镗孔d根据内燃机的基本计算公式：(公式1)(公式2)(公式3)引擎的平均有效压力为1.0MPa汽缸工作容量，=1.8L引擎气缸数，4引擎速度活塞的平均速度，按标题15m/s发动机活塞冲程发动机气缸直径引擎行程数，4根据上述条件替换和舍入上述公式。D=80mm，S=80mm，=1.

4、0MPa，n=5655r/min，Pe=75kW热力学计算一般来说，根据内燃机使用的燃料、搅拌机的形成方法、缸内燃烧过程(加热方法)等特点，汽油机的实际循环由等容量加热循环近似。汽油机的工作过程包括进气、压缩、工作和排气四个过程。在此设计过程中，首先确定热循环的基本参数，然后绘制和检查P-V图，重点计算压缩和扩展过程。2.1热循环基本参数的确定参考文献内燃机压缩过程绝热指数=1.28 1.35，初步服用=1.30膨胀过程绝热指数=1.31至1.41；备件=1.35参考文献内燃机根据汽油发动机压缩比，初期11。根据参考文献发动机设计，初始=72.2绘制P-V图通常，压缩起点处的压力为=(0.8到

5、0.9) (p是本地大气压值)，将外部=0.10MPa，选定=0.09 MPa，压缩过程近似值视为绝热过程。您可以使用=1.30和PV=const在excel中绘制压缩进度线。混合气体在气缸中压缩后，通过等效加热可以获得最大爆炸压力值。膨胀过程类似于压缩过程，用=1.35绘制膨胀线。最后，连接延伸端点和压缩起点。得到理论的P-V图1。简化的条件包括：假设工作流体是理想气体，其物理常数等于标准状态下的空气物理常数。假设工作流体是封闭系统中的封闭回路。假设工质的压缩和膨胀是绝热等熵过程。假定燃烧过程是等容加热过程，工作流体用一定容量发热加热。=(公式4)Pa=0.09Mpa，Vs=0.4L，Va=

6、0.40L，Pc=1.80MPa(公式5)Pb=0.56MPa图1理论P-V图调整2.3 P-V图表使用实际P-V图和可变过程状态方程式绘制的P-V图有一些差异，主要是点火提前角和阀相位的原因。调整图1，如下所示：最大爆炸压力：在7.56的情况下，取理论水平的三分之五，与原始形状相交，去掉水平线以上的部分，调整其他部分。考虑到实际过程和理论过程之间的差异，最大爆炸压力发生在相思点后的12 15点，最大爆炸压力发生在相思点后的12点。点火提前角：根据数据，常用范围为20 30，调整后为26。排气引线角度：常用范围为40 80，调整后为60。图2调整后的P-V图2.4检查P-V图表热力学计算绘制的

7、测功机是理论循环的测功机，封闭面积表示汽油发动机的指示力，值表示通过积分测功机获得的面积。(公式6)其中Pa=0.09MPaPb=0.56MPaVc=Vz=0.04LVb=Va=0.4L使用以下内容替换上述值：Wi=469J汽油机的平均有效压力：(公式7)(公式8)与先前计算的结果几乎一致，因此上述选定参数和后续相关计算可以在制造满足期间前后匹配。3.运动学计算3.1曲柄和连杆机构类型往复活塞内燃机基本上使用了三种曲柄连杆机构：中心曲柄连杆机构、偏心曲柄连杆机构和接头曲柄连杆机构。其中，中心曲柄和连杆机构使用最广泛。设计选择中心曲柄和连杆机构。3.2选择连杆比率据发动机设计说，汽车引擎使用更多

8、的小连杆，初选。连接长度L=r/mm3.3活塞运动规律活塞位移：(公式9)=1/4，-曲轴半径，r=40mm。计算的X-图如下图4所示。图4 X-活塞速度：(正式10)具有目的性；图5 V-图活塞加速度：图6 a-图3.4连杆运动规律接头具有复合平面运动。也就是说，其运动与活塞一起由往复运动和围绕活塞销的摆动合成。连杆相对于气缸中心的转动角度：(公式11)图7连杆运动规律4.动力学计算4.1质量转换沿圆柱轴直线移动的活塞组零件可以简单添加，并集中在活塞销中心，这取决于质量恒定的原则。将活塞近似计算为薄壁圆：(公式12)其中D=83mm，L为活塞厚度L=8mm，活塞材料为共晶铝合金。=2.7g/

9、cm3，H表示活塞高度H=(0.81.0)D=74.7mm。是的以恒定速度旋转的角拐质量可以根据离心力恒定发生的原则转换，集中在曲柄销的中心。(公式13)质量变换根据运动等效性的质量，根据质心和转动惯量保存三个原则创建平面运动的链接组。三个条件决定三个未知数，比较方便的位置连杆小头，大头和质心的三个质量可以代替连接。实际结果表明m比m，m小，为了简化应力分析，通常使用两个集中在连杆头和头上的质量代替连杆(公式14)(公式15)往返质量：(公式16)旋转质量：(公式17)4.2作用于活塞的力作用于活塞销中心的力是Fg和Fj的合力，Fg是气体作用力，Fj是往复惯性力。(1)瓦斯力(公式18)P-活

10、塞顶部的压力，p-活塞背压根据气缸内压力与曲轴角度的关系，应用EXCEL将相关数据(数据记录在附录中)解释为下图8图8气体力(2)惯性力往复惯性力：机构中Fj的传递与Fg非常相似，Fj使机构超载，并产生扭矩和倾覆力矩。Fj对气缸盖没有影响，因此不能在机器内部自行抵消，而是外部表示的力，必须由轴承施加。活塞和连杆头的往复运动导致的往复惯性力Fj的大小：Fj和曲轴拐角满足以下关系(公式19)下图9应用EXCEL解决相关数据(数据记录在附录中)图9往复惯性力(3)旋转惯性力Fr=mrr2，曲轴角速度不变时，Fr大小不变，方向始终沿曲轴半径向外。如果不消除平衡块等结构措施，曲轴轴承和内燃机承受支承反作

11、用力的自由力，也不会产生扭矩或倾覆力矩。在此次设计中，通过平衡块结构测量将其删除，因此可以在计算中忽略。作用于活塞销中心的力是Fj和Fp的合力。即F=Fj Fp。垂直于链接方向P2和圆柱中心线方向P1分解力。链接方向上的力P1沿链接传递到曲柄销上作用相同方向和大小的连杆的大头。垂直于曲柄销半径方向和曲柄销半径方向拆卸P1。每个力在大小中满足以下关系：侧压力(公式20)连接力(公式21)切向力(公式22)径向力(公式23)图10侧压力连杆力图11切向力径向力5曲轴零件结构设计5.1曲轴工作条件、结构类型和材料选择5.1.1曲轴工作条件和设计要求曲轴不断的循环气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力和

12、它们的力矩(扭转和弯曲)共同作用，使曲轴扭曲和弯曲，从而达到疲劳应力状态。在各种曲轴的情况下，弯曲载荷具有决定性意义，而扭转载荷只对应于二次位置，根据曲轴断裂统计，弯曲疲劳导致约80%。因此，曲轴结构强度研究侧重于弯曲疲劳强度。设计曲轴时，必须保证尽可能高的弯曲强度和扭转刚度。要具有足够的疲劳强度，特别是要加强应力集中部分，缓解应力集中现象。也就是说，使用部分强化方法解决曲轴强度不足的矛盾。曲轴的每个颈在高非压力下以较大的相对速度在轴承上发生滑动摩擦。这种轴承在实际可变工作条件下并不总是保证液体摩擦。特别是润滑不洁的话，轴颈表面的磨料会变强，从而大大减少曲轴的实际使用寿命。因此，在设计曲轴时，

13、必须给每个轴颈足够的压力区域，并尽可能好的工作条件，以使每个摩擦表面磨损。5.1.2曲轴结构类型曲轴在整体结构方面可以分为整体式和组合式，随着复杂的结构铸造和锻造技术的发展，现代内燃机几乎大部分使用整体式曲轴。从支撑方式来看，曲轴具有整体支撑结构和流动支撑结构，为了提高曲轴的弯曲强度和刚度，现代多缸内燃机的曲轴采用了整体支撑结构。5.1.3曲轴材料曲轴材料一般使用中碳钢、中碳钢，例如45、40Cr、35Mn2。轴颈表面通过高频淬火或氮化加工。目前球磨铸铁性能好，加工方便，价格低廉，在曲轴材料中应用广泛。这个设计使用QT800。5.2曲轴的主要尺寸确定和结构详细设计5.2.1主要尺寸考虑上述注意事项，确定主要尺寸如下：主轴颈直径D1=(0.650.75)D=56mm主轴颈长度L1=28mm曲柄销直径D2=(0.550.65)D=48mm曲柄销长度L2=(0.350.45)D2=20mm曲柄臂厚度h=(0.2至0.25)D=20mm曲柄臂宽度b=(0.81.2)D=80mm根据主轴颈长度和曲柄销长度以及曲柄臂的厚度，圆柱中心距离L=2h L1 L2=88mm5.2.2详细设计5.2.2.1油通道布局在确定主轴颈的注油口和曲柄销中出油口的位置时，必须考虑到油孔对油供应有帮助，并且对轴颈强度的影响最小。典型的油孔放置在角