发动机设计课程设计1.4l四行程汽油机曲轴设计.doc

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1、目 录0前言-31汽油机的结构参数-3 1.1初始条件-3 1.2发动机类型-3 1.2.1冲程数的选择-3 1.2.2冷却方式-3 1.2.3气缸数与气缸布置方式-3 1.3基本参数-3 1.3.1行程缸径比的选择-3 1.3.2气缸工作容积V，缸径D的选择-32热力学计算-4 2.1热力循环基本参数的确定-42.2P-V图的绘制-4 2.3P-V图的调整-5 2.4有效功及有效压力的求解-6 2.5 p-V 图向P-a图的转化-63运动学计算-7 3.1曲柄连杆机构的类型-7 3.2连杆比的选择-7 3.3活塞运动规律-73.4连杆运动规律-94动力学计算-9 4.1质量换算-94.2作用

2、在活塞上的力 -105曲轴零件的结构设计-14 5.1曲轴的工作条件，结构形式和材料的选择-14 5.1.1曲轴的工作条件和设计要求-14 5.1.2曲轴的结构形式-145.1.3曲轴的材料-14 5.2曲轴主要尺寸的确定和结构设计细节-14 5.2.1主要尺寸-14 5.2.2一些细节设计-155.2.2.1油道布置-15 5.2.2.2曲轴两端的结构-15 5.2.2.3曲轴的止推-15 5.2.2.4过渡圆角-15 5.2.2.5平衡分析-156曲轴强度的校核-166.1静强度校核-16 6.1.1连杆轴颈的计算-17 6.1.2曲柄计算-176.2曲轴疲劳强度的计算-18 6.2.1主

3、轴颈的计算-18 6.2.2曲柄臂的计算-19小结-20参考文献-20附录-211.4L四行程汽油机曲轴设计0前言 大四上学期我们学习了必修课程汽车发动机设计，紧接着要开始为期三周的课程设计。每个同学都有不同的设计题目，我们要根据自己的题目来查阅资料，结合所学知识，设计出合理的发动机部件。通过这次课程设计，要培养我们综合运用知识的能力，查阅工具书的能力以及运用计算机的能力。我的设计任务是1.4L四行程汽油机曲轴设计。1.汽油机的结构参数11初始条件平均有效压力： 活塞平均速度：18 ms12发动机类型1.2.1冲程数的选择四冲程。1.2.2冷却方式水冷。1.2.3气缸数与气缸布置方式直列式四缸

4、机。13基本参数1.3.1行程缸径比SD的选择 初步选择行程缸径比为1.1。1.3.2气缸工作容积V，缸径D的选择根据内燃机学的基本计算公式： （公式1） （公式2） （公式3）其中发动机的平均有效压力，依题取1.0MPa 气缸的工作容积，4*=1.4L 发动机的气缸数目 ，依题为4 发动机的转速 活塞的平均速度，依题取16m/s 发动机活塞的行程 发动机气缸直径发动机的行程数，依题为4根据以上的条件代入以上公式，并圆整得：D=74mm ，S=81mm，=15.9ms，P=1.0MPa，n=5900 r/min，=0.348L，Pe=68.44kW2热力学计算通常根据内燃机所用的燃料，混合气形

5、成方式，缸内燃烧过程（加热方式）等特点，把汽油机实际循环近似看成等容加热循环。汽油机的工作过程包括进气、压缩、做功和排气四个过程。在本设计过程中，先确定热力循环基本参数然后重点针对压缩和膨胀过程进行计算，绘制P-V图并校核。2.1热力循环基本参数的确定根据参考文献【内燃机学】压缩过程绝热指数n=1.281.35，初步取n=1.30 膨胀过程绝热指数n=1.311.41，初步取n=1.35 根据参考文献【内燃机学】汽油机压缩比=812，初取=9 根据参考文献【发动机设计】，初取=72.2 P-V图的绘制通常情况下，压缩始点的压强在P=（0.80.9）P（P为当地大气压力值），假定外界P=0.10

6、MPa，选定P=0.09 MPa，将压缩过程近似看作绝热过程，由n=1.30，并利用PV=const，可以在excel中绘出压缩过程线。混合气体在气缸中压缩后，经等容加热，利用值可得最大爆发压力值。膨胀过程类似于压缩过程，由n=1.36，绘出膨胀线。最后连接膨胀终点和压缩始点。得出理论的P-V图1。简化的条件为：假设工质是理想气体，其物理常数与标准状态下的空气物理常数相同。假设工质是在闭口系统中作封闭循环。假设工质的压缩及膨胀是绝热等熵过程。假设燃烧过程为等容加热过程，工质放热为定容放热。= （公式4）Pa=0.09Mpa, Vs=0.348L =0.0435L，Va=0.3915L，得Pc=

7、1.57MPa=11Mpa （公式5）得Pb=0.57MPa图1理论P-V图2.3 P-V图的调整实际的P-V图和利用多变过程状态方程绘制的P-V图还存在一些差别，主要是点火提前角和配气相位的原因。对1图作以下调整：最大爆发压力：P=2*(Pz-Pc)+Pc=7.86MPa，以此值与原图形相交，水平线以上的部分去掉，余下部分作些调整。考虑到实际过程与理论过程的差异，最大爆发压力发生在上止点之后1215，选择最高爆发压力出现在上止点后12.点火提前角：据资料得常用的范围是2030，经调整后取26。排气提前角：常使用的范围是4080，经调整后取60。调整后的P-V图如下图2：图2 调整后P-V图2

8、.4 P-V图的校核由热力学计算所绘制的示功图为理论循环的示功图，其围成的面积表示的是汽油机所做的指示功，数值由对示功图积分后求得的面积来表示： （公式6）其中： Pa=0.09MPa; Pb=0.63MPa;Vc= Vz=0.0387L; Vb= Va =0.348L将上述数值代入得：Wi=400.3J则汽油机平均有效压力： （公式7）=66.9kW （公式8）与前面计算的结果大致一样，在2%以内，故上面选取的参数和以后的相关计算在满足制造的同时能够前后一致。3.运动学计算3.1曲柄连杆机构的类型在往复活塞式内燃机中基本上采用三种曲柄连杆机构：中心曲柄连杆机构，偏心曲柄连杆机构和关节曲柄连杆

9、机构。其中中心曲柄连杆机构应用最广泛。本次设计选择中心曲柄连杆机构。3.2连杆比的选择据【发动机设计】知，=1/31/5，车用发动机多用小连杆，初选=1/3.8。则连杆长度L=r/=154mm。3.3活塞运动规律活塞位移： （公式9）=1/3.8，为曲轴半径，经计算后X-图如下图4所示：图4 X-图活塞速度： （公式10） 图5 V-图活塞加速度： 图6 a-图3.4连杆运动规律连杆式做复合平面运动，即其运动是由随活塞的往复运动以及绕活塞销的摆动合成。连杆相对于气缸中心的摆角： （公式11）连杆运动规律如下图7所示图7 连杆运动规律4.动力学计算4.1 质量转换沿气缸轴线作直线运动的活塞组零件

10、，可以按质量不变的原则简单相加，并集中在活塞销中心。粗略计算，将活塞看做薄壁圆： （公式12）其中D=74mm，L为活塞厚度L=8mm，活塞材料为共晶铝合金：=2.7g/cm3，H为活塞高度H=（0.81.0）D=60mm。得142g匀速旋转的曲拐质量，可以按产生离心力不变的原则换算，并集中在曲柄销的中心。 （公式13）做平面运动的连杆组，根据动力学等效性的质量，质心和转动惯量守恒三原则进行质量换算。3个条件决定三个未知数，可用位于比较方便的位置上即连杆小头，大头和质心处三个质量来代替连杆。实际结果表明m与m、m相比很小，为简化受力分析，常用集中在连杆小头和大头的2个质量代替连杆。 （公式14

11、） （公式15）往复质量： （公式16）旋转质量： （公式17）mj=142+238=380g4.2作用在活塞上的力作用在活塞销中心的力，是Fg和Fj的合力，Fg为气体作用力，Fj为往复惯性力。（1）气体力 （公式18）P活塞顶上的压力，P-活塞背压根据气缸内压力与曲轴转角的关系，应用EXCEL求解相关数据（数据记录在附录中）作出下图8。图8 气体作用力图（2）惯性力往复惯性力： Fj在机构中的传递情况与Fg很相似，Fj也使机构受负荷，也产生转矩和倾覆力矩，由于Fj对汽缸盖没有作用，所以它不能在机内自行抵消，是向外表现的力，需要由轴承承受。则由于活塞和连杆小头的往复运动而引起的往复惯性力Fj

12、的大小：Fj和曲轴转角满足下列关系式，即 （公式19）应用EXCEL求解相关数据（数据记录在附录中）作出下图9图9 往复惯性力（3）旋转惯性力Fr=mrr2，当曲轴角速度不变时，Fr大小不变，其方向总是沿着曲轴半径向外。如果不用结构措施（如平衡块）消除，它也是自由力，使曲轴轴承和内燃机承受支反力，它不产生转矩和倾覆力矩。在本次设计中，用平衡块结构措施消除，所以在计算中可以忽略它。作用在活塞销中心的力，是Fj和Fp合力。即F= Fj+Fp。把该力分解到连杆方向P2和垂直于气缸中心线方向P1。连杆方向的力P1沿连杆传递到连杆大头，该力以同样的方向和大小作用在曲柄销上。把P1分解到曲柄销半径方向和垂

13、直于曲柄销半径方向。其中各力在大小上满足下列关系式：侧压力 （公式20） 连杆力 （公式21）切向力 （公式22）径向力 （公式23）作出下列图10-13,数据见附表。图10 侧压力连杆力图图11 切向力径向力图5曲轴零件结构设计5.1曲轴的工作条件、结构型式和材料的选择5.1.1曲轴的工作条件和设计要求曲轴是在不断周期性的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩（扭转和弯曲）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。对于各种曲轴，弯曲载荷具有决定性意义，而扭转载荷仅占次要地位，曲轴破坏统计表明，80左右是由弯曲疲劳产生的。因此，曲轴结构强度研究的重点是弯曲疲劳强度。设

14、计曲轴时，应保证它有尽可能高的弯曲强度和扭转刚度。要使它具有足够的疲劳强度，特别要注意强化应力集中部位，设法缓和应力集中现象，也就是采用局部强化的方法来解决曲轴强度不足的矛盾。曲轴各轴颈在很高的比压下，以很大的相对速度在轴承中发生滑动摩擦。这些轴承在实际变工况运转条件下并不总能保证液体摩擦，尤其当润滑不洁净时，轴颈表面遭到强烈的磨料磨损，使得曲轴的实际使用寿命大大降低。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。5.1.2曲轴的结构型式曲轴从整体结构上看可以分为整体式和组合式，随着复杂结构铸造和锻造技术的进步，现代内燃机几乎全部都用整体式曲轴。从

15、支承方式看，曲轴有全支承结构和浮动支承结构，为了提高曲轴的弯曲强度和刚度，现代多缸内燃机的曲轴都采用全支承结构。5.1.3曲轴的材料曲轴材料一般使用45，40Cr，35Mn2等中碳钢和中碳合金钢。轴颈表面经高频淬火或氮化处理，最后进行精加工。目前球磨铸铁由于性能优良，加工方便，价格便宜广泛地用于曲轴材料。本设计采用QT800.5.2曲轴主要尺寸的确定和结构细节设计5.2.1主要尺寸综合以上考虑，确定主要尺寸如下：主轴颈直径D1=(0.650.75)D=55mm主轴颈长度L1=25mm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=

16、（0.20.25）D=20mm曲柄臂宽度b=（0.81.2）D=85mm根据主轴颈长度和曲柄销长度以及曲柄臂的厚度，确定缸心距为L=2h+L1+L2=85mm5.2.2一些细节设计5.2.2.1油道布置在确定主轴颈上油道入口和曲柄销上油道出口的位置时，既要考虑到有利于供油又要考虑到油孔对轴颈强度的影响最小。一般油孔只要安排在曲拐平面旋转前4090的低负荷区都是合理的，油道不能离轴颈过渡圆角太近。油孔直径一般不大于0.1d，但最小不得小于5mm。孔口不应有尖角锐边，而应有不小于0.04 d的圆角以减缓应力集中。5.2.2.2曲轴两端的结构曲轴前端一般装有扭转减震器，发动机的各种辅助装置如机油泵，

17、冷却水泵等，由安装在前端的齿轮或皮带轮驱动，配气正时齿轮也安装在曲轴前端。曲轴末端装有飞轮，用于输出总转矩，因此末端要做的粗一些。5.2.2.3曲轴的止推 为了防止曲轴产生轴向位移，在曲轴机体之间需要设置一个止推轴承，承受斜齿轮的轴向分力和踩离合器产生的轴向推力。一般将止推轴承设置在中央轴承的两侧或后主轴承的两侧。止推轴承间隙多为0.05-0.2mm。5.2.2.4过渡圆角主轴颈到曲柄臂的弧度圆角半径R对于曲轴弯曲疲劳强度影响很大，增加圆角对于提高曲轴疲劳强度非常有利，但对于表面耐磨性有不利影响，在保证耐磨条件下取最大圆角。一般R不应小于2mm，否则无法加工。5.2.2.5平衡分析（1）旋转惯

18、性力 （公式24）因为为常数，sin在一个圆周上积分结果为0，故原式等于0。 （公式25）因为为常数，且cos在一个圆周上积分为0，故原式等于0 （公式26）由于和都为0，故原式等于0（2）一阶往复惯性力 （公式27）因为-为常数，且cos在一个圆周上积分为0，故原式等于0（3）二阶往复惯性力 （公式28）因为-4为常数，且cos在一个圆周上积分为0，故原式等于0（4）旋转惯性力矩 （公式29）故得（5）一阶往复惯性力矩 （公式30）因为-为常数，且cos在一个圆周上积分为0，故原式等于0（6）二阶往复惯性力矩 （公式31）因为-为常数，且cos在一个圆周上积分为0，故原式等于06.曲轴强度的

19、校核6.1静强度计算由前面动力学计算查附表，静强度校核要用到的基本数据如下：径向力Pkmax= 9.08=39031.8 N Pkmin= 0.00025=1.075 N切向力Ptmax=2.77=11907.3 NPtmin=0N主轴颈中心到曲柄销中心的距离La=42.5mm 主轴颈中心到曲柄臂中心的距离Lb=22.5mm 主轴颈两端的径向反力Pk=-Pk 切向反力 （公式32）6.1.1连杆轴颈的计算（1）在曲拐平面内的弯曲应力 （公式33）（2）在垂直于曲拐平面的弯曲应力 （公式34）(3) 弯曲总应力 （公式35） (4)扭转应力 （公式36） (5)弯扭总应力 （公式37）各应力小于

20、该材料所许可的最大应力800MPa，所以在允许范围内。6.1.2 曲柄臂计算（1）压缩应力： （公式38）（2）弯曲应力：曲拐平面： （公式39）垂直曲拐平面： （公式40）（3）扭矩Mk引起的弯曲应力 （公式41）（4）扭矩易引起的扭转应力 （公式42）(5) 弯扭总应力： （公式43）各应力小于该材料所许可的最大应力800MPa，所以在允许范围内。6.2曲轴疲劳强度校核由于曲轴工作时承受交变载荷，它的破坏往往都由疲劳产生。因此，对内燃机各种曲轴均须进行疲劳校验。曲柄的疲劳强度验算的目的是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，要求能够较精确的确定曲轴的疲劳强度和曲轴运

21、转时的实际应力。483Nm ；0 6.2.1主轴颈的计算 （公式44） （公式45） （公式46）其中0.7，0.9*0.74=0.66，280N/mm2， （2）扭转疲劳强度 （公式47） （公式48） 扭转系数nT （公式49）6.2.2 曲柄臂计算（1） 弯曲应力： （公式50） (2) 扭转应力： （公式51） （公式52） （公式53） （公式54） 大于极限安全系数n（2.5-3.0），曲轴机构强度是安全的。小结这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。这种意义不光是自己能够独立完成了设计任务，更重要的是在这段时间内使自己深刻感受到设计工作的那份艰难。而这份艰难不仅仅体现在设计内容与

22、过程中为了精益求精所付出的艰辛，还表现在我们克服自己不爱动手的缺点上。通过这次的设计，感慨颇多，收获颇多。更多的是从中学到很多东西，包括书本知识以及个人素质与品格方面。感谢老师的辛勤指导，也希望老师对于我的设计提出意见。这次课程设计让我们进一步开拓了视野，丰富了自己的专业知识，并使我们的专业知识与实际实践结合在了一起。学到了很多发动机和曲轴的知识。为不久以后的毕业设计打下了坚实的基础。为将来在公司里的实践提供了宝贵经验。我一定将会好好总结这次课程设计所获得的宝贵经验，并将它们应用到将来的工作中去，为社会做出自己的贡献。 参考文献1 杨连生内燃机设计北京：中国农业机械出版社，19812 陆际青汽

23、车发动机设计北京：清华大学出版社，1990 3 唐增宝，何永然，刘安俊机械设计课程设计武汉：华中科技大学出版社，19994 周龙保内燃机学北京：机械工业出版社，20055 吴兆汉内燃机设计北京：北京理工大学出版社，19906 沈维道工程热力学北京：高等教育出版社，2002附 录 附表1一些需要的参数活塞行程s(mm)活塞直径D(mm)转速n(r/min)往复惯性质量mj(kg)kg压缩比余隙容积vc(L)817459000.380900435曲柄半径r(cm)连杆长度(cm)半径/长度曲柄角速度(rad/s)进气压力pa（Mp)压力升高比40.51541/3.8586.10097多变指数n1多

24、变指数n2活塞面积Fh（cm2)气缸工作容积 +余隙容积（L） 排量 （L）旋转运动质量mr(kg)13013543039151.40.4附表2 运动学计算曲轴转角活塞位移m活塞速度m/s活塞加速度m/s2连杆摆角汽缸容积ml气体力N往复惯性力N00019508.93043.5-55.8826-7413.3950.0001952.75121619388.411.31490244.33692-55.8826-7367.6100.0007765.46847919029.182.62047946.83734-55.8826-7231.09150.0017378.11849218438.153.907

25、43650.97046-55.8826-7006.5200.00306610.6692517626.635.16653156.68559-55.8826-6698.12250.00474613.0906316610.066.38861863.91315-55.8826-6311.82300.00675815.3549715407.577.56467872.56597-55.8826-5854.88350.00907817.4375514041.548.68587682.54093-55.8826-5335.79400.01167719.31699125379.74361193.72088-55

26、.8826-4764.06450.01452720.9756110920.9610.72959105.9768-55.8826-4149.96500.01759422.399669221.8111.63589119.1701-55.8826-3504.29550.02084623.579427468.54812.45507133.155-55.8826-2838.05600.02424724.50935690.10513.18023147.7812-55.8826-2162.24650.02776125.187753914.63713.80515162.8962-55.8826-1487.56

27、700.03135425.617092168.87314.32432178.3475-55.8826-824.172750.0349925.8033477.509414.73312193.9856-55.8826-181.454800.03863625.75566-1137.3315.02784209.6652-55.8826432.1847850.04225925.48637-2656.5315.20577225.2477-55.88261009.482900.04582925.0101-4064.3615.26526240.603-55.88261544.457950.04931824.34349-5348.715.20577255.61-55.88262032.5051000.05270123.50462-6501.1715.02784270.1586-55.88262470.4451050.05595422.5125-7517.1914.73312284.1498-55.88262856.5321100.05905721.38652-8395.84