24l四行程汽油机曲轴组设计_课程设计说明书(编辑修改稿)

24l四行程汽油机曲轴组设计_课程设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

（公式 13） 沿气缸轴线作直线运动的活塞组零件，可以按质量不变的原则简单相加，并集中在活塞销中心。  pip mm （公式 14） 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 Δm与相比 m1,m2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。 往复惯性质量： mj = m1 +m2 +m3 式中： m1 −活塞质量； m2 − 活塞销质量； m3 −连杆小头质量 . 在估算活塞质量时，将活塞当做薄壁圆筒处理： m1 = ρ1 π40D2 −（ D −2δ） 21H （公式 15） m2 = ρ2 π4(d12 −d22)l （公式 16） 武汉理工大学《汽车发动机设计》课程设计说明书 13 m3 = ρ3 π4（ D12 −D22） B1 （公式 17） 式中： D活塞直径， D=91mm； δ活塞厚度， δ=4mm； H活塞高度， H=82mm； d1活塞销外径， d1=26mm； d2活塞销内径， d2=18mm； D2连杆小头内径， D2 =26mm； D1连杆小头外径， D1=36mm； B1连杆小头宽度， B1=32mm； ρ1， ρ2， ρ3活塞密度、活塞销密度、连杆密度，活塞，活塞销、连杆的材料分别为共晶铝合金、 20Mn、 40MnB，故其密度分别为： ρ1 = ,ρ2 = ,ρ3 = 经过估算得到 : mj = m1 +m2 +m3=242+190+143=575g 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 𝐹𝑔 = 𝜋𝐷2（ P。 𝑃𝑜）4 = 912（ P。 ）4 （公式 18） P— 活塞顶上的压力， PO 活塞背压 根据气缸内压力与曲轴转角α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。 武汉理工大学《汽车发动机设计》课程设计说明书 14 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 的大小： Fj和曲轴转角α满足下列关系式，即 𝐹𝑗 = −𝑚𝑗 𝑎 = − 𝑟𝜔2,𝑐𝑜𝑠𝛼 +𝜆cos(2𝛼) （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 1000001000020200300004000050000600007000080000900000 100 200 300 400 500 600 700 800Pg（N) n角度（ 176。 ） 气体力 气体力 2500020200150001000050000500010000150000 100 200 300 400 500 600 700 800往复惯性力Fj 角度（ 176。 ） 往复惯性力 往复惯性力 武汉理工大学《汽车发动机设计》课程设计说明书 15 （ 3） 旋转惯性力 𝐹𝑟 = 𝑚𝑟 𝑟 𝜔2，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 𝑃𝑘和垂直于曲柄销半径方向 𝑃𝑡。 其中各力在大小上满足下列关系式： 侧压力 𝑃1 = Ptanβ （公式 20） 连杆力 𝑃1 = 𝑃cosβ （公式 21） 切向力 𝑃𝑡 = 𝑃2sin(α+β) = 𝑃sin（ α:β）cosβ （公式 22） 径向力 𝑃𝑘 = 𝑃2 cos(α+β) = 𝑃cos（ α:β）cosβ （公式 23） 图 10 侧压力 连杆力 图 200150100500501001502000 100 200 300 400 500 600 700 800Mpa 角度（ 176。 ） 侧压力 N 200150100500501001502000 1 0 2 0 3 0 4 0 5 0 6 0 7 0 8 0MPa 角度 (。 ) 侧压力 连杆力武汉理工大学《汽车发动机设计》课程设计说明书 16 图 11 切向力径向力图 输出合成转矩 在讨论输出合成转矩时，要把气体力和往复惯性力对输出转矩的平均值没有影响，但对输出转矩瞬时值影响很大，多缸发动机总转矩为不同相位转矩相加，对于发火间隔角均匀的内燃机来说，总转矩曲线是将各缸转矩曲线错开 一个相当于发火间隔角（ θ =270/i）的距离，然后相加的结果。 其变化周期为 θ. 150100500501001500 100 200 300 400 500 600 700 800Mpa 角度（ 176。 ） 切向力 N 径向力 N 武汉理工大学《汽车发动机设计》课程设计说明书 17 5 曲轴零件结构设计 曲轴的工作条件、结构型式和材料的选择 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。 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。 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. 曲轴主要尺寸的确定 综合以上考虑，确定主要尺寸如下： 主轴颈直径 D1=(~)D=65mm 主轴颈长度 L1=35mm 曲柄销直径 D2=(~)D=55mm 武汉理工大学《汽车发动机设计》课程设计说明书 18 曲柄销长度 L2=(~)D2=35mm 曲柄臂厚度 h=（ ~） D=20mm 曲柄臂宽度 b=（ ~） D=100mm 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=110mm 曲轴结构细节设计 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 40176。 ～ 90176。 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 𝑑2，但最小不得小于 5mm。 孔口不应有尖角锐边，而应有不小于 𝑑2的圆角以减缓应力集中。 曲轴两端结构 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，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。 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。 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。 平衡分析 （ 1）旋转惯性力 Σ 𝑅rx = Σ m𝑟 𝑟 𝜔2 sin∅。