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第1章 前言1.1设计题目要求 了解目前常用发动机的样式，和国内外的发展趋势；确定双缸发动机的总体设计方案；对于该产品的主要参数进行设计计算；用三维绘图软件进行产品的结构设计，并进行运动仿真；编写说明书，撰写毕业论文1.2发动机的设计背景 汽油发动机将汽油的能量转化为动能来驱动汽车，最简单的办法是通过在发动机内部燃烧汽油来获得动能。因此，汽车发动机是内燃机-燃烧在发动机内部发生。 发动机是一种能够把其它形式的能转化为另一种能的机器，通常是把化学能转化为机械能。发动机既适用于动力发生装置，也可指包括动力装置的整个机器（如：汽油发动机、航空发动机）。发动机最早诞生在英国，所以，发动机的概念也源于英语，它的本义是指那种“产生动力的机械装置”。 发动机是汽车的心脏，是由多个机构和系统组成的复杂的机器。现代汽车发动机的机构形式有很多，即使是同一类型的发动机，其具体的结构也个不相同，但不论哪种类型的发动机，其基本结构是相似的。发动机是汽车动力之源。发动机的好坏直接影响着汽车的性能。随着科技发展发动机技术也在不断的提高，如今，发动机不仅在动力性有很大的提升，更在环保性能上有了很大的改善。 现在发动机的分类，按照使用燃料的不同分为：汽油机、柴油机、CNG发动机、LPG发动机、混合燃料发动机;按照行程分类分为：四行程发动机和二行程发动机；按照冷却方式分类：水冷式发动机和风冷式发动机；按照汽缸数分为：单缸发动机和多缸发动机；按照气缸排列方式分为：直列式、斜置式、对置式、V形式、W形式；按照进气系统是否采用增压方式分为：自然吸气式和增压式；按照活塞的工作方式分为：往复活塞式和转子活塞式。双缸发动机是指有两个气缸的发动机，是由两个相同的单缸排列在一个机体上共用一根曲轴输出动力所组成。通常是将化学能转化为机械能，有时适用于动力发生装置，也可指包括动力装置的整个机器。主要用途为轿车的发动机、摩托车、油锯和部分小功率机械中。 目前双缸发动机分为四冲程和二冲程两种，根据气缸的排列方式还分为直列发动机和V型发动机。双缸发动机多用于小型桥车与摩托车中，所以双缸发动机必须具备的一个特性就是发动机体积要小，节约空间，对于摩托车等运用双缸发动机的设备而言，双缸发动机可以保证一个较高的排量和较为合适的功率。双缸发动机由于往复运动及回转运动零件的质量小，因而运动惯量小，回转时扭矩变动幅度小，顺畅平稳，震动及噪声小。1.3发动机的发展现状 内燃机的种类十分繁多，我们常见的汽油机、柴油机是典型的内燃机。我们不常见的火箭发动机和飞机上装配的喷气式发动机也属于内燃机。不过，由于动力输出方式不同，前两者和后两者又存在着巨大的差异。一般地，在地面上使用的多是前者，在空中使用的多是后者。1.4本次设计的研究内容、目的 训练综合运用机械设计基础课程和有关先修课程的理论及产生实际知识解决实际机械设计问题的能力，培养正确的设计思想，巩固所学知识。学习机械设计的一般方法，了解和掌握机械零件、传动装置的设计方法和步骤，培养机械设计能力和独立解决工程实际问题的能力。学会运用设计资料及进行经验估算，培养机械设计的基本技能。第2章 发动机原理分析1、 发动机的部件组成 一部完整的发动机是由缸体、缸盖、曲轴箱、活塞、活塞环、活塞销、连杆、曲轴、曲轴轴颈、连杆小头、连杆大头、主摩擦副、行程线、上止点和下止点、曲柄半径、活塞行程等组成。2、 四冲程发动机的工作行程 汽油机吸入可燃的空气油混合气，并将这种混合气进行压缩后在精确的时刻由火花塞点燃。因此这类发动机称为火花塞火式发动机。这类发动机需要四个活塞行程来完成一个工作循环：活塞朝远离缸盖的方向移动，吸入空气燃油混合气的行程：活塞朝缸盖方向运动，压缩空燃混合气充量的行程；活塞朝远离缸盖方向移动的做工行程和活塞朝缸盖方向运动的排气行程。 、进气行程。 进气门开启，排气门关闭。活塞下行远离缸盖。活塞沿气缸快速移动产生压力下降或真空，在距上止点三分之一行程处缸内负压达到最大值，约比大气压力低0.3.实际产生的真空度将取决于发动机的转速和负荷的大小，典型的平均真空度比大气压低0.12,。缸内产生的真空度可吸入由空气和雾化汽油组成的重量比为1017:1的新鲜充量和。利用缸内真空吸入新鲜充量的发动机叫做正常吸气或自然吸气发动机。 、压缩行程 进气门和排气门均关闭。活塞开始上行，朝缸盖方向移动。吸入的空气燃油混合气被逐渐压缩，在活塞处于上止点时被压缩到气缸原有容积的八分之一至十分之一。压缩过程将空气和雾化了的汽油分子紧紧的挤压在一起。压缩过程不仅提高了缸内气体的压力，还升高了其温度。在节气门开启发动机带负荷运转时，缸内气体最大压缩压力一般可达到814。压缩终了时，气缸内气体的压力约为0.81.5，温度约为600750K。 、做功行程 进气门和排气门均关闭，且就在活塞接近压缩上止点之时，火花塞点燃被压缩后的高密度的可燃充量。当活塞到达上止点时，缸内可燃混合气开始燃烧，产生热量，促使缸内气体压力迅速升高。当作用在活塞上的气体压力超过作用在其上阻力时，燃烧气体还是膨胀，改变活塞运动方向，并将活塞退至下止点。于是，缸内压力从满负荷下大约60的峰值压力降低到活塞接近下止点时的4左右。做功行程中，燃烧气体的最大压力可达到3.06.5，最高温度可达到22002800K，随着活塞向下止点移动，气缸容积不断增大，气体压力和温度逐渐降低。在做功行程结束时，压力约为0.350.5，温度约为12001500K。 、排气过程 做功行程结束时，进气门仍保持关闭状态，而排气门开启。活塞改变运动方向，从下止点向上止点位置移动。大部分废气靠其自身的能量排出气缸，而剩余的废气将在活塞上移的过程中被活塞强行推入排气道排入大气中。 排气过程中，缸内气体的压力将会从排气门开启时的压力，根据发动机的转速和节气门开度的不同可能为25范围内的某个值逐渐下降，到活塞缸盖方向移动接近上止点时缸内气体压力为大气压力，或者更低。排气终了时，在燃烧室内尚残留少量的废气，称其为残余废气，因为排气系统有阻力，所以残余废气的压力比大气压力略高，约为0.1050.12，温度约为9001100K。第3章 发动机结构设计1、 发动机参数的确定 设计一台双缸型发动机，首先要确定它的基本结构参数，包括平均有效压力，活塞平均速度，气缸数i，转数n，气缸直径D，活塞行程S，压缩比等。1.1制定发动机设计参数要求 设计条件为： 、制定双缸发动机的排量为120mL四冲程汽油机 、平均有效压力：Pme=0.81.2MPa； 、活塞的平均速度：Vm18m/s。 、体积小，结构简单1.2发动机结构设计 将本次设计对象定为一台120mL四冲程汽油机，初步选择采用双缸风冷形式，即确定气缸数i=2，冲程数=4。1.3发动机主要参数的确定 参考杨连生版内燃机设计，汽车发动机的缸径行程比S/D一般在0.81.2之间，取S/D=0.85。内燃机学基本公式：VS=D2S/4其中为发动机的有效功率;为发动机的平均有效功率；气缸的工作容积；发动机的气缸数目；发动机的转速；活塞的平均速度；发动机活塞的行程；发动机气缸直径；发动机行程数。气缸的工作容积：上下止点间所包容的气缸容积称为气缸的工作容积，记为，根据公式： VS=D2S/4代入计算得： 发动机气缸直径 D=56.4mm， 活塞行程S=47.9mm.将其圆整可得：D=56mm，S=48mm.=118mL，内燃机的排量：内燃机所有气缸工作容积的总和称为内燃机的排量，记做，燃烧室容积：活塞位于上止点时，活塞顶面以上气缸盖底面一下所形成的空间叫做燃烧室，其容积称为燃烧室容积，也叫做压缩容积，记做。气缸总容积：气缸工作容积与燃烧室容积之和称为气缸总容积，记做，压缩比：气缸总容积也燃烧室总容积之比称为压缩比，记做。对于汽油机压缩比的范围为：812，取=8，根据内燃机学公式，压缩比为： 计算得：压缩容积 =16.86mL，气缸总容积=134.86mL.压缩比的大小表示活塞由上止点运动到下止点时，气缸内的气体被压缩的程度。压缩比越大，压缩终了时气缸内气体的压力和问题就越高。工况：内燃机在某一时刻的运动情况叫做工况，以该时刻内燃机输出的有效功率和曲轴转速表示。曲轴转速即为内燃机的转速。负荷率：内燃机在某一转速下发生的有效功率与相同转速下所能发生的最大的有效功率的比值称为负荷率，负荷率通常称为负荷。发动机的动力性能指标：动力性能指标是指发动机做功大小的指标，一般用发动机的有效转矩、有效功率、转速和平均有效压力等作为评价发动机动力性能好坏的的指标。发动机的转速： 发动机每轴的曲轴每分钟的回转数称为发动机的转速，用表示，单位是r/min。发动机转速的高低，关系到单位时间内做功次数的多少或发动机有效功率的大小，即发动机的有效功率随转速的不同而改变。因此。在说明发动机有效功率的大小时，必须同时指明其相应的转速，在发动机产品的标明牌上规定的有效功率及相应的转速分别称作标定功率和标定转速。发动机的标定功率和转速小的工作状况称作标定工况。标定功率不是发动机所能发出的最大功率，它是根据发动机的用途而制定的有效功率最大的使用限度。同一型号的发动机，当其用途不同时，其标定功率值并不相同。由初始条件，活塞的平均速度：Vm18m/s，取Vm=14m/s.根据公式： Vm=n 可得：n=30/S=8750r/min.角速度： =n/30=3.148750/30=915.83rad/s.发动机平均有效压力：单位气缸工作容积发出的有效功。Pme=0.81.2MPa，取Pme=0.9MPa.则发动机有效功率：发动机在单位时间对外输出的有效功率。Pe=7.6kw升功率：发动机在标定工况下，单位发动机排量输出的有效热功率称为升功率。升功率大表明每升气缸工作容积发出的有效功率大，发动机的热负荷和机械负荷都高。PL=65.625kw/h曲柄连杆机构： 作用在曲柄连杆机构上的力有气体力和运动质量惯性力。 气体力作用于活塞顶上，在活塞的四个行程中始终存在，但只有作功行程中的气体力是发动机对外作功的原动力。气体力通过连杆、曲柄销传到主轴承。气体力同时也作用于气缸盖上，并通过气缸盖螺栓传给机体。作用于活塞上和气缸盖上的气体力大小相等、方向相反，在机体中相互抵消而不传至机体外的支承上，但使机体受到拉伸。曲柄连杆机构可视为由往复运动质量和旋转运动质量组成的当量系统。往复运动质量包括活塞组零件质量和连杆小头集中质量，它沿气缸轴线作往复变速直线运动，产生往复惯性力；旋转运动质量包括曲柄质量和连杆大头集中质量，它绕曲轴轴线旋转，产生旋转惯性力，也称离心力。往复惯性力和旋转惯性力通过主轴承和机体传给发动机支承。通过查汽车设计手册和内燃机设计确定：曲柄半径：r=S/2=24mm.曲柄连杆比：=r/l的范围在1/31/4之间，选取=1/4.则连杆长度：l=r/=24/0.25=96mm.2、 热力学计算 通常根据内燃机所用的燃料，混合气形成方式，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。四冲程汽油机的工作过程包括进气、压缩、做功和排气四冲程。在本次设计过程中，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。2.1参数的确定 根据参考文献工程热力学压缩过程绝热指数n1=1.321.35，初步取n1=1.34，膨胀过程绝热指数n2=1.231.28，初步取n2=1.26。根据参考文献内燃机原理=69，初步取=8。2.2压缩过程 把压缩过程简化为绝热过程，多变指数n1=1.34，p-v满足关系p=常数。压缩起点的气体压强=（0.80.9），其中为大气的压强，取=0.8=0.0808MPa，此时气体体积Va=134.86mL，压缩终点气体积Vc=16.86mL。故=，此时的气体压强PC=Pa=1.31MPa2.3膨胀过程 把膨胀过程简化为绝热过程，其多变指数为n2=1.26，p-v满足关系PVn2=常数=10.48MPaVc=16.86mL，Va=134.86mLPzVcn2=PbVan20.763MPa2.4热力学校核 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，统计其共有78个单元格，每小格面积表示2J的有效功，计算得：Wi=156J，汽油机的机械效率，取=0.9，则Pme =0.91.32=1.19MPa满足设计要求（Pme=0.81.2MPa），所以校核合格。3. 动力学计算3.1气体压力 随着曲轴转角的变化，缸内的气体压力也会随之发生变化。将热力学计算中的p-v图转化为p-图，即气缸气体压力随曲轴转角的变化规律。为排气行程， 气缸内的气体压力在理论循环下基本可认为是一恒定值且小于大气压力；为压缩行程，气缸内的气体压力可由绝热方程求出；为膨胀过程，气缸内的气体压力可由绝热方程求出；为排气行程，可以认为气缸内的气体压力是均匀下降至（0.81）P0。求出相应转角对应气缸压力p的数据，列入下表。利用上面求解出的数据，作出p-图，如下图1。图3-1 p-图4. 活塞的设计 活塞的主要功用是承受燃烧气体压力，并将此力通过活塞销传给连杆以推动曲轴旋转。此外活塞顶部与气缸盖、气缸壁共同组成燃烧室。活塞是发动机中工作条件最严酷的零件。作用在活塞上的有气体力和往复惯性力，这些力都是周期性变化的，且其最大值都很大。如增压发动机的最高燃烧压力可达这样大的机械负荷作用在形状复杂的活塞上，可能引起活塞变形，活塞销座开裂，第一道环岸折断。活塞顶与高温燃气直接接触，使活赛顶的温度很高，活塞各部的温差很大。温度高使活塞材料的机械强度显著下降，活塞的热膨胀量增大，从而使活塞与其相关零件的正确配合遭到破坏。另外，由于冷热不均所产生的热应力容易使活塞顶表面开裂。柴油机活塞的热负荷比汽油机活塞更为严重，这是因为柴油机活塞与燃烧气体的对流换热比较强烈，燃烧生成的炭烟使火焰的热辐射能力增强，活塞顶上的燃烧室凹坑使活塞受热面积增大等造成的。活塞在侧压力的作用下沿气缸壁面高速滑动，由于润滑条件差，因此摩擦损失大，磨损严重。 活塞在工作工程中主要沿汽缸壁做往复只想运动，由于要保持气缸的密封性，对气体与缸壁的配合精度要求较高，这就造成其磨损较为严重，润滑较为重要，由于运动的换向和气体燃烧时的爆发压力，导致气缸所受的惯性冲击较大，对其刚度要求较高，所以，气缸的工作环境较为恶劣，设计时对它的尺寸选材及材料的热处理都有较高的要求。活塞的磨损速度决定着发动机的使用寿命。图4-1活塞结构4.1活塞的材料活塞结构及所用材料应满足下列要求：、活塞应该具有足够的强度和刚度，合理的形状和壁厚。合理的活塞裙部形状，可以获得最佳的配合间隙。活塞质量应尽可能的小。、受热面小、散热好。高强化发动机的活塞应进行冷却。、活塞材料应该是热膨胀系数小、导热性能好、比重小，具有较好的减摩性和热强度。 活塞在工作工程中受到高的机械负荷和热负荷，同时沿气缸壁面高速滑动，容易造成润滑不良，使它遭受到强烈的磨损，这就要求活塞的材料满足一下的要求：热强度高，热导性好，吸热性差，膨胀系数小，比重小，有良好的减磨性能，耐磨，耐腐蚀，工艺性好，经济性好。 在实际中，现在常采用的是铝合金，共晶铝合金，膨胀系数低，比重小，耐磨性，耐腐蚀性好，硬度、刚度、疲劳强度较高。铸造流动性好，而被广泛采用，本次设计的活塞采用共晶合金材料，铸造。4.2活塞的主要尺寸的设计活塞的主要结构尺寸如下图2所示：图4-2 活塞主要尺寸图根据内燃机设计（杨连生）P289汽油机活塞主要尺寸比例如下表1所示：表1 汽油机活塞主要尺寸比例范围主要参数比例范围主要参数比例范围H/D0.91.1h/D0.060.08H/D0.450.6H/D0.450.55H/H0.60.65 /D0.060.1活塞直径：D=56mm.活塞高度：H=0.9D=50.4mm50mm.压缩高度：H2=0.5D=28mm.火力岸高度：h=460.063mm.活塞顶部厚度：=0.08464mm.活塞销孔离底端距离：H2=H-H1.活塞裙部高度：H3=H2/0.6534mm 现代四冲程发动机一般采用二道气环和一道油环。根据内燃机设计（杨连生）P290，小型高速内燃机上，一般气环高度：b1=b2=23mm，油环高度：b3=46mm。环岸要求有足够的强度，使其在最大气压下不致被损坏，第一道环的环岸高度：c1=(1.52.0)b1，第二、三道环的环岸高度:c2=c3=(12)b1。 故设计尺寸为：b1=2mm b2=2mm b3=4mm，c1=3mm c2=3mm c3=3mm，则环带高度：h3=b1+b2+b3+c1+c2+c3=17mm上裙部尺寸:h，4.3活塞质量计算 将活塞简化为薄壁圆筒，从而计算出其体积和质量：活塞体积：式中：D-活塞直径，D=56mm； H-活塞高度，H=50mm； -活塞厚度，=4mm；活塞质量： 所以=88.2g4.4活塞的计算及校核 活塞上的压力状况比较复杂化，以经验设计计算活塞时，一般只计算第一环岸的强度、裙部及销座的单位压力。 取工质最高燃烧压力=6.1MPa，大气压力=0.1MPa，所以工质最高燃烧气体压力。= 根据已知数据代入得=19595N。 第一环岸强度校核,第一环岸主要计算在最大气体爆发压力Pgmax时的剪切与弯曲强度。当活塞顶受到最大气体压力Pgmax时，通常第一道环作用在第一环岸上面的气体压力可取为P1=0.9Pgmax=5.4MPa,环岸下面的气体压力可取为P2=0.22 Pgmax =1.32MPa。一般情况下，可取环槽深度t=0.05D，则D=0.9D。根据公式：式中，Pgmax最大气体作用力 Pjmax活塞与活塞环最大往复惯性力带入已知数据得，。许用应力的大小与活塞材料有关，一般范围是：铝合金3040MPa；铸铁6080MPa；钢100150MPa。本设计活塞缸采用的是铝合金，所以计算的许用应力没有超过该材料的许用应力。所以设计符合。5. 活塞销的设计 活塞工作时顶部承受很大的气体压力，它们全部通过销座传给活塞销，再传到连杆。因而，活塞销与销座必须有足够的刚度，足够的承载面积和耐磨性。其中活塞销的刚度有着关键意义，如果纵向刚度不足，则引起负荷分布不均匀，使销座疲劳破坏，导致活塞纵向开裂；横向刚度不足，使销的失圆变形过大，润滑油膜遭受破坏，引起活塞销咬作 5.1活塞销的材料 活塞销上作用着很大的气体作用力和往复惯性力，这些载荷的大小及方向都呈现周期性变化，并带有冲击性。而且活塞销与销座之间摆动角度小，难以得到完全的液体润滑，这使它磨损较大。 活塞销设计时应尽量满足如下要求。 （1）在保证足够的强度与刚度的条件下具有最小的质量。 （2）外表面耐磨，而内部冲击韧性好。 （3）足够的承压面积。 活塞销一般用低碳钢或低碳合金钢。本设计选用20Mn，经外表面渗碳淬火至硬度HRC5666，深度0.81.2mm，但渗碳淬火层中的残余奥氏体必须切实消除，所以必须严格控制热处理工艺质量，尽量避免脱碳，表面也需要进行精磨和抛光。5.2活塞销尺寸的计算 参考内燃机设计（杨连生）P291，活塞销的尺寸比例如下：活塞销外径：D为活塞直径，D=56mm活塞销内径：活塞销长度：故根据以上要求，设计尺寸为：d1=16mm ， d2=10mm，=54mm5.3活塞销的的计算及校核。、活塞销表面比压活塞销工作表面所受的单位压力对润滑情况有影响，应加以验算。对全浮式活塞销而言，连杆小头部分的活塞销表面单位压力为式中，q2活塞销座表面单位压力，MPa； Pgmax最大气体作用力，MN； Pjmax活塞组最大往复惯性力，MN； 考虑活塞销质量的系数，k=0.680.81，取k=0.81代入已知数据得q2=58MPa。、活塞销的弯曲应力 沿活塞销长度方向的载荷分布与活塞销及销座的刚度之比有关，也与活塞销与连杆小头衬套间的间隙及活塞销与销座的间隙有关。实验表明，在销座部分，销表面受到的压力大致呈三角形规律分布，在销与连杆小头接触部分，压力分布可认为相当于均匀载荷。其弯曲应力的计算公式为代入已知数据得=199MPa。本设计的活塞销弯曲应力的许用值为100250MPa，故本设计故符合要求。、活塞销的剪应力 最大剪应力gmax作用在销座和连杆小头之间的截面上，发生的中性轴所在的直径上，其值为代入已知数据得gmax=83MPa。一般，汽车、工程机械用内燃机的活塞销最大剪应力许用值为60250MPa，本设计符合要求。6、曲轴的设计 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（扭矩和弯矩）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。曲轴形状复杂，应力集中现象相当严重，特别在曲轴至轴颈的圆角过渡区、润滑油孔附近以及加工粗糙的部位应力集中现象尤为突出。曲轴各轴颈在很高的比压下，以很大的相当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，故设计曲轴时，要使其各摩擦表面耐磨性，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。曲轴是曲柄连杆机构中的中心环节，其刚度亦很重要。由于内燃机转速较高，同时要求其质量较轻。故曲轴在强度、刚度、耐磨、轻巧上都有要求，但它们之间又存在相互矛盾。6.1曲轴的材料及结构 曲轴是发动机中承受冲击载荷、传递动力的重要零件，在发动机五大件中最难以保证加工质量。目前车用发动机曲轴材质有球墨铸铁和钢两类。由于球墨铸铁的切削性能良好，可获得较理想的结构形状，并且和钢质曲轴一样可以进行各种热处理和表面强化处理来提高曲轴的抗疲劳强度、硬度和耐磨性。球墨铸铁曲轴成本只有调质钢曲轴成本的1/3左右，所以球墨铸铁曲轴在国内外得到了广泛应用。 曲轴从整体结构上看，可以分为整体式和组合式。随着复杂结构铸造技术的进步，现代内燃机几乎全部采用整体式曲轴。从支撑方式看，曲轴有全支持结构和浮动支撑结构。但本次设计为单缸高速发动机,用于大型双缸车，故曲轴需采用组合式和全支撑结构。 由于曲轴采用组合式，故选用锻造制造。钢制曲轴除少数应用铸钢外，绝大多数采用锻造。锻造曲轴的材料有碳素钢和合金钢。本次设计曲轴采用锻造制造，选用45号碳钢模锻曲轴，但曲轴在锻造后应进行第一次热处理（退火或正火），在精磨前应进行第二次热处理（调质）以改善钢的机械性能并能提高周静表面硬度。对轴颈表面、圆角和油孔边缘应抛光，以提高曲轴的疲劳强度。综上所述，曲轴采用45号钢模锻，采用组合式结构和全支撑式结构。6.2曲轴尺寸的设计 曲轴主要由曲轴前端（自由端）、曲拐（包括主轴颈、连杆轴颈和曲柄）和曲轴后端（功率输出端）三个部分组成。其中曲拐的数目与气缸数目及排列方式有关。直列式内燃机曲轴的曲拐数与气缸数相等。 曲轴主要尺寸如下图6-1所示：图6-1 曲轴的主要尺寸图参考内燃机设计（杨连生）可得到主要尺寸范围如下表二：表二 曲轴主要尺寸比例范围主要参数比例范围主要参数比例范围D2/D0.600.65D2/d20.400.60L2/D0.350.45D1/D0.650.75L1/D10.400.60 b/D0.751.20 h/D0.180.25曲柄销直径=33.636.4mm，取，D2=35mm采用滚针轴承，曲柄销长度L2与轴承宽度配合。d2=(0.400.60)=1421mm,取=16mm.主轴颈直径：d1=(0.650.75)D=36.442mm,取.D1=40mm主轴颈长度：L1=(0.400.60)D1=1624mm,取.L1=17mm曲柄销厚度：h=(0.180.25)D=10.0814mm,取h=12mm.曲柄宽度：b=(0.751.20)D=4267.2mm,取b=60mm.由于曲轴转速高，曲柄销与连杆大头处采用滚针轴承，选用型号为:K35,即L2=22mm.由比例范围可得：L2=（0.350.45）D=19.625.2mm，取L2=22mm，符合要求。此处的主要是指与连杆大头的配合长度，由于采用组合结构，需要与曲柄臂连接，故两端还需各加上曲柄臂的厚度。主轴颈采用深沟球轴承，型号为6208，由于转速较高，故采用油润滑。7. 连杆的设计 连杆总成的作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞上的力传给曲轴。 连杆主要承受气体压力和活塞组往复惯性力所产生的交变载荷。此外，由连杆变速摆动而产生的惯性力矩，还使连杆承受数值较小的弯矩。如果连杆在交变载荷的作用下发生断裂，则将招致恶性破坏事故，甚至整台发动机报废；如果连杆刚度不足，则会对曲轴连杆的工作带来不好的影响。这就要求连杆在设计时，在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。为此，必须选用较强的材料和合理的结构形状及尺寸，并采取表面强化措施。7.1连杆的材料为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，一般多用精选含碳量高的优质中碳结构钢45模锻，只有在特别强化且产量不太大的柴油机中用40Cr等合金钢。由于本次设计的单缸机转速、升功率较高，故连杆选用40MnB合金钢锻造，在机械加工前应经调质处理，以得到较高的综合机械性能，既强又韧。为了提高连杆的疲劳强度，不经机械加工的表面应经过喷丸处理。连杆还必须经过磁力探伤检验，以求工作可靠。对于连杆的形状设计、过渡圆滑性、毛皮表面质量等，必须给以更多的注意。连杆纵断面内宏观金相组织要求金属纤维方向与连杆外形相符合，纤维无环曲及中断现象7.2连杆的机构尺寸设计连杆由连杆小头、杆身和连杆大头组成，主要结构尺寸如下图7-1所示图7-1 连杆主要尺寸图7.3连杆小头7.3.1连杆小头尺寸计算 连杆小头用来安装活塞销，以连接活塞。在活塞销与连杆小头之间采用全浮式连接时，通常在连杆小头孔内以一定的过盈量压入减磨青铜衬套或铁基粉末冶金衬套，用以减小磨损和提高使用寿命。近年来，铁基粉末冶金衬套以其自润滑性好、成本低的优点被广泛应用。松花江微型连杆小头与活塞销采用全浮式连接。 连杆小头采用薄壁圆环结构，小头孔内压有青铜衬套。参考内燃机设计（杨连生），连杆小头的尺寸比例如下：衬套内径由活塞销外径决定,d1=16mm衬套厚度:=23mm连小头内径/衬套外径:D2=d1+连杆小头外径:D1=(1.21.35)D2连杆小头宽度:B1=(1.21.4)d1根据以上要求，设计连杆小头尺寸如下:d1=16mm;=2mm;D2=18mm;D1=24mm;B1=22mm连杆的润滑方式:飞溅润滑,在连杆小头开设集油孔。7.3.2连杆小头计算及校核 连杆的受力情况，在其杆身的每一横截面上都受到弯矩、剪力和法向力的作用，不过弯矩和剪力都不大，杆身的主要载荷还是是交变的拉压载荷。当曲拐转角为时（进、排气上止点时），PA和PL均与连杆中心线重合，且PA达到其最大负值（向上），PL也达到其最大负值（向下），这时连杆杆身受到最大的拉伸载荷，可以忽略此时的气体作用力而近似认为带入数据得，带入数据得，7.4连杆杆身设计7.4.1连杆杆身尺寸计算 连杆杆身是连接连杆大头和连杆小头的部分。杆身一般采用工字形断面，以使连杆能在较小的质量下保证足够的刚度和强度。某些连杆杆身上还钻有油道，使连杆轴承的润滑油流向连杆小头进行润滑。 高速内燃机连杆杆身断面都是“I”字形的，而且其长轴应在连杆摆动平面内。从制造工艺方面看，“I”字形截面连杆杆身到小头和大头的过渡圆角处必须有足够大的圆角半径。 “I”字形断面的平均相对高度H/D=0.20.3，高宽比H/B=1.41.8。一般把杆身断面H从小到大逐渐加大，值最大到1.3左右。连杆长度由曲柄连杆比来确定，而，值越大，连杆越短，则发动机高度越小。值的范围1/31/4，取=0.25，则连杆长度：l=24/0.25=96mm。连杆杆身设计尺寸：H=14mm，B=9mm，l=96mm。7.4.2连杆杆身应力计算及校核对连杆杆身的强度校核，应考虑以下几种工况、最大拉伸应力代入已知数据得1=101.4MPa。式中，1连杆杆身最大拉伸应力，MPa； fm连杆杆身的断面面积，m2、杆身的压缩与纵向弯曲应力 杆身承受的压缩力最大值发生在做功行程中最大燃气作用力Pjmax时，并可认为是在上止点。最大压缩力的计算公式为带入数据得：带入数据得： 连杆承受最大压缩力时，杆身中间断面产生纵向弯曲。此时连杆在摆动平面内的弯曲，可认为连杆两端为铰支，长度为L；在垂直摆动平面内的弯曲者可认为杆身两端为固定支点，长度为L。因此，在摆动平面内的合成应力为代入已知数据得：k=117MPa代入已知数据得：y=149MPa查设计手册得出1和2的许用值位250400MPa，故符合要求。7.5连杆大头设计7.5.1连杆大头尺寸设计 连杆大头是连杆与曲轴轴颈相连接的部分。连杆大头是剖分形式的，被剖分开的连杆盖和连杆体之间用螺栓紧固。其中接合面与连杆轴线垂直的称为平切口连杆，接合面与连杆轴线成30至60夹角的称为斜切口连杆。 由于本次设计的发动机是双缸机，曲轴又采用组合式，故连杆大头做成一体，不用切开，不需使用连杆螺栓。连杆大头的结构与基本尺寸主要决定于曲柄销直径D2、长度L2、所选轴承类型。此处选用滚针轴承K35*42*20，故连杆大头内径D2=42mm，连杆大头宽度：B2=22mm。对于连杆大头外径，由于取出连杆必须从气缸中取出，所以其外径应小于活塞直径，先暂取连杆大头外径：D3=50mm。7.5.2连杆大头应力计算和校核目前还没有比较合适的演算连杆强度的公式，一般采用经验公式进行计算。连杆盖最大载荷是在进气冲程开始时，用下式计算带入数据得：式中 P2连杆盖所受最大载荷， Pjmax全部往复运动质量的惯性力， m2除去大头盖后的连杆旋转质量。在中间断面应力内燃机连杆大头盖的材料为45Mn钢许用应力值150200MPa,故符合要求8. 设计结果 经校核合格，得到本次设计的主要结构和性能参数如下表3.表3 主要设计结果活塞直径D(mm)56活塞行程S(mm）48气缸容积(L)118压缩比8余隙容积(mL)16.86活塞平均速度(m/s)14转速n(r/min)8750角速度(rad/s)915.83曲柄半径r(mm)24曲柄连杆比0.25连杆长度l(mm)96平均有效压力（MPa）1.19升功率（KW/L）62.625进气压力（MPa）0.0808大小齿轮计算 齿轮模数取4，大齿轮齿数取47 小齿轮齿数为23. 传动比1：21. 选择齿轮精度等级、材料、齿数1）属于一般机械，且转速不高，故选择8级精度。2）因载荷平稳，传递功率较小，可采用软齿面齿轮。参考表11-1，小齿轮选用45钢调质处理，齿面硬度217255HBS，HLim1=595MPa，FE1=460MPa；大齿轮选用45钢正火处理，齿面硬度162217HBS，HLim2=390MPa，FE2=320MPa。对于齿面硬度小于350 HBS的闭式软齿面齿轮传动，应按齿面接触强度设计，再按齿根弯曲强度校核。2. 按齿面接触强度设计设计公式11-31）查表11-3，原动机为电动机，工作机械是输送机，且工作平稳，取载荷系数K=1.2。2）小齿轮传递的转矩3）查表11-6，齿轮为软齿面，对称布置，取齿宽系数d=1。4）查表11-4，两齿轮材料都是锻钢，故取弹性系数ZE=189.8 MPa1/2。5）两齿轮为标准齿轮，且正确安装，故节点区域系数ZH=2.5。6）计算许用接触应力应力循环次数小齿轮N1=60n1jLh=603501(2830010)=10.08108大齿轮N2= N1/i=10.08108/3.58=2.82108据齿轮材料、热处理以及N1、N2，查接触疲劳寿命系数图表，不允许出现点蚀，得接触疲劳寿命系数ZN1=1，ZN2=1。查表11-5，取安全系数SH=1.1。计算许用接触应力取小值H2代入计算。7）计算 3. 验算轮齿弯曲强度按公式11-5校核 1）由z1=23，z2=47查图11-8，得齿型系数YFa1=2.77，YFa2=2.23。2）由z1=23，z2=47查图11-9，得应力集中系数YSa1=1.58，YSa2=1.773）计算许用弯曲应力据齿轮材料、热处理以及N1、N2，查弯曲疲劳寿命系数图表，得弯曲疲劳寿命系数YN1=1，YN2=1。查表11-5，取安全系数SF=1.25。计算许用弯曲应力4）校核计算弯曲强度足够。4. 验算齿轮的圆周速度对照表11-2可知，选用9级精度较为合宜。1. 作用在齿轮上的力齿轮节圆直径圆周力N径向力2. 初定轴的最小直径（ 机械设计P370式（15-2） ）轴材料选45钢，调质处理查表确定 （ 机械设计P370表15-3 ）则 单键槽轴径应增大即增大至 所以3. 选择低速轴的联轴器计算联轴器的转矩 查表得工作情况系数（ 机械设计P351表14-1）选择弹性柱销联轴器，按，,查表GB/T5014-1985（机械设计课程设计指导手册P133表15-5）选用HL4型弹性联轴器，。半联轴器长度 与轴配合毂孔长度 半联轴器孔径 4. 轴的结构设计（1） 设计I段轴的结构I段轴直径应与联轴器孔径相同，所以I段轴直径选取因为联轴器左端由轴端挡圈固定，为保证挡圈只压在半联轴器上而不压在轴上，所以使I段轴长度略小于联轴器与轴配合毂孔长度，则选（2） 设计II段轴的结构因为小链轮右端通过轴肩固定，而轴肩的高度应满足（机械设计课程设计手册 P17 表1-31）所以，则,所以II轴直径应选（3） 初选滚动轴承因为齿轮无轴向力，所以轴承不受轴向力，可选深沟球轴承。查表得（ 机械设计P321表13-6）取代入式子（ 机械设计P320式（13-9a） ）得当量动载荷基本额定动载荷（ 机械设计P319式（13-6）查书得球轴承（ 机械设计P319），查表得（ 机械设计P318表13-3）则参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取61911查手册知轴承可选 （4） 轴承的校核因为轴承不受轴向力，所以仍成立，则验算61911轴承的寿命所以61911轴承满足要求61911轴承尺寸查表知该轴承应选择脂润滑。（5） II段轴的长度为便于轴承盖的拆卸及对轴承加润滑脂的要求，取端盖的外断面与联轴器右端面距离为30mm轴承盖宽度为20mm所以考虑箱体的铸造误差，使轴承与箱体内表面距离为8mm箱体内表面与齿轮间距为16mm,为使套筒端面可靠的压紧轴承，使IV轴略短于齿轮4mm所以箱体壁厚为29mm (8+13+8)（6） IV轴尺寸IV轴长度短于齿轮齿宽4mm，则取齿轮安装直径为（7） V段轴尺寸因为齿轮右端通过轴肩固定轴肩的高度应满足（机械设计课程设计手册 P17 表1-31）所以，则取则轴环长度，取（8） VII段轴尺寸轴承固定在VII轴上所以取 （9） VI段轴的尺寸箱体内表面与齿轮间距为16mm,考虑箱体的铸造误差，使轴承与箱体内表面距离为8mm所以因为右边轴承的左端通过轴肩固定，轴肩的高度应满足 所以，轴肩应小于轴承内圈外径，则取则轴上零件的轴向定位齿轮、联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。查表6-1得两键尺寸如下 联轴器选用键型号为选用配合为齿轮选用键型号为选用配合为滚动轴承与轴的轴向定位由过渡配合保证，故选轴的直径尺寸公差为确定轴上圆角与倒角尺寸参考机械设计课程设计手册 P16 表1-27取轴两端倒角为C2圆角均为R2轴的校核 求轴上的载荷根据轴的结构图做出计算简图如下图，各部分长度如图所示由上面计算知圆周力，径向力，齿轮节圆直径轴BD端扭矩为支座反力，C节面处所以C节面为弯矩最大截面弯矩合成强度校核 通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面强度，即C截面强度。 考虑启动，停机影响，单向循环，扭矩为脉动循环变应力，根据机械设计P373式（15-5）取，45钢调质处理，由表查得（ 机械设计 P362表15-1），所以轴弯矩合成强度满足要求疲劳强度安全系数校核判断危险截面 截面a b 只受扭矩作用，e f 面只受弯矩作用，所以均不是最大危险截面，而e 截面比c截面直径大，所以最大危险截面只可能在c 截面或齿轮中间对称面 g ，虽然g 面所受的弯矩最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端）且该处轴直径较大，故最大危险截面为 c 截面。所以只需校核 c 截面两侧即可。2)截面左侧截面校核抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧弯矩 截面左侧弯曲应力 截面左侧扭转切应力 平均应力 ，应力幅 查材料的力学性能 45钢调质查表（ 机械设计P362表15-1 ） ，轴肩理论应力集中系数 ，查表（ 机械设计P40附表3-2 ）并经插值计算 材料的敏感系数 由，查图（ 机械设计P41附图3-1 ）并经插值得，有效应力集中系数 尺寸及截面形状系数 查图（ 机械设计P42附图3-2 ）得扭转剪切尺寸系数 查图（ 机械设计P43附图3-3 ）得表面质量系数 轴按磨削加工，由查图（ 机械设计P44附图3-4 ）得表面强化系数 轴未经表面强化处理 疲劳强度综合影响系数 等效系数 45钢： 取 取仅有弯曲正应力时计算安全系数 仅有扭转切应力时计算安全系数 弯扭联合作用下的计算安全系数 设计安全系数 材料均匀，载荷与应力计算精确时：取疲劳强度安全系数校核 所以左侧疲劳强度合格3） 截面右侧疲劳强度校核抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧弯矩 截面左侧弯曲应力 截面左侧扭转切应力 平均应力 ，应力幅 查材料的力学性能 45钢调质查表（ 机械设计P362表15-1 ） ，过盈配合处的 查表（ 机械设计P43附表3-8 ）并经插值得， 并取表面质量系数 轴按磨削加工，由查图（ 机械设计P44附图3-4 ）得表面强化系数 轴未经表面强化处理 疲劳强度综合影响系数 等效系数 45钢： 取 取仅有弯曲正应力时计算安全系数 仅有扭转切应力时计算安全系数 弯扭联合作用下的计算安全系数 疲劳强度安全系数校核 右侧疲劳强度合格1. 故轴在c 截面两侧均满足强度要求，即整根轴均满足强度要求。6.1 运动学分析的简介 机构是由构建组合而成的，而每个构件都以一定的方式至少与另一个构件相连接。这种连接，既使两个构件直接接触，又使两个构件能产生一定的相对运动。 进行机构运动仿真的前提就是要创建机构。创建机构与零件装配都是将单个零部件组装成一个完整的机构模型。因此两者有很多相似之处。、 机构运动仿真与零件装配，两者都在组建模式下进行。创建机构是利用操控板中的“预定义连接集”列表选择预定义的连接集，而零件装配是利用操控板中的“用户定义飞连接集”来安装各个零部件。由零件装配得到的装配体，其内部的零部件之间没有相对运动，而由连接得到的机构，其内部的构件之间家可以产生一定的相对运动。以下就简单介绍一下机构运动仿真的基本术语： UCS：用户坐标系WCS：全局坐标系。组件的全局坐标系，它包括用于组件及该组件内所有主体的全局坐标系。放置约束：组建中放置元件并限制该元件在组件中运动的图元。环连接：添加后使连接主体链中形成环的连接。自由度：确定一个系统的运动（或状态）所必须的独立参变量。连接的作用是约束主体之间的相对运动，减少系统可能的总自由度。主体：机构模型的基本元件。主体是受严格控制的一组零件，在组内没有自由度。基础：不运动的主体，即大地或者机架。其他主体相对于基础运动。在仿真时，可以定义多个基础。预定义的连接集：预定义的连接集可以定义实用哪些放置约束在模型中放置元件、限制主体之间的相对运动、减少系统可能的总自由度及定义元件在机构中可能具有的运动类型。拖动：在图形窗口上，用鼠标拾取并移动机构。回放：记录并重放分析运动的操作技能。伺服电动机：定义一个主体相对于另一个主体运动的方式。执行电动机：作用于旋转或平移运动轴上而引起运动的力。在机械设计运动研究中，用户可以通过对机构添加运动，使其随伺服电动机一起移动，并且在不考虑作用于系统上的力的情况下分析其运动。使用运动分析可以观察机构的运动，并测量主体位置、速度和加速度的改变。然后用图标表达这些测量，或者创建轨迹曲线和运动包络。根据以上分析，机械运动仿真总体上可以分为六个部分：创建图元、检测模型、添加建模图元、准备分析、分析模型和获取结果9。 运动仿真分析（1）选取主菜单上的【应用程序】/【机构】命令，进入机构仿真分析环境。（2）定义伺服电动机。该机构共需要设置3个伺服电动机，其中伺服电动机1位于摇臂与连接杆的连接轴上，用以控制摇臂的周期性摆动；伺服电动机3位于曲轴与电动机中心轴上，再以驱动曲轴进行旋转运动，产生风源。 1）定义伺服电动机1。单击右工具条上的 按钮，打开如图3-1所示的“伺服电动机定义”对话框，接受“类型”选项卡上默认的“运动轴”类型选项，在图形区内点选摇臂与连接杆的连接轴，打开对话框上的“轮廓”选项卡，接受“规范”栏内默认的“位置”选项（因为摇臂为左右摆动，需限定其左右极端位置），在“模”栏目内选择“余弦”（摇臂的摆动为周期性变化），参照表中关于“余弦”运动规律公式中A、B、C及T各参数的意义，分别设定A=75、B=30、C=0、T=1.如图4-8全部设置完毕后单击对话框上的“应用”按钮，然后单击“图形”栏内的 按钮，弹出伺服电动机1按照余弦规律旋转的曲线如图4-9。点击“确定”按钮予以确认，完成伺服电动机1的定义。图4-8 2）定义伺服电动机2。电动机自身也需要绕摇臂的销轴做摆动运动，所以伺服电动机2
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