4G63发动机曲轴设计及有限元分析（全套图纸）

1、原创通过答辩毕业设计说明书论文 qq 194535455 摘要本设计以4g63发动机的相关参数作为参考，对四缸汽油机的曲柄连杆机构的主要零部件曲轴等进行了结构设计计算，并对曲柄连杆机构进行了有关运动学和动力学的理论分析与计算机有限元分析。首先，以运动学和动力学的理论知识为依据，对曲柄连杆机构的运动规律以及在运动中的受力等问题进行详尽的分析，并得到了精确的分析结果。其次分别对曲轴进行详细的结构设计，并进行了结构强度和刚度的校核。再次，应用三维cad软件：pro/engineer建立了曲柄连杆机构中曲轴的几何模型。而曲轴，作为发动机的主要运动部件，其性能优劣直接影响到发动机的可靠性和寿命。在周期性

2、变化的动载荷作用下，曲轴内将产生交变的弯曲应力和扭转应力，极易在过渡圆角等应力集中部位发生弯曲疲劳破坏和扭转破坏。随着发动机的不断强化，曲轴的工作条件愈加苛刻。本文对发动机曲轴进行符合实际条件的建模，采用ansys对其进行三维有限元分析，研究了整体曲轴的变形和应力状况，根据应力响应结果并结合材料特性，校核了载荷下的强度，为发动机曲轴改进设计中的分析提供了理论依据。关键词：发动机；曲柄连杆机构；受力分析；曲轴；pro/e；有限元分析 abstractthe 4g63 engine design parameters as a reference, on four-cylinder gasolin

3、e engine crank crankshaft, etc. the main components of structural design calculations, and the crank was on the theory of kinematics and dynamics analysis finite element analysis computer.first, the kinematics and dynamics of theoretical knowledge as the basis, the motion law of crank rod system and

4、 the structural problems in sports, and a comprehensive analysis of the precise analysis results obtained. next to the crankshaft respectively detailed structure design, and a structure strength and stiffness checking. again, use 3d cad software: pro/e established in crank rod system of crankshaft g

5、eometric model. and, as the main engine crankshaft, its performance movement part quality directly affect the engine reliability and life expectancy. in periodically dynamic load, crankshaft will produce alternating within the bending stress of the torsional stress, easily with the stress concentrat

6、ion areas such as transitional fillet bending fatigue damage occurred and twisting damage. with the engine crankshaft constantly strengthened, the more harsh working conditions. this paper to accord with the actual conditions of engine crankshaft modeling, using ansys, the three-dimensional finite e

7、lement analysis of the whole of the crankshaft research, according to the deformation and stress conditions stress response results and material properties, checked with the strength of the load for design improvement, the analysis engine crankshaft provides theoretical basis. key words: engine；cran

8、k；stress analysis；crankshaft pro / e；finite element analysisii目录摘要iabstractii第1章 绪论11.1 选题的目的和意义11.2 国内外的研究现状21.3 设计研究的主要内容3第2章 曲柄连杆机构受力分析52.1 曲柄连杆机构的类型及方案选择52.2 曲柄连杆机构运动学52.1.1 活塞位移62.1.2 活塞的速度72.1.3 活塞的加速度72.2 曲柄连杆机构中的作用力82.2.1 气缸内工质的作用力82.2.2 机构的惯性力82.3 本章小结16第3章 曲轴的设计173.1 曲轴的结构型式和材料的选择173.1.1 曲

9、轴的工作条件和设计要求173.1.2 曲轴的结构型式173.1.3 曲轴的材料183.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计183.2.1 曲柄销的直径和长度183.2.2 主轴颈的直径和长度183.2.3 曲柄193.2.4 平衡重193.2.5 油孔的位置和尺寸193.2.6 曲轴两端的结构203.2.7 曲轴的止推203.3 曲轴的疲劳强度校核213.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩213.3.2 名义应力的计算253.4 本章小结27第4章 曲轴的有限元分析284.1 对pro/e软件基本功能的介绍284.2 曲轴的创建284.2.1 曲轴的特点分析284.2.2 曲轴的建模思路28

10、4.2.3 曲轴的建模步骤284.3 对ansys软件的介绍304.4曲轴的有限元分析304.4.1 曲轴受力条件与简化304.4.2 曲轴的静力学分析314.5本章小结37结论38参考文献39致谢40第1章 绪论1.1 选题的目的和意义曲轴是发动机中最重要、载荷最大的零件之一。曲轴承受着气缸内的气体压力及往复和旋转质量惯性力引起的周期性变化的杂合，并对外输出扭矩，理论和实践表明，发动机的曲轴的破坏形式主要是弯曲破坏。因此在曲轴内产生交变的弯曲应力，可以引起曲轴疲劳失效，而一旦曲轴失效，就可能引起其他零件随之破坏。所以对于整体式多缸曲轴，如何比较准确地得到应力、变形的大小及分布，对用于指导曲轴

11、的设计和改进，具有重要意义。随着发动机的不断强化，曲轴的工作条件愈加苛刻，保证曲轴的工作可靠性至关重要，其设计是否可靠，对柴油机的使用寿命有很大影响，因此在研制过程中需要给予高度重视。由于曲轴的形状及其载荷比较复杂，对其采用经典力学的方法进行结构分析往往有局限性。有限元法是根据变分原理求解数学物理问题的一种数值计算方法，是分析各种结构问题的强有力的工具，使用有限元法可以方便地进行分析并为设计提供理论依据。曲轴连杆机构作为发动机的传递运动和动力的机构，通过它把活塞的往复直线运动转变为曲轴的旋转运动而输出动力。因此，曲柄连杆机构是发动机中主要的受力部件，其工作可靠性就决定了发动机工作的可靠性。随着

12、发动机强化指标的不断提高，机构的工作条件更加复杂。在多种周期性变化载荷的作用下，如何在设计过程中保证机构具有足够的疲劳强度和刚度及良好的动静态力学特性成为曲柄连杆机构设计的关键性问题1。通过设计，确定发动机曲柄连杆机构的总体结构和部件结构，包括必要的结构尺寸确定、运动学和动力学分析、材料的选取等，以满足实际生产的需要。在传统的设计模式中，为满足设计的需要须进行大量的数值计算，同时为了满足产品的使用性能，须进行强度、刚度、稳定性及可靠性等方面的设计和校核计算。同时要满足校核计算，需要对机构进行运动学分析。而为了真是全面地了解机构在运动工况下的力学特性，本文采用了运动学仿真，针对机构进行了实时的，

13、高精度的动力学响应分析与计算，对提高设计水平具有重要意义，而且更直观清晰的反应曲柄连杆机构在运行过程中的受力状况，便于精确计算，同时应用有限元分析，对机构疲劳等强度与刚度的计算能够直观的了解，充分保证曲轴在工况下的强度，对进一步研究发动机的平和与震动、发动机增压的改造等均有较为实用的应用价值。1.2 国内外的研究现状多刚体运动学模拟是近十年来发展起来的机械计算机模拟技术，提供了在设计过程中对设计方案进行分析和优化的有效手段，在机械设计领域获得越来越广泛的应用。它是利用计算机建造的模型对实际系统进行试验研究，将分析的方法运用于模拟实验，充分利用已有的基本物理原理，采用与实际物理系统实验相似的研究

14、方法，在计算机上运行仿真实验。目前国内对发动机曲柄连杆机构的动力学分析的方法有很多，而且已经完善和成熟。其中机构运动学分析是研究两个或者两个以上的物体间的相对运动，即位移、速度和加速度的变化关系：动力学则是研究产生运动的力。发动机曲柄连杆机构的动力学分析主要包括气体力、惯性力、轴承力、和曲轴转矩等的分析，传统的内燃机工作机构运动力学、运动学分析方法主要有图解法和解分析法2。1、解析法解析法是对构件逐个列出方程，通过各个构件之间的联立线性方程组来求解运动副约束反力和平衡力矩，解析法又包括单位向量法、直角坐标法等。2、图解法图解法形象比较直观，机构各组成部分的位移、速度、加速度以及所受力的大小及改

15、变趋势均能通过图解一目了然。图解法作为解析法的辅助手段，可用于对计算机结果的判断和选择。解析法取点数值较少，绘制曲线精度不高。不经任何计算，对曲柄连杆机构直接图解其速度和加速度的方法最早由克莱茵提出，但方法十分复杂3。 3、复数向量法复数向量法是以各个杆件作为向量，把在复平面上的连接过程用复数形式加以表达，对于包括结构参数和时间参数的解析式就时间求导后，可以得到机构的运动性能。该方法是机构运动分析的较好方法。通过对机构运动学、动力学的分析，我们可以清楚了解内燃机工作机构的运动性能、运动规律等，从而可以更好地对机构进行性能分析和产品设计。但是过去由于手段的原因，大部分复杂的机械运动尽管能够给出解

16、析表达式，却难以计算出供工程设计使用的结果，不得不用粗糙近似的图解法求得数据。近年来随着计算机的发展，可以利用复杂的计算表达式来精确求解各种运动过程和动态过程，从而形成了机械性能分析和产品设计的现代理论和方法。通过对机构运动学和动力学分析，我们可以清楚了解内燃机工作机构的运动性能、运动规律等，从而可以更好地对机构进行性能分析和产品设计。但是过去由于手段的原因，大部分复杂的机构运动尽管能够给出解析式，却难以计算出供工程使用的计算结果，不得不用粗糙的图解法求得数据。随着计算机的发展，可以利用复杂的计算表达式来精确求解各种运动过程和动态过程，从而形成机械性能分析和产品设计的现代理论和方法。随着计算技

17、术的飞速发展，出现了开发对象的自动离线及有限元分析结果可视化显示的热潮，使有限元分析的“瓶颈”得以逐步解决。对象的离散从手工到全自动，从简单对象的一维单一网络到复杂对象的多维多种网络单元，从单材料到多种材料，从单纯的离散到自适应离散，从对象的性能校核到自动适应动态设计、分析。这些重大的发展使有限元分析拜托了仅为性能校核的工具的原始阶段计算结果的可视化显示从简单的应力、位移和温度场等的静动态显示、色彩色调显示，一跃变成对模型可能出现缺陷的位置、形状、大小以及可能波及区域的显示。这种从抽象数据到计算机形象化现实的飞跃，是现在甚至将来计算程序设计、分析的重要组成部分。有限元法随着计算机科学的发展，在

18、包括汽车发动机在内的几乎所有工程领域得到愈来愈广泛的运用。有限元技术的出现，为工程设计领域提供了一个强有力的计算工具，经过迄今约办半个世纪的发展，它已日趋成熟使用，在近乎所有的工程设计领域发挥着越来越重要的作用。而汽车发动机零部件的设计是有限元技术最早的应用领域之一。有限元技术的应用提高了汽车发动机零部件设计的可靠性，缩短了设计周期，大大推动了汽车发动机工业的发展。现今，高性能的产品需要有高水品的设计，设计技术是决定产品性能的关进因素之一。随着科技的进步和使用要求的不断提高，设计方法和设计手段也不断改善，以经验和试制、实验为典型特征的传统设计方法已远不能满足现代产品对性能的需求，取而代之的是以

19、计算机为基本工具，以数值仿真分析为主要手段的现代设计理论和方法的广泛应用。汽车发动机设计是典型的机械系统设计，针对汽车发动机的现代设计技术研究具有代表性意义。曲轴是汽车发动机至今为止关键的部件之一，其性能优劣直接影响着汽车发动机的可靠性和寿命，所以利用计算机仿真技术对曲轴设计及生产有着积极的指导作用。实现了曲轴建模和分析计算的自动化、智能化3。1.3 设计研究的主要内容对内燃机运行过程中曲柄连杆机构受力分析进行深入研究，其主要的研究内容有：（1）对曲柄连杆机构进行运动学和动力学分析，分析曲柄连杆机构中各种力的作用情况，并根据这些力对曲柄连杆机构的主要零部件进行强度、刚度等方面的计算和校核，以便

20、达到设计要求；（2）分析曲柄连杆机构中主要零部件曲轴，连杆等的工作条件和设计要求，进行合理选材，确定出主要的结构尺寸，并进行相应的尺寸检验校核，以符合零件实际加工的要求；（3）应用pro/e软件对曲柄连杆机构的零件分别建立实体模型；（4）应用pro/e软件将零件模型图转化为相应的工程图，并结合使用autocad软件，系统地反应工程图上的各类信息，以便实现对机构的进一步精确设计和检验；（5）应用ansys软件对模型进行有限元分析。 第2章 曲柄连杆机构受力分析研究曲柄连杆机构的受力，关键在于分析曲柄连杆机构中各种力的作用情况，并根据这些力对曲柄连杆机构的主要零件进行强度、刚度、磨损等方面的分析、

21、计算和设计，以便达到发动机输出转矩及转速的要求。2.1 曲柄连杆机构的类型及方案选择内燃机中采用曲柄连杆机构的型式很多，按运动学观点可分为三类，即:中心曲柄连杆机构、偏心曲柄连杆机构和主副连杆式曲柄连杆机构。1、中心曲柄连杆机构其特点是气缸中心线通过曲轴的旋转中心，并垂直于曲柄的回转轴线。这种型式的曲柄连杆机构在内燃机中应用最为广泛。一般的单列式内燃机，采用并列连杆与叉形连杆的v形内燃机，以及对置式活塞内燃机的曲柄连杆机构都属于这一类。2、偏心曲柄连杆机构其特点是气缸中心线垂直于曲轴的回转中心线，但不通过曲轴的回转中心，气缸中心线距离曲轴的回转轴线具有一偏移量e。这种曲柄连杆机构可以减小膨胀行

22、程中活塞与气缸壁间的最大侧压力，使活塞在膨胀行程与压缩行程时作用在气缸壁两侧的侧压力大小比较均匀。 3、主副连杆式曲柄连杆机构其特点是内燃机的一列气缸用主连杆，其它各列气缸则用副连杆，这些连杆的下端不是直接接在曲柄销上，而是通过副连杆销装在主连杆的大头上，形成了“关节式”运动，所以这种机构有时也称为“关节曲柄连杆机构”。在关节曲柄连杆机构中，一个曲柄可以同时带动几套副连杆和活塞，这种结构可使内燃机长度缩短，结构紧凑，广泛的应用于大功率的坦克和机车用v形内燃机4。经过比较，本设计的型式选择为中心曲柄连杆机构。2.2 曲柄连杆机构运动学中心曲柄连杆机构简图如图2.1所示，图2.1中气缸中心线通过曲

23、轴中心o，ob为曲柄，ab为连杆，b为曲柄销中心，a为连杆小头孔中心或活塞销中心。当曲柄按等角速度旋转时，曲柄ob上任意点都以o点为圆心做等速旋转运动，活塞a点沿气缸中心线做往复运动，连杆ab则做复合的平面运动，其大头b点与曲柄一端相连，做等速的旋转运动，而连杆小头与活塞相连，做往复运动。在实际分析中，为使问题简单化，一般将连杆简化为分别集中于连杆大头和小头的两个集中质量，认为它们分别做旋转和往复运动，这样就不需要对连杆的运动规律进行单独研究4。图2.1 曲柄连杆机构运动简图4活塞做往复运动时，其速度和加速度是变化的。它的速度和加速度的数值以及变化规律对曲柄连杆机构以及发动机整体工作有很大影响

24、，因此，研究曲柄连杆机构运动规律的主要任务就是研究活塞的运动规律。2.1.1 活塞位移假设在某一时刻，曲柄转角为，并按顺时针方向旋转，连杆轴线在其运动平面内偏离气缸轴线的角度为，如图2.1 所示。当=时，活塞销中心a在最上面的位置a1，此位置称为上止点。当=180时，a点在最下面的位置a2，此位置称为下止点。此时活塞的位移x为:x=(r+) = （2.1）式中：连杆比。式（2.1）可进一步简化，由图2.1可以看出：即 又由于 （2.2）将式（2.2）带入式（2.1）得： x= （2.3）式（2.3）是计算活塞位移x的精确公式,为便于计算，可将式（2.3）中的根号按牛顿二项式定理展开，得：考虑到

25、 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 （2.4）将式（2.4）带入式（2.3）得 （2.5）2.1.2 活塞的速度 将活塞位移公式（2.1）对时间t进行微分，即可求得活塞速度的精确值为 (2.6)将式（2.5）对时间微分，便可求得活塞速度得近似公式为： （2.7）从式（2.7）可以看出，活塞速度可视为由与两部分简谐运动所组成。当或时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当时，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。2.1.3 活塞的加速度将式（2.6）对时间微分，可求得活塞加速度的精确值为： （2.8）将式（2.7）对时间为微分，可求得活塞加速度的近似值为： （2

26、.9）因此，活塞加速度也可以视为两个简谐运动加速度之和，即由与两部分组成。2.2 曲柄连杆机构中的作用力作用于曲柄连杆机构的力分为：缸内气压力、运动质量的惯性力、摩擦阻力和作用在发动机曲轴上的负载阻力。由于摩擦力的数值较小且变化规律很难掌握，受力分析时把摩擦阻力忽略不计。而负载阻力与主动力处于平衡状态，无需另外计算，因此主要研究气压力和运动质量惯性力变化规律对机构构件的作用4。计算过程中所需的相关数据参照4g63汽油机，表2.7所示。2.2.1 气缸内工质的作用力作用在活塞上的气体作用力等于活塞上、下两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即 （2.10）式中：活塞上的气体作用力，； 缸内绝

27、对压力，； 大气压力，； 活塞直径，。由于活塞直径是一定的，活塞上的气体作用力取决于活塞上、下两面的空间内气体压力差，对于四冲程发动机来说，一般取=0.1，,对于缸内绝对压力，在发动机的四个冲程中，计算结果如表2.1所示：则由式（2.10）计算气压力如表2.2所示。2.2.2 机构的惯性力惯性力是由于运动不均匀而产生的，为了确定机构的惯性力，必须先知道其加速度和质量的分布。加速度从运动学中已经知道，现在需要知道质量分布。实际机构质量分布很复杂，必须加以简化。为此进行质量换算。1、机构运动件的质量换算质量换算的原则是保持系统的动力学等效性。质量换算的目的是计算零件的运动质量，以便进一步计算它们在

28、运动中所产生的惯性力4。表2.1 缸内绝对压力计算结果四个冲程终点压力计算公式计算结果/进气终点压力0.08压缩终点压力1.83膨胀终点压力0.56排气终点压力0.115注：平均压缩指数，=1.321.38；压缩比，=10；平均膨胀指数，=1.21.30；最大爆发压力，=7.2；此时压力角=，取=。表2.2 气压力计算结果四 个 冲 程/进气终点85.07压缩终点-113.43膨胀终点9811.95排气终点2608.95（1）连杆质量的换算连杆是做复杂平面运动的零件。为了方便计算，将整个连杆（包括有关附属零件）的质量用两个换算质量和来代换，并假设是集中作用在连杆小头中心处，并只做往复运动的质量

29、；是集中作用在连杆大头中心处，并只沿着圆周做旋转运动的质量，如图2.2所示：图2.2 连杆质量的换算简图4为了保证代换后的质量系统与原来的质量系统在力学上等效，必须满足下列三个条件： 连杆总质量不变，即。 连杆重心的位置不变，即。 连杆相对重心g的转动惯量不变，即。其中，连杆长度，为连杆重心至小头中心的距离。由条件可得下列换算公式：用平衡力系求合力的索多边形法求出重心位置。将连杆分成若干简单的几何图形，分别计算出各段连杆重量和它的重心位置，再按照索多边形作图法，求出整个连杆的重心位置以及折算到连杆大小头中心的重量和 ，如图2.3所示：图2.3 索多边形法4（2）往复直线运动部分的质量活塞（包括

30、活塞上的零件）是沿气缸中心做往复直线运动的。它们的质量可以看作是集中在活塞销中心上，并以表示。质量与换算到连杆小头中心的质量之和，称为往复运动质量，即。（3）不平衡回转质量曲拐的不平衡质量及其代换质量如图2.4所示： 图2.4 曲拐的不平衡质量及其代换质量5曲拐在绕轴线旋转时，曲柄销和一部分曲柄臂的质量将产生不平衡离心惯性力，称为曲拐的不平衡质量。为了便于计算，所有这些质量都按离心力相等的条件，换算到回转半径为的连杆轴颈中心处，以表示，换算质量为：式中：曲拐换算质量，； 连杆轴颈的质量，； 一个曲柄臂的质量，；曲柄臂质心位置与曲拐中心的距离，。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

31、量，即由上述换算方法计算得：往复直线运动部分的质量=3，不平衡回转质量=1.535。2、曲柄连杆机构的惯性力把曲柄连杆机构运动件的质量简化为二质量和后，这些质量的惯性力可以从运动条件求出，归结为两个力。往复质量的往复惯性力和旋转质量的旋转惯性力5。（1）往复惯性力 （2.11）式中：往复运动质量，； 连杆比； 曲柄半径，； 曲柄旋转角速度，； 曲轴转角。是沿气缸中心线方向作用的，公式（2.11）前的负号表示方向与活塞加速度的方向相反。其中曲柄的角速度为： （2.12）式中：曲轴转数，；已知额定转数=6000，则；曲柄半径=44，连杆比=0.250.315，取=0.25，参照附录表2：四缸机工作

32、循环表，将每一工况的曲轴转角代入式（2.11），计算得往复惯性力，结果如表2.3所示：表2.3 往复惯性力计算结果四 个 冲 程/进气终点-62421.94压缩终点39026.92膨胀终点-62421.94排气终点39026.92（2）旋转惯性力 （2.13） 3、作用在活塞上的总作用力由前述可知，在活塞销中心处，同时作用着气体作用力和往复惯性力，由于作用力的方向都沿着中心线，故只需代数相加，即可求得合力5 （2.14）计算结果如表2.4所示。4、活塞上的总作用力分解与传递如图2.5所示，首先，将分解成两个分力：沿连杆轴线作用的力，和把活塞压向气缸壁的侧向力，其中沿连杆的作用力为： （2.15

33、）而侧向力为： （2.16）表2.4 作用在活塞上的总作用力四个冲程气压力/往复惯性力/总作用力/进气终点85.07压缩终点-113.4339026.92膨胀终点9811.95排气终点2608.9539026.92图2.5 作用在机构上的力和力矩5连杆作用力的方向规定如下：使连杆受压时为正号，使连杆受拉时为负号，缸壁的侧向力的符号规定为：当侧向力所形成的反扭矩与曲轴旋转方向相反时，侧向力为正值，反之为负值。5当=时，根据正弦定理，可得：求得 将分别代入式（2.15）、式（2.16），计算结果如表2.5所示：表2.5 连杆力、侧向力的计算结果四个冲程连杆力/侧向力/进气终点压缩终点38985.3

34、72366.33膨胀终点排气终点41712.792531.88力通过连杆作用在曲轴的曲柄臂上，此力也分解成两个力，即推动曲轴旋转的切向力，即 （2.17）和压缩曲柄臂的径向力，即 （2.18）规定力和曲轴旋转方向一致为正，力指向曲轴为正。求得切向力、径向力见如表2.6所示:表2.6 切向力、径向力的计算结果四个冲程切向力/径向力/进气终点压缩终点11059.3937383.80膨胀终点排气终点11833.1139999.18表2.7 4g63发动机主要性能参数气缸排列方式直列四缸供油方式多点喷射排量/l2.0缸径/mm85冲程/mm88冲程/缸径0.9555连杆长/mm167曲轴轴承座5压缩比

35、9.3额定功率/kw95(6000 r/min)最大扭矩/(nm)173(4500 r/min)点火顺序13422.3 本章小结本章首先分析了曲柄连杆机构的运动情况，重点分析了活塞的运动，在此基础上分析了每个工作过程的气体压力变化情况，进一步推导出各过程气体力的理论计算公式，进行了机构中运动质量的换算，并根据4g63型汽油机的具体结构参数计算出了各过程的气体力，为后面章节提供了理论数据的依据。第3章 曲轴的设计3.1 曲轴的结构型式和材料的选择3.1.1 曲轴的工作条件和设计要求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作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳

36、应力状态。由于曲轴弯曲与扭转振动而产生附加应力，再加上曲轴形状复杂，结构变化急剧，产生的严重的应力集中。特别在曲柄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。所以在设计曲轴时，要使它具有足够的疲劳强度，尽量减小应力集中现象，克服薄弱环节，保证曲轴可靠工作。如果曲轴弯曲刚度不足，就会大大恶化活塞、连杆的工作条件，影响它们的工作可靠性和耐磨性，曲轴扭转刚度不足则可能在工作转速范围内产生强烈的扭转振动，所以设计曲轴时，应保证它有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度。此外，曲轴主轴颈与曲柄销时再高比压下进行高速转动的，因而还会产生强烈的磨损。所以设计曲轴时，要使其各摩擦表面耐磨，各

37、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6。3.1.2 曲轴的结构型式曲轴的设计从总体结构上选择整体式，它具有工作可靠、质量轻的特点，而且刚度和强度较高，加工表面也比较少。为了提高曲轴的弯曲刚度和强度，采用全支撑半平衡结构，即四个曲拐，每个曲拐的两端都有一个主轴颈，如图3.1所示：图3.1 曲轴的结构型式3.1.3 曲轴的材料在结构设计和加工工艺正确合理的条件下，主要是材料强度决定着曲轴的体积、重量和寿命，作为曲轴的材料，除了应具有优良的机械性能以外，还要求高度的耐磨性、耐疲劳性和冲击韧性。同时也要使曲轴的加工容易和造价低廉。在保证曲轴有足够强度的前提下，尽可能采用一般材料。以铸代锻

38、，以铁代钢。高强度球墨铸铁的出现为铸造曲轴的广泛采用提供了前提。球墨铸铁就其机械性能和使用性能而言，比其它多种铸铁都要好。球墨铸铁曲轴可以铸成复杂的合理的结构形状，使其应力分布均匀，金属材料更有效地利用，加上球铁材料对断面缺口的敏感性小，使得球铁曲轴的实际弯曲疲劳强度与正火中碳钢相近。该发动机曲轴采用球墨铸铁铸造而成。3.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计3.2.1 曲柄销的直径和长度 在考虑曲轴轴颈的粗细时，首先是确定曲柄销的直径。在现代发动机设计中，一般趋向于采用较大的值，以降低曲柄销比压，提高连杆轴承工作的可靠性，提高曲轴的刚度。但是，曲柄销加粗伴随着连杆大头加大，使不平衡旋转质量的

39、离心力增大，随曲轴及轴承的工作带来不利，对于汽油机，为气缸直径，已知=85，则，曲柄销直径取为=51。曲柄销的长度是在选定的基础上考虑的。从增加曲轴的刚性和保证轴承的工作能力出发，应使控制在一定范围内，同时注意曲拐各部分尺寸协调，根据统计/=，取=31。轴颈的尺寸，最后可以根据承压面的投影面积与活塞投影面积之比来校核，此比值据统计在范围内，而且汽油机偏下限。那么由，则长度取值合适5。3.2.2 主轴颈的直径和长度为了最大限度地增加曲轴的刚度，适当地加粗主轴颈，这样可以增加曲轴轴颈的重叠度，从而提高曲轴刚度，其次，加粗主轴颈后可以相对缩短其长度，从而给加厚曲柄提高其强度提供可能。从曲轴各部分尺寸

40、协调的观点，建议取，取=59。由于主轴承的负荷比连杆轴承轻，主轴颈的长度一般比曲柄销的长度短，这样可满足增强刚性及保证良好润滑的要求5。据统计，取=37。3.2.3 曲柄曲柄应选择适当的厚度、宽度，以使曲轴有足够的刚度和强度。为提高曲柄的抗弯能力，适当增加曲柄的厚度，曲柄的形状采用椭圆形，为了能最大限度地减轻曲轴的重量，并减小曲柄相对于主轴颈中心的不平衡旋转质量，将曲柄上肩部多余的金属削去。根据统计，曲柄的宽度，取，厚度，取。曲柄臂以凸肩接主轴颈和曲柄销。凸肩的厚度根据曲轴加工工艺决定。全加工曲轴的只有0.51，取=1。曲柄销和主轴颈至曲柄臂凸肩的过渡圆角对应力集中程度影响最大，加大圆角半径可

41、使圆角应力峰值降低，故宜取大，至少不能小于0.05或2.5，取=3。3.2.4 平衡重对四拐曲轴来说，作用在第1、2拐和第3、4拐上的离心惯性力互成力偶。这两个力偶大小相等、方向相反，所以从整体上讲是平衡的，但是这两个力偶却还是作用在曲袖上了，曲轴这两个对称力偶的作用下可能发生弯曲变形。由于曲轴是安装在机体的主轴承中的，所以曲轴发生弯曲变形时上述力偶就将也部分地作用在机体上，使机体承受附加弯曲力偶的作用，尤其是在此情况下主轴承的工作条件也要变坏。安装平衡重，改善曲轴本身和机体的受力情况，尤其改善了主轴承的工作条件。设计时，平衡重对主轴承工作情况的影响是利用主轴颈载荷图来进行估算的。没有平衡重时

42、，由于离心惯性力的影响，主轴颈表面所受载荷的分布可能很不均匀，一部分轴颈表面所受载荷很大，但另一部分轴颈表面却完全不承受载荷。通过安装平衡重可以抵消一部分离心惯性力，从而使轴颈表面的载荷分布比较均匀些，与此同时轴颈和轴承表面的平均载荷也可以相应下降。它意味着轴颈的磨损也可以比较均匀，而不是集中磨一处，防止因偏磨而很决失圆损坏。设计平衡重时，应尽可能使平衡重的重心远离曲轴旋转中心，即用较轻的重量达到较好的效果，以便尽可能减轻曲轴重量。平衡重径向尺寸和厚度以不碰活塞裙底和连杆大头能通过为限度。将平衡重与曲轴铸成一体，时加工较简单，并且工作可靠7。3.2.5 油孔的位置和尺寸为保证曲轴轴承工作可靠，

43、对它们必需有充分的润滑。曲轴中油道的尺寸和布置直接影响它的强度和刚度，同时也影响轴承工作的可靠性。润滑油一般从机体上的主油道通过主轴承的上轴瓦引入。从主轴颈向曲柄销供油采用斜油道，主轴颈上的油孔入口应保证向曲柄销供油足够充分，曲柄销上油孔的出口应设在负荷较低区，用以提高向曲柄销的供油能力。曲柄销油孔选择在曲拐平面运转前方的范围内。由于油道位于曲拐平面内，油道出口处应力集中现象严重，当油道中心线与轴颈中心线的夹角时，最大应力增加很快，因此油孔设在小于处5。油道的孔径一般在左右，取为5。3.2.6 曲轴两端的结构曲轴上带动辅助系统的正时齿轮和皮带轮一般装在曲轴的前端，因为结构简单，维修方便。发动机

44、的配气机构也是由曲轴自由端驱动。这是应为曲轴自由端的轴颈允许较细，可以采用节圆直径小的齿轮，消除扭转振动的减振器装在曲轴前端，因为这里的振幅最大。在曲轴自由端从曲轴箱伸出去额地方必须考虑密封。一方面防止曲轴箱中的机油由这里漏出去，另一方面也防止外面的尘土等进入。密封是用甩油环和密封装置所组成，密封装置可以是密封圈，也可以是螺纹迷宫槽。所谓迷宫槽是在轴上或在曲轴箱的对应孔壁上制出螺纹，螺纹的螺旋方向与轴的螺旋方向相反。当机油漏入轴与孔之间的间隙中时，依靠机油的粘性和螺纹，把机油像个螺母一样地退了回去，不使它漏出机体外4。曲轴后端（功率输出端）一般设有法兰，飞轮与后端用螺栓和定位销连接。螺栓应拧得

45、足够紧，以便能够依靠飞轮与法兰之间的摩擦力矩传输出曲轴的最大转矩。定位销用来保证重装飞轮时保持飞轮与曲轴的装配位置。故定位销的布置是不对称的或只有一个。这种连接方式结构简单，工作可靠。为了提高曲轴的扭转刚度，从最后一道主轴承到飞轮法兰这一轴段应该尽量粗短5。3.2.7 曲轴的止推曲轴由于受热膨胀而伸长或受斜齿轮即离合器等的轴向力会产生轴向移动，为了控制发动机在工作时曲轴的轴向窜动，在曲轴上设置有轴向定位装置，同时为了保证曲轴在受热膨胀时有一定的自由伸长量，所以曲轴上只能有一处轴向定位。从降低曲轴和机体加工尺寸链精度要求出发，止推轴承设在中间主轴承的两边。在第三主轴颈处设置轴向止推片，止推片为四

46、片。曲轴轴向间隙应保持，其它各主轴承端面间隙应保证曲轴受热伸长时能自由延伸。3.3 曲轴的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，需要进行疲劳验算。由于实际的曲轴是一个多支承的静不定系统，理论上应按照连续梁的概念来求解支承弯矩和支反力，因为它考虑了支承的弹性安装不同心度以及支座弯矩等因素对曲轴应力的影响。连续梁计算方法为：把曲轴简化为支承在刚性支承上的圆柱形连续直梁，根据连续梁支承处偏转角相等的变形协调条件，推导出各支承偏转角变化总和为零的连续方程，这种方法在各单位曲拐长度相等的情况下认为它们的刚度相等，免去繁杂的曲拐刚度计算，同时又由于不考虑支座弹性等，得到三

47、弯矩方程，借助三弯矩方程进行计算，得各支承处在曲拐平面和曲拐平面的垂直面内的弯矩，然后把第支承和第支承点处的主轴颈截面的弯矩（曲拐平面内）、（曲拐平面的垂直面内）和、作为载荷加到图3.2中的曲拐受力模型上，再根据此新模型确定各支反力、各危险截面的内力矩，进而计算各名义应力8。3.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩1、计算公式及其推导如图3.2所示，把曲轴简化为等圆截面梁，且由于假设各轴颈按等高度刚性点支承，即不考虑支座弹性及加工形成的不同轴度，以集中方式加载，且各拐集中力作用在各曲柄销中央，平衡重离心力作用在平衡块宽度中，为了保持转换前后的一致，需在铰链处作用弯矩，再根据支承二端转角相等的变形

48、协调条件，保证各中间支承的连续性。由材料力学知：在支承处左端梁转角和右端梁转角为（若）： （3.1） （3.2）由变形协调条件=，图3.2 连续梁受力图8=又因为，所以 （3.3）设第一支承和最后一个支承处的弯矩为零，即。上式中包含，三个支承处的内弯矩，故称三弯矩方程。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。2、曲拐平面内支承弯矩计算已知=28+25.11+18.082=89.27，当=2，=3，=4时，由式（3.3）得三弯矩方程组（3.4）： （3.4）根据表2.2四缸机工作循环表，参照表2.6知如表3.1所示。将、分别代入方程组，得工况下各支承处的弯

49、矩如表3.2所示。同理根据表3.3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3.4所示。表3.1 各工况下载荷数据 （单位：）工况一-346.967997.616122.88-10276.86二7997.61-10276.86-346.966122.88三-10276.866122.887997.61-346.96四6122.88-346.96-10276.867997.61表3.2 各工况下曲拐平面内弯矩计算结果 （单位：）工况一-118.7871.86197.22二88.96-1116.53153.31三-449.17935.97-334.8四545.84-2686.65-77

50、2.48 表3.3各工况下载荷数据 （单位：）工况一-14952.0111833.1111059.39-17716.43二11833.11-17716.43-14952.0111059.39三-17716.4311059.3911833.11-14952.01四11059.39-14952.01-17716.4311833.11表3.4 曲拐平面的垂直平面内弯矩计算结果 （单位：）工况一-99.05276.89-132.89二26.32-330.3290.71三-132.88276.89-99.05四15.14-209.47-4.003、支反力计算求得各支承弯矩后，就可用图3.3所示的模型来计

51、算各个支座的支反力。图3.3 支反力计算模型8得到支反力表达式如下： （3.5） （3.6）式中：作用在曲柄销上的径向力；作用在曲柄销上的切向力； 连杆旋转质量、曲柄销、曲柄臂的总的离心惯性力；已知，由公式（3.5）、（3.6）计算得到各个支座反力，其值如表3.5，表3.6所示。 表3.5各工况下曲拐平面内支座反力计算结果 （单位：）工况一-37424.7967141.242735.51-45195-13318.35二5809.08-33187.34-29145.973870.51-13318.35三-38857.94601.00787.42-41871.66-13318.35四22.18-17600.9714254.57-13318.35 表3.6各工况下曲拐平面的垂直平面内支座反力计算结果 （单位：）工况一-6504.934173.034117.93-7555.370二5658.52-5877.82-5126.894640.380三7555.474117.834173.03-6504.930四5381.26