发动机曲轴设计开题报告

1、毕业设计开题报告学 生 姓 名：学 号：学 院、系：专 业：设 计 题 目：发动机曲轴设计指导教师:2008年 04月08日毕 业 设 计（论 文）开 题 报 告1结合毕业设计情况，根据所查阅的文献资料，撰写2000字左右的文献综述：文 献 综 述1.本课题研究的意义解放前，我国没有汽车制造工业，所使用的汽车全靠进口。解放后，1956年我国建成第一汽车制造厂，开始生产解放牌汽车。随后又建成第二汽车制造厂，生产东风eql40型汽车。目前我国生产和组装汽车的工厂已达120多家，年产各种汽车45万多辆。20世纪90年代以来，我国汽车产量实现两次突破，第一次是1992年突破百万辆大关【1】。到了199

2、9年和2000年，汽车产量的增长率分别达到12.3%和13%，出现第二次突破，即2000年跨过200万辆。经过几十年来的努力，特别是近几年来，中国汽车工业一直处在高速发展之中，现今已成为国际汽车市场最热的地区【2】。然而在加入wto之后，中国汽车工业不仅要面对国内汽车企业的竞争，更多的是要承受国外先进汽车企业在技术、理念、管理、营销等方面的强烈冲击。这种冲击表面上是质量和设计理念的冲击，但实质上，技术创新才是这种冲击的核心力量，也是赢得市场竞争的关键【3】。 当前，随着能源日趋紧张、环境压力加剧，我国汽车工业的可持续发展遭遇挑战，作为有效的节能手段，汽车轻量化已成为汽车工业发展中的重要研究课题

3、之一。汽车轻量化源于燃油消耗、降低排放方面的需求。所谓汽车轻量化，就是减轻汽车自身重量的意思。轻量化和小型化不同，它是指同一台车在同样尺寸或同一种车型在同样的汽缸容量的前提下重量的减轻【4】。欧洲铝协材料表明：汽车重量每降低100千克，每百公里可节约0.6升燃油。大量使用铝合金的汽车，平均每辆汽车可降低重量300千克（从1400千克到1100千克），寿命期内排放可降低20【5】。从驾驶方面来讲：汽车轻量化后加速性提高，稳定性和噪音、振动方面也均有改善。从安全性考虑：碰撞时惯性小，制动距离减小，另外发生碰撞时，塑性材料对人的冲击小得多，所以更加安全。实现汽车轻量化的途径有：1）.小型化，发展小排

4、量汽车；2）.结构的合理化，汽车及零部件的优化设计；3）.轻量化材料的应用，目前来讲这是实现轻量化的主要方法【6】。发动机作为汽车的心脏发动机是全车最重要的部分，一直是各大车厂研发的重中之重，而且在环保要求、经济要求、动力要求都在不断提高的现代社会，对发动机技术的要求也是越来越苛刻，发动机的性能在一定程度上决定着整车性能的好坏。曲轴是发动机的关键零件，其尺寸大小在很大程度上影响着发动机的外形尺寸和重量，以及工作可靠性和寿命。曲轴的破坏事故可能引起其它零件的严重损坏。随着内燃机的发展与强化，曲轴的工作条件愈加严酷了，必须在设计上正确选择曲轴的结构形式与尺寸、材料与工艺，以求获得满意的技术经济效果

5、。曲轴的基本工作载荷是弯曲载荷和扭转载荷；对内不平衡的发动机曲轴还承受内弯矩和剪力；未采取扭转振动减振措施的曲轴还可能作用着幅值较大的扭转振动弹性力矩。这些载荷都是交变性的，可能引起曲轴疲劳失效。实践表明，弯曲载荷具有决定性作用，弯曲疲劳失效是主要破坏形式【7】。因此曲轴结构强度的研究重点是弯曲疲劳强度，曲轴设计上要致力于提高曲轴的疲劳强度。曲轴是内燃机曲柄连杆机构的主要组成部分、三大运动件之一，是主要传力件。它的功用是把气缸中所作的功，通过活塞连杆汇总后以旋转运动形式输出。此外，曲轴还传动保证内燃机正常工作需要的机构和系统附件(如配气机构、燃油泵、水泵、润滑油泵等)，因此曲轴工作的可靠性和寿

6、命在很大程度上影响内燃机工作的可靠性和寿命。曲轴的尺寸与内燃机整体尺寸和重量有很大关系，如曲柄销直径直接影响连杆大端尺寸和重量，后者又影响曲轴箱宽度，曲轴单位曲柄长度影响内燃机总长度，因此曲轴设计必须与内燃机总体设计一起考虑。曲轴又是一根连续曲梁，结构形状复杂，刚性差，材质要求严，制造要求高，是内燃机造价最贵的机件【8】。由以上所述可以看出曲轴设计的重要性。本课题主要通过471汽油机曲轴的设计研究，设计出合理的曲轴。2.曲轴设计计算的发展曲轴设计在过去的几十年中得到了飞速的发展。在曲轴的设计初期一般是按照已有的经验公式计算或者与已有的曲轴进行类比设计。在进行了初步的设计后造出曲轴样品再进行试验

7、，通过实验数据进行适当的改进。曲轴设计发展到今天已经有了很大的发展。随着内燃机向高可靠性、高紧凑性、高经济性的不断发展，传统的以经验、试凑、定性为主要设计内容的设计方法已经不能满足要求，而随着电子计算机技术的不断发展，内燃机及其零部件的设计已经发展到采用包括有限元法、优化设计、动态设计等现代先进设计技术在内的计算机分析、预测和模拟阶段。有限元法是最有效的数值计算方法之一，它使人们对零部件关键参数的理解和设计更进了一步。有限元法在曲轴的设计计算中有广泛的应用。常见的是用以计算单拐曲铀在受弯、扭时各过渡圆角及油孔处的应力分布；也常用来计算曲柄在受弯或扭时的变形或刚度；偶而也见用于曲铀连续粱的计算，

8、用以计算支座反力、支座弯距及曲拐上的名义应力【8】。根据不同计算目的，在选择计算模型及进行网格划分时，也有不同的考虑。例如在计算受法向力载荷下的弯曲应力时，多选用三维模型，且在圆角等应力集中产重处采用细密的网格划分；只有在作定性分析或作圆角方案对比时，才可选用平面变厚度模型。至于计算受扭时的应力，则必须用三维模型。若用以计算曲柄的抗弯、抗扭刚度，则均以三维模型为宜，且可采用组的网格划分，甚至略去圆角等细微构形的影响，因为网格划分的组细及圆角等构形的影响，对刚度计算的精度影响甚小。由于曲轴工作时所受载荷及约束均十分复杂，因此对整根曲轴进行有限元计算不易获得成功。这种能描绘整根曲轴并能详细给出应力

9、数据的模型也必然太庞大，求解耗费时间太长，费用太贵，也受计算机计算容量的限制。较合理的模型是用较小的有代表性的一部分来代表整根曲轴，例如用二分之一或四分之一的曲柄来建立计算模型。其前提是在适当的计算时间内获得足够的精度，同时也使力边界条件和约束边界条件尽量简化。随着现代计算机技术的飞速发展以及应用软件的开发这些在原来看来是不可能的事情在现在已经成为现实。3.国内外曲轴强度计算发展60年代以前很长一段时间内，人们主要用实验手段来研究曲轴的强度。随着计算机和计算力学的飞速发展，最近30多年来曲轴计算方法的应力分析精度有了极大的提高，可以相当精确地确定在任一工况下曲轴任意部位的应力，因此对曲轴整体的

10、强度也可以作比较精确的评估。60年代70年代，产生了整体曲轴计算的连续梁模型和空间钢架模型。在60年代末期，美国的poter提出了一种曲柄刚度的经验算法，但方法比较繁琐，并且缺少实验和使用的验证。后来，又有人提出了一种曲柄刚度的斜截面法，计算精度较porter法有新的提高，但由于不能考虑削去的肩部以及中心油孔等因素的影响，计算刚度仍然比实测值大【9】。现有的曲轴强度计算都归结为疲劳强度计算，其计算步骤分为以下两步一是应力计算，求出曲轴危险部位的应力幅和平均应力;二是在此基础上进行疲劳强度计算。常用的应力计算的方法有三种:传统法、有限元法和边界元法【10】。3.1传统方法传统应力计算方法可分为两

11、种:简支梁法和连续梁法。简支梁法计算简单，使用方便，连续梁法计算复杂，但与实测结果比较吻合。简支梁法假定曲轴上的每一曲柄是一个断开的简支梁，自由的置于通过两主轴承中点的支撑上【11】，如下图所示：简支梁法曲轴计算简图连续梁法把曲轴简化为多支承的静不定连续梁，如图1.3，应用三弯矩或五弯矩方程求解。由于假设的几何力学模型不同，连续梁法主要有以下三种【12】【13】:l)将曲轴简化为多支承圆柱形连续直梁，其直径与轴颈直径相同或相当;2)曲轴作为支承在弹性支承上变截面的静不定直梁;3)曲轴作为支承在弹性支承上的静不定曲梁。连续梁法一般假设曲轴的支承以铰接形式作用于主轴颈的中点。连续梁法曲轴计算模型3

12、.2有限元方法传统方法根据名义应力和应力集中系数计算曲轴危险部位的应力。由于曲轴形状复杂，名义应力的准确计算比较困难，而应力集中系数通常由单拐平面模型计算或由有限数量的曲轴试验数据推算得到，再加上名义应力和应力集中系数很难结合一致地反映实际最大应力，因此传统方法有相当的不准确性【14】【15】。有限元理论的发展，为精确且全面地计算曲轴应力提供了条件。曲轴是空间构件，从对实际形状的逼近和整个应力分布规律的求解来说，三维有限元分析最为理想。平面分析方法不能求出曲轴沿圆周方向的应力分布，因此，除在确定应力集中系数时还有应用外【16】，目前已基本不采用二维有限元模型。3.3边界元方法边界元方法在柴油机

13、计算中的应用较多，但对于曲轴这样的复杂零件，为了获得外形比较准确、疏密适当、单元畸变小的三维边界元网格，一方面划分比较困难，另一方面节点数也较多，规模较大，求解时间较长。因此，目前边界元方法一般是结合有限元方法计算曲轴局部区域(如应力集中处)的应力【17】。然而，由于边界元方法具有一般只需对物体的表面进行网格划分的显著优势，数据准备比较简单，所以仍有人在研究适合柴油机曲轴这样的复杂零件的边界元分析方法。毕 业 设 计（论 文）开 题 报 告本课题要研究或解决的问题和拟采用的研究手段（途径）：一、研究的问题直列四缸汽油机曲轴设计二、具体工作1仔细阅读发动机构造、发动机动力学、内燃机学、汽车发动机

14、原理、机械振动学【18】【19】【20】【21】，详细掌握曲轴的结构类型，包括平衡类型、支撑类型。并掌握与曲轴相关的各系统的运动及工作情况。2.此时已掌握了大量的资料，根据以往的经验并针对导师提出的发动机用途、强化程度、生产批量、缸心距以及活塞行程等参数进行曲轴结构设计与基本尺寸的确定。以下就是设计的主要步骤：1）曲轴材料的确定（铸造球墨铸铁） 在选择曲轴材料时，应考虑发动机的用途及强化程度。为了合理利用材料，在保证曲轴有足够强度的情况下，应尽可能选用一般材料，以铸代锻，以铁代钢。另外，球墨铸铁曲轴中的球状石墨对减磨性能有一定好处，所以球墨铸铁曲轴的耐磨性能要比锻钢曲轴好。目前，在增压度不高的

15、增压发动机中已大量使用球墨铸铁。在一些强化程度较高的增压中冷发动机中，由于所承受的负荷较大，为了保证发动机的可靠性，仍大量使用锻钢曲轴。2）曲轴结构形式（整体式） 有些曲轴是用一整体坯料制成。这种整体坯料可以是铸件、锻件或一段钢坯切削加工而成，和组合曲轴不一样，整体曲轴各部分不能分开。3）曲柄臂采用普通式 与普通的曲柄臂式曲轴相比，圆盘式曲轴有如下优点：由于图盘式曲轴的跨距小，曲柄销与主轴颈的重叠大，因此曲轴的刚度大，刚度比相同曲柄销直径的曲柄臂式曲轴至少大40。4）支承方式（完全支承） 曲轴主轴颈是曲轴的支承部位，一般用轴承盖安装在曲轴箱的主轴承座扎中，主轴颈的数目取决于曲轴的支承方式，在相

16、邻的两个曲拐之间，都设置一个主轴颈的曲轴称为全支承式曲轴，否则称为非全文承式曲轴。5）曲柄的排列方式 曲柄排列方式对各气缸的作功间隔时间有很大影响。设计时要考虑各缸的发火次序、发火均匀性、曲柄连杆机构受力均匀性、曲轴受力均匀性以及曲轴的扭振特性等因素【22】。 一般为沿圆周均匀布置曲柄。选择发火顺序为（1-3-4-2）.四冲程直列四缸机工作循环表如下：曲轴转角第一缸第二缸第三缸第四缸0°- 180°作功排气压缩进气180°- 360°排气进气作功压缩360°- 540°进气压缩排气作功540°- 720°压缩作功进

17、气排气发火间隔角为720°/4180°.四个曲拐在同一个平面上。6）主轴颈直径为（0.720.85）倍的气缸直径，长度为（0.450.5）×主轴颈7）连杆轴颈细长一些，直径为（0.640.72）×气缸直径，长度为（0.420.87）×连杆轴颈直径8）曲柄臂椭圆形高度为（0.150.30）×气缸直径，厚度为（0.91.4）×气缸直径。注意留有0.251毫米的台阶做定位。圆角半径为（0.050.09）×主轴颈或连杆轴颈。9）润滑油道 采用压力润滑分路供油，油孔直径为（0.070.1）×主轴颈或连杆轴颈，应注意

18、有一定的角度10）平衡重 平衡重的作用是平衡发动机的不平衡的离心力和离心力矩，有时还用来转移一部分往复惯性力【23】。11）飞轮 飞轮的主要功用是储存作功冲程的能量，克服辅助冲程的阻力，使曲轴能够均匀地旋转【24】。3曲轴的计算 曲轴的计算包括静力计算和疲劳计算，其中静力计算在设计过程中已经有所涉及，主要是疲劳计算，特别是疲劳计算中的弯曲疲劳计算。曲轴是一个设置在各段刚度不同的弹性支承上的空间静不定体系。曲轴的形状和受力都很复杂，因此，对其强度进行计算是比较麻烦的，特别是多曲拐曲铀，更为复杂【25】。由于曲轴与轴承均非完全刚体，各主轴承中心线不可能在同一直线上，轴承和独颈之间存在一定的间隙等原

19、因，要给出与实际相一致的边界条件，是很难的，因此，也就不可能十分精确地算出曲轴各部分的应力分布。通常总是先作一些简化的假定，然后在此基础上进行计算。由于所假定的条件不同，于是有着不同的计算方法。上面已有阐述，其中关于曲轴的具体计算过程在资料中有详细的阐述，在此不做赘述。以下即使我所拟采用的技术路线图：参考文献：1 陈玉龙，汽车驾驶技术考试指南，广西， 广西科学技术出版社，1989，46472人民网央行分析我国汽车行业现状及未来发展趋势 2001年11月2日 3 申福林，2005年中国客车行业发展论坛：中国客车学术年会论文集，陕西，陕西科学技术出版社 , 2005，256258 4 羊秋林 李尹

20、熙 吕莉雯等，汽车用轻量化材料 ，机械工业出版社 , 1991，895 唐元春，新材料将推动行业跨越发展， 2008年03月12日 15:03 6 汽车制动网  7 徐兀，汽车发动机现代设计 ，人民交通出版社 , 1995，1201258 陈大荣，船舶内燃机设计 ，上海交通大学出版社 , 1991，1531629 丁宇 柴油机曲轴性能分析及曲轴强度计算方法研究， 硕士学位论文, 哈尔滨，哈尔滨工程大学，2006.610孙军，桂长林，李震.内燃机曲轴强度研究的现状、讨论与展望.内燃机学报.2002，20(2)：17018411柴油机设计手册编辑委员会.柴油机设计手册(上).中国农业机械出版社，198412施兴之.连续梁法计算曲轴应力的研究.内燃机学报.1991，9(2):169一176页13长春汽车研究所.国外柴油机曲轴强度研究.第一机械工业部科学技术情报研究所，198014biekleyi，dolierv，fessler h.stress and deformations in overlapped diesel engine crankshafts-part2:evaluation of results j. imeehe，1998，212(d4):25