曲柄連桿機構的設計及其運動仿真【含PROE三維圖紙】

畢 業(yè) 設 計（論 文） 設計(論文)題目： 曲柄連桿機構的設計及其運動仿真 學生姓名： 二級學院： 班級： 提交日期： 目錄目 錄摘 要IIIAbstractIV1. 緒 論11.1汽車發(fā)動機的發(fā)展11.2研究的目的和意義11.3設計研究的主要內容12. 確定總體的設計方案32.1原始數(shù)據(jù)32.2結構性方案的設計33. 曲柄連桿機構的受力分析53.1曲柄連桿機構運動學53.2曲柄連桿機構中的作用力64.活塞組的設計124.1 活塞的設計要求和材料選擇124.2 活塞銷的設計154.3活塞銷座164.4 活塞環(huán)的設計及計算175.連桿組的設計195.1連桿的設計195.2 連桿螺栓的設計246.曲軸的設計256.1 曲軸的結構型式和材料的選擇256.2 曲軸的主要尺寸的確定以及結構細節(jié)的設計256.3 曲軸的疲勞強度校核267.運動仿真分析327.1機構模型的建立327.2連桿組模型的建立327.3機構總模型的建立337.4運動仿真分析348.結論40參考文獻41致謝42II 摘要 曲柄連桿機構的設計及其運動仿真摘 要捷達EA113發(fā)動機是典型的四缸發(fā)動機，選取該發(fā)動機設計計算其曲柄連桿機構的主要零部件的主要尺寸，創(chuàng)立機構的立體模型并對其進行運動仿真。首先，針對機構分析其運動和動力學特性，并得出相應的的分析結果。而后，計算并確定出活塞組、連桿組以及曲軸的主要結構尺寸，并進行相應機械性能的校核。接著，應用Pro/E繪制出曲柄連桿機構的零件圖和裝配圖，最后，利用其仿真插件，導入裝配圖進行機構的運動仿真。關鍵詞：四缸發(fā)動機；曲柄連桿機構；受力分析；運動分析；Pro/E；仿真分析；Design and Motion Simulation of Crank and Connecting Rod MechanismAbstractJetta EA113 engine is a typical four-cylinder engine, select the engine design to calculate the main components of the main components of the crank link mechanism, the establishment of the body of the three-dimensional model and its motion simulation. First, the mechanism and its dynamic characteristics are analyzed for the organization, and the corresponding analysis results are obtained. Then, the main structural dimensions of the piston group, connecting rod group and crankshaft are calculated and determined, and the corresponding mechanical properties are checked. Then, use Pro / E to draw the parts and assembly diagram of the crank link mechanism. Finally, use the simulation plug-in, import the assembly diagram to carry on the motion simulation of the mechanism.Key words: Four-cylinder engine; Crank link mechanism; Force analysis; Motion analysis; Pro / E; Simulation analysis;IV 緒論1. 緒 論1.1汽車發(fā)動機的發(fā)展隨著汽車的技術不斷發(fā)展，其核心組成發(fā)動機的技術的發(fā)展則更為迅速。1770年，法國人居首次將瓦特的蒸汽機技術與車子聯(lián)系到一起上，第一輛蒸汽機車由此誕生，開創(chuàng)了汽車的新時代。但是這與現(xiàn)代發(fā)動機在能源效率和動力性能方面還有很大的差距。十九世紀五十年代，法國人里諾發(fā)明出煤氣發(fā)動機。現(xiàn)代發(fā)動機上具有的氣缸、活塞、連桿、飛輪等零件已經出現(xiàn)，已經具備了發(fā)動機的最初模型。十九世紀六十年代，為了解決發(fā)動機效率低下的問題，法國科學家羅德莎設想出四沖程循環(huán)，即進氣、壓縮、做功、放氣四個沖程。十九世紀八十年代，跟據(jù)這種循環(huán)理論，德國動力工程師奧托制造出世界上第一臺四沖程往復活塞式發(fā)動機。該發(fā)動機與之前的相比效率更高、體積更小、質量更輕和功率也更大。該發(fā)動機在科學界引起了轟動。直至1886年1月份，德國工程師卡爾.本茨在原有的發(fā)動機發(fā)展的基礎上，發(fā)明了世界上第一臺汽油發(fā)動機，由此汽車開始以汽油作為動力。1.2研究的目的和意義曲柄連桿機構的作用是把燃氣作用在活塞頂?shù)牧D變?yōu)榍S的轉矩，以此將混合氣燃料的的化學能轉變?yōu)闄C構的動能，并傳遞給發(fā)動機的其他機構。做功沖程中，氣體在缸體內燃燒膨脹，活塞由于其膨脹產生的壓力而向下推動連桿。由于連桿的作用活塞的往復機械運動轉變?yōu)榍S的圓周運動，以此將曲柄連桿機構的能量以轉矩的形式傳遞給其他機構；在發(fā)動機的其他三個沖程中，曲軸由于高速旋轉而具有很大的慣性力和離心力，以此反過來通過連桿帶動活塞運動。使得該循環(huán)可實現(xiàn)發(fā)動機的連續(xù)運轉。曲柄連桿機構是影響發(fā)動機性能的重要因素，因此只要設計合理的結構尺寸使其滿足相應的機械性能要求，才能保證發(fā)動機正常工作。具體來說，在選擇好整體結構類型之后確定出主要零件的結構形式，這個過程需要確定結構的材料及尺寸，為了滿足強度剛度等方面的要求，同時需要進行檢驗校核，最后應用仿真軟件進行運動仿真。本文選用Pro/E中的仿真插件分析機構的運動特性，檢驗其干涉情況，同時可以得到相應轉速下的速度，加速特性曲線。1.3設計研究的主要內容（1） 分析曲柄連桿機構的運動和動力學特性，著重對活塞組和連桿組進行具體詳細的受力情況分析。根據(jù)分析結果可對機構進行強度剛度的校核，使機構能夠滿足使用性能的要求；（2） 根據(jù)各主要零部件的工作狀況和加工工藝要求，對其進行具體詳細的設計，主要包括材料的選用，結構形狀和主要尺寸。同時設計計算出零件的主要尺寸并按要求進行校核，以滿足結構性能和加工要求。（2）應用Pro/E軟件繪制出各部件的零件圖，在軟件中把零件圖裝配成三維模型，最后應用仿真插件進行運動仿真，檢驗是否存在干涉，并分析得出速度，加速度等運動特性曲線，最后就仿真結果得出相應的結論；2 確定總體的設計方案2. 確定總體的設計方案2.1原始數(shù)據(jù)表2.1發(fā)動機相關參數(shù)2.2結構性方案的設計曲柄連桿機構除了應用最廣泛的中心曲柄連桿機構外，還有偏心式以及主副連桿式兩種機構類型8。1、中心曲柄連桿機構該結構中，氣缸的軸線過曲軸圓周運動的中心，與曲柄旋轉軸線垂直，是發(fā)動機中應用最廣的結構形式。2、偏心曲柄連桿機構該結構中，氣缸中心線與曲軸的回轉軸線相互垂直但不重合，同時兩者需要偏離一段距離。這種結構的優(yōu)點是：使做功過程中活塞與缸壁的側壓力變小，避免氣缸壁在壓縮和做功沖程中的側壓力數(shù)值變化太大4。3、主副連桿式曲柄連桿機構該結構中，內燃機除了其中一個氣缸直接連接連桿，其他三個氣缸均是通過副連桿與主連桿的大頭相接，運動形式表現(xiàn)為“關節(jié)式”。避免發(fā)動機長度過長并且結構也更加緊湊。經過分析，本文中的機構類型選為中心曲軸連桿機構。其結構如下圖2.1所示。機構工作時，曲柄繞主軸頸做勻速圓周運動，活塞做往復直線運動，連桿則在平面內做復雜的復合運動7。在設計過程中，通常對連桿做簡化處理，將其為分為作圓周和直線運動的兩部分。只需對單獨的運動進行分析計算，不需要研究連桿的復合運動。圖2.1曲柄連桿機構結構簡圖45 曲柄連桿機構的受力分析3. 曲柄連桿機構的受力分析3.1曲柄連桿機構運動學活塞進行速度變化的往復直線運動，那么他的速度變化以及由產生的加速度將影響發(fā)動機的使用性能。研究活塞的往復直線運動規(guī)律是研究機構受力的關鍵。3.1.1活塞位移如圖2.1所示，曲柄轉角，連桿和缸體軸線之間的偏離角。圖中為連桿偏轉任意角度的情況，該狀態(tài)下活塞的位移x大小為:x= （3.1） = 注：連桿比式，從圖2.1的幾何關系易得：sin=sin，即sin=sin因此cos= （3.2） 由式（3.2）將式中兩個角度值統(tǒng)一為角度帶入式（3.1）可得： （3.3）根據(jù)牛頓二項式定理展開式可得： （3.4） 將式（3.4）帶入式（3.3）得到活塞位移的近似公式： （3.5）3.1.2活塞的速度由可知，速度等于位移對dt取微分，可算出活塞速度 （3.6）由式（3.6）可知，活塞速度與和兩部分速度的代數(shù)和近似相等。3.1.3活塞的加速度同理，由可知加速度為速度對dt取微分，可算出活塞加速度 （3.7）由式（3.7）可知，活塞加速度與和兩部分簡諧運動的加速度代數(shù)和近似相等。3.2曲柄連桿機構中的作用力曲柄連桿機構不僅受到缸內氣體壓力，運動慣性力和離心力以及摩擦力的作用，還受到曲軸承載的載荷阻力。摩擦力大小與相對其他力相比小得多可忽略其作用影響。同時曲軸的載荷阻力和主動力大小相等方向相反，也不用單獨計算。所以機構的受力分析的關鍵是分析缸內氣體壓力與運動慣性力對機構的影響。3.2.1缸內氣體壓力氣體對活塞的壓力值 （3.8） 通常取，,發(fā)動機各個沖程的缸內絕對壓力的數(shù)值，見下表3.1；根據(jù)式（3.8）求得氣壓力，見下表3.2。表3.1缸內絕對壓力表3.2氣壓力（1）連桿質量的換算連桿所做的是復雜的平面運動，既有直線運動又有圓周運動。為了便于分析計算，通常將連桿簡化為分別作直線和旋轉運動的兩個部分。其中集中于連桿小頭得得質量部分做直線運動；集中于連桿大頭的質量部分做旋轉運動，如下圖3.1所示：圖3.1質量換算簡圖連桿進行質量換算是必須保證力對連桿的作用效果不發(fā)生變化，因此必須遵循一定的原則。首先必須確保換算后的兩部分質量與換算前的總質量相等，其次質心位置在換算后也必須保持不變，最后保證換算后兩部分質量對質心的轉動慣量不發(fā)生改變。根據(jù)上述的換算原則可得換算公式：；（2）往復直線運動部分的質量曲柄連桿機構中活塞和與之相連的小頭均做往復直線運動。連桿小頭的質量已經在上面的設計中求出，且集中于小頭中心孔位置，因此活塞的質量也需集中于活塞銷中心處。要求往復運動質量將兩部分代數(shù)相加即可，即=。（3） 不平衡回轉質量同理機構中的曲軸和與之相連的連桿大頭均做旋轉運動。連桿大頭的質量已在上面的設計中求的，且集中于連桿大頭孔中心處。因此曲軸需要在確保離心力不變的前提下，將其質量集中于曲柄銷中心處，根據(jù)換算原則可得曲軸質量的換算公式為：=。要求回轉質量將上述兩部分質量代數(shù)相加即可，即=+。綜上往復質量和回轉質量可分別求出：，。2、曲柄連桿機構的慣性力機構的運動將產生慣性力，而曲柄連桿機構又有兩種不同的運動形式。因此為了便于分析，在分別求出往復質量和回轉質量后，需分別求出其所具有的慣性力大小。（1） 往復慣性力 （3.9）其中曲柄的角速度 （3.10）已知額定轉數(shù)，即。 曲柄半徑，連桿比，取。根據(jù)式（3.9）計算出四個沖程的往復慣性力，結果如下表3.3所示：表3.3各個沖程的往復慣性力 （2）旋轉慣性力 （3.11） 3、作用在活塞上的總作用力活塞所受到的氣體壓力和往復慣性力均沿著氣缸中心線方向，以此兩者的合力只需簡單的代數(shù)相加，即=+ （3.12） 計算結果如表3.4所示表3.4活塞上的總作用力發(fā)動機四個沖程氣壓力/往復慣性力/總作用力/進氣沖程77.24-10137.99-10060.75排氣沖程-102.986299.926196.94做功沖程7002.79-10137.99-3135.20排氣沖程1802.196299.928102.134、活塞上的總作用力分解與傳遞活塞上受到的總作用力可以分解為沿連桿軸線的力和活塞與汽缸壁之間的側向力，如圖3.3所示：圖3.3活塞上的總作用力分解其中，沿連桿的作用力 （3.13） 側向力為： （3.14）規(guī)定：對于沿連桿的作用力，作用效果為壓力時取正號，反之取負號；對于側向力，其產生的反扭矩和曲軸旋轉反向時取正號，反之取負號。當=時，根據(jù) 可得： 根據(jù)式（3.13）和式（3.14）分別計算出連桿作用力與側向力，計算結果如表3.5所示：表3.5各沖程連桿力和側向力同理，連桿力可以分解為切向力和徑向力兩個分力，即 （3.15） （3.16）規(guī)定：若與曲軸旋轉同向取正號，若指向曲軸取正號。根據(jù)式（3.15）和（3.16）可計算出切向力和徑向力，其計算結果如表3.6所示表3.6切向力和徑向力 活塞組的設計4.活塞組的設計4.1 活塞的設計要求和材料選擇4.1.1 活塞的設計要求選擇熱強度高、耐磨損、輕便、易導熱且具有很好的工藝性的材料；選擇形狀和壁厚滿足要求的結構；確保燃燒室有良好的氣密性；活塞與缸套的配合時刻保持最佳；減少活塞吸熱，增加活塞散熱；減少耗油量。4.1.2 活塞的材料曾經活塞的材料一直選用灰鑄鐵。但隨著發(fā)動機轉速的提高，由灰鑄鐵制成的活塞質量大和導熱性能差的缺點越來越顯著，同時鋁合金因為材料本身的特性逐漸成為活塞的主要材料。4.1.3 活塞頭部的設計1、設計要求活塞頭部是活塞環(huán)槽以下的部分，需要和活塞環(huán)相互配合以保證滿足活塞的氣密性要求。所以，在頭部設計中要考慮強度剛度，溫度溫差和尺寸結構的要求，具體來說就是強度剛度足夠，溫度適中且溫差小。2、確定壓縮高度壓縮高度包括火力岸高度、環(huán)帶高度以及上裙高度三部分，即：。因此環(huán)岸和環(huán)槽高度要盡量小，銷孔直徑要盡量細，以此滿足壓縮高度需要達到的要求。（1）第一環(huán)位置活塞壓縮高度與第一環(huán)的位置有關，所以必須首先確定出火力岸高度。的選取要盡量小，但也不是越小越好。對于汽油機，已知，取火力岸高。（2）環(huán)帶高度 同樣氣環(huán)高度選擇有一定的原則，針對本次設計中的四缸汽油機，通常取氣環(huán)高，油環(huán)高?；钊还灿腥齻€活塞環(huán)，從上往下依次為氣環(huán)，氣環(huán)和油環(huán)。分別取，。其中第一道氣環(huán)所受的載荷是最大的。要使得環(huán)岸高度滿足氣壓力的負荷要求，第一道氣環(huán)的環(huán)岸高度高于其他兩道活塞環(huán)。實際設計中，通?；钊h(huán)高度由氣缸直徑確定，。取，。 因此，環(huán)帶高度。（3）上裙尺寸活塞的壓縮高度由氣缸直徑確定，通常，取。已知了壓縮高度和環(huán)岸高度后，根據(jù)活塞結構的幾何關系，可得活塞上裙尺寸。3、活塞頂和環(huán)帶斷面（1）活塞頂活塞頭部形狀主要取決于燃燒室的選擇與設計，對于汽油發(fā)動機我們一般選用便于加工的平頂形的活塞頂。這種形狀的活塞不但可以避免應力集中，而且可以減小受熱面積。但捷達EA113 發(fā)動機壓縮比，因此選擇活塞的形狀為近似于平頂。且從四周往圓心厚度值越來越小?；钊坏枰陬^部位置裝有活塞環(huán)，而且需要增加側壁的厚度。側壁的厚度通常為，取。同時頂部和側壁之間的圓角要稍微大些（2）環(huán)帶斷面活塞長期處于高壓高溫且有一定化學腐蝕的環(huán)境下工作，因此環(huán)帶要有一定的壁厚增加散熱，其平均值一般?。徊鄣讏A角通常??；活塞環(huán)岸銳邊的倒角不能過大也不能過小，過大或過小都有可能產生漏氣，通常倒角取。（3）環(huán)岸和環(huán)槽環(huán)岸和環(huán)槽的尺寸通常由活塞環(huán)決定?；钊h(huán)的側隙要在確?；钊突钊M正常工作的前提下取盡量小。通常取第一環(huán)和環(huán)槽之間的側隙為，第二、三環(huán)為。油環(huán)側隙比氣環(huán)小，同時確保油環(huán)槽可設設回油孔，且在主次推力面?zhèn)染鶆蚍植?，使耗油量減少。各個活塞環(huán)的開口間隙和側隙大小如表4.1所示。表4.1開口間隙及側隙（4）環(huán)岸的強度校核做功沖程開始時，第一環(huán)岸上側壓力遠大于下側壓力。試驗結果顯示，在最高爆發(fā)壓力作用于活塞頂上時，如下圖4.1所示。 圖4.1環(huán)岸受力情況通常，我們假定槽底（岸根）直徑，環(huán)槽深 （4.1） （4.2） （4.3）已經第四強度理論校核公式為： ，校核合格。4.1.4 活塞裙部的設計第三個環(huán)槽往下的活塞部分即為裙部。經過比較我們選擇托板式的裙部，這種結構的裙部的質量較小，且彈性較大，同時其與氣缸套之間的裝配間隙也較小，可以有效的避免卡死現(xiàn)象4。為了適應裙部變形，活塞裙部的橫斷面設計為橢圓，且該橢圓滿足。 注：、分別為橢圓的長短軸，如圖4.3所示。 圖4.3裙部橢圓6裙部是側向壓力的主要負荷者。其表面比壓必須在一定范圍內以確保活塞裙表面可以保持住足夠厚的潤滑油膜。具體設計時裙部的最小長度取決于其比壓值得大小。這樣設計出的裙部不僅可以增加受載面積，而且可以有效減小磨損。裙部單位面積上的壓力，即裙部比壓 （4.4）因此裙部表面比壓值范圍，尺寸合適。4.2 活塞銷的設計4.2.1 活塞銷的結構、材料1、活塞銷的結構和尺寸活塞銷連接活塞與連桿小頭，其結構通常選擇中空圓柱體，這種結構的往復慣性質量較小，同時材料利用率也更高。其與活塞銷座通常采用“全浮式”裝配?；钊N的外直徑，??；活塞銷的內直徑，取活塞銷長度。2、活塞銷的材料活塞銷需要在高溫高壓環(huán)境下承受周期性沖擊載荷，因此其材料一般選擇低碳合金鋼以提高硬度和耐磨性；為了使其在高溫下具有良好的熱穩(wěn)定性，其加工過程中需要進行精磨和拋光。4.2.2 活塞銷強度和剛度計算1、最大彎曲應力計算 （4.5）注：， 其中 （4.6） 2、最大剪應力計算銷座和連桿小頭之間的截面中性層上的最大剪應力為 （4.7） ；，校核通過。4.3活塞銷座4.3.1 活塞銷座結構設計 活塞銷座需要支承活塞，同時將活塞做的功通過活塞銷傳遞給曲軸。因此其必須具有一定的強度和剛度以避免疲勞斷裂4?；钊鈴降某叽缗c內經有關，通?；钊N座外徑，選擇內徑，取，4.3.2 驗算比壓力 （4.8） 通常比壓力的取值范圍，校驗合格。4.4 活塞環(huán)的設計及計算活塞環(huán)包括氣環(huán)和油環(huán)。氣環(huán)主要用來確?；钊c氣缸壁之間的密封性。油環(huán)則起到封氣的輔助作用。4.4.1 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設計 設計活塞環(huán)的尺寸只需確定出的高度和徑向厚度。通常氣環(huán)，油環(huán)，取，。一般當缸徑時，取。4.4.2 活塞環(huán)強度的校核活塞環(huán)的強度主要與彎矩的大小有關，因此只需校核彎矩即可10。活塞環(huán)的半徑遠遠大局其厚度，能夠近似等效為直桿。 （4.9）由此可得 （4.10）斷面均壓環(huán)的開口間隙與活塞環(huán)平均接觸壓力存在如下關系： （4.11）將式（4.12）帶入（4.11）可得： （4.12）注： 則，校核合格。 連桿組的設計5.連桿組的設計5.1連桿的設計連桿的功用是連接活塞和曲軸，把活塞的往復運動轉化為曲軸的圓周運動，同時也將活塞受到的力傳給曲軸。5.1.1 連桿的設計要求和材料的選用1、 設計要求 為了確保連桿正常工作，除了要求滿足一定的強度和剛度要求外，還要選擇合適的形狀結構。2、材料的選擇為了滿足上述的設計要求，連桿的材料一般用中碳鋼或合金鋼模鍛或輥鍛支承，然后再進行機械加工和熱處理13。5.1.2 連桿小頭的結構設計以及強度、剛度計算1、連桿小頭的結構設計在活塞組設計中已經計算出連桿小頭襯套內徑，小頭寬度。小頭孔襯套的厚度通常為，取，則小頭孔直徑，小頭外徑，取。連桿小頭的所有結構尺寸如下圖5.1所示。圖5.1連桿小頭的結構尺寸112、連桿小頭的強度校核（1）襯套過盈配合時預緊力和升溫引起的應力小頭和襯套采用過盈配合中受到配合應力，除此以外工作中因受熱膨脹受到徑向應力，其受到的合應力 （5.1）注： 徑向壓力：徑向均布力使得小頭內外兩側產生應力，其中 （5.2） （5.3）的許可值，校核通過。（2）連桿小頭的疲勞安全系數(shù)安全系數(shù)最小值 （5.4） 計算得 連桿小頭的強度安全系數(shù)，校驗通過。3、 連桿小頭的剛度計算連桿小頭變形量的經驗計算公式為: （5.5）注：； ； 計算得 標準間隙的范圍通常取，校核通過。5.1.3 連桿桿身的結構設計以及強度計算1、連桿桿身結構的設計我們選用工字形斷面的桿身，這種結構不僅具有較大的剛度而且便于加工。其截面寬度，取，截面高度，取12。2、連桿桿身的強度校核（1）最大拉應力 （5.6） 計算得（2）桿身的壓縮與縱向彎曲應力在做功行程中桿身所受壓力的大?。?（5.7） 此時的變形主要包括擺動平面內的彎曲和垂直擺動平面內的彎曲。擺動平面內的合應力 （5.8）注：，取； ；令；式（5.8）可改為： （5.9）同上，垂直擺動平面內的合應力計算公式為： （5.10） 令式（5.10）可改為 （5.11）和的許用值范圍為 ，校核通過。（3）連桿桿身的安全系數(shù) 擺動平面內循環(huán)應力幅 （5.12）擺動平面內平均應力 （5.13）垂直擺動平面內的應力幅 （5.14）垂直擺動平面內平均應力 （5.15） （5.16）注： 連桿在擺動平面內的安全系數(shù)桿身安全系數(shù)取值范圍為，校核通過。5.1.4 連桿大頭的結構設計與強度、剛度計算1、連桿大頭的結構設計與主要尺寸在設計曲軸時計算出，因此大頭寬度，軸瓦厚度，取，大頭孔直徑。連桿大頭的結構和尺寸與上述數(shù)據(jù)有關5。2、連桿大頭的強度校核 進氣沖程時連桿蓋的載荷為最大值，求得：由經驗公式可求得作于在危險截面上的彎矩和法向作用力為： 中間斷面所受彎矩 （5.17） 中間斷面出應力大小 （5.18）連桿大頭蓋所受應力值大小危險截面處許用彎曲應力許用值，校核通過。5.2 連桿螺栓的設計5.2.1 連桿螺栓所受的工作負荷以及預緊力連桿和連桿該采用螺栓連接，需要兩個螺栓，所以兩個螺栓共需承受的最大拉力等于兩種慣性力作用在氣缸軸線方向的分力15，即 （5.19）5.2.2 連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算螺栓的預緊力要在一定的范圍之內，過大或過小均會影響發(fā)動機的工作。即校核屈服應力需滿足 （5.20）計算得連桿螺栓的屈服強度 。連桿屈服許用應力許用值，校核通過。 曲軸的設計6.曲軸的設計6.1 曲軸的結構型式和材料的選擇6.1.1曲軸的結構選擇經分析曲軸的結構形式選擇整體式。該結構是全支撐半平衡結構，可以更好地滿足強度和剛度要求，其特點是有四個曲拐的兩端均設有主軸頸2。6.1.2 曲軸的材料選擇選擇曲軸材料時主要考慮其強度和耐磨性因素。為了滿足加工工藝和成本的要求，曲軸要便于加工且加工成本要低。其中高強度球墨鑄鐵為滿足使用要求。6.2 曲軸的主要尺寸的確定以及結構細節(jié)的設計6.2.1 曲柄銷的直徑和長度 曲柄銷直徑的取值通常較大，這樣設計出的曲柄銷具有較小的比壓值。對于汽油機來說，通常，為氣缸直徑，取曲柄銷直徑=。根據(jù)確定好得曲柄銷的直徑可以確定曲柄銷的長度。曲柄銷長度的選取要滿足一定的要求，以滿足曲軸的剛度和使用要求1。通常/=，取。校核軸頸的尺寸的關鍵是計算出承壓面和活塞的投影面積的比值。計算得，尺寸合理。6.2.2 主軸頸的直徑和長度考慮到曲軸的剛度要求，設計主軸頸時需要選擇較大的直徑大小。適當增加主軸頸的直徑可以增加其與曲軸長度的相對大小，從而增加曲軸的剛性15。一般，取。主軸承所受的載荷大于連桿軸承的載荷，所以主軸頸的長度通常小于曲柄銷的長度，通常，取。6.2.3 曲柄的尺寸曲軸需選擇合適的厚度和寬度以滿足強度和剛度的要求。具體來說曲柄的厚度要適當增加以提高其抗彎曲能力。，取曲柄的寬度；，取曲柄厚度。6.2.4 平衡重在平衡重的設計過程中，為了盡可能減輕曲軸重量，其重心位置與曲軸的運動中心需有一段距離。避免其碰到活塞裙部底端并確保連桿大頭可以順利通過。加工時將平衡重和曲軸鑄造成為一個整體，來增加其工作的可靠性15。6.3 曲軸的疲勞強度校核曲軸是一個復雜的超靜定系統(tǒng)，為了便于設計計算，我們通常將其近似看作截面為圓柱形的連續(xù)直梁，將系統(tǒng)簡化，最后跟一般的超靜定系統(tǒng)一樣列出協(xié)調方程確定出相應的載荷大小9。6.3.1 作用于單元曲拐上的力和力矩1、計算公式及其推導如下圖6.1所示，把曲軸簡化成圓柱形連續(xù)直梁，忽略支座彈性的影響，桿件系統(tǒng)主要受到作用于連桿軸頸中心處的集中力，同時鉸鏈位置出還需添加彎矩的作用，以保證化簡前后力的作用效果的等效。圖6.1曲軸校核簡圖第i支承處的左端梁轉角 （6.1） （6.2） 由超靜定系統(tǒng)的變形協(xié)調條件得：= 又有，帶入得 （6.3） 2、曲拐平面內支承彎矩計算 已知，分別取，時，根據(jù)式（6.3）可得出相應的彎矩方程組（6.4）： （6.4）根據(jù)發(fā)動機工作循環(huán)表和表3.6徑向力，得到各沖程的載荷如表所示。把和求得的代入方程組，計算出各工況下各支承處的彎矩如下表所示。表6.1各工況下載荷 （單位：）表6.2 各工況下曲拐平面內彎矩 （單位：） 根據(jù)表求得的，求出曲拐在垂直平面內彎矩如下表所示。表6.3各工況下載荷（單位：）工況一二三四表6.4 與曲拐平面垂直的平面內彎矩 （單位：）3、支反力計算求出各支承得彎矩之后，根據(jù)圖6.2的模型能夠求出各支座的支反力。圖6.2 支反力計算模型支反力計算公式： （6.5） （6.6）已知，根據(jù)式（6.5）、（6.6）求得各個支座的支反力，計算結果如下表，表所示。 表6.5各工況下曲拐平面內各支座支反力計算結果（單位：） 表6.6各工況下曲拐垂直平面內各支座支反力計算結果（單位：） 6.3.2 名義應力的計算應力計算即計算出曲拐曲柄銷圓角位置處的名義應力幅、和名義應力的平均值、。已知，曲軸材料：，極限強度，對稱循環(huán)彎曲疲勞極限，對稱循環(huán)扭轉疲勞極限，其計算模型見圖6.3。圖6.3 單拐計算模型1、彎曲應力 首先根據(jù)表6.5和圖6.2可以看出，最大支反力，此時的支承彎矩；最小支反力，此時的支承彎矩，接著求出曲拐平面內曲柄臂中央的彎矩大?。浩?（6.7）其 （6.8） （6.9） （6.10） （6.11） （6.12） （6.13）2、扭轉應力從表6.4與表6.6能夠看出單拐扭矩最大值，對應的曲拐垂直平面內的支反力；扭矩最小值，對應的曲拐垂直平面內的支反力14。 計算圓角承受的扭矩： （6.14） （6.15）連桿軸頸抗扭截面系數(shù)： （6.16）名義切應力大小 （6.17） 計算得 （6.18） （6.19） （6.20），的值比許用值小得多，校核通過。