畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-H478發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

H478發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)及三維建模編號題目H478發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)及三維建模二級學(xué)院專業(yè)班級學(xué)生姓名學(xué)號指導(dǎo)教師職稱時(shí)間[2]目錄摘要 ⅠAbstract Ⅱ1 緒論 緒論1.1課題研究的背景和意義隨著地球能源的不斷消耗、汽車工業(yè)的飛速發(fā)展，世界各國出于緩解能源危機(jī)和環(huán)境保護(hù)的需求，對汽車動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、環(huán)保性、振動(dòng)和噪聲都提出了更為苛刻的要求，內(nèi)燃機(jī)優(yōu)化設(shè)計(jì)又成為人們的關(guān)注焦點(diǎn)。研究內(nèi)燃機(jī)工作過程的方法有實(shí)驗(yàn)法和模擬法。其中，模擬法以其研發(fā)周期短，成本小，能夠模擬各種復(fù)雜工況的獨(dú)特優(yōu)勢，已經(jīng)成為發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)設(shè)計(jì)和改進(jìn)工作的一個(gè)重要手段和環(huán)節(jié)。GT-Power軟件是一款模擬內(nèi)燃機(jī)工作過程的軟件，可以預(yù)測內(nèi)燃機(jī)的性能，對發(fā)動(dòng)機(jī)的優(yōu)化設(shè)計(jì)有重要作用。曲柄連桿機(jī)構(gòu)是發(fā)動(dòng)機(jī)中的兩大機(jī)構(gòu)之一，它的優(yōu)化設(shè)計(jì)將改變發(fā)動(dòng)機(jī)尺寸，其中減小體積和輕量化將會(huì)提升汽車整體性能。它的運(yùn)動(dòng)形式復(fù)雜，受到各種綜合力的作用。這些力使曲柄連桿機(jī)構(gòu)受到壓縮、拉伸、彎曲和扭轉(zhuǎn)等各種形式的載荷。如果設(shè)計(jì)者的設(shè)計(jì)不合理，將很容易使曲柄連桿機(jī)構(gòu)在交變載荷下產(chǎn)生疲勞破壞，或則產(chǎn)生干涉而過度磨損，影響其綜合性能。因此，設(shè)計(jì)出輕量化、結(jié)構(gòu)合理并且性能達(dá)標(biāo)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)是現(xiàn)階段的追求目標(biāo)。本文先采用GT-Power軟件建立單缸汽油機(jī)的仿真模擬，得出缸內(nèi)壓力曲線，然后在進(jìn)行設(shè)計(jì)、受力分析和校核。1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀1.2.1國內(nèi)外研究方法在發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)開發(fā)過程中應(yīng)用比較廣泛的現(xiàn)代設(shè)計(jì)理論主要有：計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)；多缸體動(dòng)力學(xué)分析；有限元分析；計(jì)算機(jī)輔助工程熱力學(xué)；綜合利用這些理論的優(yōu)化設(shè)計(jì)；GT-Power、AVL等模擬仿真工具。發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析方法主要有：圖解法；解析法；復(fù)數(shù)向量法；機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)態(tài)仿真技術(shù)。1.2.2曲柄連桿機(jī)構(gòu)零部件發(fā)展現(xiàn)狀(1)曲軸的發(fā)展現(xiàn)狀我國現(xiàn)階段主要生產(chǎn)球鐵曲軸，已經(jīng)可以穩(wěn)定生產(chǎn)QT-600-2、QT-700-2、QT-800-2、QT-900-2等牌號的球鐵曲軸，QT-800-6牌號的球鐵曲軸也能夠批量生產(chǎn)。但是，由于工藝裝備的落后，在精度、毛坯機(jī)械性能穩(wěn)定性上依然不能完全達(dá)到要求，從而導(dǎo)致生產(chǎn)效率低下，廢品率居高不下，整體水平依然低下。目前，國內(nèi)一些廠家的曲軸造型設(shè)備依然依靠進(jìn)口。而國外早已采用殼型工藝來進(jìn)行曲軸造型，比較成熟的工藝有酚醛樹脂砂熱固化殼形。相比之下，國內(nèi)曲軸發(fā)展急需工藝突破。(2)連桿的發(fā)展現(xiàn)狀目前，國內(nèi)外汽車發(fā)動(dòng)機(jī)所使用的連桿材料主要有三類:第一類是調(diào)質(zhì)鋼；第二類是非調(diào)質(zhì)鋼；第三類是金屬基復(fù)合材料。其中調(diào)質(zhì)鋼是國內(nèi)目前在連桿上用得最為廣泛的材料。我國在非調(diào)質(zhì)鋼材料上的研究很早就開始了，雖然取得了一定的突破和關(guān)鍵進(jìn)展，但是相對于汽車生產(chǎn)大國還是有相當(dāng)大的差距?，F(xiàn)在，連桿材料的主要發(fā)展趨勢是偏向于輕質(zhì)的金屬基復(fù)合材料，因?yàn)樗芏刃?、?qiáng)度硬度都比較高，有利于減輕連桿質(zhì)量。(3)活塞的發(fā)展現(xiàn)狀目前，國內(nèi)外通常使用鋁合金、鋼、鑄鐵等材料來制造活塞。其中，鋁合金應(yīng)用得最廣，然后是鑄鐵。從短期發(fā)展來看，在內(nèi)燃機(jī)活塞材料中占主導(dǎo)地位的依然是鋁合金材料。但從長期發(fā)展戰(zhàn)略來看，綜合性能好、輕量化的活塞才是發(fā)展方向，新型活塞材料，例如鋁基和鎂基復(fù)合材料、陶瓷材料、碳材料、耐熱鎂合金材料等將在活塞應(yīng)用上發(fā)揮優(yōu)勢?？傊?，汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的最高追求是低燃油消耗和高動(dòng)力輸出。因此，對于車用活塞的設(shè)計(jì)，要求其高可靠性、輕量化和低摩擦損失。超短裙部設(shè)計(jì)的鍛造鋁活塞是發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)的一個(gè)發(fā)展趨勢。(4)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的發(fā)展趨勢目前，材料的改進(jìn)是曲柄連桿機(jī)構(gòu)優(yōu)化的主要方式，例如碳材質(zhì)的改進(jìn)；還有從零部件數(shù)量方面的改進(jìn)，例如雙曲柄連桿機(jī)構(gòu)以及多連桿機(jī)構(gòu)。而曲柄連桿機(jī)構(gòu)高平衡性和運(yùn)動(dòng)精度可靠性是現(xiàn)在主要的研究方向。例如，奧迪正在研發(fā)的多重鉸鏈曲柄傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，這種曲柄連桿機(jī)構(gòu)的形式不僅減小了曲軸的運(yùn)動(dòng)慣性力，也提高了發(fā)動(dòng)機(jī)的平順性。1.2.3新型材料在曲柄連桿機(jī)構(gòu)上的應(yīng)用（1）曲軸新型材料：球墨鑄鐵是現(xiàn)目前曲軸的主要使用的材料。至于曲軸的發(fā)展方向，球鐵曲軸仍然有很大的改進(jìn)空間，另外，工藝上的處理也是改進(jìn)的方式，比如，熱處理曲軸將被鑄態(tài)珠光體球鐵曲軸將代替。（2）連桿新型材料：現(xiàn)階段連桿的材料主要有四種：1、非調(diào)質(zhì)鋼材料；2、粉末冶金材料；3、鈦合金材料；4、輕質(zhì)鋁基復(fù)合材料。非調(diào)質(zhì)鋼材料中，比如德國研制成功的適合漲斷工藝的高強(qiáng)度非調(diào)質(zhì)鋼36MnVS4；粉末冶金材料中，例如日本研制的Fe0.5C2.0Cu0.09S、Fe0.55C2.0Cu0.2S；鈦合金材料中，如日本研制的Ti.3AI.2V；輕質(zhì)鋁基復(fù)合材料中，如氧化鋁長纖維增強(qiáng)鋁基復(fù)合材料、不銹鋼纖維增強(qiáng)鋁基復(fù)合材料等。（3）活塞新型材料：陶瓷材料有質(zhì)量輕、耐磨、高溫強(qiáng)度大、絕熱性好等優(yōu)點(diǎn)，一直是人們想利用在的汽車發(fā)動(dòng)機(jī)活塞上新型材料。但是，目前只有組合式陶瓷活塞在發(fā)動(dòng)機(jī)上有一定應(yīng)用，全陶瓷活塞在應(yīng)用上還存在很大的技術(shù)難題。活塞的陶瓷化可以采用陶瓷鑲塊，也可以采用陶瓷涂層。前者的常用材料是鈦酸鋁和氧化鋯，后者的常用材料為氧化鋯。此外，活塞新型材料還有輕質(zhì)鋁基復(fù)合材料。1.3課題主要研究內(nèi)容1、發(fā)動(dòng)機(jī)基本設(shè)計(jì)參數(shù)的選定；2、單缸汽油機(jī)的GT-Power建模，得出缸內(nèi)壓力曲線和溫度曲線；3、對該汽油機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)；4、繪制活塞、連桿、曲軸的三維實(shí)體模型，計(jì)算活塞往復(fù)慣性質(zhì)量、連桿的當(dāng)量質(zhì)量、曲柄的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量等，并且驗(yàn)證機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)是否干涉；5、進(jìn)行相應(yīng)的動(dòng)力計(jì)算，利用Excel軟件計(jì)算塞位移、速度、加速度曲線；并對設(shè)計(jì)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行校核；6、繪制活塞、連桿、曲軸二維圖，標(biāo)注尺寸和公差。2汽油機(jī)基本參數(shù)的選定2.1汽油機(jī)有關(guān)參數(shù)選取汽油機(jī)額定功率Pe汽油機(jī)額定轉(zhuǎn)速n=6000r/min沖程數(shù)τ=4；壓縮比ε=10.5；汽缸數(shù)Z=4，氣缸排列方式為直列式；氣缸直徑D=78mm活塞行程S，一般要求車用汽油機(jī)0.7≤S/D≤1.2，取S=83mm，則83/78=1.06，0.7≤1.06≤1.2，故滿足要求；另外要求汽油機(jī)的活塞平均速度V曲柄半徑R=S/2=83/2=41.5mm取連桿長度L=134.7mm，曲柄連桿比λ=R/L，目前汽油機(jī)λ常用范圍為1/5~氣缸缸心距L0與氣缸直徑D之比要求：1.10≤L0/D≤1.35，本次設(shè)計(jì)取L0/該發(fā)動(dòng)機(jī)的排量為1.6L，汽缸數(shù)Z=4，則單缸工作容積Vh=1.6/4=0.4L。由于ε=(V單缸汽油機(jī)GT-Power仿真建模3.1GT-Power軟件介紹GT-Power是一款模擬發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程的仿真軟件。它的功能很全面，涵蓋了發(fā)動(dòng)機(jī)本體以及冷卻系統(tǒng)、燃油供給系統(tǒng)、點(diǎn)火系統(tǒng)、潤滑系統(tǒng)、啟動(dòng)系統(tǒng)五大系統(tǒng)和曲柄連桿機(jī)構(gòu)、配氣機(jī)構(gòu)兩大機(jī)構(gòu)的各個(gè)方面。目前，世界上大多數(shù)發(fā)動(dòng)機(jī)和汽車制造廠家及供應(yīng)商都使用GT-Power來模擬發(fā)動(dòng)機(jī)性能參數(shù)，以減少其研發(fā)周期。3.2單缸汽油機(jī)仿真建模1.點(diǎn)開GTIApplicationsGroup→點(diǎn)擊圖標(biāo)進(jìn)入軟件→選擇File/New→點(diǎn)擊GTProjectMap(.gtm)→選擇GT-Power→點(diǎn)擊Finish打開一個(gè)空白的ProjectMap和Projectlibrary。2.在menu欄中選擇windows→選擇TileWithTemplateLibrary,GT-POWER的模板庫（templatelibrary）將在左邊的屏幕上出現(xiàn)。3.在屏幕左邊出現(xiàn)的templatelibrary中加載如圖3.1所示的相應(yīng)模塊：圖3.1模塊加載并將其復(fù)制到工程圖中，如下圖（3.2）所示:圖3.2模塊載入工程圖4.在建立發(fā)動(dòng)機(jī)模型之前，先選擇File/Save保存工作圖，并命名。5.在加載的EndenvironmentTPA模塊中設(shè)置如圖3.3所示的邊界參數(shù)，并將其命名為env-inlet:圖3.3進(jìn)氣環(huán)境模塊6.雙擊air進(jìn)行指針變量參數(shù)設(shè)置，如圖3.4、3.5所示：圖3.4空氣模塊參數(shù)圖3.5指針變量air的參數(shù)設(shè)置7.在加載的圓管（PipeRound）模塊中，建立一個(gè)連接EndenvironmentTPA與進(jìn)氣口（intakeport）的進(jìn)氣管（intakerunner）管實(shí)體（pipeobject），并輸入?yún)?shù)，如圖3.6所示:圖3.6進(jìn)氣管模塊參數(shù)設(shè)置8.定義進(jìn)氣管中InitialStateName參數(shù)的指針變量參數(shù)，并命名為initial，如圖3.7所示：圖3.7進(jìn)氣管指針變量參數(shù)設(shè)置9.新建發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣歧管（intakeport），建立后，后面的就可以直接復(fù)制然后重新改變參數(shù)和名稱。右鍵點(diǎn)擊intrunner，選擇CloneObject，新建一個(gè)包含intrunner所有屬性的進(jìn)氣道實(shí)體intport，然后再改變其參數(shù)值，如圖3.8所示:圖3.8進(jìn)氣道參數(shù)設(shè)置10.新建發(fā)動(dòng)機(jī)的排氣歧管（exhaustport），如圖3.9所示。右鍵點(diǎn)擊intport，選擇CloneObject，創(chuàng)建export實(shí)體并且定義其屬性。運(yùn)用同樣的方式，通過intrunner來創(chuàng)建排氣管exrunner，如圖3.10所示:圖3.9排氣歧管參數(shù)設(shè)置圖3.10排氣管參數(shù)設(shè)置11.點(diǎn)擊EngCylinder并輸入?yún)?shù)。其中CylinderGeometryObject對應(yīng)的Objectvalue值為geom，其余參數(shù)默認(rèn)。12.單擊geom并輸入如下參數(shù)，如圖3.11所示：圖3.11氣缸參數(shù)設(shè)置13.在Cylinder模塊下選擇models命令，雙擊twall進(jìn)入新模板，HeadTemperature的值為550K，PistonTemperature的值為590K，CylinderTemperature的值為450K。14.在Cylinder模塊下選擇models命令，雙擊htr進(jìn)入新模板，ConvectionMultiplier的值為1，Head/BoreAreaRation的值為1.15，Piston/BoreAreaRation的值為1，其余參數(shù)默認(rèn)。15.在Cylinder模塊下選擇models命令，雙擊comb進(jìn)入新模板，AnchorAngle的值為5，Duration的值為25，其余參數(shù)默認(rèn)。16.在模板ValveCamconn下創(chuàng)建進(jìn)氣門intvalve和排氣門exhvalve，并對進(jìn)氣門intvalve和排氣門exhvalve進(jìn)行參數(shù)設(shè)置，如圖3.12、3.13所示:圖3.12進(jìn)氣門參數(shù)設(shè)置圖3.13排氣門參數(shù)設(shè)置17定義噴油器injAFSeqConn的屬性，如圖3.12所示:圖3.14噴油嘴參數(shù)設(shè)置18.輸入曲軸箱模塊EngineCrankTrain的參數(shù)，如圖3.15所示：圖3.15曲軸箱參數(shù)設(shè)置19.把創(chuàng)建模塊的相應(yīng)部件放置到工程圖中，右擊空白處選擇CreateLinkMode命令連接模塊，并按圖3.16放置連接。圖3.16單缸四氣門汽油機(jī)工程圖連接20.點(diǎn)擊menu欄中Run下的RunStep命令，并設(shè)置如圖3.17參數(shù)。圖3.17Runstep參數(shù)設(shè)置21.點(diǎn)擊menu欄中Run下的CaseStep命令，并設(shè)置如圖3.18參數(shù)。圖3.18CaseStep參數(shù)設(shè)置22.點(diǎn)擊，運(yùn)行程序。程序運(yùn)行時(shí)會(huì)彈出一個(gè)DOS命令窗口，如圖3.19所示。圖3.19程序運(yùn)行DOS窗口23.單擊命令，打開GTPost參看程序運(yùn)行生成的缸內(nèi)壓力曲線和溫度曲線等，如圖3.20、3.21所示。圖3.20燃?xì)鈮毫﹄S曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線得出缸內(nèi)壓力曲線的目的主要是方便后面的動(dòng)力學(xué)校核，以便算出缸內(nèi)的氣壓力Fg圖3.21缸內(nèi)溫度隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化曲線得出缸內(nèi)溫度曲線的主要目的主要是驗(yàn)證GT-Power建模是否滿足一般內(nèi)燃機(jī)的工作情況，驗(yàn)證其缸內(nèi)溫度是否在合理范圍之內(nèi)。曲柄連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)4.1活塞的設(shè)計(jì)4.1.1活塞的常用材料目前，常用的活塞材料一般有兩大類：第一類是灰鑄鐵，第二類是鋁基合金。本次活塞設(shè)計(jì)采用鋁硅合金材料，因?yàn)槠渑蛎浵禂?shù)小、密度小、導(dǎo)熱性好，有利于減輕活塞質(zhì)量、降低活塞的工作溫度。4.1.2活塞的建構(gòu)設(shè)計(jì)活塞的基本尺寸如圖4.1所示：圖4.1活塞的基本尺寸圖（1）活塞高度H活塞高度由頂岸高度、環(huán)帶高度和裙部高度確定。設(shè)計(jì)時(shí)選擇較小的H，可以減小往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量并降低內(nèi)燃機(jī)的高度。這里取長安H478發(fā)動(dòng)機(jī)的實(shí)際活塞高度，H=49.5mm。（2）壓縮高度H活塞銷中心到活塞頂?shù)木嚯x稱為壓縮高度，用來確定活塞銷的位置。在保證氣環(huán)正常工作下，縮短壓縮高度，可以降低發(fā)動(dòng)機(jī)高度。這里取H1=27.5mm。（3）頂岸高度h頂岸高度確定第一環(huán)的位置。第一環(huán)最靠近燃燒室，熱負(fù)荷很高，在保證第一環(huán)工作溫度不超過允許極限的條件下，減小h1的值，可以減輕活塞質(zhì)量，降低碳?xì)浠衔锏呐欧?。一般汽油機(jī)h1=(（4）環(huán)帶高度h2：環(huán)帶高度由活塞環(huán)數(shù)、環(huán)高及環(huán)岸高度確定。h（5）裙部高度H2：裙部高度指活塞底部到最后一道油環(huán)底部的高度。H（6）上裙部高度h3：上裙高度指活塞銷中心到最后一道油環(huán)底部的高度。h（7）下裙部高度h4：下裙高度指活塞銷中心到活塞底部的高度。一般汽油機(jī)h4=(0.6~0.8)H（8）為了避免環(huán)與槽底圓角產(chǎn)生干涉，活塞環(huán)和環(huán)槽的背隙取得較大。氣環(huán)的背隙?取為0.5mm。（9）汽油機(jī)一般采用兩道氣環(huán)和一道油環(huán)的設(shè)計(jì)形式。本次設(shè)計(jì)也采用兩道氣環(huán)和一道油環(huán)。（10）活塞頂?shù)暮穸圈母钊牧嫌嘘P(guān)，本次設(shè)計(jì)采用的是鋁硅合金，對于鋁活塞的δ值，汽油機(jī)為0.06~0.10D。此次設(shè)計(jì)取δ=0.07D=5.46mm（11）活塞銷的外直徑d1=0.2~0.30D，活塞銷內(nèi)直徑d=(0.5~0.75)（12）銷座間的距離為B=(0.35~0.40)D。此次取銷座底部處的B=0.36D=28mm，并且兩銷座間有一定錐度，θ=24°（13）第一環(huán)岸高度C1=0.03（14）本次活塞環(huán)設(shè)計(jì)采用桶面環(huán)，將活塞環(huán)外圓表面制成凸圓弧形，優(yōu)點(diǎn)是：1、保證良好的潤滑；2、避免棱緣負(fù)荷；3、磨合性好，保證良好的密封性。取活塞環(huán)的徑向厚度t=2.8mm。（15）活塞銷座的外圓的圓心相對于銷孔中心向上偏移e=(2~4)mm。本次設(shè)計(jì)中e取2mm（16）油環(huán)處油孔的中心線相對于水平面向下偏移10°～15°，本次設(shè)計(jì)中取10°，油孔的直徑取1.5mm。（17）卡環(huán)槽寬度為3mm，卡環(huán)與活塞銷的間隙為2mm，卡環(huán)槽徑向深度為2mm。表4.1為汽油機(jī)活塞主要尺寸數(shù)據(jù)。表4.1活塞名稱符號參考值選設(shè)計(jì)尺寸(mm)活塞高度H實(shí)際值49.5壓縮高度H實(shí)際值27.5頂岸高度h（0.06-0.08）0.064D5環(huán)帶高度hC11.2裙部高度Hh31.3上裙部高度hH11.3下裙部高度h（0.6～0.8）0.6420活塞頂厚度δ（0.06～0.10）0.075.5活塞銷外直徑d（0.20～0.30）0.2318活塞銷內(nèi)直徑d（0.5～0.75）0.6111活塞銷長度L（0.60～0.85）0.61548銷座B（0.35～0.40）0.3628第一環(huán)岸高度C（0.03～0.06）0.05774.5第二環(huán)岸高度C（0.025～0.03）0.02952.3活塞環(huán)徑向厚度tD/t27.82.8活塞銷座外徑d（1.3～1.6）1.3925第一道氣環(huán)高度b實(shí)際值1.2第二道氣環(huán)高度b實(shí)際值1.2油環(huán)高度b實(shí)際值2氣環(huán)背隙△0.5環(huán)槽d第一環(huán)槽70.5第二環(huán)槽69.6第三環(huán)槽71.7環(huán)槽底部最小厚度δ0.24.2連桿組的設(shè)計(jì)4.2.1連桿組設(shè)計(jì)要求連桿的設(shè)計(jì)，一是要保證連桿具有足夠的疲勞強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)剛度，因?yàn)檫B桿承受氣壓力和往復(fù)慣性力產(chǎn)生的交變載荷；二是連桿設(shè)計(jì)要求輕量化并且保證足夠的剛度和強(qiáng)度。4.2.2連桿材料的選擇 目前，連桿材料主要有三種：1）中碳鋼（45鋼、40鋼）、中碳合金鋼（40Cr、40MnB、40MnVB）；2）球墨鑄鐵；3）鑄鋁合金。此次設(shè)計(jì)采用40Cr，因?yàn)槠溆泻芨叩挠捕?，具有很高的抗彎?qiáng)度，能承受足夠的交變載荷。4.2.3連桿參數(shù)的選定1)連桿長度L選取汽油機(jī)基本參數(shù)時(shí)已經(jīng)選取了連桿長度L=134.7mm,并且滿足連桿比1/5≤λ≤1/3.2范圍，這里就不多贅述；2)連桿小頭孔徑d1和寬度B1d1=d+2δ1=19mm，式中d為活塞銷直徑，δ1為連桿襯套厚度，采用冷軋青銅帶襯套，δ1=0.75mm。3)連桿大頭孔徑D2'連桿大頭的孔徑D2'和寬度B2由曲柄銷的直徑D2'=D2B2/D2=0.5~0.7，故式中δ2是連桿大頭軸瓦的厚度，一般δ2=（對于平切口連桿大頭的剖分面的連桿來說，D2=(0.5~0.7)D,一般D2/D≤0.65。D為氣缸直徑，其值等于78mm4）對于平切口連桿大頭的剖分面的連桿來說一般來說H3=(0.35~0.5)D2'，H4=（5）工字形斷面的平均高度與氣缸直徑的比值H/D=0.2~0.3，所以H=（15～22.5）mm（6）在工字形斷面的寬度方向最薄處的尺寸為B3=12（7）連桿螺栓的螺紋直徑d=（0.1~0.12）D=（0.1～0.12）×78,本次設(shè)計(jì)中d取（8）連桿螺栓孔軸線的距離B2滿足B2/D2'=1.2（9）垂直于螺栓孔軸線方向的連桿大頭長度B0滿足B0/D=0.90~0.98，D為缸徑。所以B0=78×（（10）連桿大頭外徑D0綜上所述，連桿的具體尺寸如表4.2所示。連桿尺寸參數(shù)名稱符號選取參數(shù)值設(shè)計(jì)尺寸(mm)連桿長度L1/5≤λ≤1/3.2134.7連桿小頭孔徑dd+219連桿小頭寬度B(1.121小頭孔軸瓦厚度δ0.75連桿大頭孔徑DD46連桿大頭寬度B(23大頭孔軸瓦厚度δ2曲柄銷直徑DD43連桿大頭螺栓臺(tái)柱高H(0.3518.6連桿大頭蓋螺栓臺(tái)柱高H(0.3522.5工字形斷面高度HH/D=0.220工字形斷面寬度BH/B=1.412連桿螺栓螺紋直徑d（0.18連桿螺栓孔軸線距離BB57.5連桿大頭長度BB72連桿大頭外徑DD60.84.3曲軸的設(shè)計(jì)4.3.1曲軸的工作情況曲軸可以說是汽車“心臟的心臟”，它是發(fā)動(dòng)機(jī)的核心部件。它承受不斷周期變化的氣體壓力、往復(fù)和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的慣性力以及其力矩，讓它既受到扭轉(zhuǎn)又受到彎曲，很容易產(chǎn)生應(yīng)力疲勞。工作條件十分苛刻。實(shí)踐結(jié)果表明，對于各種曲軸，彎曲疲勞載荷具有決定性作用，而扭轉(zhuǎn)載荷僅占次要地位[1]。4.3.2曲軸設(shè)計(jì)要求綜上所述，曲軸的工作環(huán)境嚴(yán)苛，因此設(shè)計(jì)的時(shí)候要考慮如下要求[1]：避免應(yīng)力集中；；變形量小，剛度足夠；軸頸耐磨，承壓面積大；耐疲勞載荷強(qiáng)度足夠，特別是耐彎曲疲勞載荷。4.3.3曲軸的材料選擇目前，常用的曲軸材料有三種：中碳鋼；合金鋼；球墨鑄鐵。本次設(shè)計(jì)采用球墨鑄鐵QT-800-2.原因是:球墨鑄鐵的力學(xué)性能和使用性能優(yōu)于一般鑄鐵，強(qiáng)度和剛度大，能減少制造成本，其本身有阻尼特性，能降低扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，提高工作的穩(wěn)定性。4.3.4曲軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)曲軸分整體式和組合式兩類。本次設(shè)計(jì)采用整體式曲軸，并與滑動(dòng)軸承配合。其優(yōu)點(diǎn)是：工作可靠、質(zhì)量?。粡?qiáng)度和剛度較高；加工表面少。4.3.5曲軸的點(diǎn)火次序多缸發(fā)動(dòng)機(jī)應(yīng)使連續(xù)做工的兩缸距離相隔較遠(yuǎn)，這樣可以減輕主軸承的載荷，避免在發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣的過程中發(fā)生搶氣現(xiàn)象。要做工均勻，在每個(gè)工作循環(huán)內(nèi)，每個(gè)氣缸都應(yīng)該點(diǎn)火一次，這樣能使發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)。本設(shè)計(jì)中為4沖程4缸直列發(fā)動(dòng)機(jī)，點(diǎn)火次序：1-3-4-2。4.3.6曲軸基本尺寸的選定(1）曲軸長度L曲軸長度是由總體布置決定，主要取決于缸心距L0、氣缸直徑D以及曲軸的制成形式。由第二章中預(yù)選定的缸心距L0=86mm，已經(jīng)滿足氣缸缸心距L0與氣缸直徑(2)曲柄銷直徑D2和長度設(shè)計(jì)曲軸軸頸時(shí)，應(yīng)該首先考慮連桿軸頸，因?yàn)檫B桿軸頸的負(fù)荷比主軸頸負(fù)荷大。一般D1/D綜上所述，曲軸主要尺寸如表4.3所示。曲軸主要尺寸參數(shù)取值范圍取值設(shè)計(jì)尺寸D1/D0.55～0.750.57745mmL1/D0.30～0.500.3225mmD2/D0.55～0.650.55143mmL2/D0.3～0.450.3225mm注：D為氣缸直徑,其值為75mm。D1為主軸頸直徑，L1為主軸頸長度，D2本次設(shè)計(jì)中，D1/D2=45/43=1.05,滿足D1/D2≈1.05~以此，取皮帶輪連接軸頸長度L4=60mm，直徑取d4=28mm,曲柄厚度(4)曲柄的設(shè)計(jì)本次設(shè)計(jì)采用橢圓形曲柄，這樣既可以使曲軸有足夠的強(qiáng)度剛度，又能改善應(yīng)力分布。一般曲柄橫截面積的抗彎截面系數(shù)為Wσ=b曲柄厚度h滿足hD=0.2~0.25,曲柄寬度b滿足bD=0.8~1.25,D是氣缸直徑，D=78mm。本次設(shè)計(jì)取h=0.23D=0.23×78=18mm,(5)平衡重的設(shè)計(jì)本次設(shè)計(jì)采用四塊平衡塊方案，具體如下圖（4.2）所示。圖4.2平衡塊布置方式平衡重的形狀為扇形，一般要求其圓心角不能超過180°，本次設(shè)計(jì)扇形圓心角取120°。平衡重半徑R=(0.9～1.0)S，S（6）重疊度計(jì)算曲軸重疊度增加，有利于增加曲軸的抗彎剛度和抗扭剛度。重疊度的計(jì)算公式是A=D1+D22-（7）油道設(shè)計(jì)及油孔位置曲軸油孔邊緣很容易產(chǎn)生應(yīng)力集中，銳角壁上應(yīng)力最大。為了減小應(yīng)力集中，油道壁要光滑，出口邊緣處應(yīng)該倒圓角并拋光處理。圓角半徑一般為油孔直徑的1/2左右。油孔應(yīng)該設(shè)置在低負(fù)荷區(qū)，以保證潤滑油出口阻力小，供油充分。同時(shí)曲柄銷油孔選擇在曲拐平面運(yùn)轉(zhuǎn)前方45°到90°的范圍內(nèi)：在曲拐運(yùn)動(dòng)平面內(nèi)油道出口處應(yīng)力集中現(xiàn)象嚴(yán)重，油道中心線與軸頸中心線的夾角大于30°時(shí)，應(yīng)力增加幅度變大，所以油道與曲軸中心線夾角應(yīng)小于30度[2]。一般，曲軸油孔d=0.07~0.10D,D=78mm，本次設(shè)計(jì)中取綜上所述，曲軸基本尺寸如下表4.4所示。表4.4曲軸基本尺寸名稱符號參考值設(shè)計(jì)尺寸(mm)曲軸長度L449.5缸心距L01.10≤L0/D≤1.3586曲柄銷直徑D2D43曲柄銷長度L2L25曲軸軸頸直徑D1D45曲軸軸頸長度L1L25曲柄厚度hh18曲柄寬度bb70平衡重圓心角θ0<θ<180°120°平衡重半徑RR=(0.9～1.0)S75曲軸重疊度AA=2.5油孔直徑dd=6曲柄連桿機(jī)構(gòu)的二維圖繪制5.1AutoCAD軟件AutoCAD是一款計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)軟件，用它可以進(jìn)行平面二維圖的制圖，它簡化了設(shè)計(jì)人員繪制草圖的繁瑣工作。5.2活塞的二維圖圖5.1活塞二維圖5.3連桿的二維圖圖5.2連桿二維圖5.4曲軸的二維圖圖5.3曲軸二維圖5.5曲柄連桿機(jī)構(gòu)的機(jī)構(gòu)總成圖圖5.4總成裝配圖曲柄連桿機(jī)構(gòu)的三維建模6.1CATIAV5軟件CATIAV5是完整的CAD/CAM/CAE一體化軟件。它可以用于產(chǎn)品概念設(shè)計(jì)、工業(yè)設(shè)計(jì)、三維建模、計(jì)算分析、動(dòng)態(tài)模擬仿真、工程制圖、生產(chǎn)加工產(chǎn)品的全部過程。6.2活塞的CATIAV5三維建模具體過程不再贅述，以下是三維建模的活塞效果圖。圖6.1活塞三維建模效果圖圖5.2活塞銷三維建模效果圖6.3連桿的CATIAV5三維建模具體過程不再贅述，以下是三維建模的活塞效果圖。圖6.3連桿三維建模效果圖6.4曲軸的CATIAV5三維建模具體過程不再贅述，以下是三維建模的活塞效果圖。圖6.4曲軸三維建模效果圖6.5曲柄連桿機(jī)構(gòu)的裝配圖具體過程不再贅述，以下是三維建模的活塞效果圖。圖6.5曲柄連桿機(jī)構(gòu)裝配圖曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)計(jì)算7.1活塞位移、速度、加速度的計(jì)算由于活塞做周期性的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，所以其位移、速度、加速度曲線也是周期性變化，這里僅對曲軸轉(zhuǎn)角在0°~360位移公式：x=R[1-速度公式：v=Rω(sinα加速度公式：a=Rω2(ω=nπ30=6000π30=200π將上述參數(shù)分別帶入公式8.1、8.2、8.3，在Excel中輸入公式，計(jì)算出結(jié)果，數(shù)據(jù)詳見附錄二。在分別得出活塞位移、速度、加速度曲線，如圖8.1、8.2、8.3所示。圖8.1活塞位移曲線圖8.2活塞位移曲線圖8.3活塞加速度曲線7.2活塞連桿組的作用力分析作用在活塞連桿組上的力主要有氣壓力Fg和運(yùn)動(dòng)件的往復(fù)慣性力Fj。氣缸內(nèi)工質(zhì)的氣體作用力Fg是內(nèi)燃機(jī)對外做功的主動(dòng)力，由于本次設(shè)計(jì)已經(jīng)用GT-power氣壓力Fg的分析計(jì)算已知，F(xiàn)g=pg為缸內(nèi)絕對壓力，p0為大氣壓力，A為活塞投影面積。由GT-power得出四個(gè)沖程終點(diǎn)壓力,如表8.1所示，取大氣壓力p0表8.1四個(gè)沖程終點(diǎn)壓力pGT-power中所得數(shù)值（Mpa）進(jìn)氣終點(diǎn)壓力pg10.101Mpa壓縮終點(diǎn)壓力pg23.74Mpa膨脹終點(diǎn)壓力pg31.84Mpa排氣終點(diǎn)壓力pg40.115Mpa最大爆發(fā)壓力pmax5.71Mpa表8.2四個(gè)沖程終點(diǎn)氣壓力F計(jì)算結(jié)果值（N）進(jìn)氣終點(diǎn)壓力F0壓縮終點(diǎn)壓力F16772.05膨脹終點(diǎn)壓力F8314.35排氣終點(diǎn)壓力F76.675最大氣壓力F26806.6（2）運(yùn)動(dòng)件的往復(fù)慣性力Fj的分析計(jì)算活塞組的換算質(zhì)量如圖8.4所示，實(shí)際質(zhì)量mh圖8.4活塞組質(zhì)量連桿組的質(zhì)量如圖8.5所示，實(shí)際質(zhì)量ml圖8.5連桿組質(zhì)量但是連桿組的質(zhì)量可分為兩部分，一部分為隨活塞作往復(fù)運(yùn)動(dòng)的當(dāng)量質(zhì)量m1，另外一部分為隨曲軸組作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的當(dāng)量質(zhì)量m2。由質(zhì)量守恒和質(zhì)心守恒原理有小頭換算質(zhì)量：m1=l2ll2=35.696mm為連桿組重心到連桿大頭軸線的垂直距離，如圖8.5所示。l1mm則往復(fù)慣性力Fj=-m其中連桿比λ=0.308，R=41.5mm,ω=200π,分別帶入每個(gè)沖程終點(diǎn)的曲軸轉(zhuǎn)角a表8.3四個(gè)沖程終點(diǎn)的往復(fù)慣性力F進(jìn)氣終點(diǎn)4285.54壓縮終點(diǎn)-8100.42膨脹終點(diǎn)4285.54排氣終點(diǎn)-8100.42最大氣壓力點(diǎn)-7748.65曲拐在繞軸線旋轉(zhuǎn)時(shí)，曲柄銷和一部分曲柄臂質(zhì)量將產(chǎn)生不平衡離心慣性力，稱為曲拐的不平衡質(zhì)量[2]。以表示，換算質(zhì)量為：式中：—曲拐換算質(zhì)量，；—連桿軸頸的質(zhì)量，；—一個(gè)曲柄臂的質(zhì)量，；—曲柄臂質(zhì)心位置與曲拐中心的距離，。質(zhì)量與換算到大頭中心的連桿質(zhì)量之和稱為不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量，即：mg=0.286Kg，mb=0.493Kg圖8.6曲軸拐和一個(gè)軸頸的質(zhì)量圖8.7一個(gè)曲軸頸的質(zhì)量旋轉(zhuǎn)慣性力Fr=-m連桿大頭的離心慣性力Frh（3）連桿的作用力計(jì)算連桿的作用力F=Fg表8.4四個(gè)沖程終點(diǎn)的連桿作用力四個(gè)沖程的連桿作用力氣壓力Fg(N)往復(fù)慣性力Fj(N)連桿作用力F（N）進(jìn)氣終點(diǎn)的連桿作用力04285.544285.54壓縮終點(diǎn)的連桿作用力16772.05-8100.428671.63膨脹終點(diǎn)的連桿作用力8314.354285.5412599.89排氣終點(diǎn)的連桿作用力76.675-8100.42-8023.745最大氣壓力點(diǎn)的連桿作用力26806.6-7748.6519057.95側(cè)向力： Fn=F×tan由lsinαβ=arcsin連桿力：Fl=F×1推動(dòng)曲柄旋轉(zhuǎn)的切向力：Ft=F壓縮曲柄臂的徑向力：Fk=Fl×由上述公式算得的側(cè)向力、連桿力的結(jié)果如表8.5所示，算得的切向力、徑向力的結(jié)果如表8.6所示。取壓力角α=13°，算出β=3.48表8.5四個(gè)沖程側(cè)向力Fn（連桿力Fl（進(jìn)氣沖程989.44398.27壓縮沖程2002.0-8899.72膨脹沖程2908.9112931.32排氣沖程1852.42-8234.80最大氣壓力點(diǎn)4399.8719559.25表8.6四個(gè)沖程切向力Ft（徑向力Fk（進(jìn)氣沖程1247.704219.75壓縮沖程-2524.67-8534.10膨脹沖程3737.5612400.09排氣沖程-2336.06-7896.50最大氣壓力點(diǎn)5548.5818755.73(4)活塞的校核1)活塞環(huán)岸的校核活塞頂上作用著最高爆發(fā)壓力pmax時(shí)，p1≈由GT-power的壓力曲線可得pmax=5.71Mpa，則p1≈0.9則其作用在環(huán)槽的彎矩其抗彎斷面系數(shù)近似于則其危險(xiǎn)截面彎曲應(yīng)力σ同理可以得剪切應(yīng)力τ=0.39于是，其合應(yīng)力為σε=σ2+32)活塞裙部比壓得校核活塞裙部比壓的計(jì)算公式如下：pFnmax為最大側(cè)壓力，D為活塞直徑，H2為活塞裙部高度，由上述可知，F(xiàn)nmax=4399.87Np=一般活塞裙部比壓0.5Mpa<p<23）活塞銷的強(qiáng)度校核由運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，活塞銷上受到氣壓力和往復(fù)慣性力的作用，F(xiàn)max=19057.95N，活塞銷長度l=46mm，連桿小頭高度為B=21mm，銷座間距為l活塞銷中心截面彎矩M=F12l+2lp-1.5B=112最大剪切應(yīng)力出現(xiàn)在銷座和連桿小頭之間的截面上，橫斷截面的最大剪切應(yīng)力發(fā)生在中性層上[28]。由公式σmax=0.85Fσmax=115Mpa,而剪切許用應(yīng)力活塞銷座比壓的計(jì)算公式為：p而汽油機(jī)許用[p]≤40~60Mpa，(5)連桿的校核1）連桿小頭的比壓校核對于小頭孔徑，其比壓用公式q=Fgdq=一般汽油機(jī)，[q]≤62Mpa,2）連桿小頭剛度的校核連桿小頭在水平方向由于往復(fù)慣性力而引起的直徑變形δ=Fjmaxdm(?-90°)2EI*106計(jì)算的出δ=一般發(fā)動(dòng)機(jī)，變形量的許可值應(yīng)小于直徑方向間隙的一半，標(biāo)準(zhǔn)間隙一般為[2]，則校核合格。3)連桿小頭的強(qiáng)度校核eq\o\ac(○,1)襯套過盈配合的預(yù)緊力及溫度升高引起的應(yīng)力由公式，連桿小頭的徑向壓力為[2]：式中：—襯套壓入時(shí)的過盈，一般青銅襯套其中—襯套材料的彈性模數(shù)，青銅計(jì)算小頭承受的徑向壓力為：由徑向均布力引起小頭外側(cè)及內(nèi)側(cè)纖維上的應(yīng)力，可按厚壁筒公式計(jì)算[2]，外表面應(yīng)力內(nèi)表面應(yīng)力允許值一般為，校核合格。eq\o\ac(○,2)連桿小頭的安全系數(shù)桿小頭的應(yīng)力變化為非對稱循環(huán)，最小安全系數(shù)在桿身到連桿小頭的過渡處的外表面上為：（4.4）式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，—應(yīng)力幅，；—平均應(yīng)力，；—工藝系數(shù)，，取0.4；則連桿小頭的疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)1.5≤n≤2.5，4）連桿桿身的強(qiáng)度校核如前述可知，連桿桿身為工字形截面，桿身截面的寬度B=12mm，高度H=20mmeq\o\ac(○,1)最大拉伸應(yīng)力由最大拉伸力引起的拉伸應(yīng)力為：式中：—連桿桿身的斷面面積，汽油機(jī)，為活塞投影面積，取。則，計(jì)算出：eq\o\ac(○,2)壓縮應(yīng)力桿身的最大壓縮應(yīng)力出現(xiàn)在最大爆發(fā)壓力出，并且最大壓縮應(yīng)力F則有其中—系數(shù)，對于常用鋼材，，取，則：有則由于、的許用值的選擇范圍為250~400Mpa，取、的許用值為250Mpa，則知校核符合要求。eq\o\ac(○,3)連桿桿身的安全系數(shù)的計(jì)算兩個(gè)平面內(nèi)的安全系數(shù)nx循環(huán)的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力，在連桿擺動(dòng)平面為：在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)為連桿桿身的安全系數(shù)為式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），取則在連桿擺動(dòng)平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為桿身安全系數(shù)許用值[n]的取值在1.5~2.5范圍內(nèi)，取[n]=2，則n5）連桿大頭的強(qiáng)度校核對于連桿大頭而言，連桿軸線截面是危險(xiǎn)斷面。其在進(jìn)氣沖程的上止點(diǎn)受到最大的拉伸應(yīng)力。取連桿大頭固定角=40°，C為連桿螺栓間，C=57.5mm。此時(shí)，作用在危險(xiǎn)斷面上的彎矩由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為作用于大頭蓋中間斷面的式中：，—大頭蓋及軸瓦的慣性矩，，，—大頭蓋及軸瓦的斷面面積，，，在中間斷面的應(yīng)力為：式中：—大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)，計(jì)算連桿大頭蓋的應(yīng)力為一般發(fā)動(dòng)機(jī)連桿大頭蓋的應(yīng)力許用值為150~200MPa6）連桿大頭剛度校核由公式，其徑向收縮量δ=一般要求其徑向收縮量δ應(yīng)該小于等于軸承配合間隙△的一半[1]，一般軸承間隙為0.012-0.031mm，則知校核滿足。7)曲軸的校核eq\o\ac(○,1)曲軸名義應(yīng)力的計(jì)算整體式曲軸的斷裂，多數(shù)情況發(fā)生在曲柄銷圓角處，通常對應(yīng)力幅最大曲柄銷圓角進(jìn)行疲勞強(qiáng)度的校核。曲柄抗彎截面系數(shù)最小，或則抗彎力臂最大的曲柄應(yīng)力幅最大。本次設(shè)計(jì)選擇的曲軸材料為QT800-2，極限強(qiáng)度，對稱循環(huán)彎曲疲勞極限，對稱循環(huán)扭轉(zhuǎn)疲勞極限。通過材料力學(xué)，將曲軸簡化成等圓截面梁，如圖8.8所示，其剛度一致，進(jìn)行受力分析計(jì)算。由材料力學(xué)可知，在支承處左端梁轉(zhuǎn)角和右端梁轉(zhuǎn)角為（若）：由變形協(xié)調(diào)條件=，可以得出：，由于主軸頸載荷關(guān)于第三主軸對稱，所以只需要算出第一主軸頸、第二主軸頸、第三主軸頸的載荷即可。則第一支承和最后一個(gè)支承處的彎矩為零，即。則當(dāng)i=2、i=3、i=4時(shí)，可以得出：（8.14）圖8.8等圓截面連續(xù)梁受力圖由表8.6可知，，參照四缸發(fā)動(dòng)機(jī)的各缸工作循環(huán)表可知，的值見表8.7。表8.7工作循環(huán)中的ZI單位：N工作循環(huán)ZZZZ112400.09-7896.50-8534.104219.102-7896.504219.7512400.09-8534.1034219.75-8534.10-7896.5012400.094-8534.1012400.094219.10-7896.50在根據(jù)以上受力帶入方程組（8.14）中，由缸心距L0=86mm，算出彎矩表8.8曲拐平面內(nèi)彎矩的值單位：N·m工作循環(huán)MMM174.27-151.833.172-66.93149.13-6.1233.17-151.8374.274-6.08149.13-66.89同理，Ti=Ft表8.9曲拐平面的垂直垂直平面的Ti單位：N工作循環(huán)TTTT13737.56-2336.06-2524.671247.702-2336.061247.703737.56-2524.6731247.70-2524.67-2336.063737.564-2524.673737.561247.70-2336.06表8.10曲拐平面的垂直垂直平面的彎矩值單位N·m工作循環(huán)MMM119.34-32.17-2.252-1.6345.65-20.483-2.25-32.1719.344-20.2545.65-1.7算出曲拐平面和曲拐平面的垂直平面的彎矩后，就可以根據(jù)受力分析算出各支承的支持力，如圖8.9所示，對單拐進(jìn)行的受力分析圖。則由力的平衡和力矩的平衡，即，，可以算出支承的支持力如表8.11和表8.12所示。其中已經(jīng)算得的旋轉(zhuǎn)慣性力Pr=F圖8.9單拐受力圖表8.11曲拐平面的支承反力值計(jì)算結(jié)果單位：N工作循環(huán)FFFFF1-3297.66-11680.49-11172.55-6561.41-8634.12-11804.10-7480.04-4096.96-12830.99-8634.13-6561.10-11172.55-11680.49-3297.66-8634.14-12830.45-4097.43-7479.1511804.44-8634.1表8.12曲拐平面垂直平面的支承反力計(jì)算結(jié)果單位：N工作循環(huán)FFFFF11643.90-1018.84-862.10650.0102-1149.10113.731576.45-1024.2003650.13-862.10-1018.841643.9004-1497.801573.43112.80-1148.260eq\o\ac(○,2)曲軸彎曲應(yīng)力的計(jì)算通過以上力和彎矩的計(jì)算，從表8.11和表8.8中可以得出，最大支承反力為

F其對應(yīng)的支承彎矩為-6.12N·m。最小的支承反Fy4min所以，計(jì)算曲拐平面內(nèi)曲柄臂中央處彎矩，彎矩最大值：彎矩最小值：曲柄臂抗彎截面模量為：圓角名義彎曲應(yīng)力為：最后得到，圓角彎曲應(yīng)力幅和平均應(yīng)力為：都小于對稱循環(huán)彎曲疲勞極限，所以校核滿足。eq\o\ac(○,3)曲軸扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的計(jì)算由上面計(jì)算得出的數(shù)值，根據(jù)表8.12和表8.10可知：最大支承扭矩為：M最小支承扭矩為:M其對應(yīng)的支承反力為112.80N和-1018.84計(jì)算圓角承受的扭矩：曲柄銷抗扭截面系數(shù)為：圓角名義切應(yīng)力為：最后得：由此可知，計(jì)算結(jié)果遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于對稱循環(huán)扭轉(zhuǎn)疲勞極限，則校核滿足。eq\o\ac(○,4)曲軸總切向力運(yùn)算及功率的校核如果第i缸的相位角為γi，則當(dāng)?shù)谝桓椎霓D(zhuǎn)角位α1時(shí)，第i缸的切向力為：T=Tα1+利用Excel計(jì)算出總切向力Ti圖8.10總切向力隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線由前面的運(yùn)算可知，曲軸的平均總切向力Tm=3611N，則平均指示轉(zhuǎn)矩Mm=3611×0.0415=149.86N·m,則由公式Pi=Mm×n9550=149.86×60008)運(yùn)動(dòng)干涉的驗(yàn)證當(dāng)活塞運(yùn)行至上止點(diǎn)時(shí)，曲軸平衡重與活塞裙部間隙為δ=134.79）旋轉(zhuǎn)離心力的計(jì)算前面已經(jīng)計(jì)算出除去平衡重的旋轉(zhuǎn)慣性力Fr=-mrrω所以，平衡重抵消的旋轉(zhuǎn)慣性力Frd=mp圖8.11平衡重的質(zhì)量測量結(jié)論（1）通過動(dòng)力計(jì)算得知，478汽油機(jī)的實(shí)際有效功率為74.69kW，而額定功率為76kW，因此功率誤差為1.72%，設(shè)計(jì)要求功率誤差在5%范圍之內(nèi)，所以此次設(shè)計(jì)滿足要求。（2）本次設(shè)計(jì)的長安H系列478汽油機(jī)的額定功率為76kW，所以單缸額定功率為19kW，通過GT-Power軟件對單缸汽油機(jī)進(jìn)行模擬仿真，得到實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率為18.5kW以及缸內(nèi)燃燒最大壓力