发动机曲轴设计

东华理工大学毕业论文 曲轴 7 曲轴设计 曲轴是发动机中最重要的机件之一。它的尺寸参数在很大程度上不仅影响着发动机的整体尺寸和重量，而且也在很大程度上影响着发动机的可靠性与寿命。曲轴的破坏事故可能引起发动机其它零件的严重损坏，在发动机的结构改进中，曲轴的改进也占有重要地位。随着内燃机的发展与强化，曲轴的工作条件越来越恶劣了。因此，曲轴的强度和刚度问题就变得更加严重了。在设计曲轴时，必须正确选择曲轴的尺寸参数、结构型式、材料与工艺，以求获得经济最合理的效果。 7.1 曲轴的工作条件、结构型式和材料的选择 7.1.1 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共同作用下工作的，从而使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态；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使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。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。 曲轴形状复杂，应力集中现象相当严重，特别在连杆轴颈与曲柄臂的过渡圆角处和润滑油孔出口附近的应力集中尤为突出。通常的曲轴断裂、疲劳裂纹都始于过渡圆角和油孔处。图7-1表明了曲轴弯曲疲劳破坏和扭转疲劳破坏的情况。弯曲疲劳裂缝从轴颈根部表面的圆角处发展到曲柄上，基本上成450折断曲柄；扭转疲劳破坏通常是从机械加工不良的油孔边缘开始，约成450剪断曲柄销。所以，在设计曲轴时，要特别注意设法缓和应力集中现象，强化应力集中部位。 曲轴各轴颈在很高的比压下，以很大的相对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为液体摩擦，尤其当润滑油不洁净时，轴颈表面遭到强烈的磨料磨损，使得曲轴的实际使用寿命大大降低。所以，设计时，要使其各摩擦表面耐磨，并匹配好适当材料的轴瓦。 曲轴是曲柄连杆机构中的中心环节，其刚度亦很重要。如果曲轴弯曲刚度不足，则可能发生较剧烈的弯曲振动，使活塞连杆和轴承的工作条件大为恶化，影响这些零件的工作可靠性和耐久性，甚至使曲轴箱局部应力过大而开裂。曲轴的扭转刚度差，则可能在工作转速范围内产生强烈的扭转振动。轻则引起噪音，加速曲柄上齿轮等传动件的磨损；重则使曲轴断裂。所以，设计时，应保证它有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度。 由于曲轴受力复杂，几何断面形状比较特殊，在设计时，至今还没有一个能反映客观实际的理论公式可供通用。因此，目前曲轴的设计主要是依靠经验来设计。 7.1.2 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。因此，必须根据内燃机的用途及强化强度，正确的选用曲轴材料，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，以铁代钢。作为曲轴的材料，除了应具有优良的机械性能以外，还要求有高度的耐磨性，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。 摩托车发动机曲轴通常用高强度、冲击韧性好的中碳钢或中炭合金钢，经模锻和调质处理，对轴颈表面通过高频率淬火和氮化处理，经精加工而成。本设计中采用45钢模锻曲轴。 7.1.3 曲轴结构型式的选择 曲轴的结构型式与其制造方法有直接关系，在进行曲轴设计时必须同时考虑。曲轴有整体式曲轴和组合式曲轴两大型式。而摩托车发动机常采用组合式曲轴，这是因为其加工简单，不需要大型模锻设备，它由曲轴左半部、曲轴右半部及曲轴销组成。通过液压压入的方法将其接合起来。本设计中采用滚动轴承作主轴承。这是因为使用它具有以下优点： 1） 可以采用隧道式曲轴，保证曲轴箱有较高的刚度和强度； 2） 可以减少摩擦损失，提高机械效率，因而使燃料消耗下降； 3） 发动机起动较为容易，尤其在气温较低的时候； 4） 采用滚动轴承后，对主轴的润滑较易实现。 7.1.4 曲轴强化的方法 提高曲轴的疲劳强度是设计人员必须努力解决的问题。为了提高曲轴的疲劳强度，可以采用一系列结构设计和工艺设计措施。 在结构设计方面，可以采用以下措施： 1）提高曲柄销和曲轴主轴颈的重叠度。 2）采用较大的圆角半径可以使圆角弯曲形状系数下降，从而提高弯曲强度。 3）轴颈上设计卸载槽使应力分布更加均匀，而且沿轴颈和曲柄臂宽度的最大应力较小，还可能使轴颈到曲柄臂过渡圆角的半径增大。 4）曲柄销的内卸载孔相对其几何轴线远离曲柄半径中心呈偏心布置使圆角处的弯曲应力降低，提高疲劳强度。 5）增大曲柄臂的厚度和宽度。 除了设计措施外，工艺方面利用特殊的机械加工方法、热处理或化学处理方法强化表面，以提高曲轴的疲劳强度。常用的表面强化工艺有以下几种： 1）圆角高频感应淬火； 2）圆角滚压； 3）氮化。 7.2 曲轴主要尺寸的确定和结构细节设计 在选定曲轴材料、毛坯制造及其基本结构型式后，便从单位曲拐（包括主轴颈、曲柄销和曲柄等主要部分）着手确定主要尺寸和结构细节。 曲轴与活塞连杆组件和机体有密切的联系，曲轴的设计不能孤立地进行。曲轴长度方向的尺寸基本上取决于缸心距L0。并列连杆式V型发动机的L0主要决定于轴承负荷。所以，曲轴的基本尺寸大多根据发动机的总体布置来考虑。 7.2.1 曲柄销的直径D2和长度L2 在考虑曲轴颈的粗细时，首先是确定曲柄销的直径D2。由《内燃机设计》表5-1可知：V型发动机的D2/D（曲柄销直径/气缸直径）比值在0.55～0.62范围。即D2=29.70～33.48㎜。由于位于同一曲轴销上的每一对气缸的一级往复惯性力的合成变为一个旋转的离心力，再加上原有的离心力，使总的离心负荷显得特别大。因此，为减轻离心负荷希望V型发动机的D2/D较小。此外，V型发动机一般在曲柄销上并列两个连杆，每个连杆很窄，为保证最佳的轴颈长度和直径的比例，D2/D也必须较小。 综合上述情况，在本次设计中取曲柄销直径D2=30㎜。 从增加曲轴的刚性和保证轴承的工作出发，应使曲柄销的长度l2控制在一定范围内，同时注意曲拐各部分尺寸协调。由《内燃机设计》表5-1可知。V型发动机曲柄销长度l2按l2/D=0.45～0.60取值，即l2=24.30～32.4㎜时，轴承的承载能力最大。若l2过长，则流经轴承的机油量就减少，冷却度差，油温升高而使油粘度下降，轴承的承载能力反而降低。此外，轴承过长对曲轴变形的顺应性差，容易造成棱缘过负荷。轴承负荷越大，油膜厚度就越小，用相对较窄的轴承较好。为了保证曲柄强度，曲柄臂厚度应适当加厚，这也要求减小l2。所以本次设计中取l2=25㎜，其宽度与滚针轴承相配合。 连杆轴颈的尺寸可以依据承压面的投影面积F2=0.01/D2l2 ㎝2与活塞投影面积F=πD2/400 ㎝2之比来校核。此比值据统计应在0.2～0.5范围内。而且汽油机偏下限，V型发动机也偏下限。在本次设计中，F2/F= =0.33，所以所设计的连杆轴颈符合要求。 7.2.2 主轴颈的直径D1 如果从曲轴沿全长度具有等刚度要求出发，可以认为主轴颈与曲柄销一样粗就行了。而从轴承负荷出发，由于主轴承最大负荷小于连杆轴承，因此主轴颈可以比曲柄销更细。为了最大限度地加强曲轴的刚度，可适当加粗主轴颈，这是因为加粗主轴颈能增加曲轴轴颈的重叠度，从而提高曲轴刚度，但几乎不增加曲轴的转动惯量，故可提高自振频率，减轻扭振危害。同时，加粗主轴颈可相对缩短其长度，使曲柄加厚以加强整根曲轴的薄弱环节（图6-1B断面）。 由《内燃机设计》表5-1可知，对V型发动机而言，主轴颈D1的取值范围为D1=（0.60～0.70）D=32.40～37.80㎜。根据以上，则取D1=35㎜。本设计中主轴颈选用滚动轴承，主轴颈长度与轴承宽度相配合，因此参照《机械设计手册》表3.11-15选取207GB276-64型单列向心球轴承，该轴承的宽度为17㎜。 7.2.3 曲柄臂 摩托车发动机曲轴的曲柄臂形状大多数采用椭圆或圆形，本设计中采用圆形曲柄臂，这是由于圆形曲柄便于机械加工和抛光，而表面抛光是提高合金钢曲轴疲劳强度的重要措施之一。 曲柄臂应选择适当的厚度、宽度，以使曲轴有足够的刚度和强度。曲柄臂在曲拐平面内的抗弯能力以其矩形断面的抗弯模数 来衡量： （㎜2） 式中 b — 曲柄臂的宽度（㎜）； h — 曲柄臂的厚度（㎜）。 由上式可知，在提高曲拐平面内的抗弯能力上，显然，增加曲柄臂厚度h要比增加曲柄臂宽度b要好得多。有实验例子表明，h增加10%， 提高20%，而实际抗弯强度可提高40%；b增加10%，抗弯能力也应提高10%，而实际只提高了5%，这是因为曲柄臂越宽，应力分布越不均匀。在本次设计中，取b=50㎜，h=8㎜。 重叠度 符合小排量发动机采用组合式曲轴时，由于结构限制，重叠度Δ为负值的要求。 　　在轴颈与曲柄臂交界出，设计一个宽为0.5㎜的台阶，以便精磨轴颈和圆角时，砂轮不与曲柄臂相碰。在曲柄臂与轴颈连接处，为了减小应力集中，提高疲劳强度，往往采用圆角过渡。过渡圆角半径的增大与其表面粗糙度的降低，是增加曲轴疲劳强度的有效措施。通常取圆角半径r=（0.05～0.09）D1=1.75～3.15㎜，取r=2㎜。 7.2.4 平衡重 铸造曲轴的平衡重一般与曲轴铸成一体，这样可使加工较简单，并且工作可靠。平衡重应尽可能使其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。平衡重的径向尺寸和厚度应以不碰活塞裙底和连杆大头能通过为限度。 7.2.5 油道布置 为保证曲轴轴承工作可靠，对它们必需有充分的润滑。一般采用油压为2～6bar的压力进行润滑。将润滑油输送到曲轴油道中去的供油方法有两种，一种是集中供油，另一种是分路供油。本设计中采用分路供油。 油道布置主要根据润滑供油充分和其对曲轴疲劳强度的影响来决定。主轴颈上的油孔入口应保证向曲轴销供油充分；曲柄销上的油孔出口应设在较低负荷区，以提高轴瓦的供油能力。油孔的位置应参考轴承负荷图和轴心轨迹图来确定。油道的取向对扭转疲劳强度的影响很显著。油孔出口与轴颈表面的交线形成的椭圆，如其长轴与轴颈受纯扭转时的最大拉应力σ1相平行（图7-2），油道取向就有利提高疲劳强度。 实验表明：油孔夹角θ与β大些，都可提高曲轴的扭转疲劳拉力。在相同的扭矩作用下，θ角越大，沿油孔走向的截面所受的拉应力就越小。此外，油孔夹角θ还决定了椭圆孔口的长轴与最大拉应力的夹角的大小。θ角越大，椭圆孔的长轴与最大拉应力的角度越小。油道布置中θ角不小于550，φ角尽量接近90o，这是考虑到曲轴的承载是弯矩组合，φ角大些曲柄销油孔出口靠近曲拐平面内弯曲的中性平面。 强化曲轴的油孔出口应为圆角，并抛光。 7.2.6 曲轴两端的结构 曲轴上带动辅助系统的驱动链轮（正时链轮）一般装在曲轴的前端，对多缸发动机而言往往把传动齿轮装在曲轴后端。消除扭转振动的减振器无疑应装在曲轴前端，因为这里的振幅最大。驱动齿轮装在前端采用键连接。曲轴后端设有法兰和加粗的轴颈，飞轮与后端用螺栓和定位销连接。且定位销的布置是不对称的或只有一个。 7.2.7 曲轴的止推 为了防止曲轴由于受热膨胀而伸长或受斜齿轮及离合器等的轴向力而产生轴向移动，在曲轴和机体之间设置了一个止推轴承。为了使曲轴相对于机体能自由的沿轴向作热膨胀，止推轴承只能设置一个，且设在前端，从而可以减小轴向移动对配气定时和供油定时的影响。曲轴的轴向和间隙应保持△2=0.05～0.29（㎜）。其它各主轴承面间隙应保证曲轴受热，伸长时能自由延伸。 7.2.8 曲轴的油封装置 发动机工作时，为了防止曲轴前端沿着轴向漏油，曲轴应有油封装置。在摩托车发动机上采用的油封结构都是组合式的，一般常采用甩油盘和反油螺纹进行密封。反油螺纹和机体的间隙为0.25～0.30㎜，安装时必须注意同心度。 7.3 曲轴的疲劳强度校核 多缸机曲轴是静不定的多支承空间连续梁，曲轴的应力状态，与支座弯矩有关，并受支座弹性和轴承孔的不同心度影响。因此用连续法计算曲轴强度较为合理。 7.3.1 曲拐的受力分析 对于多缸发动机的曲轴实际上是一多支承连续梁，受力比较复杂。为了分析其基本受力情况，采用简支梁法进行分析。所谓简支梁法即假定曲轴为一不连续梁，把曲轴合成几段，每段当作简支梁分析。 曲拐的受力如图7-3所示，作用在曲拐上的力和力矩有： 1）沿曲拐半径方向作用的径向力，其中包括K—气体压力和活塞连杆往复运动的惯性力所产生的径向力；K1—连杆旋转质量的离心力；K2—曲柄销的离心力。设使曲柄受压的K力为正； 2）沿垂直于曲拐半径方向的切向力T，设指向旋转方向为正； 3）由前面气缸传来的扭矩 ； 4）由右边主轴颈传出的扭矩 ； 5）曲柄的离心力Pr； 6）平衡重的离心力Pp； 7）主轴承的垂直支反力 和 ； 8）主轴承的水平支反力 和 。 以上各作用力都按集中处理，作用点如图7-3所示，这些力除K1 、K2和Pr、Pp外均具有周期性交变的性质，即曲轴在不同的转角位置时，这些力具有不同的值或符号。 7.3.2 安全系数的计算 曲轴的安全系数即曲轴强度的储备系数，它表示曲轴本身的疲劳强度与工作应力之比。圆角安全系数可用下式计算： 只考虑弯曲时的安全系数： 只考虑扭转时的安全系数： 式中 σ-1、τ-1 — 曲轴材料对称循环弯曲和扭转疲劳极限。对于结构钢曲轴的预算可采用：σ-1=0.45σb，其中为材料的拉伸强度极限。由《材料力学》查得σb=598MPa，则σ-1=269.1MPa，τ-1 =（0.55～0.60）σ-1=148～161.46MPa，取τ-1 =150MPa； 、 — 分别为弯曲和扭转时圆角处的应力集中系数； — 强化系数，由《内燃机设计》表5-4查得 =1.3； 、 — 绝对尺寸影响系数，由《内燃机设计》表5-5查得 =0.91， =0.89； 、 — 材料对应力循环不对称的敏感系数。其值可通过 、 来计算， 、 分别为脉动循环时材料的弯曲和扭转疲劳极限，对于钢曲轴 =（1.4～1.6）=376.74～430.56MPa， =（1.6～2.0）=240～300MPa，取 =400MPa， =250MPa，则 =0.35， =0.2； 、 — 圆角弯曲名义应力的应力幅和平均应力； 、 — 名义切应力的应力幅。 要计算弯曲圆角处的应力集中系数 ，首先要求得弯曲形状系数 和弯曲应力集中敏感系数 。而 ，由《内燃机设计》图5-16～图5-24查得 =0.01， =0.92， =1.03， =0.985， =1，因而求得 =0.04。由《内燃机设计》表5-2查得 =0.7。而 。 由 可求得 ，由《内燃机设计》表5-2查得 =0.12，而 可由 求得。又由《内燃机设计》查得 =1.3， =1.48， =1.32， =1.05， =0.965， =1，则求得 =2.573，则 =1.19。 圆角弯曲的最大应力 ，式中 为曲柄的名义计算应力，其值采用轴颈名义应力 来计算，而 MPa，代入上式求得 =18.68MPa，而此时相应的形状系数 MPa，由此求得 MPa，进似的取 MPa。 圆角表面的最大切应力 可由 求得，式中 为轴颈名义应力。 ，由此得 =45.04，因而计算出 =115.89MPa。进似的取 =57.94MPa。 由此得出弯曲时的安全系数 =3.60， =2.08，则 =1.80＞1.5。所以所设计的曲轴安全。 图7-1 曲轴的疲劳破坏 a）弯曲疲劳破坏 b）扭转疲劳破坏 图7-2 有利油道取向 图7-3 单元曲拐受力简图 PAGE 47 _1143651237.unknown _1143651650.unknown _1143652994.unknown _1143653606.unknown _1143655003.unknown _1146289233.unknown _1146289421.unknown _1146289702.unknown _1146289534.unknown _1146289377.unknown _1143655323.unknown _1143655387.unknown _1146289204.unknown _1143655408.unknown _1143655361.unknown _1143655051.unknown _1143654523.unknown _1143654875.unknown _1143654284.unknown _1143654319.unknown _1143654231.unknown _1143653314.unknown _1143653518.unknown _1143653565.unknown _1143653589.unknown _1143653536.unknown _1143653374.unknown _1143653481.unknown _1143653346.unknown _1143653100.unknown _1143653131.unknown _1143653252.unknown _1143653117.unknown _1143653061.unknown _1143653079.unknown _1143651864.unknown _1143652651.unknown _1143652669.unknown _1143651911.unknown _1143652532.unknown _1143651896.unknown _1143651785.unknown _1143651844.unknown _1143651772.unknown _1143651725.unknown _1143651746.unknown _1143651350.unknown _1143651415.unknown _1143651478.unknown _1143651587.unknown _1143651459.unknown _1143651384.unknown _1143651301.unknown _1143651340.unknown _1143651281.unknown _1143649068.unknown _1143651027.unknown _1143651153.unknown _1143651200.unknown _1143651120.unknown _1143649131.unknown _1143650717.unknown _1143649104.unknown _1143537464.unknown _1143648900.unknown _1143649035.unknown _1143648787.unknown _1143536335.unknown _1143536394.unknown _1143533025.unknown