畢業(yè)設(shè)計(jì)---發(fā)動機(jī)曲軸設(shè)計(jì)-畢業(yè)設(shè)計(jì)(編輯修改稿)
2025-02-24 04:51 本頁面
【文章內(nèi)容簡介】 2與活塞投影面 積 F=π D2/400 ㎝ 2之比來校核。此比值據(jù)統(tǒng)計(jì)應(yīng)在 ～ 范圍內(nèi)。而且汽油機(jī)偏下限， V 型發(fā)動機(jī)也偏下限。在本次設(shè)計(jì)中， F2/F=2224DlD?=，所以所設(shè)計(jì)的連桿軸頸符合要求。 主軸頸的直徑 D1 如果從曲軸沿全長度具有等剛度要求出發(fā)，可以認(rèn)為主軸頸與曲柄銷一樣粗就行了。而從軸承負(fù)荷出發(fā)，由于主軸承最大負(fù)荷小于連桿軸承，因此主軸頸可以比曲柄銷更細(xì)。為了最大限度地加強(qiáng)曲軸的剛度，可適當(dāng)加粗主軸頸，這是因?yàn)榧哟种鬏S頸能增加曲軸軸頸的重疊度，從 而提高曲軸剛度，但幾乎不增加曲軸的轉(zhuǎn)動慣量，故可提高自振頻率，減輕扭振危害。同時(shí)，加粗主軸頸可相對縮短其長度，使曲柄加厚以加強(qiáng)整根曲軸的薄弱環(huán)節(jié)（圖 61B斷面）。 由《內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)》表 51 可知，對 V 型發(fā)動機(jī)而言，主軸頸 D1的取值范圍為 D1=（ ～ ） D=～ ㎜。根據(jù)以上分析，則取 D1=35㎜。本設(shè)計(jì)中主軸頸選用滾動軸承，主軸頸長度與軸承寬度相配合，因此參照《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》表 選取 207GB27664 型單列向心球軸承，該軸承的寬度為 17㎜。 曲柄臂 摩托車發(fā)動機(jī)曲軸的曲柄臂形狀大多數(shù)采用橢圓或圓形，本設(shè)計(jì)中采用圓形曲柄臂，這是由于圓形曲柄便于機(jī)械加工和拋光，而表面拋光是提高合金鋼曲軸疲勞強(qiáng)度的重要措施之一。 曲柄臂應(yīng)選擇適當(dāng)?shù)暮穸?、寬度，以使曲軸有足夠的剛度和強(qiáng)度。曲柄臂在曲拐平面內(nèi)的抗彎能力以其矩形斷面的抗彎模數(shù) ?W 來衡量： 62bhW ?? （㎜ 2） 式中 b — 曲柄臂的寬度（㎜）； h — 曲柄臂的厚度（㎜）。 由上式可知，在提高曲拐平面內(nèi)的 抗彎能力上，顯然，增加曲柄臂厚度 h 要比增加曲柄臂寬度 b要好得多。有實(shí)驗(yàn)例子表明， h 增加 10%， ?W 提高 20%，而實(shí)際抗彎強(qiáng)度可提高 40%； b增加 10%，抗彎能力也應(yīng)提高 10%，而實(shí)際只提高了 5%，這是因?yàn)榍墼綄?，?yīng)力分布越不均勻。在本次設(shè)計(jì)中，取 b=50 ㎜， h=8 ㎜。 51 重疊度 2 21 ?????? RDD 符合小排量發(fā)動機(jī)采用組合式曲軸時(shí)，由于結(jié)構(gòu)限制，重疊度Δ為負(fù)值的要求。 在軸頸與曲柄臂交界出，設(shè)計(jì)一個(gè)寬為 ㎜的臺階，以便精磨 軸頸和圓角時(shí)，砂輪不與曲柄臂相碰。在曲柄臂與軸頸連接處，為了減小應(yīng)力集中，提高疲勞強(qiáng)度，往往采用圓角過渡。過渡圓角半徑的增大與其表面粗糙度的降低，是增加曲軸疲勞強(qiáng)度的有效措施。通常取圓角半徑 r=（ ～ ） D1=～ ㎜，取 r=2 ㎜。 平衡重 鑄造曲軸的平衡重一般與曲軸鑄成一體，這樣可使加工較簡單，并且工作可靠。平衡重應(yīng)盡可能使其重心遠(yuǎn)離曲軸旋轉(zhuǎn)中心，即用較輕的重量達(dá)到較好的效果，以便盡可能減輕曲軸重量。平衡重的徑向尺寸和厚度應(yīng)以不碰活塞裙底和連桿大頭能通過為限度。 油道布置 為保證曲軸軸承工作可靠，對它們必需有充分的潤滑。一般采用油壓為 2～ 6bar 的壓力進(jìn)行潤滑。將潤滑油輸送到曲軸油道中去的供油方法有兩種，一種是集中供油，另一種是分路供油。本設(shè)計(jì)中采用分路供油。 油道布置主要根據(jù)潤滑供油充分和其對曲軸疲勞強(qiáng)度的影響來決定。主軸頸上的油孔入口應(yīng)保證向曲軸銷供油充分；曲柄銷上的油孔出口應(yīng)設(shè)在較低負(fù)荷區(qū)，以提高軸瓦的供油能力。油孔的位置應(yīng)參考軸承負(fù)荷圖和軸心軌跡圖來確定。油
研究報(bào)告相關(guān)推薦
鄂ICP備17016276號-1