【正文】 最后預祝安徽科技學院發(fā)展越來越好，前程似錦！參考文獻[1]葉 奇．發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)多體動力學建模的若干問題[J]．機電工程，2007．12．[4]尤小梅．發(fā)動機曲軸動力學仿真研究[J]．沈陽工業(yè)學院學報，2004．4．[5]樊文欣．高速汽油機曲軸動態(tài)特性研究[J]．測試技術(shù)學報，1997．1．[6]王云霞．單缸內(nèi)燃機曲柄連桿機構(gòu)動力學的計算機模擬研究[D]南京農(nóng)業(yè)碩士論文，2001．6．[7]郝寶林．發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)建模與仿真[J]．哈爾濱工業(yè)大學學報，2006．6．[8]高秀華．內(nèi)燃機[M]．北京：化學工業(yè)出版社，2005．9．[9]楊連生．內(nèi)燃機設計[M]．北京：中國農(nóng)業(yè)機械出版社，1980．6．[10]汽車工程手冊編委會．汽車工程手冊：設計篇[M]．北京：人民交通出版社，2001．5．[11]陳家瑞．汽車構(gòu)造[M]．北京：人民交通出版社，2002．4．[12]臧 杰．汽車構(gòu)造：上冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2005．7． [13]束永平．汽車發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)動力學分析[J]．東華大學學報，2005．12．[14]周松鶴．工程力學（教程篇）[M]．北京：機械工業(yè)出版社．2003．2．[15]石津?。l(fā)動機曲軸彎曲疲勞強度的可靠性分析[J]．武漢工學院學報，2005．7．[16]王東華．曲軸強度計算若干問題的探討[J]．天津大學學報，2002．3．[17]施興之．連續(xù)梁計算計算曲軸應力的研究[J]．內(nèi)燃機學報，2001．2．[18]郝志勇．多缸機曲軸連續(xù)梁計算法的改進[J]．內(nèi)燃機學報，2002．4．[19]吳　楠．內(nèi)燃機曲柄連桿機構(gòu)的多體動力學仿真[D]．集，2004．7．[21]王 霄．Pro/Engineer Wildfire [M]．北京：化學工業(yè)出版社，2007．5．[23]夏 天．捷達王與都市先鋒轎車維修手冊[M]．北京：北京理工大學出版社，2001．10．53。畢業(yè)設計雖已完成了，但由于知識水平的局限，實際經(jīng)驗缺乏，設計還存在許多不足，有很多地方需要改進。通過這次設計，我也對發(fā)動機有了很深刻的了解。努力四個月的畢業(yè)設計就這樣結(jié)束了。在我畢業(yè)設計這段時間，無論是在學習還是在生活上，恩師都給予了我無微不至的關(guān)懷。致謝在本文完成之際，首先向我最尊敬的導師李老師致以最誠摯的敬意和最衷心的感謝。圓角扭矩： （） （）曲柄銷抗扭截面系數(shù)為： （）圓角名義切應力為： （） （）最后得： （） （）計算結(jié)果遠遠小于許用值，則校核合格。 計算名義應力通常狀況下發(fā)動機四缸機第二、三缸在處于最大的爆發(fā)壓力狀況下機構(gòu)曲軸所受到應力最為大，現(xiàn)針對第三缸曲拐處計算名義應力：曲軸材料：QT9002，極限強度，機構(gòu)對稱循環(huán)彎曲疲勞的極限為，機構(gòu)對稱循環(huán)的扭轉(zhuǎn)疲勞極限為。 支反力計算模型得到支反力表達式如下： （） （）式中：—作用在曲柄銷上的徑向力；—作用在曲柄銷上的切向力； —連桿旋轉(zhuǎn)質(zhì)量、曲柄銷、曲柄臂的總的離心慣性力；已知，由公式（）、（）計算得到各個支座反力。曲拐平面內(nèi)支承彎矩計算已知=28++=，當=2，=3，=4時，由式（）得三彎矩方程組（）： （）。由材料力學可得：在支承處右端梁轉(zhuǎn)角與左端梁轉(zhuǎn)角為（若）： （） （）由變形的協(xié)調(diào)條件為=， 受力的連續(xù)梁=又因為，所以 （）由。連續(xù)梁計算方法為：把曲軸簡化為支承在剛性支承上的圓柱形連續(xù)直梁，在各單位曲拐長度相等的情況下認為它們的剛度相等，免去繁雜的曲拐剛度計算，同時又由于不考慮支座彈性等，可得三彎矩方程，借助三彎矩方程進行計算，可得到曲拐平面的垂直面內(nèi)的彎矩與各支承處在曲拐平面，然后把第支承與第支承點主軸頸截面彎矩、與、通過一系列計算得出各名義應力[17]。 曲軸的疲勞強度校核由于曲軸工作時承受交變載荷，它的破壞往往都由疲勞產(chǎn)生，因此，需要進行疲勞驗算。在第三主軸頸處設置軸向止推片，止推片為四片。 曲軸的止推曲軸由于受熱膨脹而伸長或受斜齒輪即離合器等的軸向力會產(chǎn)生軸向移動，為了控制發(fā)動機在工作時曲軸的軸向竄動，在曲軸上設置有軸向定位裝置，同時為了保證曲軸在受熱膨脹時有一定的自由伸長量，所以曲軸上只能有一處軸向定位。這種連接方式結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠。定位銷用來保證重裝飛輪時保持飛輪與曲軸的裝配位置。曲軸后端（功率輸出端）設有法蘭，飛輪與后端用螺栓和定位銷連接。所謂迷宮槽是在軸上或在曲軸箱的對應孔壁上制出螺紋，螺紋的螺旋方向與軸的螺旋方向相反。一方面防止曲軸箱中的機油由這里漏出去，另一方面也防止外面的塵土等進入。這是應為曲軸自由端的軸頸允許較細，可以采用節(jié)圓直徑小的齒輪，消除扭轉(zhuǎn)振動的減振器裝在曲軸前端，因為這里的振幅最大。 曲軸兩端的結(jié)構(gòu)曲軸上帶動輔助系統(tǒng)的正時齒輪和皮帶輪一般裝在曲軸的前端，因為結(jié)構(gòu)簡單，維修方便。由于油道位于曲拐平面內(nèi)，油道出口處應力集中現(xiàn)象嚴重，當油道中心線與軸頸中心線的夾角時，最大應力增加很快，因此油孔設在小于處[10]。從主軸頸向曲柄銷供油采用斜油道，主軸頸上的油孔入口應保證向曲柄銷供油足夠充分，曲柄銷上油孔的出口應設在負荷較低區(qū)，用以提高向曲柄銷的供油能力。曲軸中油道的尺寸和布置直接影響它的強度和剛度，同時也影響軸承工作的可靠性。將平衡重與曲軸鑄成一體，時加工較簡單，并且工作可靠。設計平衡重時，應盡可能使平衡重的重心遠離曲軸旋轉(zhuǎn)中心，即用較輕的重量達到較好的效果，以便盡可能減輕曲軸重量。通過安裝平衡重可以抵消一部分離心慣性力，從而使軸頸表面的載荷分布比較均勻些，與此同時軸頸和軸承表面的平均載荷也可以相應下降。設計時，平衡重對主軸承工作情況的影響是利用主軸頸載荷圖來進行估算的。由于曲軸是安裝在機體的主軸承中的，所以曲軸發(fā)生彎曲變形時上述力偶就將也部分地作用在機體上，使機體承受附加彎曲力偶的作用，尤其是在此情況下主軸承的工作條件也要變壞。 平衡重對四拐曲軸來說，作用在第2拐和第4拐上的離心慣性力互成力偶。~1，取=1。曲柄臂以凸肩接主軸頸和曲柄銷。為提高曲柄的抗彎能力，適當增加曲柄的厚度，曲柄的形狀采用橢圓形，為了能最大限度地減輕曲軸的重量，并減小曲柄相對于主軸頸中心的不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量，將曲柄上肩部多余的金屬削去。據(jù)統(tǒng)計，取==。從曲軸各部分尺寸協(xié)調(diào)的觀點，建議取，取==54。那么由，則長度取值合適。從增加曲軸的剛性和保證軸承的工作能力出發(fā)，應使控制在一定范圍內(nèi)，同時注意曲拐各部分尺寸協(xié)調(diào)，根據(jù)統(tǒng)計/=，取==28。但是，曲柄銷加粗伴隨著連桿大頭加大，使不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的離心力增大，隨曲軸及軸承的工作帶來不利，對于汽油機，為氣缸直徑，已知=，則，曲柄銷直徑取為==。 曲軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細節(jié)設計 曲柄銷的直徑和長度 在考慮曲軸軸頸的粗細時，首先是確定曲柄銷的直徑。 曲軸的結(jié)構(gòu)型式曲軸的設計從總體結(jié)構(gòu)上選擇整體式，它具有工作可靠、質(zhì)量輕的特點，而且剛度和強度較高，加工表面也比較少。此外，曲軸主軸頸與曲柄銷時再高比壓下進行高速轉(zhuǎn)動的，因而還會產(chǎn)生強烈的磨損。所以在設計曲軸時，要使它具有足夠的疲勞強度，盡量減小應力集中現(xiàn)象，克服薄弱環(huán)節(jié)，保證曲軸可靠工作。由于曲軸彎曲與扭轉(zhuǎn)振動而產(chǎn)生附加應力，再加上曲軸形狀復雜，結(jié)構(gòu)變化急劇，產(chǎn)生的嚴重的應力集中。 本章小結(jié)本章在設計連桿的過程中，首先分析了連桿的工作情況，設計要求，并選擇了適當?shù)牟牧?，然后分別確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，并進行了強度了剛度的校核，使其滿足實際加工的要求，最后根據(jù)工作負荷和預緊力選擇了連桿螺栓，并行檢驗校核。 連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算連桿螺栓預緊力不足不能保證連接的可靠性，但預緊力過大則可能引起材料超出屈服極限，則應校核屈服強度，滿足 （）式中：—螺栓最小截面積，；—螺栓的總預緊力，；—安全系數(shù)，；—材料的屈服極限，一般在800以上[16]。發(fā)動機工作時連桿螺栓受到兩種力的作用：預緊力和最大拉伸載荷，預緊力的大小由兩塊組成：一方面保證發(fā)動機工作時，大頭蓋和機構(gòu)連桿大頭結(jié)合面不一致克服慣性力所需的預緊力；另一方面保證連桿軸瓦過盈度一定要有的預緊力 [15]。 連桿蓋的最大載荷是在進氣沖程開始的，計算得：作用在危險斷面上的彎矩和法向力由經(jīng)驗公式求得： （）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法向力為： （）式中：，—大頭蓋及軸瓦的慣性矩， ， ，—大頭蓋及軸瓦的斷面面積， ，在中間斷面的應力為： （）式中：—大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)， 計算連桿大頭蓋的應力為：一般發(fā)動機連桿大頭蓋的應力許用值為，則校核合格。連桿大頭與連桿蓋的分開面采用平切口，大頭凸臺高度，取，取，為了提高連桿大頭結(jié)構(gòu)剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離，取，一般螺栓孔外側(cè)壁厚不小于2毫米，取3毫米，螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過渡采用盡可能大的圓角。 連桿大頭的結(jié)構(gòu)設計與強度、剛度計算連桿大頭的結(jié)構(gòu)設計與主要尺寸連桿大頭的結(jié)構(gòu)與尺寸基本上決定于曲柄銷直徑、長度、連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。（3）機構(gòu)連桿桿身安全系數(shù)平均應力與循環(huán)的應力幅在連桿的擺動平面為： （） （）在垂直擺動的平面： （）