捷达汽车曲柄连杆机构设计摘要颈表面所受载荷的分布可能很不均匀，部分轴颈表面所受载荷很大，但另部分轴颈表面却完全不承受载荷。通过安装平衡重可以抵消部分离心惯性力，从而使轴颈表面的载荷分布比较均匀些，与此同时轴颈和轴承表面的平均载荷也可以相应下降。它意味着轴颈的磨损也可以比较均匀，而不是集中磨处，防止因偏磨而很决失圆损坏。设计平衡重时，应尽可能使平衡重的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以不碰活塞裙底和连杆大头能通过为限度。将平衡重与曲轴铸成体，时加工较简单，并且工作可靠。油孔的位置和尺寸为保证曲轴轴承工作可靠，对它们必需有充分的润滑。曲轴中油道的尺寸和布置直接影响它的强度和刚度，同时也影响轴承工作的可靠性。润滑油般从机体上的主油道通过主轴承的上轴瓦引入。从主轴颈向曲柄销供油采用斜油道，主轴颈上的油孔入口应保证向曲柄销供油足够充分，曲柄销上油孔的出口应设在负荷较低区，用以提高向曲柄销的供油能力。曲柄销油孔选择在曲拐平面运转前方的范围内。由于油道位于曲拐平面内，油道出口处应力集中现象严重，当油道中心线与轴颈中心线的夹角时，最大应力增加很快，因此油孔设在小于处。油道的孔径般在左右，取为。曲轴两端的结构曲轴上带动辅助系统的正时齿轮和皮带轮般装在曲轴的前端，因为结构简单，维修方便。发动机的配气机构也是由曲轴自由端驱动。这是应为曲轴自由端的轴颈允许较细，可以采用节圆直径小的齿轮，消除扭转振动的减振器装在曲轴前端，因为这里的振幅最大。在曲轴自由端从曲轴箱伸出去额地方必须考虑密封。方面防止曲轴箱中的机油由这里漏出去，另方面也防止外面的尘土等进入。密封是用甩油环和密封装置所组成，密封装置可以是密封圈，也可以是螺纹迷宫槽。所谓迷宫槽是在轴上或在曲轴箱的对应孔壁上制出螺纹，螺纹的螺旋方向与轴的螺旋方向相反。当机油漏入轴与孔之间的间隙中时，依靠机油的粘性和螺纹，把机油像个螺母样地退了回去，不使它漏出机体外。曲轴后端功率输出端设有法兰，飞轮与后端用螺栓和定位销连接。螺栓应拧得足够紧，以便能够依靠飞轮与法兰之间的摩擦力矩传输出曲轴的最大转矩。定位销用来保证重装飞轮时保持飞轮与曲轴的装配位置。故定位销的布置是不对称的或只有个。这种连接方式结构简单，工作可靠。为了提高曲轴的扭转刚度，从最后道主轴承到飞轮法兰这轴段应该尽量粗短。曲轴的止推曲轴由于受热膨胀而伸长或受斜齿轮即离合器等的轴向力会产生轴向移动，为了控制发动机在工作时曲轴的轴向窜动，在曲轴上设置有轴向定位装置，同时为了保证曲轴在受热膨胀时有定的自由伸长量，所以曲轴上只能有处轴向定位。从降低曲轴和机体加工尺寸链精度要求出发，止推轴承设在中间主轴承的两边。在第三主轴颈处设置轴向止推片，止推片为四片。曲轴轴向间隙应保持，其它各主轴承端面间隙应保证曲轴受热伸长时能自由延伸。.曲轴的疲劳强度校核由于曲轴工作时承受交变载荷，它的破坏往往都由疲劳产生，因此，需要进行疲劳验算。由于实际的曲轴是个多支承的静不定系统，理论上应按照连续梁的概念来求解支承弯矩和支反力，因为它考虑了支承的弹性安装不同心度以及支座弯矩等因素对曲轴应力的影响。连续梁计算方法为把曲轴简化为支承在刚性支承上的圆柱形连续直梁，根据连续梁支承处偏转角相等的变形协调条件，推导出各支承偏转角变化总和为零的连续方程，这种方法在各单位曲拐长度相等的情况下认为它们的刚度相等，免去繁杂的曲拐刚度计算，同时又由于不考虑支座弹性等，得到三弯矩方程，借助三弯矩方程进行计算，得各支承处在曲拐平面和曲拐平面的垂直面内的弯矩，然后把第支承和第支承点处的主轴颈截面的弯矩曲拐平面内曲拐平面的垂直面内和作为载荷加到图.中的曲拐受力模型上，再根据此新模型确定各支反力各危险截面的内力矩，进而计算各名义应力。作用于单元曲拐上的力和力矩计算公式及其推导如图.所示，把曲轴简化为等圆截面梁，且由于假设各轴颈按等高度刚性点支承，即不考虑支座弹性及加工形成的不同轴度，以集中方式加载，且各拐集中力作用在各曲柄销中央，平衡重离心力作用在平衡块宽度中，为了保持转换前后的致，需在铰链处作用弯矩，再根据支承二端转角相等的变形协调条件，保证各中间支承的连续性。由材料力学知在支承处左端梁转角和右端梁转角为若由变形协调条件，图.连续梁受力图又因为，所以.设第支承和最后个支承处的弯矩为零，即。上式中包含三个支承处的内弯矩，故称三弯矩方程。连续梁有多少个内支承就可以建立多少各这样的三弯矩方程，以此可求出支承处的内弯矩。曲拐平面内支承弯矩计算已知.，当时，由式.得三弯矩方程组根据表.四缸机工作循环表，参照表.知如表.所示。将分别代入方程组，得工况下各支承处的弯矩如表.所示。同理根据表.各工况下载荷计算曲拐平面的垂直平面内弯矩，计算结果如表.所示。表.各工况下载荷数据单位工况二三四表.各工况下曲拐平面内弯矩计算结果单位工况.二.三.四表.各工况下载荷数据单位工况二三四表.曲拐平面的垂直平面内弯矩计算结果单位工况.二.三.四.支反力计算求得各支承弯矩后，就可用图.所示的模型来计算各个支座的支反力。图.支反力计算模型得到支反力表达式如下式中作用在曲柄销上的径向力作用在曲柄销上的切向力连杆旋转质量曲柄销曲柄臂的总的离心惯性力已知，由公式计算得到各个支座反力，其值如表.，表.所示。表.各工况下曲拐平面内支座反力计算结果单位工况.二三.四表.各工况下曲拐平面的垂直平面内支座反力计算结果单位工况二三四可见，各支座在曲拐平面内的值比曲拐平面的垂直面内的值大得多。名义应力的计算应力计算的任务是求出曲拐上曲柄销圆角处的名义应力幅和名义应力的平均值。由于疲劳破坏总是发生在曲柄臂截面上，扭转疲劳破坏总是发生在轴颈上，因此弯曲和扭转时的名义应力应分别取为曲柄臂中央截面和曲柄销轴颈横截面上的弯曲和扭转应力。般情况，四缸机是在第二三缸受到最大爆发压力作用时曲轴所受的应力最大，现选择对第三缸曲拐进行名义应力计算曲轴材料，极限强度，对称循环弯曲疲劳极限，对称循环扭转疲劳极限，单拐计算模型见图.。图.单拐计算模型弯曲应力首先由表.和图.可知，最大支反力，对应的支承弯矩，最小支反力，对应的支承弯矩，然后计算曲拐平面内曲柄臂中央处弯矩，弯矩最大值为.弯矩最小值为.曲柄臂抗弯截面模量为.圆角名义弯曲应力为最后得到，圆角弯