柴油机曲轴飞轮设计说明书

第一章 前 言

1.1柴油机曲轴设计的背景

柴油机具有良好的经济性、动力性及较高的热效率等显著优点, 在汽车节能等方面有较大的潜力。经过多年的研究和新技术的应用，现代柴油机的现状已与往日不可同日而语。随着电控喷射、高压共轨、涡轮增压、中冷等先进技术的应用，柴油机在重量、噪音、烟度等方面已取得了重大的突破。我国小缸径多缸增压柴油机已取得了较快的发展，但整个市场的需求还在增长。2000年，中国4缸以上、缸径小于100mm的多缸机年产量约63.9W台，主要用于农用运输车、轻型车、面包车、轮式拖拉机、中小型工程机械、小型船舶主辅机等。由此可见，小缸径多缸柴油机的市场前景还是很客观的。

四缸柴油机主要应用于中型轮式拖拉机、中型联合收割机、中型工程机械、轻型汽车等的配套。随着人们对柴油机认识的逐步转变，柴油机的应用领域也在不断地扩大。柴油机热效率高，能量利用率高，节能等特点也得到认可。柴油机的供油系统相对简单，柴油机的可靠性也比汽油机好。在相同的功率情况下，柴油机的低速扭矩性较好，功率大，完全符合农用机械的使用要求。

随着电喷、高压共轨、增压中冷等先进技术的应用，柴油机的燃烧不断得到改善，在节能和有害物的排放方面的优势已逐渐显现出来。现代柴油机随着强化程度的提高，柴油机单位功率的比重也明显降低，轻量化、高速化、低油耗、低噪音和低排放成为现代柴油机的发展方向

曲轴是发动机中最重要的零件之一，发动机的全部功率都是通过它输出的。而且曲轴是在不断周期性变化的力、力矩（包括扭矩和弯矩）的共同作用下工作的，极易产生疲劳破坏。曲轴形状复杂，应力集中严重，因此设计中必须使曲轴有足够的疲劳强度，以保证正常工作。

曲轴是柴油发动机的重要零件。它可以是有若干个相互错开一定角度的曲柄（或曲拐）加上功率输出端和自由端构成的。每个曲柄又

是由主轴颈、曲柄销及曲柄臂组成。曲轴的作用是把活塞的往复直线运动变成旋转运动，将作用在活塞的气体压力变成扭矩，用来驱动工作机械和柴油机发动机各辅助系统进行工作，曲轴在工作时承受着不断变化的力，惯性力和它们的力矩作用，受力情况十分复杂。其精度要求非常高，它的加工质量对内燃机的工作性能，对装配劳动量都有很大影响。因此，各要素的尺寸精度，位置精度和表面质量要求相当高。曲轴中几个主要加工表面，连杆表面，轴承轴颈及锥面键槽的精度要求都较高，连杆轴颈需经过抛光。所以研究曲轴加工工艺对曲轴的生产具有一定的实际意义。

此设计的题目是曲轴飞轮组。曲轴是内燃机最主要的部件之一。它的尺寸参数在很大程度上决定并影响着内燃机的整体尺寸和重量，内燃机的可靠性和寿命也在很大程度上取决于曲轴的强度。因此，设计新型内燃机或老产品进行改造时必须对曲轴强度进行严格的安全校核。近年来随着发动机动力性和可靠性要求援不断提高，曲轴的工作条件越来越不好，曲轴的强度问题也越来越复杂。对曲轴强调确定的方法有两种：试验研究和分析计算。此外，曲轴的平衡也是曲轴设计时的一个重要问题，既要满足平衡又要减小平衡重质量。

飞轮主要有以下作用：1、储存动能，使曲轴转速均匀；2、驱动辅助装置；3、正时调整角度用。飞轮的设计原则是，质量尽可能小的前提下具有足够的转动惯量，因而轮缘常做的宽厚。在进行曲轴飞轮组设计时曲轴的强度、平衡、飞轮的平衡都是需要注意的问题，其中曲轴的强度是较困难的，需发在低成本的情况下，用普通材料合理进行设计结构和工艺，使曲轴满足强度要求。曲轴飞轮组是发动机正常工作的保证，对其进行研究，进行合理地设计，可以满足现代发动机的要求。

1.2国内外同类设计的概况综述

近些年来，我国的发动机曲轴生产行业得到较大的发展，总量已具有相当的规模，无论是设计水平，还是产品种类、质量、生产规模、生产方式都有很大的发展。曲轴是发动机中承受冲击载荷、传递动力的重要零件，是发动机五大件中最难以保证加工质量的零件之一。由

于曲轴工作条件恶劣，因此，对曲轴材质以及毛坯加工技术、精度、表面粗糙度、热处理和表面强化、动平衡等，要求都十分严格。因此，发达国家十分重视曲轴生产，不断改进其材质及加工工艺，以提高其性能水平，满足发动机行业发展的需要。近几年来，我国不断引进国外先进的技术，加以研究改进，使得国内曲轴加工技术发展十分迅速。随着改进后的加工工艺的逐渐应用，国内的曲轴加工水平正逐步提高。

曲轴是柴油机中关键零件之一，其材质大体分为两类：一是钢锻曲轴，二是球墨铸铁曲轴。由于采用铸造方法可获得较为理想的结构形状，从而减轻质量，且机加工余量随铸造工艺水平的提高而减小。球铁的切削性能良好，并和钢制曲轴一样可以进行各种热处理和表面强化处理，来提高曲轴的抗疲劳强度和耐磨性。而且球铁中的内摩擦所耗功比刚大，减小了工作时的扭转振动的振幅和应力，应力集中也没有钢制曲轴的敏感。所以球磨铸铁曲轴在国内外得到广泛采用。

从目前整体水平来看，毛坯的铸造工艺存在生产效率低，工艺装备落后，毛坯机械性能还不稳定、精度低、废品率高等问题。从熔炼、球化处理、孕育处理、合金化、造型工艺、浇注冷却工艺等工艺环节采取措施对提高曲轴质量具有普遍意义。

目前，国内大部分专业厂家普遍采用普通机床和专用组合机床组成的流水线生产，生产效率、自动化程序较低。而国外广泛采用数控技术和全自动控制生产线，具有较高的灵活性和适应性，使曲轴的加工精度、效率、整体质量显著提高。

球铁曲轴具有诸多优点，国内外广泛采用。但整体水平与国外还有相当差距，近年来，我国内燃机曲轴专业生产厂家通过引进技术消化吸收和自行开发，总体水平有了较大的提高，但是我国距世界先进水平仍相差很远，甚至于还满足不了我国内燃机工业技术发展的要求。我国曲轴专业生产厂家不是很多，且整体规模小、专业化程度低、企业设备陈旧、产品设计和工艺落后、性能寿命和可靠性差、品种杂乱和“三化”程度低，这些都影响了整机适应国内及国际市场的能力。内燃机零部件行业将面临更加激烈的市场竞争，也将迎来新的发展机遇。我们只有充分了解国内外内燃机曲轴技术水平，才能制造出具有

世界一流水平的内燃机曲轴，以实力参与市场竞争。

第二章 总体设计方案

2.1内燃机设计要求

内燃机设计是一项复杂的工作，它的许多零件是在经受高温，高应力和剧烈磨擦的苛刻条件下工作的。这就使设计人员必须掌握相当宽广的有关理论与技术知识才能正确的进行设计。我们设计的目的是为了应用于实际，因此，我们在设计的时候，首先要根据实际需要来确定设计的目的和要求。

1．功率和转速

作为动力机械，使用者对内燃机第一位的要求是应该能够在规定转速下发出所要求的功率。转速和功率的具体数值是根据用途来确定的，它在设计中一般会给出，要求设计者能够按要求设计产品。

2．内燃机的经济性

内燃机的经济性包括：内燃机的使用价值应该尽量大，而为使用内燃机所必须付出的代价应尽量小。这是设计人员应该争取的重要目标之一。

3.高的工作可靠性和足够的使用寿命

现代内燃机寿命指标较先进的的大致为：运输用汽车内燃机 30-60万公里；拖拉机及农用内燃机6000-10000小时；工程机械用内燃机10000-28000小时。

4．内燃机外廓尺寸的紧凑和质量

在许多动力装置中，为了能有更多的有用空间，希望内燃机本身占用的空间缩至最小，即要求内燃机的设计紧凑，空间占用小，内燃机的质量就小，质量小是我们追求的目标。质量小在某种程度上表明所耗用的金属质量少。

5．内燃机设计的三化问题

所谓三化，指产品系列化，零部件的通用化和设计的标准化。

6．内燃机的可靠性及其它

工作可靠是内燃机应该具有的起码性能，否则其它性能将无从谈起。

2.2内燃机的主要参数

一、气缸数与缸径

压缩点火式内燃机，由于燃烧过程的特点，汽缸直径不能过小，一般以不小于85mm为宜。内燃机的缸径应符合系列型谱的规定，其尾数应该取整数，优先选用0和5。

二、活塞平均速度

活塞平均速度Cm表征柴油机高速性和强化程度的一项主要指标，对柴油机总体设计和主要零件结构形式影响很大。活塞平均速度计算公式：Cm=S⋅n。在功率给定以后，若平均有效压力、活塞行程30

的缸数维持不变，提高活塞平均速度可使气缸直径减小，柴油机体积小、重量轻。但是提高活塞平均速度受到以下列因素的限制：

1）提高活塞平均速度后，使运动件的惯性力增大，同时活塞，缸套和气缸盖的热负荷也相应增加。

2）提高活塞平均速度使柴油机零件的磨损加快，缩短了柴油机大修期。

3）活塞平均速度的提高，使摩擦功率损失增加，机械效率降低，燃油消耗率升高。

4）进排气阻力随活塞平均速度的提高而增加，使充气效率降低。随着活塞平均速度的提高，柴油机的平衡、振动和噪声等问题突出出来。一般柴油机总哭声强度约与转速的三次方成正比。

三、平均有效压力

平均有效压力是表征柴油机强化程度的重要指标之一,可由下式求得：Pme=We =P iηmVs

式中Pme为平均有效压力。

We为有效功（曲轴输出端的）

Vs为气缸工作容积（活塞排量）

Pi 为平均指示压力

ηm为机械效率

提高Pi值可使功率增加比重量下降。然而机械负荷和热负荷也随

之提高，影响柴油机的可靠性和寿命。同时，对排气的有害成分、噪声、振动等都有不利影响。提高充气系数，改善工作过程，减少机械损失与热损失，是提高Pi值的主要措施，但是非增压柴油机Pi值的提

高是有限的。最有效的措施是采用增压或增压加中冷系统。在选定柴油机的的Pi值时一定要慎重。在进行设计是，它应根据同类型发动机

的实际数据来初步选定。

四、行程及其与缸径的比值

行程与缸径比S/D是对柴油机结构和性能有重大影响的参数，在气缸直径和活塞平均速度确定之后，就可以合理的选择S/D。并考虑以下因素：

1）选用较小的S/D，可减小柴油机的高度宽度和质量。

2）小的S/D可以缩小行程S，加大曲轴的连杆轴颈和主轴颈重叠度，提高曲轴的弯曲和扭转刚度，以及疲劳强度。

3）当S/D减小时,柴油机的转速可增加,提高了柴油机的升功率,但增加了运动件的惯性力和柴油机的噪声。

4) S/D比值过小，特别是直喷式燃烧室的柴油机，为保持一定的压缩比ε以及燃烧室容积与压缩容积之比值（Vh/Va）,必将使活塞与气缸盖之间需要更小的间隙，这就增加制造上的困难如间隙不能保证，将使发动机各项性能指标难以达到。

5）选择风冷柴油机的S/D时，应考虑缸套的散热睡布置。

五、气缸中心距及其与缸径的比值

气缸中心距及其与缸径的比值，是表征柴油机长度的紧凑性和重量指标的重要参数，它与柴油机的强化程度、气缸排列和机体的刚度有关。缸心距的大小主要取决于气缸盖型式（整体式、块状式或单体式）、气缸套型式（干式或湿式）、直列式还是V型、水冷还是风冷、以曲轴的结构型式和尺寸分配。

六、压缩比

压缩比直接影响柴油机的性能、机械负荷、超支性能，以及主要零件的结构尺寸。在一定范围内，柴油机的热效率随压缩比的增加而提高。增大压缩比也可使柴油机的起动性能获得改善。但压缩比的提

高将使气缸最高爆发压力相应上升，机械负荷增加对柴油机使用寿命有影响。

2.3内燃机的设计方法和在设计中应注意的问题

内燃机是一个结构复杂，布置紧凑的机器。它有许多零件组成，各个零件之间不但必须以一定的配合关系联系成一个整体，而且必须在作相对运动的过程中互不干涉。因此，在设计每一个零件时，必须把它看作是整个内燃机的一部分。并注意该零件与其它零件之间的关系。考虑到这一特点，通常内燃机的技术设计要按一定的程序进行，即先从内燃机的全局出发确定出各个局部结构的轮廓尺寸，再根据给定的轮廓尺寸设计各零部件的细节，然后再将各个局部汇合在一起，从总体结构上审查各个局部的设计是否正确。通常这个设计程序分三个阶段：草图设计、工作图设计和绘制装配图。

在设计内燃机的过程中需要确定出主要零件的结构，尺寸和材料。在这里考虑问题的主要出发点是保证由这些零件组成的内燃机能够有效的实现将燃料中的热能转化成机械功的过程。这就必须使零件的结构，尺寸和所用材料适应工作过程的需要。除此之外，还要考虑另一方面的问题，这就是：

1．受力问题

零件在工作过程中要承受机械负荷的作用，在力的作用下零件将产生机械应力和变形。机械应力超过一定的限度时零件将发生断裂性的破坏，变形超过一定的限度时零件之间的相互配合关系将被破坏。所有这些都使零件失去工作能力。因此，在设计每一个零件时都要充分了解该零件在工作过程中所受力的大小和力的作用情况。在本次设计中，充分的考虑了这个问题，在必要时进行了力的校核计算。

2．磨损问题

内燃机的许多零件在力的作用下相互摩擦运动，如活塞与汽缸壁，轴颈与轴承等。本次设计中比较注意零件的磨损问题，对受到磨损的部位注意正确地供给润滑油和采取其它措施来延长零件的使用寿命。

3．热负荷问题

内燃机的许多零件，如活塞，汽缸和汽缸盖等在工作中要与高温气体相接触，在此情况下零件被破坏。本次设计为水冷柴油机，在必要处都布置有冷却水道或利用润滑油进行冷却散热。

上面这三个问题是在内燃机的过程中经常遇到并必须注意解决的问题,总括起来说就是：零件必须有足够的强度和刚度，以便能够随力的作用必须注意减小零件的磨损和提高耐磨性，以便延长零件的使用寿命；必须注意零件的热强度、热变形与热应力的问题以便使零件能够在高温条件下可靠工作。

第三章 曲轴零件的设计

曲轴是发动机最重要的机件之一。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。随着发动机的发展与强化，使曲轴的工作条件愈加苛刻，因此，曲轴的强度和刚度问题就变的更加严重，在设计曲轴时必须正确的选择曲轴的尺寸参数、结构形式、材料与工艺，以求获得最经济最合理的效果。

3.1柴油机的结构参数

1. 初始条件

额定功率：P＝60KW

平均有效压力：pme=0.8~1.2Mpa

活塞平均速度：Vm＜18 m∕s

2. 发动机类型

依据题意冲程数选择为直列式四冲程，即τ=4

3. 基本参数

1）行程缸径比S∕D的选择

根据参考文献【内燃机学】得相应柴油机的行程缸径比在1.0至

1.3之间。初步选择行程缸径比为1.1，即S/D=1.1。同时初选平均有

Mpa。 效压力pme=0.9

2）气缸工作容积Vs，缸径D的选择

根据内燃机学的基本计算公式：

Pe=pme⨯Vs⨯i⨯nS⨯nπ,Vm=,Vs=D2⨯S 30τ304

其中 Pe ——为发动机的有效功率，依题为60kw

pme——为发动机的平均有效压力，依题为0.9Mpa

Vs ——为汽缸的工作容积，Vs=1.0L

i ——为发动机的汽缸数目，依题为4

n ——为发动机的转速

Vm——为活塞的平均速度，依题为

S——为发动机活塞的行程

D——为发动机汽缸直径

τ——为发动机的行程数，依题为4

根据参考文献【内燃机学】参照我国近年生产的部分内燃机产品的性能参数表得非增压4缸四冲程柴油机的升功率一般为15至25之间，同时为了便于设计过程的进行，初步确定单缸气缸工作容积为1L。由Vs=π

4D2⨯S，以及S/D=1.1，可得D=105mm，所以S=1.1，

D=115.5mm。再根据以上的条件代入以上公式得：

D=105mm ，S=115.5mm，Vm=7.7m∕s，pme=0.9MPa，n=2000 r/min

由于Vm=7.7m∕s介于6-9之间，则按Vm分类得该柴油机为中速柴油机。由单位活塞面积功率PF=Nep⋅i⋅n⋅Vsp⋅n⋅s=me=me得i*Fp225⋅τ⋅i⋅Fp225⋅τ

PF=0.231Kw/cm2>0.2Kw/cm2，所以需要向活塞内壁喷油冷却，一般通过固定在机体内壁上的喷嘴喷机油。

3.2热力学计算

通常根据内燃机所用的燃料，混合气形成方式，缸内燃烧过程（加热方式）等特点，把活塞式内燃机的理想循环分为三类，即混合加热循环理想循环（萨巴德循环）、定压加热理想循环（狄赛尔循环）、定容加热理想循环（奥托循环）。柴油机实际循环近似看成混合加热循环理想循环。柴油机的工作过程包括进气、压缩、做功和排气四个过程。在本设计过程中，先确定热力循环基本参数然后重点针对压缩和膨胀过程进行计算，绘制P-V图并校核。为建立内燃机理论循环，需对内燃机的实际循环中大量存在的湍流耗散以及温度压力分布不均匀等一系列不可逆损失作必要地简化和假设，归纳起来有以下几点：

假设工质是理想气体，其物理常数与标准状态下的空气物理常数

相同。忽略发动机进排气过程，将实际的开口循环简化为闭口循环。

假设工质的压缩及膨胀是可逆变过程。

假设燃烧过程为等容、等压、混合加热过程，工质放热为定容放热。

3.2.1热力循环基本参数的确定

根据参考文献【内燃机原理】非增压活塞冷却柴油机

压缩过程绝热指数n1=1.35～1.40，初步取n1=1.37；

膨胀过程绝热指数n2=1.25～1.30，初步取n2=1.30；

根据参考文献【内燃机原理】非增压中速柴油机压缩比ε=14～15，

初取几何压缩比ε=14；有效压缩比ε'=12.8。

根据参考文献【发动机设计】取λ=1.4；

确定其他参数如下：环境压力Po=0.1013Mpa;环境温度To=293K；燃烧过量空气系数α=1.27；残余废气系数γ=0.04; 残余废气温度Tr=650K；压缩始点压力Pa=0.95Po=0.096235Mpa;最大燃烧压力Pz=4.43Mpa;Z点热利用率系数ξz=0.7；B点热利用率系数ξb=0.85；燃烧室扫气系数υs=1.05；燃料质量分数C=0.87，H=0.126，O=0.004；燃料低热值Hu=42286.68KJ/Kg。

3.2.2各过程的热力学计算

根据参考文献【内燃机原理】P66页例题，对各参数作如下计算：

（1）压缩始点温度

Ta=Tk+∆Tk+ξγcTr29+3+2⨯1.0⨯0.04650==308.6K54 ；1+γ1+0.04

（2）压缩始点压力 Pa=0.95*Po=0.096235Mpa；

（3）充气系数 ηv=112⨯.8293==0.85；38 ε-1Ta1+γ1⨯3308⨯.6541.04ε'T0

（4）平均多变压缩指数 由上述得n1=1.37；

（5）压缩终点温度

Tc=Ta⋅ε'(n1-1)=308.654⨯12.80.37=792.756K；

（6）压缩终点压力

Pc=Pa⋅ε'n1=0.096235⨯12.81.37=3.16381Mpa

（7）燃料燃烧所需理论空气量Lo=0.495 kmol（空气）/kg（燃料）；

（8）燃料燃烧所需实际空气量L=αLo =1.27Lo=0.62865kmol（空气）/kg（燃料）；

（9） 理论分子变化系数βo=1+0.0639/α= 1.05457；

（10）实际分子变化系数β=βo+γ1.05457+0.04 ==1.0524得β=1.0524；1+γ1+0.04

ξz0.7==0.823529412； ξb0.85（11）z点烧去的燃料质量分数Xz=

（12）z点处分子变化系数βz=1+βo-1xz=1.0432； 1+γ

(13) z 点燃烧产物的平均摩尔比定容热容

(1.064xz+γ)cv''+[α(1+γ)-(xz+γ)]cv'

cvpmz==26.68672325； α(1+γ)+0.064xz

（14）b点燃烧产物的平均摩尔比定容热容

(1.064+γ)cv''+(α-1)(1+γ)cv'

cvpmb==27.13726083； α(1+γ)+0.064

（15）z 点燃烧产物的平均摩尔比定压热容

cppmz=c+vp8m.z31=535.00；1

（16）燃料发热量

Hu'=Hu+L(1+γ)(βcvpmb-c'v)⨯293=43088.10052KJ/Kg(燃料) ；

（17）压力升高比 λ=pz=1.4； pc

（18）cyz段的燃料燃烧公式，求最大燃烧温度Tz：

ξzH'u+(c'v+8.315λ)Tc+γ(cvpmb+8.315λ)Tc=βz(1+γ)cppmzTz αLo

联立求解得：Tz=2047K；

(19)初膨胀比 ρ=βTz1.0524*2047==1.941151394； λTc1.4*792.756

（20）后膨胀比 δ=ε'12.8；=6.594 ρ1.941151394

（21）多变膨胀指数由上述得n2=1.30；

（22）膨胀终点温度：

Tb=Tzβ11.05241=2047*⨯=1172.763K； n2-10.3βzδ1.04326.594

pz（23）膨胀终点压力：pb=δn2=4.43Mpa=0.381454739Mpa； 1.36.594

（24）理论平均指示压力（以有效行程为准）

pi=pcλρ111[λρ(ρ-1)+(1-n2-1)-(1-n1-1)]=1.2928Mpa； ε'-1n2-1δn1-1ε'

（25）实际平均指示压力（以全行程为准）

Pi'=Pi(ε'-1)+(pb-pa)(ε-ε')1.2928⨯(12.8-1)+(0.381454739-0.096235)⨯(14-12.8)φ==1.127805363Mpaε-114-1

ηvpk

28.96LTkpi⨯12.54⨯106=162.5811053g/(kW.h)； （26）指示油耗 gi=

指示效率 ηi=[1**********]000==0.523635208； giHu162.5811053⨯42286.68

8 （27）柴油机总机械效率 ηm=0.；

柴油机平均有效压力

pme=pi'*ηm=1.127805363*0.8=0.902244291Mpa；

柴油机的有效油耗 ge=

柴油机有效效率

iηm=0.52363520=8*0.8 ηe=η*giηm=162.5811053=203.2263816g/(kW.h)； 0.80. ；

（28）柴油机气缸基本尺寸圆整：D=105mm S=116mm S/D=1.105 Vm=7.733m/s.

3.2.3 P-V图的绘制

通常情况下，压缩始点的压强在Pa=（0.8～0.9）Po（Po为当地大气压力值），假定外界Po=0.1013Mpa，选定Pa=0.096235MPa，将

压缩过程近似看作可逆多变过程，由上一步n1=1.37，并利用PVn=const，利用前面计算所得单缸容积，可以在excel中绘出压缩过程线。混合气体在气缸中压缩后，先经等容加热，利用λ值可得最大爆发压力值，然后进行等压加热，利用初期膨胀比可以确定该过程的终点气缸工作容积。膨胀过程类似于压缩过程，n2由上一步取得1.30，绘出膨胀线。最后连接膨胀终点和压缩始点。得出理论的P-V图。 PaVa1.37=PcVc1.37,

Va∕(ε-1)=0.06666L,得

Pz=6.014MPa，

Pb=0.3875MPa。

绘图采用描点绘图法，以压缩过程为例。压缩线上的点满足， (0.06666L-1.06666L),最后以V为横坐标，对应的P为纵坐标，绘制Pa=0.096235MPa, Va=1.06666L, Vc= Pc=4.2957MPa; Pz=λ* Pc=6.014MPa, Pz'= ,Pz'Vz'=Vz*ρ=0.12941L Vz'1.3=PbVb1.3，

曲线，其他曲线的绘制可以类似绘制，相关数据记录于附表1中图形如下：

3.2.4 P-V图的调整

实际的P-V图和利用多变过程状态方程绘制的P-V图还存在一些差别，在发动机中，为了使其动力性、经济性达到最优。采取了点火提前，排气提前。从《内燃机》、《汽车构造》中可知主要是点火提前角和配气相位的原因。对上图作以下调整：

点火提前角：常使用的范围是（10～15°），考虑实际过程与理论过程的差异，实际过程中的最大爆 发压力达不到理论值。还有就是最大爆发压力不发生在上止点，而应该在上止点之后 10°～15°，

取

在上止点后 12°。综合考虑以上因素后，将上面的P-V作

由热力学计算所绘制的示功图为理论循环的示功图，其围成的面积表示的是汽油机所做的指示功Wi数值由对示功图积分后求得的面积来表示：

Wi=S2+S3-S1=Pz*(Vz'-Vz)+⎰Pb*Vb*VxVz'Vb1.3(-1.3)dVx-⎰Pa*Va1.37*Vx(-1.37)dVxVzVa

其中：Pz=6.014Mpa； Pa=0.096235Mpa；Pb=0.38145Mpa； Vz’=0.12941L； Vz=0.06666L； Vb= Va =1.06666L；

将上述数值代入得：

=6.014*(0.12941-0.06666)+⎰1.06666

0.129410.42142*Vx-1.3dVx-⎰1.066660.066660.10513*Vx(-1.37)dVx

=1.21641+0.387376-0.4968486=1.1073Kw；

所以，pme’=Wi*ηm/Vs=1.1073*0.8/1.0=0.88584Mpa；其中ηm——为汽油机的机械效率，；ηm=0.85,则误差为(pme-pme’)/ pme*100%=1.6% 同时得Pe’=59.1KW.

与前面计算的结果大致一样，在±2%以内，故上面选取的参数和以后的相关计算在满足制造的同时能够前后一致。

3.2.6 P-V图向Pg-a图的转化

V=Vr+Vx,其中Vr为燃烧室容积，Vx为气缸容积，Vx= D2x

4。

知道活塞位移x和曲轴转角α的关系（见下面对应内容），则可以在 EXCEL 表格中，求取出相应转角α时对应的气缸容积 V。由 2.3 和

2.4 的内 容，综合应用，每隔 5°求（p，V）。做出pg-α图如图3所示，数据记录于附表2中。

第四章 曲轴零件的结构的设计

4.1曲轴的工作条件，结构形式和材料的选择

4.1.1曲轴的工作条件和设计要求

曲轴是在不断周期性的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩（扭转和弯曲）共同作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态。对于各种曲轴，弯曲载荷具有决定性意义，而扭转载荷仅占次要地位，曲轴破坏统计表明，80％左右是由弯曲疲劳产生的。因此，曲轴结构强度研究的重点是弯曲疲劳强度。设计曲轴时，应保证它有尽可能高的弯曲强度和扭转刚度。要使它具有足够的疲劳强度，特别要注意强化应立集中部位，设法缓和应力集中现象，也就是采用局部强化的方法来解决曲轴强度不足的矛盾。

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液体摩擦，尤其当润滑不洁净时，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。所以设计曲轴时，要使其各摩擦表面耐磨，各轴颈应具有足够的承压面积同时给于尽可能好的工作条件。

4.1.2曲轴的结构形式

曲轴从整体结构上看可以分为整体式和组合式，随着复杂结构铸造和锻造技术的进步，现代内燃机几乎全部都用整体式曲轴。从支承方式看，曲轴有全支承结构和浮动支承结构，为了提高曲轴的弯曲强度和刚度，现代多缸内燃机的曲轴都采用全支承结构。

4.1.3曲轴的材料

曲轴的材料应具有较高的疲劳强度、必要的硬度以及较好的淬透性。曲轴常用材料根据其毛坯制造方法的不同可以分为两类：锻造曲轴材料和铸造曲轴材料。本次课程设计中选用铸造曲轴材料。曲轴材料一般使用45，40Cr，35Mn2等中碳钢和中碳合金钢以及球墨铸铁QT60-2、可锻铸铁KTZ70-2、合金铸铁及铸通ZG35等。钢制曲轴采用铸造很少，绝大多数是锻造的。本次设计的发动机的升功率仅为15kW/L,故强化度不高。轴颈表面经高频淬火或氮化处理，最后进行

精加工。目前球磨铸铁由于性能优良，加工方便，价格便宜广泛的用于曲轴材料。本设计采用QT800.

4.2曲轴主要尺寸的确定和结构设计细节

4.2.1主要尺寸

综合以上考虑，确定主要尺寸如下：

主轴颈直径：D1=（0.65-0.80）D=70mm 长度：L1=（0.4-0.45）D=42mm 曲柄销直径：D2=（0.55-0.7）D=60mm 长度：L2=（0.35-0.45）D=38mm 曲柄臂厚度：h=（0.2-0.3）D=23mm 宽度 b=（1.0-1.3）D=118mm 根据主轴颈长度和曲柄销长度以及曲柄臂的厚度，确定缸心距L=2h+L1+L2=126mm

4.2.2一些细节设计

1. 油道布置

在确定主轴颈上油道入口和曲柄销上油道出口的位置时，既要考虑到有利于供油又要考虑到油孔对轴颈强度的影响最小。一般油孔只要安排在曲拐平面旋转前40°～90°的低负荷区都是合理的，油道不能离轴颈过渡圆角太近。油孔直径一般不大于0.1d2，但最小不得小于5mm。孔口不应有尖角锐边，而应有不小于0.04 d2的圆角以减缓应力集中。

2. 曲轴两端的结构

曲轴前端一般装有扭转减震器，发动机的各种辅助装置如机油泵，冷却水泵等，由安装在前端的齿轮或皮带轮驱动，配气正时齿轮也安装在曲轴前端。

曲轴末端装有飞轮，用于输出总转矩，因此末端要做的粗一些。

3. 曲轴的止推

为了防止曲轴产生轴向位移，在曲轴机体之间需要设置一个止推轴承，承受斜齿轮的轴向分力和踩离合器产生的轴向推力。一般将止推轴承设置在中央轴承的两侧或后主轴承的两侧。止推轴承间隙多为0.05-0.2mm。

4. 过渡圆角

主轴颈到曲柄臂的国度圆角半径R对于曲轴弯曲疲劳强度影响很大，增加圆角对于提高曲轴疲劳强度非常有利，但对于表面耐磨性有不利影响，在保证耐磨条件下取最大圆角。一般R不应小于2mm，否则无法加工。

第五章

曲轴强度的校核

5.1静强度计算

由前面动力学计算得强度校核要用到的基本数据如下： 径向力Pk=Plcos(α+β)=P

cos(α+β)

，由上述的图及相关数据得：

cos(β)

Pkmax=48916.04N Pkmin=-2.033871497N

切向力Pt=Pl sin(α+β)=P

sin(α+β)

，由上述图及相关数据得：

cos(β)

Ptmax=25557.36062N Ptmin=0N

主轴颈中心到曲柄销中心的距离La=（42+38）/2+23=63mm 主轴颈中心到曲柄臂中心的距离Lb=(42+23)/2=32.5mm 主轴颈的径向反力Pk'=-1*Pk Pk

'

max

2 Pk'=-24458N. 0

min

=1.016935749N

主轴颈的切向反力Pt'=

-Pt*r

=-1.657142857Pt/2 ， D1

x-2267N6 . 1 Pt'min=0N Pt'ma=

5.1.1连杆轴颈的计算

在曲拐平面内的弯曲应力

σμ=

x

MxPk*LaPkmax*0.063*32===145.324299Mpa πd23W3.1415926*0.06332

其中W为抗弯截面模量，对圆截面而言有W=πd

32

/32=

2.12058*0.00001m3.

在垂直于曲拐平面的弯曲应力

yσμ=

MyW

=

Pt*La25557.36*0.063*32

==75.92816459Mpa 33

πd23.1415926*0.0632

(3) 弯曲总应力

σμ==163.9641369Mpa

(4)扭转应力

τk=

Pt*r25557.36062*0.058*16

==34.9511Mpa 3

Wp3.1415926*0.06

其中Wp为抗弯截面模量，对圆截面而言有

3

W=πd32/16=0.0000424115m.

(5)弯扭总应力

σcy==178.243MPa

小于该材料所许可的最大应力[]＝800MPa，所以在允许范围内。

5.1.2 曲柄臂计算

压缩应力：

Pk'Pk'max24458.02

===7.877MPa bh0.135*0.0230.135*0.023

σc=

弯曲应力：

Pkmax*La48916.04*0.063*6

曲拐平面：σμk=Mk===44.111MPa 2

x0.023*0.135h*b6其中

Wx

为抗弯截面模量，对矩形截面而言有

W=h*b2/6=0.0000698625m3.

Pt'ma*xr21176.1*0.058*6

垂直曲拐平面： σμT=MT===103.MPa19 2

2y0.135*0.023b*h6其中

Wy

为抗弯截面模量，对矩形截面而言有

W=b*h2/6=0.000071415m3. （3）扭矩Mk引起的弯曲应力

Ptmax*r42352.2*0.058*6

σmax=Mk===207.8MPa 2

Wy

b*h2

6

0.135*0.023

其中Wy为抗弯截面模量，对矩形截面而言有

W=b*h2/6=0.000071415m3. （4）扭矩Mk易引起的扭转应力

τkmax=Mk=

Wy

Pt'max*Lb22676.1*0.0325*6

==61.9175MPa 220.135*0.023b*h

6

(5)

σcy===266.0716678MPa

小于该材料所许可的最大应力[σ]＝800MPa，所以在允许范围内。

5.2曲轴疲劳强度校核

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，对内燃机各种曲轴均须进行疲劳校验。曲柄的疲劳强度验算的目的是曲轴不但在运转中安全可靠，而且能充分利用材料的疲劳强度。为此，要求能够较精确的确定曲轴的疲劳强度和曲轴运转时的实际应力。Mmax＝738.75761Nm ；M

min

＝0；

5.2.1主轴颈的计算

τmax=Mmax

k

=

738.75761738.75761*6

==62.067MPa 20.135*0.023*0.023b*h

6

τmin=Mmin=

k

0b*h6

=0MPa

nτ=

2τ-1

kτ

=

2*280

0.7

(62.067-0)+0.3(62.067-0)0.66

=6.63

ζτ

(τmax-τmin)+ψτ(τmax-τmin)

其中kτ＝0.7，ζτ＝0.9*0.74=0.66，τ-1＝280N/mm2，ψτ=（2）扭转疲劳强度

2τ-1-τ0

τ0

=0.3

25557.36062*0.063*6Mma=xPtma*xLa

τma=x==135.2MPa75 2

2k0.135*0.023b*h6

τmin=Mmin=

Wk

0b*h26

=0MPa

扭转系数nT

nT=

2τ-1

kτ

=

2*280

0.7

(135.275-0)+0.3(135.275-0)0.56

=3.76

ζτ

(τmax-τmin)+ψτ(τmax-τmin)

5.2.2 曲柄臂计算

（1） 弯曲应力：

Pkmax*Lb24458.02*0.0325*6

σumax=Mmax===66.783MPa

Wk

b*h6

0.135*0.023*0.023

σumi=n

Mmi=n

0 Wk

(2) 扭转应力：

nσ=

2σ-1

σ

=

2*300

(66.783-0)+0.32(66.783-0)0.54

=6.278

ζσ

τmax'=

(σumax-σumin)+ψσ(σumax-σumin)

Ptmax*Lb25557.36062*0.0325*6

==11.89MPa 2

hb0.023*0.135*0.1356

τmin'=Mmin=0

Wk

2τ-1

T

2*280

*(11.89-0)+0.5(11.89-0)0.74

nT=

==29.79

ζT

n=

(τmax'-τmin')+ψT(τmax'-τmin')

=

，=6.12大于极限安全系数[n]＝（2.5-3.0）

曲轴机构强度是安全的。

第六章 结 论

本次设计是一次综合性较强的设计，练习到了我在大学四年里所学的所有课程，使我对内燃机设计工作有了一个全新的认识。

通过本次设计，我明确了发动机产品的的设计过程，加深了我对所学专业知识的理解，锻炼了自己制图和识图的能力，特别是锻炼了自己用计算机绘图的能力，培养了自己和同学间协作的精神，这是自己走向工作岗位前的一笔宝贵的财富。

本次课程设计是在指导老师周龙老师的悉心指导下完成的。在设计的过程中，老师的谆谆教导使我受益匪浅。周老师渊博的学识，严谨的治学风范，诲人不倦的育人态度，令我难以忘怀。谨此向周老师表示衷心感谢！

此外，在设计的过程中，得到了各位同学热心的帮助，积极讨论，共同研究，顺利地完成了本次课程设计。

参考文献

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