發(fā)動機管理系統(tǒng)曲軸設計

發(fā)動機管理系統(tǒng)曲軸設計第1頁/共27頁1、保證具有足夠的彎曲疲勞強度和扭轉疲勞強度；2、保證曲軸具有盡可能高的彎曲剛度和扭轉剛度；3、軸承具有足夠大的承壓面積，軸頸耐磨；4、盡量采用普通材料；工藝性好，質(zhì)量小。三、材料與結構型式1、材料：中小功率內(nèi)燃機用球墨鑄鐵、可鍛鑄鐵、鍛鋼（45號鋼，40Cr），大型柴油機用合金鋼、鑄鋼、球墨鑄鐵（強載度不高的中高速柴油機）。

二、曲軸設計要求第2頁/共27頁2、結構型式：①整體式、套合式、焊接式、圓盤式

整體鍛造曲軸第3頁/共27頁套合式曲軸：用于大型低速機，可以消除大件鍛造的困難

焊接式曲軸：用于超長行程十字頭式柴油機，可以消除大件鍛造困難，而且可以降低曲軸質(zhì)量，使連桿長度得以縮短第4頁/共27頁芬蘭

Wartsila公司大型艦船柴油機曲軸第5頁/共27頁圓盤式曲軸：用于某些要求結構緊湊的高速柴油機（6135Q，12V135Q）。軸向尺寸緊湊的同時，曲柄銷長度可以設計的較長；扭轉剛度和彎曲剛度較大，疲勞強度提高，但質(zhì)量大，制造成本較高

第6頁/共27頁②全支承、非全支承第7頁/共27頁③平衡重連接方式：鑄造曲軸平衡重一般與曲柄臂鑄成一個整體，有利于提高工作可靠性。鍛造曲軸由于結構、鍛壓設備的限制，都作成分開式，平衡重的聯(lián)結方式有：第8頁/共27頁第9頁/共27頁§4—2曲軸結構設計第10頁/共27頁第11頁/共27頁一、曲柄銷1、D2：S/D上升，為保證曲軸剛性，要求D2增大，但D2增大，連桿大頭增大，摩檫損失大，慣性力大，不利于軸承的可靠工作。通常，V型機D2較小。2、L2：軸承比壓，通常3、圓角：二、主軸頸1、D1：從軸承載荷方面考慮，D1可以比D2小，但考慮到：①D1大可增加重疊度Δ，可提高曲軸的抗彎強度；②D1大可使主軸承承壓面積大，從而可以減小軸向尺寸，為增加曲臂厚度h留余地；③D1大對曲軸的轉動慣量影響不大，不會降低曲軸的自振頻率，相反會使曲軸剛性增大，自振頻率上升。故D1一般取得比D2大：D1=0.65—0.75D。D1過大會增大線速度，使摩檫損失上升，軸承溫度升高；而且L1/D1過小對主軸承工作不利。

2、L1要與D1聯(lián)系確定，一般比L2小，但L1/D1≮0.3

第12頁/共27頁三、曲柄臂

從強度的觀點看，整體式曲軸的最薄弱環(huán)節(jié)即為曲臂，曲軸上應力集中最嚴重處就在曲柄臂與曲柄銷、主軸頸相鄰的過渡圓角處；從圓角處開始而橫斷的曲臂彎曲疲勞斷裂破壞也最為常見。

在曲柄平面內(nèi)，曲柄的抗彎斷面模數(shù)W=bh2/6，有關試驗表明：h↑10%，W應↑20%,實際W↑40%；b↑10%，W應↑10%,實際W↑5%；故為提高曲柄的抗彎斷面模數(shù)W，增加h比增加寬度b有效。L0的確定：

曲柄臂形狀：現(xiàn)代高速內(nèi)燃機大多采用橢圓形。試驗表明，橢圓形曲柄具有最好的彎曲和扭轉剛度；因去掉了受力小或不受力部分，質(zhì)量小，應力分布均勻。第13頁/共27頁四、曲軸輕量化1、曲柄銷作成空心結構優(yōu)點：可減小離心慣性力，做成鼓狀效果更好，可以提高扭轉疲勞強度，減小曲軸轉動慣量，還可減輕主軸頸過渡圓角處應力集中。如將0.5d圓柱孔改成中部0.7d的鼓形孔時，扭轉疲勞強度與彎曲疲勞強度都提高30%。第14頁/共27頁2、主軸頸做成空心機構優(yōu)點：可顯著緩解曲柄銷過渡圓角處的應力集中現(xiàn)象。如設置卸載穴，則效果更好第15頁/共27頁3、曲柄臂斜削：在采用中空曲柄銷時注意不要形成應力集中

第16頁/共27頁五、油道布置要求：有利于潤滑油流動、對曲軸強度影響小兩種方案：單線斜油道和多線直角油道1、單線斜油道：第17頁/共27頁第18頁/共27頁第19頁/共27頁斜油孔簡單，多用于實心曲軸；用于空心軸頸曲軸時，為避免漏油要采取密封措施第20頁/共27頁第21頁/共27頁2、多線直角油道多線直油道對曲軸圓角部位的強度影響較小，但加工復雜，需用堵頭。第22頁/共27頁§4—3曲軸疲勞強度計算

曲軸的破壞大多為疲勞破壞，而且最小的安全系數(shù)都出現(xiàn)在曲柄銷的過度圓角處。為此要求出：σaσmτaτm。一、彎曲應力（σaσm）計算有兩種計算方法：簡支梁法（分段法）、連續(xù)梁法。這里介紹簡支梁法（該法是連續(xù)梁法的基礎）

考慮切斷下來的一個曲柄，對于對稱曲拐，按曲拐尺寸及作用力求出曲柄平面內(nèi)的支反力：式中：PBW—

平衡重離心慣性力據(jù)此作彎矩圖，得到作用于曲柄中央截面處的彎矩：第23頁/共27頁式中：la—

曲拐支承點至曲臂中心距離彎曲名義應力

根據(jù)動力計算的結果，將法向力最大值、最小值分別代入，即可求出最大彎曲名義應力和最小名義應力：

由此得到曲柄圓角處的應力幅和平均應力：第24頁/共27頁二、扭轉應力（τaτm）計算根據(jù)動力計算，可確定一個工作循環(huán)中的扭矩Mk的最大值（Mk）max和最小值(Mk)min，從而可求得曲柄銷圓角處的名義應力的最大值τnmax和最小值τnmin，從而可得平均扭轉應力和扭轉應力幅：最