摩托车发动机匹配设计.pdf

《摩托车发动机匹配设计.pdf》由会员分享，可在线阅读，更多相关《摩托车发动机匹配设计.pdf（82页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。

1、 目目 录录 第一部分前言 1 第二部分2V60M 汽油机热计算 2 第三部分2V60M 汽油机动力计算 6 第四部分2V60M 汽油机平衡计算 11 第五部分2V60M 汽油机主要零部件强度校核 14 一、曲轴强度计算 14 二、连杆强度计算 26 三、活塞组强度计算 32 四、气缸盖螺栓强度计算 37 第六部分2V60M 汽油机配气机构计算 38 第七部分2V60M 汽油机润滑系统计算 42 第八部分2V60M 汽油机起动系统计算 44 第九部分2V60M 汽油机冷却系统计算 46 第十部分2V60M 汽油机主要尺寸链计算 48 一、曲柄连杆机构纵向尺寸链及压缩比计算 48 二、曲轴轴向尺

2、寸链计算 49 三、主、副轴轴向间隙计算 50 四、拨叉轴、换档鼓、换档轴轴向尺寸链 51 五、曲轴、凸轮轴正时链轮纵向位置 53 六、曲轴、凸轮轴正时链轮轴向位置 53 七、前、后缸头上挡板及开档中心位置 55 八、前、后缸导板中心线位置 56 九、变速主、副拨叉位置校核 57 十、变速拨叉尺寸校核 . . . . . . . . . . . . . . . 59 十一、磁电机触发线圈安装位置校核 . . . . . . . . . . . 60 十二、机油泵安装孔及链轮位置校核 . . . . . . . . . . 61 十三、机油泵与水泵联接校核 . . . . . . . . . .

3、 . . . 62 十四、配气相位计算 . . . . . . . . . . . . . . . . . 64 十五、进、排气门与活塞顶相碰可能性校核 . . . . . . . . 66 十六、进、排气门气门弹簧轴向尺寸链计算 . . . . . . . 68 十七、凸轮轴、气门、气门摇臂位置校核 . . . . . . . . . 70 参考文献 72 设计文件名称设 计 计 算 书 2V60M.JS 产品型号、名称2V60M 汽油机 共 72 页 第 1 页 第一部分 前 言 计算目的 摩托车是介于自行车和轿车之间的代步工具。随着我国现代化建设的进行及人民 生活水平的提高，摩托车正发展

4、成为人民生活所必须的交通工具。 就摩托车而言，由于它机动、灵活、轻便，即使在汽车工业发达的国家，摩托车 仍然得到了广泛的发展。根据我国汽车、摩托车工业的发展规划，到 2000 年，摩托 车年产量将达到 800 万辆，据专家预测，甚至可突破 1000 万辆。 我国摩托车工业的现状是摩托车整车厂星罗棋布，但质量好且批量大的摩托车发 动机生产厂为数不多，与我国摩托车工业的发展形势很不适应。因此，开发高档次的 摩托车发动机， 是摩托车工业发展的客观要求和必然趋势。 国家 汽车工业产业政策 对此也作了具体规定。 2V60M 汽油机是与规格 250mL 的摩托车配套的发动机。在设计、 研制过程中，进行了

5、2V60M 汽油机的热计算、动力计算、平衡计算、主要零部件强 度校核、 润滑系统计算、 配气机构计算、 起动计算以及冷却系统计算和尺寸链计算等， 并根据研制过程中发现的问题对计算过程进行了调整。计算的主要目的如下： 1) 针对 12V60M 汽油机的结构特点，为样机设计、样机试制以及批量生产提供 必要的技术数据及技术资料，使设计和制造人员对发动机的全貌有所了解； 2) 便于对发动机的动力性、经济性、可靠性、耐久性、平衡、润滑、起动等性 能进行预测分析，对设计的科学性、合理性进行验证； 3) 对主要技术参数与发动机的进一步强化提高及发展提供依据； 4) 有利于对制造精度的控制、公差分配等进行优化

6、； 5) 为发动机配附件的选用等提出技术要求。 采用的计算方法及公式来源 2V60M 设计计算资料包括工作过程计算、动力计算、主要零部件强度校核、配气 机构计算、润滑系统计算、冷却系统计算以及起动计算和主要尺寸链计算等。计算过 程采用了内燃机原理、内燃机设计、柴油机设计手册等推荐的计算方法。 此外，还参考了摩托车发动机原理与设计、摩托车质量评定办法等。 计算公式符号说明 计算公式中符号在文中均有说明。 资 料 来 源 编 制 校 对 标准化 提 出 部 门 审 定 标记 处数 更改文件号签 字日 期 批 准 设 计 计 算 书 2V60M.JS 共 72 页 第 2 页 第二部分第二部分 2V

7、60M 汽油机热计算汽油机热计算 1. 已知条件：已知条件： 气缸直径 Dmm= 60 活塞行程 Smm= 441 . 气缸数 i = 2 排量 iVmL h = 2493 . 压缩比 = 11 曲柄半径与连杆长度比 R l = 22 05 1022./. 最大转速 nr= 10500min（曲轴转速） 最大功率 NKw e = 19（曲轴输出功率） 最大扭矩 MN M e max =19 最大扭矩对应转速 nr MeMax = 7500min 标准大气状态 PKPa 0 100= TK 0 298= 燃料平均重量成份 CHmT=08550145115.;.; 燃料低热值 HKJ Kg u =

8、 44100燃料 2. 额定工况计算用系数及参数的选择额定工况计算用系数及参数的选择 过量空气系数= 082. 进气温升 Tc=4 残余废气系数 r = 004. 残余废气温度 TK r = 930 膨胀多变指数 n2123= . 压缩多变指数 32. 1=n 示功图丰满系数 i= 094. 热量利用系 z= 090. 传动效率 i= 092. 机械效率 m= 080. 3. 换气过程计算：换气过程计算： 3.1 进气终点压力 PaPKPa=08585 0 . 3.2 进气终点温度 T TTrT r K a r = + + = + + = 0 1 2984004930 1004 3262 .

9、. . 3.3 充气效率 V P P T Tr a a = + = + = 1 1 1 11 111 85 100 298 3262 1 1004 0821 0 0 . . 标记 处数更改文件号签 字日 期 标记 处数更改文件号 签 字日 期标记 处数 更改文件号签 字日 期 设 计 计 算 书 2V60M.JS 共 72 页 第 3 页 4. 化学计算化学计算 4.1 燃烧 1Kg 燃料所需的理论空气量 L CHO KmolKg LLKgKg 0 00 1 021 12432 1 021 0855 12 0145 4 0512 289614828 =+ = + = = . . . . 空气燃

10、料 空气燃料 （式中 28.96 为空气的平均分子量） 4.2 燃烧前工质的摩尔数： ML m Kmol Kg T 10 1 0820512 1 115 04285=+=+=.燃料 4.3 燃烧后工质的摩尔数： M CH LKmol Kg 20 122 079 0855 12 0145 2 079082051204754=+=+=. . .燃料 4.4 理论分子变更系数： 0 2 1 04754 04285 1109= M M . . . 4.5 实际分子变更系数： = + + = + = 0 1 109004 104 105 r r . . . 4.6 汽油机每小时吸气量： 在标准大气状态下

11、空气的比重为： 0 0 0 5 3 10 2871298 1169= = P RT Kg M . . 故吸气量为： GiVnKg h bvh = 0 3 30082024931169301050010753. 4.7 过量空气系数： 设比油耗gg Kw h e =325 则汽油机的耗油量为： GNgKg h Tee =1903256175. 故过量空气系数 = = = G GL b c0 753 6175 14828 082 . . .（与所选的较为接近） 5. 过程计算过程计算 5.1 压缩过程中任意点 x 的压力为； PP V V V V cxa a cx a cx = = 1 321 3

12、2 85 . 标记 处数更改文件号签 字日 期 标记 处数更改文件号 签 字日 期标记 处数 更改文件号签 字日 期 设 计 计 算 书 2V60M.JS 共 72 页 第 4 页 （式中Vcx为 x 点的气缸容积，Pc x的计算结果见表） 5.2 压缩终点压力： PPKP ca n a = 1 85 112014 132. 5.3 压缩终点温度： TTK ca n = 1 10 32 326 2110703. . tTc cc =273430 6. 燃烧过程计算燃烧过程计算 6.1 因不完全燃烧而损失的热量为： ()HKJ Kg u =58000 1580000105800.燃料 6.2 汽

13、油机的燃烧方程为： () () zuu vc vz HH rM Ct Ct + + = 1 1 tc= 430 =cKcal Kmol cKJ Kmol c v 575424 2. 故 () = + =CtKJ Kmol vz 094410010440 10404285 1105 24 2430 1105 70914 3 . . . . . 根据燃烧产物平均定压摩尔比热表，可查得 = = = CKJ Kmol c tc TK v z z 30514 2324 2597 . 6.3 压力升高比 = T T z c 1105 2597 703 408. 6.4 最高爆发压力 PPKP zca =4

14、08201482213. 7. 膨胀过程计算膨胀过程计算 7.1 膨胀过程中任意点 x 的压力为： PP V V V V bxz z bx n z bx = = 2 82213 1 23 . . （式中Vbx为 x 点的气缸容积，P bx的计算结果见表) 7.2 膨胀终点压力 P P KP b z n a = 2 82213 110 4306 1 23 . . . . 标记 处数更改文件号签 字日 期 标记 处数更改文件号 签 字日 期标记 处数 更改文件号签 字日 期 设 计 计 算 书 2V60M.JS 共 72 页 第 5 页 7.3 膨胀终点温度 T T K b z n = 2 10

15、23 2597 110 14961 . . . 8. 技术指标计算技术指标计算 8.1 理论平均指示压力 = = = P P nn KP i c nn a 11 1 11 1 1 1 2014 10 408 023 1 1 110 1 032 1 1 110 1177 3 2 1 1 1 0 230 32 21 . . . . 8.2 实际平均指示压力 PPKP iiia =1177 309411067. 8.3 指示功率 N P iVn Kw i in = = = 1200 11067024931010500 1200 241 3 . . 8.4 指示热效率 t is uvs MP T HP

16、 = = =83148314 04285 11067283 44100082198 3145 1 . . . . (式中PKP TK sas =98283,为进气管内充量压力及温度） 8.5 指示比油耗 g H g Kw h i ui = = = 36103610 4410003145 2595 66 . . . 8.6 平均有效压力 PPKP eima =11067088854. 8.7 有效热效率 eim =0314508252. 8.8 有效功率 NNKw eim =2410819 3. 8.9 有效比油耗 g g g Kw h e i m = 2595 08 3245 . . . （可

17、见，计算有效比油耗值与计算过量空气系数时假设的比油耗值较为接近） 9. 汽油机的近似计算汽油机的近似计算 P-V 图（见图图（见图 1） 标记 处数更改文件号签 字日 期 标记 处数更改文件号 签 字日 期标记 处数 更改文件号签 字日 期 设 计 计 算 书 2V60M.JS 共 72 页 第 6 页 第三部分第三部分 2V60M 汽油机动力计算汽油机动力计算 1. 已知参数已知参数 气缸直径 Dmm= 60 活塞行程 Smm= 441 . 气缸数 i = 2 压缩比 = 110 . 曲柄半径与连杆长度比 RL/./.= 2205 1022 最大功率 NKw e = 19 最大转速 nr=

18、10500 / min 气缸型式 并列 V 型 气缸工作顺序 前缸-后缸 2. 缸内气体作用力缸内气体作用力 Pg(见热计算）见热计算） 3. 活塞的位移活塞的位移,速度速度,加速度加速度 3.1 活塞的位移 如图，设活塞处于上止点时，活塞销中心处于 x 坐标原点，则 xLRRL R L =+ = ()(coscos ) arcsin(sin) 而 简化后可得： xR R L =+ = (cos )(cos) . . . 1 4 12 2205 1022 0216 其中， 3.2 活塞运动的速度 vxR n s = =+ = = sinsin . 2 2 30 10500 30 109956

19、1 其中， 标记 处数更改文件号签 字日 期 标记 处数更改文件号 签 字日 期标记 处数 更改文件号签 字日 期 设 计 计 算 书 2V60M.JS 共 72 页 第 7 页 活塞的平均速度为： C S n m s m = = = 30 441 1010500 30 1544 3 . . 活塞的最大速度为： VRm s max ./=+=+= 122051010995610216248 232 3.3 活塞的加速度 avxR Rm s aRm s = = =+ = = = =+=+= 2 2 2 22.05 924.5210 3 266592 2 0 2 126659 2102163241

20、75 2 (coscos) . max ().(.). 其中， 当时，最大加速度为： 计算结果见表 1,及图 2。 4. 曲柄连杆机构的质量换算曲柄连杆机构的质量换算 4.1 连杆组的质量换算： 用双质量替代系统对连杆组的质量进行换算，即用两个假想的集中于连杆大小头中心 的质量代替连杆组实际的分布质量，根据实测，可得出如下结果： 4.1.1 连杆总质 Gg c = 215 其中分配在小头上作往复运动的质量 Gg cp = 40 其中分配在大头上作旋转运动的质量 Gg cc = 175 4.1.2 连杆大头轴瓦质量 Gg n = 20 4.2 作往复运动的活塞组总质量 Gg p = 180 4.

21、3 曲轴旋转质量换算 mg rB = 5665 . 4.4 往复运动质量 mGGg jcpp =+= 220 4.5 做旋转运动的总质量 m mmg rrArB = +=21765 . 4.5.1 连杆组大头的质量 mGGg rAccn =+= 195 5. 曲柄连杆机构运动的惯性力曲柄连杆机构运动的惯性力 5.1 往复惯性力 Pj： 活塞面积： 标记 处数更改文件号签 字日 期 标记 处数更改文件号 签 字日 期标记 处数 更改文件号签 字日 期 设 计 计 算 书 2V60M.JS 共 72 页 第 8 页 FDm P ma F a aKpa p j j p = = = = 44 4411

22、0282710 220 282710 778 22632 3 . . .故， 计算结果见表 1。 5.2 离心惯性力： 5.2.1 连杆组大头质量产生的离心惯性力 Pra： P mR F KPa rA rA p = = = 226 3 20195220510995610 282710 36778 . . . 5.2.2 曲拐不平衡质量产生的离心惯性力： P mR F KPa rB rB p = = = 2 26 3 05665 2205 10995610 2827 10 53422 . . . 5.2.3 离心惯性力之和 Pr： P r P rA P rB KPa=+= 3677 85342.

23、21664.4. 6. 气体作用力与往复惯性力的合成分析气体作用力与往复惯性力的合成分析 6.1 沿气缸中心线作用的合力 P： 如图，沿气缸中心线方向作用在活塞上的合力为： PPPP gj =+ 0 式中 Pg气缸内气体的作用力 Pj活塞运动时的往复惯性力 P0曲轴箱内气体作用在活塞下方的力：P0=100KPa 计算结果见表 1,及图 3。 6.2 P 的传递与分解 在力的传递过程中，P 可分解成沿连杆中心线的作用力 Pcr 和垂直于气缸中心线的侧 压力 Pn 即 PPP crN =+ 从几何关系可得 () PP tgPP Ncr = = ;/ cos (sinsin 1 计算结果见表 1,及

24、图 4。 6.3 P 的传递与分解 在力的传递过程中，P 可分解成沿连杆中心线的作用力 Pcr 和垂直于气缸中心线的侧 压力 Pn 即 PPP crN =+ 从几何关系可得 () PP tgPP Ncr = = ;/ cos (sinsin 1 标记 处数更改文件号签 字日 期 标记 处数更改文件号 签 字日 期标记 处数 更改文件号签 字日 期 设 计 计 算 书 2V60M.JS 共 72 页 第 9 页 计算结果见表 1,及图 4。 6.4 P 的传递与分解 在力的传递过程中，P 可分解成沿连杆中心线的作用力 Pcr 和垂直于气缸中心线的侧 压力 Pn 即 PPP crN =+ 从几何关

25、系可得 () PP tgPP Ncr = = ;/ cos (sinsin 1 计算结果见表 1,及图 4。 6.5 Pcr 的分解 Pcr 作用在曲柄销上，可进一步分解为曲柄切向力 Pt 和曲柄法向力 Pra，其中： () ()() P t P cr P P ra P cr P =+=+ =+=+ sinsin() / cos coscos/ cos 计算结果见表 1,及图 5。 7. 曲轴扭矩计算曲轴扭矩计算 曲轴在切向力 Pt 的作用下旋转，故主轴颈承受的扭矩为： MP FRPPN m ttptt = 2827102205101000623 333 . 计算结果见表 1。 8. 连杆轴颈

26、负荷连杆轴颈负荷 8.1.1 连杆轴颈受力分析 作用于连杆轴颈的合力为： RPPPPP ccrrAtrarA =+=+ Rc 的大小为：()RPPPKPa ctrarA =+ 2 2 标记 处数更改文件号签 字日 期 标记 处数更改文件号 签 字日 期标记 处数 更改文件号签 字日 期 设 计 计 算 书 2V60M.JS 共 72 页 第 10 页 8.2.2 连杆轴颈复合图 Rc 的计算结果见表 1，连杆轴颈负荷图（如图 6 所示）作法如下： 1) 画出曲轴轴拐图，以 O 表示主轴颈中心，O1 表示连杆轴颈的中心 2) 以O1向上取O OprA 12 = ; 以为O2坐标原点， 画出pt轴

27、和pra轴。 将列于表 1 中的各曲轴转角时的pt值 和pra 值标于图中。pt的作用方向以与曲轴转向相符为正，而pra则指向连杆轴颈中心为正； 3) 将=0,10,20,720时pt和pra合力的向量端的各端点依次连接成光 滑 曲线，即得连杆轴颈负荷图； 4) O1点至某一值时pt和pra合力的向量端点的连线， 即表示在该曲轴转角下的作用于连 杆轴颈的合力的Rc大小和方向，该Rc的延长线和连杆轴颈圆周的交点，便是在连杆轴颈上的作 用点。 9. 主轴颈的负荷主轴颈的负荷 轴颈受力情况如上图： (1) 切向力Tpt 1 1 2 = (2) 法向力 Zpra 1 1 2 = (2) 离心惯性力 Q

28、pr 1 1 2 0= 故轴颈受力为 RTZQ RTZQ s s =+ =+ 111 1 2 11 2 () 其计算结果见表 1,主轴颈负荷图见图 7。 以上计算中，符号规定如下：以上计算中，符号规定如下： pp gj ，朝向曲轴旋转中心为正 Pcr压缩连杆为正 pN对曲轴旋转中心产生的力矩方向与曲轴旋转方向相反时为正 pt 顺着曲轴转向为正 Pra指向曲轴旋转中心时为正 Mt与曲轴旋转方向相同时为正 标记 处数更改文件号签 字日 期 标记 处数更改文件号 签 字日 期标记 处数 更改文件号签 字日 期 设 计 计 算 书 2V60M.JS 共 72 页 第 11 页 第四部分第四部分 2V6

29、0M 汽油机平衡计算汽油机平衡计算 1. 曲柄连杆机构型式及计算简图曲柄连杆机构型式及计算简图 2. 已知参数已知参数 活塞行程 Smm= 441 . 连杆长度 Lmm= 1022 . 曲柄连杆比 = 2205 1022./. V 型夹角 90 标定转速 nr=10500 / min 角速度 = = n s 30 109956 1 . 活塞组实测重量 GKg p = 018. 连杆组重量 GKg c = 0215. 其中往复运动部分重量 GKg cp = 0040. 其中旋转运动部分重量 GKg cc = 0175. 连杆大头轴瓦重量 GKg n = 0020. 3. 往复惯性力，惯性力矩计算

30、往复惯性力，惯性力矩计算 由单曲拐 V-2 发动机的平衡规律可知，一，二阶往复惯性力矩均自动平衡，故只对 标记 处数更改文件号签 字日 期 标记 处数更改文件号 签 字日 期标记 处数 更改文件号签 字日 期 设 计 计 算 书 2V60M.JS 共 72 页 第 12 页 一，二阶 往复惯性力进行计算。 一阶往复惯性力：一阶往复惯性力： 当曲拐在左边（1 缸）气缸的上止点转过-角时，左缸的一阶惯性力PjI1为： Pc jI1 =cos 2 缸的一阶惯性力PjI2为： Pc jI2 270=+cos() 其中cmrF jp = 2 / 从而一阶往复惯性力的合力为： =+= PPPcKPa jI

31、jIjI1 2 2 23 02226659228271020746. / ( .). 设一阶惯性力的合力与 1 缸夹角为，则 tg P P c c tg jI jI = = 2 1 sin cos 故可知，一阶往复惯性力的大小为一常数，其方向总是与曲柄方向一致，因此其 性质为旋转离心力，可与曲柄端的部分或全部旋转离心力加以平衡。 二阶往复惯性力：二阶往复惯性力： 左边 1 缸二阶惯性力PjII1为： Pc jII1 2=cos 右边 2 缸二阶惯性力PjII2为： Pcc jII2 2 2702=+= cos ()cos 从而二阶往复惯性力的合力为： ()()=+ = Pccc jII cos

32、coscos .cos 2222 2074602162 22 =2 = 633.6cos2 KPa 设二阶往复惯性力的合力方向与左缸气缸轴线夹角为，则 tg P P c c jII jII = = = 2 1 2 2 1 45135 cos cos ,或 即：二阶往复惯性力的合力作用在水平面内（方向恒与气缸夹角平分线垂直的方 向），大小按简谐规律变化，即仍是沿水平线运动的力。 4. 离心惯性力及其力矩离心惯性力及其力矩 由 V-2（=90）发动机的平衡规律可知，离心惯性力矩自动平衡，故只对惯性 力进行计算。 连杆大头及轴瓦产生的离心惯性力为： KPa F Rm P p rA rA 8 .367

33、7 10827. 2 2 .26659195. 0 22 3 2 = = = 标记 处数更改文件号签 字日 期 标记 处数更改文件号 签 字日 期标记 处数 更改文件号签 字日 期 设 计 计 算 书 2V60M.JS 共 72 页 第 13 页 整个曲轴旋转不平衡重量产生的离心惯性力为： KPa F Rm P p rB rB 2 .5342 10827. 2 2 .266595665. 0 3 2 = = = 离心惯性力的合力为： PPPKPa rrArB =+= 16644 . 由前述计算可知，此离心惯性力可由一阶往复惯性力完全平衡。剩余的离心惯性力 为： +=16644207464102

34、. KPa 调整平衡时，可增加部分不平衡重(0.043kg)以减小此惯性力。 标记 处数更改文件号签 字日 期 标记 处数更改文件号 签 字日 期标记 处数 更改文件号签 字日 期 设 计 计 算 书 2V60M.JS 共 72 页 第 14 页 第五部分第五部分 2V60M 汽油机主要零部件强度校核汽油机主要零部件强度校核 一一 曲轴强度计算曲轴强度计算 1. 曲轴的静力强度计算：曲轴的静力强度计算： 计算假定： 1) 曲轴轴瓦的支反力按不连续粱考虑，即按二点支承力计算； 2) 气缸最大爆发压力发生在上死点 10CA; 3) 由连杆传来的合力作用在曲柄销中点； 4) 轴瓦的反作用力集中在轴颈

35、中点； 5) 最大弯曲力矩和最大扭转力矩同时发生。 计算工况确定： 1) 起动瞬时； 2) 额定工况下，曲拐受最大切向力时； 3) 额定工况下，曲拐受最大法向力时； 4) 额定工况下，曲拐受最小法向力时； 曲轴已知数据如图所示，对曲轴各部分进行受力分析如图所示： 图中，Kb 为各曲柄不平衡重的离心力，其值为： 标记 处数更改文件号签 字日 期 标记 处数更改文件号 签 字日 期标记 处数 更改文件号签 字日 期 设 计 计 算 书 2V60M.JS 共 72 页 第 15 页 kb1=mb 1 2 R N 356826659295114. kmRN b2b2 2 =37242665929927

36、9. Cm 为曲柄销、连杆轴瓦、连杆大头的离心力合力： CN M =+= (. ).17520185326659210101385 3 以下对各计算工况进行计算： 1.1 起动瞬时起动瞬时 曲拐在上止点时，T=0,Kb=0,Cm=0。 曲拐承受的压力为标定工况下的燃气最大爆发压力： PPFN FZp = 7375810 4 6010208514 326 . 两个轴瓦上的支承力分别为： Z Pll llll N Z Pll llll N F F 1 34 1234 2 12 1234 20851443 86 104257 20851443 86 104257 = + + = = = + + =

37、= (). . (). . 1.1.1 曲柄销 在曲柄销中点截面ii上所受的弯曲应力： b F P W d MPa= = = = 0532 2208514 216 32 10 10425716 32 10 486 1 3333 ./. / () . (33) . 由于 40Cr 的b=7080MPa,故安全。 1.1.2 曲臂 最大弯曲力矩产生于曲柄臂的中央部位，即下图的截面所示于是可计算各曲臂的弯曲 应力及压缩应力。 1.1.2.1 左曲臂 b c bc Zl bl MPa Z bl MPa MPa = = = = = = =+= 11 110 22 1 110 6 104257185 12

38、617 6 318 104257 12617 49 367 . . . . . 标记 处数更改文件号签 字日 期 标记 处数更改文件号 签 字日 期标记 处数 更改文件号签 字日 期 设 计 计 算 书 2V60M.JS 共 72 页 第 16 页 1.1.2.2 右曲臂 b Zl bl MPa= = = 24 1 11 2 2 6 104257185 12617 6 318 . . c bc Z bl MPa MPa = = = =+= 2 111 104257 12617 49 367 . . . 1.1.3 主轴颈 主轴颈的危险断面在轴颈与曲柄臂的交界处，各断面的弯曲应力为： 1.1.3

39、.1 左主轴颈 b Zl d MPa= = = 19 2 33 32 10425710 32 32 324 . . 1.1.3.2 右主轴颈 b Zl d MPa= = = 212 2 33 32 10425710 32 32 324 . . 由于 40Cr 的b=7080MPa,故各曲轴安全。 1.2 额定工况下，曲拐受最大切向力时额定工况下，曲拐受最大切向力时 由动力计算可知，曲拐受到的最大切向力为： 当=380时，Pt=2745.2KPa，即 PN PN t ra = = 27452 4 601077607 73409 23 . . 引起轴瓦支承反力 Z PCl l N Z PCl l

40、N T P l l N T Pl l N raM raM t t 1 18 21 2 17 21 1 18 21 2 17 21 7340910138543 86 13988 7340910138543 86 13988 7760743 86 38804 7260643 865 38804 = = = = = = = = = = = = ()(. ) . ()(. ) . . . . . . 曲柄销圆角处的支反力为： () () F PCl l N F PCl l N raM raM 1 18 18 2 17 17 16 7340910138543 59 20389 16 7340910138

41、543 59 20389 = + = = = + = = (). . (). . 标记 处数更改文件号签 字日 期标记处数 更改文件号 签 字日 期标记处数 更改文件号 签 字 日 期 设 计 计 算 书 2V60M.JS 共 72 页 第 17 页 K Pl l N K P l l N t t 1 18 18 2 17 17 16 4377619 59 5657 16 4377619 59 5657 = + = = = + = = . . 1.2.1 曲柄销 1.2.1.1F1引起的弯曲应力： b F d MPa 1 1 1 3 333 16 32 10 2038916 32 10 95=

42、= = () . (33) . K1引起的弯曲应力 b K d MPa 2 1 1 3 333 16 32 10 565716 32 10 264= = = ()(33) . T1引起的扭转应力 = = = Tr d MPa 1 1 3333 16 10 776192205 16 3310 249 () . () . 合成应力 0 2 2 2 2222 1 95264249375=+=+= b b MPa. 由于 40Cr 的0=80100MPa，故安全。 1.2.2 曲柄臂 1.2.2.1 左曲柄 由Z1及Kb1引起的拉伸应力： c b ZK bh MPa= = = 11 11 139889

43、5114 12617 51 . . 由Z1引起的弯曲应力： b Zl bh MPa 1 11 11 22 6 139881856 12617 43= = = . . 标记 处数更改文件号签 字日 期 标记 处数更改文件号 签 字日 期标记 处数 更改文件号签 字日 期 设 计 计 算 书 2V60M.JS 共 72 页 第 18 页 由T1和扭矩Mk1引起的弯曲应力 b t TrPr hb MPa 2 1 11 22 6 776192205734092205 17126 6 74= + = + = . . 由T1在i、ii 两点产生的扭转应力 1 11 111 22 77619185 030312617 13= = = Tl qbh MPa . . 由T1在iii、iv两点产生的扭转应力 221 07421397=qMPa. 则左曲柄臂上各点的合成受力情况如下表所示，“+”表示拉伸，“-”表示压缩，单 位为 MPa，为合成应力： 1 2 3 4 i ii iii iv c -5.1 -5.1 -5.1 -5.1 -5.1 -5.1 -5.1 -5.1 b1 -4.3 4.3 -4.