目錄1前言1
2結構引數計算12.1已知條件1
2.2發動機結構形式1
2.3發動機主要結構引數1
3熱力學計算2
3.1多變指數的選擇2
3.2壓力公升高比的選擇2
3.3繪製p～v圖3
3.4 p～v圖的調整4
4動力學計算4
5運動學計算6
5.1活塞位移6
5.2活塞速度6
5.3活塞加速度7
6曲軸零件結構設計10
6.1曲軸的工作條件、結構型式和材料的選擇11
6.2曲軸主要尺寸的確定和結構細節設計12
7曲軸強度的校核13
7.1靜強度計算14
7.2曲軸疲勞強度校核16
8小結18
參考文獻18 附表19
2.6l四行程汽油機曲軸組設計
這個學期開設的《汽車發動機設計》課程設計是在我們學習了一些基礎製圖知識和汽車以及發動機的整體知識框架後所給我們的一次很好的鍛鍊，眾所周知現代****發展越來越快，而作為汽車心臟的發動機自然也成為了發展的重中之重，發動機的結構和效能對汽車起著決定性的影響，比如汽車的行使速度、加速效能、爬坡度、牽引力等等都取決於發動機，因此來說設計發動機是汽車設計的重中之重，而發動機的設計又對我們的想象能力，製圖能力，分析計算能力，查閱各種工具書的能力無疑是一次很好的鍛鍊，因此，我們要充分利用這次課程設計的機會，認真對待，做好充分的準備 ，保證高質量的去完成，這也為以後學習打下了乙個很好的基礎。
2結構引數計算
2.1已知條件
平均有效壓力:0.8～1.2mpa
活塞平均速度:vm<18m/s，取vm=16m/s
1.8l汽油發動機設計，參考楊連生版《內燃機設計》設計為4缸4衝程汽油機，冷卻方式採用水冷。
由 s*3.14*d^2=2.6l取s/d=1.03得d=92mm
則s=1.03×d=97mm (s與d均取整)
參考楊連生版《內燃機設計》s/d的取值範圍在0.8～1.2之間，
p==＝95.60kw
ε= 取ε=9 ； 由 va=vs+vc
則氣缸工作容積vs=
va=0.725l vc=0.081l
n= =4948 r/min
角速度ω==3.14×4700/30=517.89rad/s
曲柄半徑 r=s/2=48.5mm
壓縮始點的壓強pa=0.8~0.9p0 ；取pa=0.085mpa
壓縮過程：
取壓縮衝程終點（設為b點），從a點（壓縮過程始點）到b點的壓縮過程看作是多變的壓縮過程，壓縮多變指數範圍為n1=1.28~1.35， 取n1=1.28
膨脹過程：
取定容增壓的終點（設為c點），從b點到c點看作為定容壓縮過程，膨脹多變指數範圍為n2=1.30~1.40 取n2=1.35
由p1v1n=p2v2n 可計算得到壓縮終點壓力為：
pc=1.415 mpa
查得壓力公升高比=pc/pa；λ在6～9之間。取=7則
pz=*pc=7*1.415mpa=9.905mpa，圓整後pgmax=（pz-pc）*2/3+pc=7.075mpa
3.3繪製（理想）p～v圖
得到未調整的p-v圖(資料見附表3)
圖1發動機實際過程比較複雜，所以在得到的p～v圖上要修正得到，最高壓力不在上止點，還有點火提前角，排氣提前角的修正，顯然實際的邊界條件是不可能得到的，所以要做一些適當的修正。
圖24動力學計算
由曲柄連桿機構的受力分析計算：
p=pg+pj=pg-mjrω2(cos+λcos2) =pg-mjj （mj為機構往復慣性質量）
活塞質量mp=214.94g
連桿小頭質量.m4==81.66g
連桿質量m=0.00063(d-80)2+0.0476(d-80)+0.2149≈1.05kg
估算mj=mp+m3+m4≈387.22g
p在連桿小頭處即活塞銷孔處分解為pn和p1，而p1又在兩岸大頭分解為k和t，又根據《汽車發動機設計》有
pn=p*tgβ
plk= pl cos(+β)=
（資料見附表4）
λ=1/3-1/5 取 λ=0.292
5.1活塞位移
x= r[（1-）+ ] （資料見附表2）
v=（+）（資料見附表2）
5.3活塞加速度
j = r （資料見附表2）
6曲軸零件結構設計
6.1曲軸的工作條件、結構型式和材料的選擇
6.1.1曲軸的工作條件和設計要求
曲軸是在不斷週期性的氣體壓力、往復和旋轉運動質量的慣性力以及它們的力矩（扭轉和彎曲）共同作用下工作的，使曲軸既扭轉又彎曲，產生疲勞應力狀態。對於各種曲軸，彎曲載荷具有決定性意義，而扭**荷僅佔次要地位，曲軸破壞統計表明，80％左右是由彎曲疲勞產生的。因此，曲軸結構強度研究的重點是彎曲疲勞強度。
設計曲軸時，應保證它有盡可能高的彎曲強度和扭轉剛度。要使它具有足夠的疲勞強度，特別要注意強化應力集中部位，設法緩和應力集中現象，也就是採用區域性強化的方法來解決曲軸強度不足的矛盾。
曲軸各軸頸在很高的比壓下，以很大的相對速度在軸承中發生滑動摩擦。這些軸承在實際變工況運轉條件下並不總能保證液體摩擦，尤其當潤滑不潔淨時，軸頸表面遭到強烈的磨料磨損，使得曲軸的實際使用壽命大大降低。所以設計曲軸時，要使其各摩擦表面耐磨，各軸頸應具有足夠的承壓面積同時給予盡可能好的工作條件。
設計要求：
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、盡量採用普通材料；工藝性好，質量小。
6.1.2曲軸的結構型式
曲軸從整體結構上看可以分為整體式和組合式，隨著複雜結構鑄造和鍛造技術的進步，現代內燃機幾乎全部都用整體式曲軸。從支承方式看，曲軸有全支承結構和浮動支承結構，為了提高曲軸的彎曲強度和剛度，現代多缸內燃機的曲軸都採用全支承結構。
6.1.3曲軸的材料
曲軸材料一般使用45，40cr，35mn2等中碳鋼和中碳合金鋼。軸頸表面經高頻淬火或氮化處理，最後進行精加工。發動機曲軸的材料效能要求有較高的強度、衝擊韌性、耐磨性。
本設計採用45鋼鍛造，熱處理採用調質，材料具有較高的綜合機械效能，軸徑表面再進行表面淬火，提高表面硬度及耐磨性。
6.2曲軸主要尺寸的確定和結構細節設計
6.2.1主要尺寸
綜合以上考慮，確定主要尺寸如下：
主軸頸直徑d1=(0.65~0.75)d=60mm
主軸頸長度l1=24mm
曲柄銷直徑d2=(0.55~0.65)d=55mm
曲柄銷長度l2=(0.35~0.45)d2=36mm
曲柄臂厚度h=（0.2~0.25）d=25mm
曲柄臂寬度b=（0.8~1.2）d=85mm
根據主軸頸長度和曲柄銷長度以及曲柄臂的厚度，確定缸心距為
l=2h+l1+l2=110mm
6.2.2一些細節設計
6.2.2.1油道布置
在確定主軸頸上油道入口和曲柄銷上油道出口的位置時，既要考慮到有利於供油又要考慮到油孔對軸頸強度的影響最小。一般油孔只要安排在曲拐平面旋轉前40°～90°的低負荷區都是合理的，油道不能離軸頸過渡圓角太近。油孔直徑一般不大於0.
1d，但最小不得小於5mm。孔口不應有尖角銳邊，而應有不小於0.04 d的圓角以減緩應力集中。
6.2.2.2曲軸兩端的結構
曲軸前端一般裝有扭轉減震器，發動機的各種輔助裝置如機油幫浦，冷卻水幫浦等，由安裝在前端的齒輪或皮帶輪驅動，配氣正時齒輪也安裝在曲軸前端。
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