在进行曲轴强度的计算时，必须知道个主轴颈和曲柄销（连杆轴颈）所受的扭矩在一个循环中（对四冲程为720度）内的变化历程。

单缸机扭矩       为活塞面积，D为直径。在多缸机中，假定个缸工作过程完全相同，则各缸扭矩M曲线波形相同，仅是各缸扭矩的起始点的曲轴转角不同，为了求出某一道主轴颈所受的扭矩Mzi，只要把从第一拐（即第一缸）起到该主轴颈前一拐（缸）止，所有单缸扭矩叠加起来就可以了，注意叠加时必须要考虑到各缸之间工作过程的相位差。

第一道主轴颈扭矩Mz1是来自曲轴前端驱动正事齿轮系的阻力矩，因其值很小可忽略不计，Mz1=0。而最后一道主轴颈的积累扭矩称合成扭矩，其平行扭矩（ηm为机械效率）

图2-7的用m是发动机的指示扭矩Mi，它与输出有效扭矩Me之间关系是相等的用途如下（1）根据△Mmax，确定危险主轴颈，（2）计算发动机的指示扭矩M1和有效扭矩Me（3）计算输出扭矩不均匀系数μ：

式中； ， 为曲轴最后一道主轴颈积累扭矩曲线的最大，最小和平均值。显然μ值越小则发动机运转越平稳。

曲柄销所受的扭矩，在单缸机中曲柄销所受的扭矩Mq是气缸扭矩的一半，即Mq=0.5M。在多缸机中为了求出第i拐曲柄销的Mqi，应把该拐i前一主轴颈的积累扭矩Mzi，加上作用在第i拐扭矩Mi的一半，即Mqi=Mzi+0.5Mi，如图2-8所示。不过叠加时要考虑各缸之间工作过程的相位差如图2-6所示。

曲柄销积累扭矩绘制方法如图2-8示，该图的用途仅是找出最危险的曲柄销。

2.4  主要运动部件强度计算

                  

2.4.1连杆的强度校荷

取1/3.65  本机采用浮式活塞销结构，衬套采用青铜合金。

根据设计手册可算得各参数为:

Hm=23.92mm     B=14.95mm     Fm/F=0.023    d1=24.84mm   

D1=26.08mm     D2=57.96mm    B1=31.05mm    D2’=61.64mm

H4=21.57mm     C=73.35mm     B0=89.38mm    dm=10.12mm

B2=35.94mm 

 

2.4.1.1 小头基本参数

小头外径D₁=32.60㎜ ，小头内径d₁=24.84㎜ ，

小头宽度B₁=31.05㎜，   衬套外径d=26.08㎜ ；

2.4.1.2.a .由衬套过盈装配及温升引起的受热膨胀产生的小头应力

  = [（0.02484+0.02385）/26.08]/{[（32.06²+26.08²）/（32.06²-26.08²）+0.3]/2.2×10⁵+[（26.08²+24.84²）/（26.08²-24.84²）-0.3]/1.15×10⁵}

= 13.87 N/mm²

式中：Δ—衬套压配过盈，由文献查出Δ=0.040～0.096，在此取0.068㎜ ；

P （N/㎜²）；

Δt—工作后小头温升，取Δt=120^oC ；

α—连杆长度的线膨胀系数，对于钢α=1.0×10 ^-5；

αˊ—衬套材料的线膨胀系数，对于青铜αˊ=1.8×10^-5 ；

Δt—温升引起的衬套和小头过受热膨胀产生的过盈量，

Δt=（αˊ-α）·Δt·d =（1.8×10^-5-1.0×10^-5）×120×31.13=0.03

μ、μˊ—连杆材料和衬套材料的泊松系数，μ=μˊ=0.3 ；

E—材料的弹性模数，对于钢E=2.2×10⁵ N/㎜²；

Eˊ—衬套材料的弹性模数，对于青铜Eˊ=1.8×10⁵ N/㎜²；

 

2.b . 由径向均布压力P引起的小头外侧应力及内侧纤维上的应力

 

外表面：бao = P·[2d²/（D₁²- d²）]

= 43.06×[2×26.08²/（32.6²-26.08²）]=49.33N/mm²  

内表面：бio = P·[（ D₁²+d²）/（D₁²- d²）]

          =43.06×[（32.06²+26.08²）/（32.06²-26.08²）]= 62.208 N/mm²

2.4.1.3由拉伸载荷所引起的应力

(1) 连杆小头所受的最大拉伸载荷

活塞组质量Mˊ=2.192㎏，计算断面以上那部分连杆质量M₁ˊ=0.386㎏，详细数据见附录表。

Pj=（Mˊ+ M₁ˊ）（1+λ）r·ω² =（10+2.8）×（1+1/3.65）×0.0455×272.1²

    =2330N ；

(2)  拉伸载荷Pj在连杆小头上半圆产生均匀分布的径向力

Pˊ= Pj/（2B₁·r_m）= 2330/（2×26.08×30）=1.25 N/㎜²；

式中：r_m—小头平均半径，r_m =（d₁+D₁）/4 =（26.08+32.60）/4 =15 ㎜；

(3)  固定角Ф

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