曲轴计算公式(带图).xls

有四舍五入 无四舍五入 歌德曼图 输出结果 原始数据 OLE_LINK1 OLE_LINK2 缸径D 转速n 扭矩Ttq 爆发压力Pz r/min Nm 行程S 连杆长L 曲拐半径R 连杆轴颈直径Dp 主轴颈直径Dj 连杆轴颈圆角rp 主轴颈圆角rj 连杆轴颈凸台直径Dfp 主轴颈凸台直径Dfj 曲柄壁宽Zw 曲柄壁厚tw 油孔直径d 往复运动质量Wrecip 旋转运动质量Wrot mm kg 计算工况 已知参数 作用力W 往复惯性力Pj 气体作用力Pg 连杆轴颈所受最小作用力Wmin 连杆轴颈所受最大作用力Wmax N 支反力Rr 最小支反力Rrmin 最大支反力Rrmax 力臂 曲柄中央到支点距离A rp到支点B 连杆轴颈中心至支点C 两支点间距离S N 弯矩M 抗弯截面模量 C ω u Ymax h R d ａ 截面惯性矩 I1 I2 I3 Zequiv(A) Zpin(B或C) 弧度 名义弯曲交变应力 MPa 弯曲应力集中系数αb和疲劳缺口系数βb Tsmean Tsmax Nm 扭转应力集中系数αt和疲劳缺口系数βt 戈德曼图的评定 材料抗拉强度极限σB 耐久极限 尺寸系数Fs 安全系数n 设计应力极限σ 曲轴旋转角速度ω 最小弯矩Mmin(Nm) 最大弯矩Mmax(Nm) A B C 在曲柄臂重迭处及连杆轴颈圆角处αb(A.B) 连杆轴颈中央处(查附图2） αb(C) 连杆轴颈中央处(查附图1） βb(C) 查图参数（d/Dp） Abo(A.B) Vb(A.B) f2(A.B) 计算f2时用到的量δ(增加圆角而深入曲柄的量) 连杆轴颈凸台与主轴颈凸台之间的宽度 tf 在曲柄臂重迭处及连杆轴颈圆角处(查附图1）βb(A.B) βb*fbmean(Mpa) βb*fbalt(Mpa) K* Tsalt MPa mm4 mm3 mm3 A B C 名义扭曲交变应力fsnom 名义扭曲交变应力fsnom 扭矩Tsnom=Tsmean±Tsalt fsmean fsalt MPa 在曲柄臂重迭处及连杆轴颈圆角处αt(A.B) 在曲柄臂重迭处及连杆轴颈圆角处(查附图1）βt(A.B) 连杆轴颈中央处(查附图1） βt(C) 连杆轴颈中央处(查附图3） αt(C) βt*fsmean βt*fsalt C A B 根据材料查表所得 0.4倍抗拉强度极限 曲轴疲劳强度的计算 相当应力f(MPa)=(fb2±3fs2)0.5=fmean±falt 扭转疲劳交变应力fs(MPa)=βt*(fsmean±fsalt) 弯曲疲劳交变应力fb(MPa)=βb*(fbmean±fbalt) fbalt(MPa) fbmean(MPa) fbmin(MPa) fbmax(MPa) Zpin 抗弯截面模具 βb*fbmean(MPa) βb*fbalt(MPa) 材料抗拉强度极限σB 53.869 101.850 6.720 8.976 47.043 62.831 4.603 32.221 52.597 61.109 27.977 32.505 60.481 -4.528 -5.158 -7.044 68.926 94.132 31.884 43.544 37.042 50.588 59.942 74.460 69.639 86.505 61.062 76.066 107.185 139.019 1326.3 2321.0 3169.8 -99.3 -173.7 -237.2 活塞销0.56kg 活塞环0.026kg 弯曲疲劳交变应力极值fb(MPa) βb*fbmean(Mpa) fbmax fbmin 扭转疲劳交变应力fs极值(MPa) fsmax fsmin 初始压力 P1max P2max P1min P2min 相当应力f(MPa) min max mean alt 49.05 73.83 56.24 81.46 69.61 102.96 47.98 73.37 54.97 80.97 68.08 102.33 52.268 59.224 73.791 70.380 77.902 98.277 70.383 77.904 K取8 K取4 101.848 107.184 38.31 108.66 44.53 115.04 54.69 148.74 37.56 108.14 43.64 114.43 53.60 147.98 1307.1 2287.4 3124.0 -118.4 -207.2 -283.0 59.606 67.928 92.772 -5.399 -6.153 -8.404 30.888±37.041 42.184±50.588 MAX MIN 27.104±32.503 58.069±69