發(fā)動機活塞連桿機構(gòu)設計

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1、 目錄 第1章 緒論 4 1.1 選題的目的和意義 4 1.2 國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀 4 第2章 整體設計方案 6 2.2活塞組設計方案 6 2.3連桿組設計方案 7 2.3 柴油機動力計算 8 2.3.1已知原始數(shù)據(jù) 8 2.3.2動力計算 9 2.4本章小結(jié) 12 第3章活塞組的設計 13 3.1 活塞的設計 13 3.1.1活塞的工作條件和設計要求 13 3.1.2活塞的材料 14 3.1.3 活塞頭部的設計 14 3.1.4 活塞裙部的設計 18 3.2 活塞銷的設計 19 3.2.1 活塞銷的結(jié)構(gòu)、材料 19 3.2.2 活塞銷強度和剛度計算

2、20 3.3 活塞銷座 21 3.3.1 活塞銷座結(jié)構(gòu)設計 21 3.4活塞環(huán)的設計 21 3.5 本章小結(jié) 23 第4章 連桿組的設計 24 4.1 連桿的設計 24 4.1.1 連桿的工作情況、設計要求和材料選用 24 4.1.2 連桿長度的確定 24 4.1.3 連桿小頭的結(jié)構(gòu)設計與強度、剛度計算 24 4.1.4 連桿桿身的結(jié)構(gòu)設計與強度計算 27 4.1.5 連桿大頭的結(jié)構(gòu)設計與強度、剛度計算 30 4.2 本章小結(jié) 31 5曲軸組的設計 32 5.1 曲軸的選型 32 5.2 曲軸主要尺寸設計及計算 32 5.3 曲柄的選擇 33 5.4 平衡重的

3、設計 33 5.5 油道設計及油孔位置 33 5.4 本章小結(jié) 34 第6章 活塞連桿組的創(chuàng)建 34 6.1 對Solidworks軟件基本功能的介紹 35 6.2 活塞的創(chuàng)建 35 6.2.1 活塞的建模步驟 35 6.3 連桿的創(chuàng)建 37 6.3.3 連桿蓋的建模 38 6.4 活塞連桿組其它零件的創(chuàng)建 39 6.4.1 活塞銷的創(chuàng)建 39 6.4.2 活塞銷卡環(huán)的創(chuàng)建 39 6.4.3 連桿小頭襯套的創(chuàng)建 39 6.4.4 大頭軸瓦的創(chuàng)建 39 6.4.5 連桿螺栓的創(chuàng)建 40 6.5 本章小結(jié) 40 第7章有限元分析 41 7.1連桿模態(tài)分析 41

4、7.1.1數(shù)字化建模 41 7.1.2導入外部幾何模型 41 7.1.3網(wǎng)格劃分 41 7.1.4邊界條件的施加 42 7.1.5求解 42 7.2本章小結(jié) 43 1緒論 1.1 選擇該題的目的與意義 活塞連桿機構(gòu)是內(nèi)燃機中實現(xiàn)動力輸出以及傳遞運動的重要組成部分，內(nèi)燃機通過活塞連桿組把活塞頂部所受到的燃氣爆發(fā)力通過活塞銷和小頭串聯(lián)傳遞給桿身，小頭和曲軸銷串聯(lián)曲軸把力變成轉(zhuǎn)矩，同時也能順帶著將活塞的上下往復運動巧妙的變?yōu)榍S地旋轉(zhuǎn)運動?；钊B桿機構(gòu)設計時，優(yōu)先保證機

5、構(gòu)整體上具有足夠的結(jié)構(gòu)強度和剛度，如何減少活塞連桿機構(gòu)應力集中的同時又能設計出結(jié)構(gòu)緊湊重量輕的機構(gòu)是此次設計的關鍵。 通過此次設計能夠促進我們對大學四年已學知識總結(jié)和綜合應用，熟悉各參數(shù)對活塞連桿組計算結(jié)果的影響和變化規(guī)律，鍛煉自己對數(shù)據(jù)的分析能力，從而達到在復雜數(shù)據(jù)的情況下能快速挑選有用參數(shù)的目的。 同時也能讓自己對活塞連桿組之間的各個工作過程的相互的影響有一個清楚的認知，通過使用繪圖軟件繪制活塞連桿機構(gòu)零件圖、三維圖、裝配圖，能培養(yǎng)我們的快速識圖和迅速制圖的能力，使我們能夠掌握如何利用有限元分析軟件模擬活塞連桿組的實際工作過程。從而能看出所設計的結(jié)構(gòu)是否合理，結(jié)構(gòu)是否存在運動干涉，設計參

6、數(shù)能否達到實際生產(chǎn)要求等問題都能在零件圖三維圖以及應力云圖上得到不同程度的反映，同時它還能鍛煉我們綜合大學所學知識對整體機構(gòu)中各零部件以及各附件系統(tǒng)之間的配合關系進行一個充分的探究，培養(yǎng)了自己畢業(yè)后能夠從事設計工作增加了優(yōu)勢。 1.2 國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀 自十九世紀六十年代年首臺內(nèi)燃機誕生以來，德國人魯?shù)婪虻胰麪栍X得當時的發(fā)動機效率低下，經(jīng)過一系列挫折終于在一八九二年研發(fā)出了世界第一臺可以正常實現(xiàn)扭力輸出的壓燃式柴油發(fā)送機，至今發(fā)動機經(jīng)過了近160年的發(fā)展，它改變了人類的出行方式，極大的提高了人類出行效率，同時給各大機器提供了強大的動力，極大地促進了社會生產(chǎn)力發(fā)展，間接的豐富了人們的物質(zhì)追求

7、，提高了人們的生活質(zhì)量，已經(jīng)成為人類發(fā)展不可或缺的一部分。但是，隨著人類對機械動力的需求不斷增加，工作環(huán)境越來越嚴酷，到目前為止內(nèi)燃機的發(fā)展還遠遠沒有達到其極限，在動力性、經(jīng)濟性和排放性等方面依然存在很大研究發(fā)展空間。柴油發(fā)動機相比較于汽油機來說其熱效率更高和經(jīng)濟性較好等優(yōu)點，柴油機點火方式很獨特，采用的是壓燃點火，結(jié)構(gòu)上比較簡單，點火原理就是在壓縮空氣的同時噴入柴油，使空氣分子劇烈擠壓使空氣溫度瞬間達到柴油的燃點，同時和空氣混合完成點火燃燒，較汽油機來說柴油機無需點火系統(tǒng)。大量數(shù)據(jù)和實驗表明，在現(xiàn)在各種動力機械中，柴油機不僅熱效率最高，而且能量利用率最好 。 進入21世紀，由于人們環(huán)保

8、意識的增強，國家對柴油車廢氣污染物的要求和汽油車一樣日漸嚴格，同時對柴油機經(jīng)濟性也提出了更高的要求，面對能源危機和環(huán)境污染等問題，如何提高內(nèi)燃機的經(jīng)濟性和減少廢氣排放，如今已成為國內(nèi)外研究的重點。 目前發(fā)動機柴油化呈現(xiàn)全球化趨勢，尤其在北美、歐洲日本等地區(qū)這種發(fā)展趨勢最為明顯。據(jù)調(diào)查顯示，在歐美日這些國家的重型機械全部以柴油機作為動力，美國和歐洲商用車百分之九十為柴油車，百分之三十左右的小轎車為柴油車，據(jù)專家預測，在今后十年甚至是更長時間發(fā)動機柴油化將成為主流趨勢。歐洲在柴油機上擁有大量的技術優(yōu)勢，柴油機燃油經(jīng)濟性較好，供油充分，壽命長，結(jié)構(gòu)緊湊[2]。我國雖然在世界上單缸柴油機產(chǎn)量，廠家和

9、品種最多，但是整體水平仍讓落后于西方國家10~20年，比起汽油機，國家對柴油機也不夠重視，有些城市甚至對柴油車限行處理，嚴重制約了生產(chǎn)工藝水平和規(guī)模發(fā)展及自主開發(fā)能力的提高[3]。在大多數(shù)人的印象里，柴油機充斥著嚴重的噪聲，刺鼻的氣味和濃濃的黑煙，社會整體呈現(xiàn)出“厭柴”心理。隨著一些先進柴油機和技術的引進，我國柴油機自二十世紀八十年代以來有了較快的發(fā)展，整體技術水平達到了國外八十年代末九十年代初的水平，誕生了如常柴、玉柴、濰柴等優(yōu)秀柴油機研發(fā)制造企業(yè)，隨著高壓共軌噴射、增壓中冷技術、廢棄再循環(huán)等技術的使用，國內(nèi)某些最新柴油機產(chǎn)品排放水準甚至能達到歐洲的最高排放標準。 2 整體設計方案

10、 2.1原始參數(shù) 1) 所選柴油機：S195柴油機; 2) 燃燒室類型：渦流式； 3) 氣缸數(shù)目Z：1; 4) 柴油機沖程數(shù)t : 4; 5) 氣缸直徑D: 95mm； 6) 活塞行程S: 115mm； 7) 排量： 0.815L; 8) 標定功率 Ne : 8.8kw (12PS)； 9) 標定轉(zhuǎn)速： 2000 rpm; 10) 怠速轉(zhuǎn)速： <800 rpm； 11) 壓縮比s: 20; 12) 冷卻方式：水冷； 13) 凈質(zhì)量： 145kg; 14) 潤滑方式：壓力潤滑+飛濺潤滑； 15) 啟動方式：電啟

11、動； 16) 最高爆發(fā)壓力pz: 75kgf /cm2 ； 17) 壓力升高比：1.50 18) 平均有效壓力pc：6.78 kgf/cm2 19) 最高燃燒溫度: 2230 K 2.2 活塞組總體設計方案 2.2.1對活塞頭部進行結(jié)構(gòu)尺寸設計 活塞頭部這一塊區(qū)域主要由頂部和環(huán)帶部兩個小區(qū)域組成，作用很簡單就是，承受高溫高壓燃氣壓力，然后通過活塞銷座把運動從連桿小頭傳遞到連桿大頭，推動曲軸轉(zhuǎn)動，實現(xiàn)動力輸出。同時活塞頭部還與汽缸蓋、汽缸壁三者共同組成燃燒室，活塞環(huán)一起打配合保證氣缸氣密性。因此，在設計柴油機活塞頭部時要特別關注以下幾個方面：其一：所選擇制作活塞頭部的材

12、料一定要具有充分的強度與剛度，防止頭部因應力集中開裂或者明顯的變形，因為頭部的變形最終會導致活塞環(huán)槽的空間受到壓縮，活塞環(huán)的空間變小受到擠壓，破化了活塞環(huán)的正常工作；其二：一定要減小頭部的最高溫度，同時溫差梯度要均勻，一頭溫度高一頭溫度低就會形成大的熱應力以及熱變形，引起頭部疲勞損傷，嚴重時能導致熱疲勞開裂，不好的地方能避免的盡量去避免，活塞環(huán)嘛，也需要一個好的工作條件；其三：在保證活塞頭部有足夠的強度及剛度的情況下結(jié)構(gòu)盡可能輕巧，尺寸盡可能緊湊，因為頭部對壓縮高度的影響還是蠻大的，比如說頭部尺寸縮小量最大甚至能達到壓縮高度尺寸縮短的兩倍，同時還能顯著減小活塞重量，降低活塞往復慣性質(zhì)量。

13、2.2.2活塞環(huán) 為保證機構(gòu)具有足夠氣密性，本次社稷的活塞環(huán)打算設計成四道，打算設計三道氣環(huán)，一道油環(huán)。第一道活塞環(huán)打算使用梯形環(huán)，材料預選用球墨鑄鐵，表面鍍多孔性鉻，活塞壽命長。第二、三道活塞環(huán)打算使用錐形環(huán)，材料為灰鑄鐵，表面壓力高，有利于磨合密封，布油效果也好。第四道是油環(huán)，使用彈簧膨脹環(huán)，選用優(yōu)質(zhì)鋼，質(zhì)量小，基礎比壓高，回油通路大刮油能力強。 2.2.3活塞裙部 活塞裙部指的是活塞油環(huán)槽以下的部分[9]。當活塞受到氣壓力下行，受凸輪慣性力上行時，主要靠裙部起導向作用，在這個過程中由于連桿快速擺動，導致氣缸壁會給裙部一個氣體側(cè)壓力。所以設計裙部時應注意以下幾點，第一務必要保證活塞能

14、夠以最小摩擦往復運動的同時能得到正確的導向，同時具有足夠大實際承壓面積，減小來自氣缸壁的側(cè)應力沖擊；第二裙部表面要有足夠厚的潤滑油膜，既不因間隙過小而導致活塞卡住拉傷，造成拉毛，也不因間隙過大發(fā)生敲缸，引起噪音和加速磨損。為了避免出現(xiàn)拉毛現(xiàn)象，在活塞裙部與氣缸之間必需留有適當?shù)拈g隙。由于活塞頭部距離高溫燃氣最近，導致活塞外表面上下溫度分布很不均勻，活塞頂溫度最高可達兩百甚至五百度，所以環(huán)帶溫度梯度要比裙部更明顯，在設計時應多加考慮如何加速塞頭部流向裙部的熱量，使活塞頭部迅速冷卻；把活塞外圓面制成有不同錐度的圓錐面，盡最大的努力縮小活塞裙部膨脹；活塞裙部形狀要與活塞本身的溫度變化相對應起來、還要

15、和裙部壁厚薄厚度等對應起來[10]。翻了一下柴油機設計手冊這本書，對于共晶硅鋁合金活塞頂部間隙?0、垂直銷孔方向裙部間隙?⊥的推薦值為： ?0D=0.006,?⊥D=0.0014 2.3連桿組設計方案 連桿組實際上就是住在活塞組和曲軸組中間，起到一個紐帶橋梁的作用，一方面連桿小頭與活塞攜手做往復運動，另一方面連桿大頭和曲柄銷聯(lián)合起來，做旋轉(zhuǎn)運動，在這個將往復運動轉(zhuǎn)變?yōu)樾D(zhuǎn)運動這個過程中，連桿本身會做一個復雜的平面運動，此時連桿不僅要承受往復慣性力與氣壓力聯(lián)合拉壓疲勞交變載荷

16、，同時也會由于連桿受力不均時引起的橫向彎曲載荷以及與襯套軸過盈壓入時的裝配靜載荷，要想結(jié)構(gòu)輕巧，還想有足夠的剛度強度，根據(jù)發(fā)送機制造工廠的老師傅推薦，這次設計預選中碳結(jié)構(gòu)鋼 2.3.1連桿小頭 由于薄壁圓環(huán)結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，材料利用率高，常用于工廠中大批量生產(chǎn)，所以在小頭設計中優(yōu)先考慮薄壁圓環(huán)結(jié)構(gòu)。小頭到桿身的過度為單圓弧過渡，小頭和活塞銷座之間要保留一定間隙，可以彌補溫度升高時材料熱膨脹系數(shù)不一樣時引起零件之間裝配關系的變化，小頭要有足夠的承壓面積減小單位面積上所承受的應力，使用耐磨連桿襯套減小活塞銷對小頭的磨損。兩者之間采用過盈配合，并在小頭上面開機集油孔，利用從曲軸箱飛濺來的油霧來

17、進行潤滑，同時還能把熱量帶走，起到降溫作用。 2.3.2連桿桿身預設計方案 連桿桿身在連桿組這個小家庭里面起到一個頂梁柱的作用，做功行程時連桿小頭像它的肩膀扛著來自活塞的氣體壓力，引起連身壓縮，同時在吸氣行程時大頭就像腿陷在了往復慣性這個泥塘里拉伸，連桿桿身采用工字形截面，這種截面對材料的利用最為合理，對于中高速柴油機，截面平均高度和氣缸直徑的比值一般取值范圍在0.3~0.4，截面高寬比取值略大，一般取值范圍在1.4-1.8，平均截面積和活塞面積之比在0.03-0.05，在對桿身進行校核時，主要考慮拉壓交變載荷所產(chǎn)生的應力。 2.3.3連桿大頭 為了保持運動連續(xù)性，連桿大頭蓋的尺寸參

18、數(shù)連桿大頭的尺寸參數(shù)要保持一致，一般對于四沖程發(fā)動機連桿大頭蓋可使用加強筋結(jié)構(gòu)來減小慣性載荷所造成的影響，為了保證連桿大頭能通過氣缸，螺釘?shù)闹行木€盡量向軸瓦靠近，為了能在連桿體通過氣缸的同時增大曲柄銷直徑，把連桿大頭的剖分面做成斜切口，斜切口還能減小連桿螺釘所承受的拉伸負荷。斜切口也有不足之處，如連桿只能使用螺釘或者螺柱連接，不能使用螺栓連接，會增加連個螺釘之間的距離，削弱了連桿體，連桿螺釘還要承受剪切力，綜合考慮，斜切口的斜角一般在300-600。 2.3 柴油機動力計算 2.3.1已知原始數(shù)據(jù) 活塞面積FP=πD24=78.65cm2 曲柄半徑與連桿長度比； 曲軸旋轉(zhuǎn)角速度

19、; 活塞平均速度； 2.3.2 活塞頭部運動分析 (1)各個運動參數(shù)的計算公式如下： 活塞位移： 活塞速度： 活塞加速度： 連桿擺角： 具體計算結(jié)果見圖2.1，活塞1個循環(huán)內(nèi)的運動規(guī)律見表2.1。 活塞運動規(guī)律的曲線見圖2.2。 圖2.1曲柄連桿機構(gòu)簡圖 表2.1柴油機活塞運動規(guī)律表 曲軸轉(zhuǎn)角 連桿擺角 位移m 速度ms 加速度ms2 0 0.00 0.00 0.00 3230.02 10 2.64 1.22 2.37 3219.64 20 5.73 4.28 520 2920.10 30 7.91 9.70

20、 7.51 2543.21 40 10.20 16.74 9.39 2063.06 50 12.11 25.21 10.88 1509.39 60 13.72 34.74 11.89 920.73 70 14.91 44.90 12.41 335.42 80 15.64 55.29 12.50 -210.98 90 15.90 65.49 12.10 -695.01 100 15.70 75.32 11.29 -1092.81 110 14.20 84.32 10.30 -1400.12 120 13.82

21、 92.30 9.10 -1625.11 130 12.22 100.12 7.75 -1760.21 140 10.21 104.90 6.21 -1822.00 150 7.90 110.11 4.59 -1849.11 160 5.51 111.50 2.99 -1851.00 170 2.81 114.41 1.61 -1845.18 180 0.00 115.00 0.00 -1841.5 190 -2.73 114.36 -1.53 -1844.81 200 -5.37 112.46 -3.07

22、-1850.97 210 -7.87 109.27 -4.61 -1848.88 220 -10.14 104.83 -6.13 -1821.94 230 -12.11 99.13 -7.62 -1750.51 240 -13.72 92.24 -9.03 -1615.02 250 -14.91 84.24 -10.28 -1399.13 260 -15.64 75.26 -11.33 -1092.75 270 -15.89 65.53 -12.08 -694.29 280 -15.64 55.29 -12.46

23、-212.09 290 -14.91 44.90 -12.41 335.42 300 -13.72 34.74 -11.89 920.73 310 -12.11 25.21 -10.88 1509.39 320 -10.14 16.73 -9.39 2063.06 330 -7.87 9.68 -7.47 2543.17 340 -5.37 4.39 -5.19 2914.68 350 -2.73 1.11 -2.66 3149.64 360 0.00 0.00 0.00 3230.04 圖2.2

24、 S195柴油機活塞運動規(guī)律曲線 2.3.3質(zhì)量換算 往復運動質(zhì)量mj 實驗室拆卸測得195發(fā)動機活塞組實際總重G0=1.36kg。包括活塞重0.9kg，活塞銷重0.36kg，，油環(huán)重0.03kg，氣環(huán)重0.065kg，擋圈重0.005kg，。 連桿組質(zhì)量換算：195連桿組拆卸測得實際重量GC=2.315kg。包括連桿體1.89kg，連桿螺釘0.124kg，連桿軸瓦0.11kg。依據(jù)稱重法原理得到，連桿體實際重量分配取值為0.600 : 1.293。所以Gca=1.293+0.11+0.124+0.008=1.535kg,mj=mp+mca=1g1.36+0.6==0.2005

25、(kg.s2m),mj=mjFP=0.200570.88=0.00283(0.00283kgs2mcm2) 旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量mr2.3曲柄質(zhì)量換算圖 因為曲柄臂以橢圓曲軸旋轉(zhuǎn)中心為對稱中心，見圖2.3，所以只用考慮橢圓部分質(zhì)量換算 曲柄部分重量及其重心至曲軸旋轉(zhuǎn)中心線距離計算如下： GΙ=0.71kg,ρΙ=7.6cm GΙΙ=0.108kg,ρΙΙ=7.5cm GΙΙΙ=0.563kg,ρΙΙΙ=5.7cm 其中Ι部分表示平衡塊，即Gb=0.71kg,ρ=7.6cm 所以Gb=GΙΙΙρΙΙΙ-GΙΙρΙΙR =0.5635.7-0.1087.525.75=0.276kg

26、 mr=md+mcb=1g0.276+1.535=0.1847kg.s2m 2.4本章小結(jié) 本章對活塞頭部、活塞環(huán)活塞裙部，連桿小頭，連桿桿身，連桿大頭等主要零部件進行了在正式詳細設計計算之前制定了一個大概方向，并對話塞進行了動力計算和運動規(guī)律的探討 3活塞組個零部件結(jié)構(gòu)和尺寸的設計 3.1 對于活塞結(jié)構(gòu)和尺寸設計 活塞組由活塞、活塞銷和活塞環(huán)以及彈性擋圈組成,頂部與高溫高壓腐蝕性燃氣接觸，高速運動時活塞表面和汽缸壁不斷摩擦，冷卻潤滑困難，是內(nèi)燃機中工作環(huán)境最為惡劣的組件?；钊M的工作狀態(tài)越好，內(nèi)燃機的使用壽命更長。 3.1.1工作環(huán)境 1、高壓環(huán)境下--沖擊

27、性機械負荷高 柴油機在工作時,在壓縮上止點附近活塞頂部受到最大爆發(fā)壓力，產(chǎn)生很大的機械負荷。可能出現(xiàn)活塞銷斷裂，環(huán)岸斷裂以及活塞卡環(huán)卡死斷裂。把活塞設計成合理的結(jié)構(gòu)形狀來適應高壓沖擊性負荷，減少應力集中，保證活塞能正常工作。 2、高溫環(huán)境下--熱負荷大 活塞在氣缸內(nèi)工作時，活塞頂部和熊熊燃燒的火焰接觸，燃氣瞬間最高溫度能達到。由于處在高溫密閉導熱不良的工作環(huán)境，沿軸線各部分的溫度變化極大，容易積累熱應力，給活塞表面變心甚至開裂埋下了不良隱患 3高速環(huán)境下—強烈摩擦 本次設計的柴油發(fā)送機規(guī)劃短軸連桿發(fā)動機一類，在工作時產(chǎn)生的側(cè)向力比長軸連桿發(fā)動機大很多，加劇了側(cè)向拍擊引起裙部變形，甚至

28、缸套振動造成缸套腐蝕，與此同時活塞環(huán)以極高的上下行速度緊貼汽缸壁運動，原本活塞和汽缸壁之間的配合間隙就小難以潤滑，容易加活劇塞表面與氣缸壁表面之間磨損。 4、活塞組設計要求 （1）選擇受熱膨脹量小、耐磨、穩(wěn)定性導熱性好、較高的屈服強度 （2）重量輕任何情況下活塞都能和缸套保持最佳配合； （3）保證燃燒室氣密性好，減少活塞組的摩擦同時不發(fā)生竄氣、竄油現(xiàn)象； （4）有合理的形狀和壁厚，保證活塞有足夠強度和剛度，避免應力集中； （5）活塞吸熱能力差導熱能力好，保證頭部吸收的熱量能夠順利地散走； 3.1.2 活塞的材料 在發(fā)動機中，灰鑄鐵由于耐磨耐熱性好、廉價等原因，很早之前就開始大

29、范圍使用。但是近年來，人們對于發(fā)動機動力要求不斷增加，越來越期待高轉(zhuǎn)速高壓縮比發(fā)動機由于對發(fā)動機要求不斷提高，材料密度小質(zhì)量輕和導熱性好的鋁合金活塞逐漸占領了灰鑄鐵活塞的市場。 鋁合金活塞相對于灰鑄鐵活塞材料性能要高，在比重上鋁合金比灰鑄鐵小很多，比灰鑄鐵活塞小的三分之二，結(jié)構(gòu)重量要比鑄鐵活塞要青百分之四十左右，但是鋁合金導熱系數(shù)要比鑄鐵的導熱系數(shù)大三到四倍，所以其導熱性好慣性力也小，可使活塞快速散熱。鋁合金也有不足之處，受熱時硬度和強度會大幅度下降，同時膨脹量卻大幅度增加，常常在鋁合金活塞中適量加入其它合金元素改善活塞整體性能 綜合考慮，活塞選用鋁合金中添加硅元素也就是人們常說的共晶鋁硅

30、合金。 3.1.3 頭部尺寸設計 1、確定壓縮高度 壓縮高度是由頂岸高度、環(huán)帶高度和上裙高度組成的，設計時總的原則是在保證活塞能正常工作的前提下，盡量縮短頂岸高度，環(huán)帶高度和上群高度這三部分的尺寸，尺寸愈小，往復運動質(zhì)量越低，同時也能夠使得發(fā)送機布局更緊湊 （1）計算火力岸高度 火力岸高度即第一氣環(huán)上表面到活塞頂部燃燒室邊緣的尺寸高度?；鹆Π陡叨冗x擇要遵守以下原則：第一：氣環(huán)槽要布置在頂部厚度的下方；第二：第一環(huán)工作溫度不超過允許極限溫度，避免第一環(huán)出現(xiàn)彈性松弛、粘結(jié)等問題；因此滿足上述選取條件的基礎上頂岸高度取的越小越好。一般柴油機h1=0.07~0.2D，也就

31、是活塞直徑的意思，該發(fā)動機的活塞直徑D=95mm，所以頂岸高度取值為： （2）計算環(huán)帶高度值 對于小型中速柴油機機，一般氣環(huán)高b可取范圍在2~4mm，油環(huán)高b可取范圍在4~6mm。環(huán)槽高度能取多小值就取多小值高度高了慣性靈力大，取小值可以減小活塞環(huán)慣性力對環(huán)槽側(cè)面撞擊，能夠提高環(huán)槽使用壽命。 本次設計的單缸柴油機活塞設計采用四道活塞環(huán)。氣環(huán)高取b1=b2=b3=2.5mm，油環(huán)高b4=5mm 環(huán)岸的高度，必須保證受到最大燃氣壓力作用時不會破壞。第二、三環(huán)第四環(huán)不不像第一環(huán)那樣與燃氣直接接觸，所以這幾個環(huán)的環(huán)岸負荷要比第一環(huán)的環(huán)岸要小很多很多，只有當在第一環(huán)岸遭到破壞時，余下環(huán)岸才

32、有被破壞的可能。因此，在設計之前就要給第一環(huán)岸預先留出較大高度，其它環(huán)岸可以取較小值。根據(jù)柴油機設計手冊，c1=0.035~0.04D，c2=c3=(1~2)b1，柴油機取值接近上限。 則 c1=o.o37D=3.5mm， c2=c3=1b1=13=3mm。 因此，環(huán)帶高度h2=b1+b2+b3+c1+c2+c3=24.5mm。 （3）上裙高度的計算 上裙高度h3即活塞銷軸線與油環(huán)槽之間的的距離。由于油環(huán)和油環(huán)槽在設計時所設計的裝配間隙非常小的，因為可以減小慣性力沖擊，本來活塞開槽槽跟就會出現(xiàn)應力集中，油環(huán)槽厚度本來就不是特別厚，要是還受到機械載荷劇烈沖擊的話，環(huán)槽就容易變形時

33、，導致間隙變小，槽上下兩個面就會夾住油環(huán)導致工作失效。所以在設計上裙高度時，油環(huán)槽的位置應該布置在活塞銷座外徑之上，并且保證銷座的強度不會對油環(huán)正常工作造成影響。 綜合火力岸高度、環(huán)帶高度以及上群高度，可以確定活塞的上群高度。根據(jù)設計手冊，對于柴油機H1=0.6~0.8D，所以 H1=0.63D=0.6395=60mm 則 h3=H1-h1-h2=60-14-24.5=21.5mm。 2、對活塞頂厚度經(jīng)行計算和環(huán)帶斷面進行計算 （1）活塞頂厚度計算 活塞頂?shù)男螤钪饕Q于燃燒室的選擇和設計[14]。由于S195 0.815L發(fā)動機為高壓縮比發(fā)動

34、機ε=20，同時其燃燒室結(jié)構(gòu)為渦流式結(jié)構(gòu)，為了使燃燒室中空氣和燃料充分混合，活塞頂制成w形。根據(jù)柴油機設計手冊，活塞頂部最小厚度，柴油機為δ=0.1~0.2D，取δ=0.15D=0.1595=14mm。活塞頂部所吸收的熱量，主要通過活塞環(huán)傳遞給汽缸壁從冷去水套導出。為了加快活塞頂部熱量的散出，減小第一環(huán)收到的熱應力，在設計時把活塞頂厚度應從活塞中心面到燃燒室邊緣慢慢加厚，并過渡圓角設計的足夠大， （2）環(huán)帶斷面設計計算 在塞環(huán)岸附近所有銳邊都要開適量的倒角，減少第一環(huán)所受熱量。環(huán)岸和汽缸壁的間隙不能太小，太小會造成活塞卡住過熱，間隙又不能太否則將會導致活塞環(huán)失去密封作用，所以要選擇活塞環(huán)

35、與環(huán)槽之間有一個恰當?shù)牡呐浜祥g隙，減少應力集中，保證活塞環(huán)能在環(huán)槽中正常工作。一般該倒角為，槽底圓角通?？刂圃?.2~0.5個毫米。 （3）環(huán)岸尺寸設計及環(huán)槽的設計計算 為了保證活塞及活塞環(huán)之間的配合能長時間處于正常工作狀態(tài)，要對環(huán)岸和活塞槽間隙進行詳細設計，側(cè)間太大，則會加劇活塞環(huán)對環(huán)槽的沖擊，太小容易導致活塞容易黏著失去密封作用，氣環(huán)槽下平面應垂直于活塞軸線，防止機油上竄?；钊h(huán)側(cè)隙在不產(chǎn)生劇烈沖擊和黏著卡死情況下盡量取小值，依據(jù)柴油機制造手冊，第一環(huán)與環(huán)槽側(cè)隙一般取0.05到0.1個毫米，二、三環(huán)熱應力小，取值可以適當小些，為0.03到0.07個毫米，油環(huán)取值可以更小，有利于減少

36、應力集中給活塞一個穩(wěn)定的工作環(huán)境延長使用壽命還可以減小機油消耗，油環(huán)槽側(cè)隙中必需均勻布置回油孔，可以減少機油損耗，降低局部溫度，四道環(huán)的開口間隙、側(cè)隙祥見表2.1 為了讓活塞有較高的抗粘性，氣環(huán)和油環(huán)的背隙取值相對于其它間隙來說要去的比較大，減小活塞環(huán)與活塞槽底圓角出現(xiàn)干涉的幾率。氣環(huán)背隙可取0.5毫米，油環(huán)的背隙取值則更大些，具體分析見圖3.1。 （4）對活塞環(huán)岸強度校核 在膨脹上止點，柴油和空氣混合瞬間被壓燃，在燃氣爆發(fā)壓力作用下，氣環(huán)死死的壓著環(huán)岸，環(huán)岸上壓力比下壓力大得多，導致岸根出現(xiàn)較大的彎曲和剪切應力，造成環(huán)岸根部裂開。依據(jù)柴油機設計手冊，當氣缸出現(xiàn)最

37、高爆發(fā)壓力時，，，見圖2.2 已知=7.5，則p1=0.97.5=6.75，p2=0.27.5=1.5， 圖3.1 環(huán)與環(huán)槽之間的配合間隙 圖3.2環(huán)岸受力分析 環(huán)岸固定面比較復雜，難以計算出應力的精確值。一般情況下，可假定岸根直徑，環(huán)槽深為： t=0.08D=0.0895=7.7mm 作用在活塞環(huán)岸根的彎矩計算 （3.1） 活塞環(huán)岸根部斷面的抗彎斷面系數(shù)計算： 活塞環(huán)岸根部危險斷面彎曲應力計算：

38、 （3.2） 同理計算剪切應力： （3.3） 因此合成應力等于： （3.4） 因為硅鋁合金的許用應力[σ]=300~400，，所以校核合格。 3.1.4 活塞裙部設計計算 （3.5） 式中的意思是指橢圓長軸，就是橢圓短軸的意思，見圖3.3。 依據(jù)柴油機設計手冊，當缸徑小于時，活塞裙部橢圓度的取值通常在Δ=0.25~1.45mm。取Δ=1mm = 一般高速柴油機裙部比壓5~8 圖3.3

39、 活塞銷裙部的橢圓形狀 活塞冷卻方式依據(jù)據(jù)活塞比功率選取 其值小于 無油冷方式的上限值 0.3 ，因此無需對話塞進行冷卻處理。 3.2 活塞銷設計計算 3.2.1 話塞銷的尺寸計算、對進行材料選用 1、話塞銷的結(jié)構(gòu)設計以及尺寸計算 空心圓柱體的相對于實心體來說質(zhì)量很輕，可以減少往復慣性質(zhì)量，同時有足夠的承壓面積足夠大，表面光滑圓潤，壓強小，應力集中不明顯，實際安裝到活塞上時采用偏心布置，縮小熱膨脹時帶來的誤差。活塞銷、活塞銷座、襯套孔三者之間的連接配合方式選用“全浮式”配合。采用圓形形彈性擋圈定位，防止活塞軸向串動，彈性擋圈按GB893.1-1986選用，銷座采用寬體整體

40、支撐筋式，并對銷孔加以潤滑 據(jù)柴油機設計手冊，活塞銷的外徑d1=0.31~0.40D，取d1=0.37D=35mm，內(nèi)徑d2=0.45~0.65d1,取d2=0.57d1=20mm,活塞銷長度，L=0.8~0.9D,取L=0.8D=80mm，一般情況下當外徑為35毫米時，活塞銷和銷座的配合間隙取5μm 2、活塞銷的材料 由于活塞銷自身和連桿小頭以及活塞串聯(lián)起來，在工作時受到各種沖擊載荷，過盈裝配時使得摩擦更加劇烈，徑向變形不協(xié)調(diào)油膜難以形成潤滑條件差，所以優(yōu)先選擇耐磨、韌性高、抗沖擊性好，綜合考慮活塞銷材料選用含碳量為百分之二十的低碳鎘合金鋼， 同時滲碳處理，進一步提高其強度

41、 3.2.2 活塞銷強度計算以及剛度計算 圖3.4活塞銷的計算簡圖 1、彎曲變形計算f f=160pzD2a2(2a-b)E(d4-do4) (3.6) =160759.525.8225.8-3.32.21063.54-24 =1.0710-4cm f<[f]=1.4310-4cm,校核合格 2、橢圓變形?d

42、?d=pzD2d+d03EId-d03 (3.7) =5.9310-3cm ?d<[?d]= 13.710-5cm,校核合格 3、縱向彎曲應力σ1 σ1=（2a-b）pzD2dd4-d04

43、 (3.8) =1467kgf/cm2 σ1<σ1=3500~5000kgf/cm2,校核合格 4、橫向彎曲應力σ2 σ2=3π16pzd2D(d+d0)I（d-d0）2 (3.9) =1219kgf/cm2 σ2<σ2=3500~5000kgf/cm2,校核合格 總應力σ=σ12+σ22=1

44、907kgf/cm2,σ<σ=3500~5000kgf/cm2,所以校核合格 3.3 話塞銷座設計計算 3.3.1對結(jié)構(gòu)進行設計 話塞銷座的作用是支承活塞，與活塞銷一起組成一隊摩擦副傳遞運動及動力，工作時受到周期性氣體壓力和銷座以上活塞慣性力；銷座要有足夠的剛度和強度來應對活塞銷的變形，在受到特別大的應力不得不變形甚至是斷裂時，結(jié)構(gòu)強度和剛度要比活塞銷的大，讓活塞稍先損壞，保護銷座，因為銷座和活塞是一體的，更換過程復雜，更換成本也比更換話塞銷成本高。銷座的內(nèi)徑d0=22mm，查柴油機設計手冊，活塞銷座外徑通常比內(nèi)徑大1.4－1.6倍[17]。取d=1.5d0=33mm,話塞銷沿徑向方向

45、的彎曲變形量肉眼看上去越不明顯，證明設計出來的銷座系統(tǒng)可靠性就越好，兩者之間是一個正比關系。根據(jù)柴油機設計手冊，連桿小頭與活塞銷座之間的間隙控制在4~5mm，如果制造機器越先進，技術工人制造水平夠高時，兩邊取2~3mm就可以了，綜合考慮兩邊取間隙為3mm。 3.3.2 驗算銷座比壓力 計算活塞銷座比壓力結(jié)果為： ==21N （3.10） 柴油機活塞銷許用比壓力 3.4活塞環(huán)的結(jié)構(gòu)及選型設計 參考195單缸柴油機，話塞選用四道話塞環(huán)，前三環(huán)為氣環(huán)，最后一個為油環(huán)。 第一道氣環(huán)選用梯形環(huán)，梯形的意思

46、就是把活塞環(huán)切斷，觀察到此時的話塞環(huán)的截面為梯形材料選用球墨鑄鐵，所以較梯形環(huán)并在表面鍍多孔性鉻。梯形環(huán)隨活塞側(cè)壓力的變化位置不斷改變，環(huán)槽中的積炭容易被擠出避免環(huán)在槽中豁起折斷延長環(huán)壽命。第二、三道氣環(huán)為錐面形環(huán)[18]，材料為灰鑄鐵，外表面錐角1。30’，錐面環(huán)可防止泵油現(xiàn)象，活塞向上運動時布油效果好，向下運動時表面接觸壓力高，刮油和密封效果好。第四道是油環(huán)，選用彈簧膨脹油環(huán)，外側(cè)制有倒角，活塞上行時可以形成油鍥，布油均勻，下行時刮油能力很是優(yōu)秀。 活塞環(huán)的主要尺寸為環(huán)的高度b、環(huán)的徑向厚度t0。 [19] 在柴油機設計手冊中氣環(huán)高度取值范圍一般在一點五到三個毫米，油環(huán)高取值范圍則在四

47、到七個毫米，綜合考慮，取b1=2.5mm,b2=b3=2.75mm，b4=5mm。四個環(huán)的徑向厚度t做等厚處理，使用柴油機設計手冊推薦值：當缸徑D處于50~100mm范圍內(nèi)時，tD=0.05~0.06，取t=6mm。本次 3.3.1 話塞環(huán)的校核 盡管活塞環(huán)工作時會產(chǎn)生的剪應力和軸向力，但是這兩個力對環(huán)本身并不會造成太大的影響，所以可以忽略不計。只要考慮彎曲應力和裝配是的應力。 1、工作狀態(tài)下活塞斷面的彎曲應力 最大彎矩： （3.11） 最大彎曲應力σmax：

48、 （3.12） 話塞環(huán)開口間隙與話塞環(huán)接觸壓力兩者關系如下： （3.13） 將式（3.13）和（3.12）聯(lián)立方程式： （3.14） 式中：—材料的彈性模量，對合金鑄鐵； —話塞環(huán)開口間隙，，參考設計手冊取； —話塞環(huán)的徑向厚度， 則 σ=，[σmax]<[σ],所以校核合格。 2、套裝應力 當活塞環(huán)裝配活塞上時，要把切口間隙進行擴張，導致切口處會出現(xiàn)最大的彎曲應力，即：

49、 （3.15） 式中：—意思就是說裝配時的套裝系數(shù)，但是選的裝配方式不同，取值也不一樣，取值范圍為，參考195柴油機設計，本次設計裝配系數(shù)， 則 活塞環(huán)是在常溫環(huán)境下瞬間裝配到活塞上，此時套裝應力的許用值可以大于許用應力百分之十到百分之三十左右，所以校核合格。 3.5 本章小結(jié) 本章主要是對活塞組主要部件進行了結(jié)構(gòu)和尺寸上的設計，首先分析了零部件的工作條件，幾乎所有零件的工作環(huán)境都很嚴酷，然后根據(jù)各零部件不同的工作環(huán)境和工況總結(jié)了設計原則和設計要求，然后根據(jù)原則和要求挑選了合適的材料，依次確定了各零件的主要的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸

50、參數(shù)，最后都進行了校核，達到了生產(chǎn)技術要求[21]。  4 連桿組的結(jié)構(gòu)設計及計算 1、工作情況 連桿小頭通過活塞銷和活塞串聯(lián)在一起，三者共同沿氣缸周線一起做上下高速運動，同時連桿大頭通過曲柄銷和曲軸串聯(lián)在一起，他們?nèi)吖餐鲎鲂D(zhuǎn)運動。所以，連桿體是由上下運動結(jié)合左右擺動共同形成一個復雜運動。 2、設計注意事項 連桿工作時主要受兩個力，一個就是氣體壓力另一個就是往復慣性力，他們這兩個力結(jié)合形成一個時時變化的叫便利。在面對這種極為復雜的載荷時不能輕易的選擇材料，所挑選的材料一定要具有足夠的疲勞強度和結(jié)構(gòu)鋼度，使得連桿以足夠高的強度和剛度從容面復雜的工作

51、環(huán)境維持正常工作，然后再考慮尺寸緊湊和結(jié)構(gòu)上的輕巧。 3、選擇材料 綜合考慮本次連桿設計選用45優(yōu)質(zhì)結(jié)構(gòu)鋼 4.1.2 計算連桿長度l 在設計連桿之前要先要確定連桿大頭和連桿小頭兩個孔的圓心之間間的距離，也就是平時經(jīng)常使用到的連桿長度l，往往連桿常常不用連桿長度l來表示具體長度值，長度通常是用連桿比λ=r/l來進行具體說明的[25]。根據(jù)柴油機手冊，0.325，取，r=s2=57mm，則l=rλ=210mm。 4.1.3 連桿小頭結(jié)構(gòu)設計及強度校核 1、結(jié)構(gòu)設計 主要結(jié)構(gòu)尺寸圖見4.1，小頭內(nèi)徑d和活塞銷外徑做等大處理，取d=35mm 根據(jù)柴油機設計手冊，小頭寬度B

52、1在（0.9~1.2）d,取B1=0.97d=34mm，為了避免連桿小頭出現(xiàn)劇烈磨損，選用錫青銅材料襯套，小頭孔和襯套采用輕微過盈配合，，小頭外徑D1在（1.2~1.4）d，取D1=1.28d=50mm,襯套厚度δ在（0.04~0.08）d，取δ=0.06d=2mm,小頭襯套外徑d2=d+2δ=39mm,一般情況下，襯套寬度和小頭寬度等寬。 2、強度校核 在裝配時采用過盈配合保證連桿小頭和襯套在工作保持運動狀態(tài)一致性，但是過盈配合會產(chǎn)生額外拉伸壓力。雖然錫銅襯套耐磨性好，但是錫銅材料的膨脹系數(shù)要比結(jié)構(gòu)鋼膨脹系數(shù)大很多，伴隨著隨著溫度升高，兩個材料彼此會壓的越來越緊，小頭斷面中的應力隨著

53、壓得越緊應力會激增。同時，連桿小頭上表面和下表面在還會受到活塞慣性力的拉伸作用，上面說的那計中力會結(jié)合起來形成另外一種新的應力，受力情況會特別復雜，所以用校核來做一個對比驗證。 圖4.1 主要尺寸圖 （1）過盈裝配時小頭徑向壓力產(chǎn)生應力： 　　（4.1） 內(nèi)表面應力 （4.2） 外表面應力 （4.3） 內(nèi)外兩個應力的允許值通常在范圍內(nèi)，所以校核合格，強度和剛度就不用擔心了。 （2）屬于連桿小頭的疲勞安全系數(shù) 連桿小頭上出現(xiàn)的應力屬于交變應力，應力集中在連桿小頭和桿身的過渡處的外表面上為，所以只校核此處安

54、全系數(shù)： （4.4） 則 連桿小頭的疲勞強度的安全系數(shù)，參考柴油機設計手冊，系數(shù)取值通常在在范圍以內(nèi)[27]。 3、剛度計算 話塞變形公式為: （4.5） 式中：—意思就是小頭直徑變形量的意思，單位； —指的是小頭平均直徑的意思，單位； —意思就是小頭在斷面的慣性矩； 則 一般情況下發(fā)動機許可變形量要比活塞銷直徑方向間隙的小二分之一，標準間隙取值范圍在，則校核合格，滿足社稷要求。

55、 4.1.4 連桿桿身設計與校核 1、桿身結(jié)構(gòu)設計 工字形斷面由于抗彎曲性好，容易鍛造，所以選用工字形斷面，據(jù)柴油機設計手冊，桿身截面寬度H取值范圍在（0.3~0.4）D，取H=0.32D=30mm,連桿厚度B，一般HB在1.4-1.8之間，取B=20mm, 為了避免應力集中，小頭和桿身以及桿身和小頭的過度處。 2、桿身的強度校核 （1）最大拉伸應力： （4.6） 公式中：—桿身斷面面積[28]，依據(jù)柴油機設計手冊，柴油機fm=0.03~0.05A，意思就是活塞腦袋面積大小，

56、取。 所以最大拉伸應力為： （2）桿身的壓縮彎曲應力與縱向彎曲應力 當活塞位于壓縮上止點時桿身受到最大壓縮力，此時最大燃氣作用力設為，則最大壓縮力： （4.7） 當活塞處于壓縮上止點時連桿受到最大壓縮力的加載，引起桿身中間斷面縱向彎曲，發(fā)生這種情況時可以把桿身簡單視為一個為鉸支[29]， ；平面內(nèi)的合成應力： （4.8） 式中：—指的是此時材料的使用系數(shù)，，?。? —值得就是斷面慣性矩的意思，。 ； 將式（4.8）化簡： 　　　　

57、　　　　　　　 　　　　　　　　　　　（4.9） 式中 —俗稱連桿系數(shù)意思， ； 擺動平面內(nèi)的合成應力為一下計算： 同里垂直擺動平面內(nèi)合成應力為： （4.10） 　　 將式（4.10）改寫 （4.11） 式中：—同k1的意思，。 則在垂直于擺動平面內(nèi)的合成應力為： σx=129.33和σy=124.79,垂直平面內(nèi)和擺動平面內(nèi)的應力

58、許用值在 范圍內(nèi)，兩者都小于其許用應力值，因此校核合格，滿足設計要求。 （3）桿身的安全系數(shù) 桿身承受的是非常復雜的而且還是不對稱的交變循環(huán)載荷，在這個不對稱循環(huán)中的最大應力用表示，最小因力用表示。 計算處于連桿擺動的平面內(nèi)的應力為： （4.12） （4.13） 計算處于垂直擺動平面內(nèi)的應力為： （4.13） （4.14） 計算桿身的安全系數(shù)計算：

59、 （4.15） 垂直平面內(nèi)桿身的安全系數(shù)計算： 桿身安全系數(shù)許用值的范圍內(nèi)，因此本次校核合格，不用擔心開裂。 4.1.5 連桿大頭設計與強度校核 1、結(jié)構(gòu)設計與主要尺寸的確定 大頭寬度b2=0.5D1=38mm，，大頭孔直徑D1=0.7D=70mm,dM=0.13D=12.5mm。大頭凸臺H1=0.19~0.24)D1,取H1=23mm,小頭凸臺H2=(0.41~0.58)D1,取H2=32mm,連桿大頭與連桿蓋的分開面采用450斜切口，，連桿螺栓孔間距離t1=(1.2~1.3)D1，

60、取t1=1.28D1=90mm，據(jù)柴油機設計手冊，螺釘孔外側(cè)壁厚要大于兩毫米，因此本次設計取三毫米，在保證連桿大頭有足夠結(jié)構(gòu)剛度和緊湊性的情況下螺釘頭支承面到桿身的過渡圓角盡量取大值。 2、強度校核 當發(fā)動機進氣口打開處于進氣行程時連桿蓋上會出現(xiàn)最大載荷，計算結(jié)果如下： 參考經(jīng)驗公式計算危險斷面上的彎矩和法向力，計算結(jié)果如下： （4.16） 計算大頭蓋中間斷面的彎矩： （4.17） 計算大頭蓋中間斷面的法向力： （4.18） 公式式

61、中：，—意思就是大頭蓋和軸瓦的慣性矩大小，單位， ， ，—意思是大頭蓋斷面及軸瓦斷面的面積，單位， ， ， 計算出現(xiàn)在中間斷面的應力，公式如下： （4.19） 式中：—意思是大頭蓋斷面的抗彎能力，不帶單位，計算過程如下 連桿大頭蓋的應力計算，過程如下： 依據(jù)柴油機設計手冊，連桿大頭蓋的應力許用值通常在范圍門內(nèi)，所以強度剛度滿足要求，可以克服全部由加載產(chǎn)生的應力，故校核合格。 4.2 本章小結(jié) 本章對連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭依次進行了結(jié)構(gòu)上的設計具體尺寸參數(shù)設計，緊接著設計內(nèi)容下方

62、及時進行了校核，然后研究了連桿在復雜工作環(huán)境下的具體負荷對本身的影響，參考結(jié)果選擇適當?shù)牟牧?，最后實際尺寸參數(shù)都能滿足實際生產(chǎn)需求 5曲軸組的設計 5.1曲軸的選型 (1) 曲軸材料：45鋼； (2) 鍛造方法：模制鍛造； (3) 曲軸結(jié)構(gòu)形式：整體式曲軸 5.2 曲軸主要尺寸設計及計算 (1)曲軸軸頸直徑D1 D1=(0.65-0.80)D,D=95mm，選擇系數(shù)為0.75，所以D1=0.75D=71.25mm； (2)曲柄銷直徑D2 D2=(0.55-0.70)D，選擇系數(shù)0.61，則D2=0.6

63、1D=57mm； (3)曲柄臂尺寸L （等于寬度厚度=bt） 寬度 b=（1-1.3)D, 選擇系數(shù)1.0，所以b=D=95mm； 厚度t=（0.2-0.3)D, 選擇系數(shù)0.25，則t=0.25D=23.75mm； (4)曲軸軸頸長度L1 L1=(0.45-0.6) D1,選擇系數(shù)0.48，則L1=0.48D1=45.6mm; (5)曲柄銷長度L2 L2=(0.65-0.70)D2，選擇系數(shù)0.7，則L2=0.7D2=39.9mm； 軸瓦的直徑和寬度，在連桿和曲軸的設計中就已經(jīng)決定了具體的尺寸參數(shù)，在設計軸瓦時只要考慮設計計算自己的厚

64、度就可以啦。參考柴油機設計手冊中的經(jīng)驗公式:t1=(0.02-0.05)(D+2t1),選擇系數(shù)0.3，得t1=2.3mm，同理可得t2=1.8mm,式中t1為上軸瓦厚度，t2為下周哇厚度 5.3 選擇曲柄 為了減小曲軸旋轉(zhuǎn)質(zhì)量，保證由于承受載荷產(chǎn)生的應力均勻分布在表面，所以本次設計選擇橢圓形曲柄。祥見下圖 圖5-1曲柄示意圖 5.4平衡塊設計 平衡塊的徑向尺寸通常不超過曲柄底部，兩塊平衡塊之間的寬度不用設計的太寬，只要連桿大頭能夠正常通過就行。曲柄上的兩個平衡塊的質(zhì)徑應該滿足關系式 mprp= 式中，ε為平衡率，據(jù)柴油機設計手冊，曲軸一般ε=0.65-0.85,本

65、次設計取0.7。 5.5 油道參數(shù)設計以及油孔位置的具體布置 油孔的布置應該由曲軸強度，軸承負荷分布和加工工藝綜合確定[33]。 本次油孔布置如下圖所示 圖5-2油孔 5.4 本章小結(jié) 本章對曲軸主要部分進行了具體尺寸設計，在滿足曲軸強度剛度的基礎上，合理選擇材料，使其達到實際生產(chǎn)要求 第6章 活塞連桿組的創(chuàng)建 運用Solidworks三維軟件依次對活塞連桿組的各零部件建模，具體步驟如下： 6.1 對Solidworks軟件基本功能的介紹 SolidWork

66、s軟件是世界上第一個基于Windows開發(fā)的三維CAD系統(tǒng)，具有三弟實體建模，大型裝配體設計，大型設計審閱、鈑金設計以及摸具設計等功能模塊。更可以和其它制圖軟件、有限元分析軟件實現(xiàn)自由導入導出及其方便，加快了設計效率 6.4 剩余零件的三維建模 其余零件參考活塞連桿主要零件建模過程 6.5 本章小結(jié) 本章在活塞連桿組各個零部件三維建模的過程中的過程中，主要采用了去除、拉伸、旋轉(zhuǎn)、鏡像、除料、開孔、輔助拔模以及倒角等進行特征創(chuàng)建，繪制了活塞連桿組各零部件的三維模型，為第七章有限元分析奠定了基礎。 第7章有限元分析 7.1連桿的模態(tài)分析 連桿是承受沖擊載荷、作為傳遞交變動力的重要構(gòu)件，其工作時承受拉、壓、彎、扭等交多個變載荷聯(lián)合起來的復雜應力作用，工作環(huán)境極為惡劣[36]。振動是做機械結(jié)構(gòu)分析時必須直接面對的問題，無論如何，只要是機械，在運動時就一定會中會產(chǎn)生振動，輕微振動對機械整體影響不大，最怕的就是，外界震源和零部件的固有振動屬性在頻率上形成共鳴，形成共振，引起機構(gòu)失效甚至觸發(fā)事故，故每個機械的