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第一章 緒論
1.1 研究背景
1.1.1 大功率低速船用柴油機(jī)曲軸
柴油機(jī)是目前世界上船舶使用最為普遍的動(dòng)力裝置。根據(jù)其曲軸轉(zhuǎn)速可分為低速機(jī)(轉(zhuǎn)速為75-300r／min)、中速機(jī)(轉(zhuǎn)速為300—1000r／min)和高速機(jī)(轉(zhuǎn)速為1000-2100r／min)。其中，大功率低速柴油機(jī)由于其單機(jī)功率大、經(jīng)濟(jì)性好、可靠性高等特點(diǎn)，在大中型民用船舶上得到普遍應(yīng)用。據(jù)統(tǒng)計(jì)，在一般大中型民用船舶中，有90％使用大功率低速柴油機(jī)作為主推進(jìn)裝置。同時(shí)，柴油機(jī)主機(jī)是一般民用船舶中價(jià)值最高的配套設(shè)備，其價(jià)格占到了船價(jià)的10％左右。而曲軸作為柴油機(jī)的關(guān)鍵運(yùn)動(dòng)件之一。其動(dòng)力學(xué)行為不僅在很大程度上決定著柴油機(jī)的工作可靠性，而且對(duì)柴油機(jī)的振動(dòng)和噪聲也有著重要的影響。
大功率低速船用柴油機(jī)是船舶的心臟，曲軸是柴油機(jī)最主要的關(guān)鍵附件。世界先進(jìn)造船國(guó)家日本、韓國(guó)等在大力發(fā)展造船能力的同時(shí)都相應(yīng)地努力發(fā)展大功率低速船用柴油機(jī)及主要關(guān)鍵附件曲軸的制造能力。為實(shí)現(xiàn)我國(guó)在2015年成為世界第一造船大國(guó)的目標(biāo)，近年來(lái)國(guó)內(nèi)造船業(yè)有了飛快的發(fā)展。柴油機(jī)性能不僅與曲軸—軸承系統(tǒng)中的摩擦學(xué)行為與動(dòng)力學(xué)行為有關(guān)，而且與它們之間的耦合作用密切相關(guān)。大功率低速半組合式船用柴油機(jī)曲軸轉(zhuǎn)子—軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)研究將有助于人們對(duì)曲軸轉(zhuǎn)子一軸承系統(tǒng)有更完善的認(rèn)識(shí)、有助于建立多缸柴油機(jī)各設(shè)計(jì)參數(shù)之間更加準(zhǔn)確的相互依賴關(guān)系，為柴油機(jī)性能的進(jìn)一步提高提供理論上的指導(dǎo)。
1.1.2 曲軸關(guān)鍵問(wèn)題研究
為了提高曲軸的生產(chǎn)率，必須提高曲軸精加工時(shí)的轉(zhuǎn)速，以提高切削速度。但是，當(dāng)曲軸轉(zhuǎn)子高速運(yùn)行時(shí)，必然出現(xiàn)質(zhì)量偏心引起的振動(dòng)問(wèn)題。研究不同轉(zhuǎn)速下大型船用柴油機(jī)曲軸轉(zhuǎn)子的動(dòng)力學(xué)特點(diǎn)，研究切削力大小和位置變化時(shí)，曲軸轉(zhuǎn)子的振動(dòng)規(guī)律，就可以為曲軸精加工時(shí)切削用量的選擇提供理論指導(dǎo)；另一方面，對(duì)曲軸轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)性能的研究，對(duì)曲軸的使用、監(jiān)測(cè)、維修等工作也具有實(shí)用價(jià)值。
曲軸是柴油機(jī)、內(nèi)燃機(jī)、蒸汽機(jī)等發(fā)動(dòng)機(jī)中最重要的部件之一?；钊耐鶑?fù)運(yùn)動(dòng)通過(guò)連桿轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，柴油機(jī)、內(nèi)燃機(jī)、蒸汽機(jī)的功率通過(guò)曲軸輸出，并直接或間接地驅(qū)動(dòng)配氣系統(tǒng)、噴油泵、機(jī)油泵、水泵等部件。隨著現(xiàn)代動(dòng)力裝備向大功率、高效率、高可靠性、低噪音等方向的發(fā)展，對(duì)曲軸系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)性能的要求越來(lái)越高。
由于曲軸屬于典型的非對(duì)稱結(jié)構(gòu)零件，具有各向異性及各向耦合的特點(diǎn)。因此，曲柄的偏心質(zhì)量不僅能激起彎曲振動(dòng)，而且也可以激起扭轉(zhuǎn)振動(dòng)、軸向振動(dòng)及三者的耦合振動(dòng)。大型船用柴油機(jī)曲軸又具有其自身的特點(diǎn)。在機(jī)械加工過(guò)程中，特別是精加工過(guò)程中，不能采用高速加工方法，否則，將使曲軸轉(zhuǎn)速接近或處于共振區(qū)，產(chǎn)生大幅振動(dòng)．導(dǎo)致加工質(zhì)最下降。
1.2 國(guó)內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀
近年來(lái)，我國(guó)船舶工業(yè)飛速發(fā)展，中國(guó)已經(jīng)躋身于世界造船國(guó)一級(jí)梯隊(duì)。但船用配套設(shè)備一直是我國(guó)船舶業(yè)的軟肋，相比日本、韓國(guó)85％以上的船用配套設(shè)備自給率，我國(guó)作為世界第三大造船國(guó)，船用配套設(shè)備80％都依賴進(jìn)口，大型船用配套設(shè)備國(guó)內(nèi)供貨問(wèn)題仍未解決。而低速柴油機(jī)的核心部件曲軸的緊缺，更是嚴(yán)重制約了我國(guó)船舶業(yè)的發(fā)展。
曲軸作為船用發(fā)動(dòng)機(jī)的關(guān)鍵部件，被視為船用柴油機(jī)的“心臟”，對(duì)船舶的安全起著至關(guān)重要的作用。由于其重量大、加工精度要求高、制造技術(shù)難度高，因而業(yè)內(nèi)常用“是否具備曲軸制造能力，從某種程度上代表了一個(gè)國(guó)家的造船工業(yè)水平”，來(lái)說(shuō)明船用曲軸制造技術(shù)之于造船工業(yè)的重要性。目前日本、韓國(guó)、捷克、西班牙等少數(shù)幾個(gè)具備制造大型船用半組合式曲軸能力的國(guó)家高度壟斷著國(guó)際上大型船用曲軸市場(chǎng)。
由于國(guó)內(nèi)不具備大型船用柴油發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸生產(chǎn)經(jīng)驗(yàn)，造船所需的船用大功率低速柴油機(jī)曲軸一直依賴進(jìn)口?！按葯C(jī)、機(jī)等軸”的現(xiàn)狀成了制約我國(guó)船舶工業(yè)持續(xù)發(fā)展的瓶頸。
為改變我國(guó)造船業(yè)“船等機(jī)、機(jī)等軸”的現(xiàn)狀，2001年，在國(guó)家領(lǐng)導(dǎo)人的有關(guān)指示下，國(guó)家發(fā)改委批準(zhǔn)上馬船用半組合曲軸國(guó)產(chǎn)化項(xiàng)目，并安排了部分國(guó)債資金予以支持。
2002年5月，上海電氣(集團(tuán))總公司、滬東中華造船(集團(tuán))有限公司、中國(guó)船舶重工集團(tuán)公司和上海工業(yè)投資公司共同投資組建上海船用曲軸有限公司，投資1.86億元開(kāi)展船用半組合曲軸的科技攻關(guān)。
2005年1月，中國(guó)自己制造的第一根船用半組合曲軸在上海船用曲軸有限公司廠房下線，這根7.5米長(zhǎng)、約60噸重的船用柴油機(jī)半組合曲軸實(shí)現(xiàn)了我國(guó)在該領(lǐng)域零的突破。
中國(guó)船舶工業(yè)協(xié)會(huì)2006年3月份公布的2005年全國(guó)船舶工業(yè)經(jīng)濟(jì)運(yùn)行報(bào)告中指出，我國(guó)船舶工業(yè)重點(diǎn)配套能力有所提高，研制生產(chǎn)取得突破。船用大型低速柴油機(jī)曲軸實(shí)現(xiàn)了完全自主生產(chǎn)，已獲得65根訂單。盡管如此，但整個(gè)產(chǎn)業(yè)的形勢(shì)依然嚴(yán)峻。專家稱，中國(guó)的造船技術(shù)與國(guó)外先進(jìn)水平相比，至少相差10年，差距在于核心設(shè)備自給還跟不上。
大型船用曲軸在使用和加工過(guò)程中，必須支承在滑動(dòng)軸承上，形成曲軸轉(zhuǎn)子—滑動(dòng)軸承系統(tǒng)。當(dāng)曲軸旋轉(zhuǎn)時(shí)，不平衡質(zhì)量及其他激勵(lì)導(dǎo)致曲軸振動(dòng)，同時(shí)滑動(dòng)軸承的油膜力與軸頸發(fā)生流固耦合作用，使該系統(tǒng)的振動(dòng)規(guī)律不同于其他系統(tǒng)的振動(dòng)規(guī)律。
1.3 經(jīng)濟(jì)效益與社會(huì)效益
大功率低速船用柴油機(jī)是船舶的心臟，曲軸是柴油機(jī)最主要的關(guān)鍵附件。船用曲軸是廣泛用于民用船舶、國(guó)防船舶等領(lǐng)域的關(guān)鍵裝備。世界先進(jìn)造船國(guó)家日本、韓國(guó)等在大力發(fā)展造船能力的同時(shí)都相應(yīng)地努力發(fā)展大功率低速船用柴油機(jī)及主要關(guān)鍵附件曲軸的制造能力，為實(shí)現(xiàn)我國(guó)在2015年成為世界第一造船大國(guó)的目標(biāo)，近年來(lái)國(guó)內(nèi)造船業(yè)有了飛快的發(fā)展。
但是，隨著原材料成本上升以及其他國(guó)家自身需求量的猛增，每根船用曲軸價(jià)格目前己達(dá)50萬(wàn)美元以上。該關(guān)鍵部件自造能力的缺失一度制約著我國(guó)船舶工業(yè)的發(fā)展，也讓中國(guó)在榮獲“世界第三造船大國(guó)“之名的同時(shí)付出了高昂的代價(jià)。有統(tǒng)計(jì)資料顯示，1978-1997年，中國(guó)在進(jìn)口曲軸上花費(fèi)高達(dá)9000多萬(wàn)美元。而近年來(lái)。由于曲軸價(jià)格持續(xù)飛漲，以及中國(guó)造船業(yè)對(duì)曲軸需求量的增加，每年進(jìn)口曲軸的費(fèi)用已經(jīng)高達(dá)4000～5000萬(wàn)美元。近幾年來(lái)，半組合曲軸供求矛盾更為突出，價(jià)格逐年提高．并且交貨期也經(jīng)常得不到保證。因此，迅速建立中國(guó)自己的曲軸生產(chǎn)基地，實(shí)現(xiàn)船用大功率低速柴油機(jī)曲軸國(guó)產(chǎn)化已經(jīng)成為我國(guó)經(jīng)濟(jì)建設(shè)中的一項(xiàng)戰(zhàn)略任務(wù)。
雖然，大型半組合曲軸國(guó)產(chǎn)化標(biāo)志著我國(guó)曲軸制造能力達(dá)到了真正意義的自主化，實(shí)現(xiàn)了具有自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)的船用曲軸制造能力，打破了國(guó)外的技術(shù)壟斷，并具備了批量生產(chǎn)的能力，但是，要趕上、超過(guò)世界先進(jìn)水平，還有很長(zhǎng)的路要走，還需要在各個(gè)方面進(jìn)行技術(shù)創(chuàng)新。
1.4 本課題的研究?jī)?nèi)容
根據(jù)大功率低速船用柴油機(jī)的特點(diǎn)，設(shè)計(jì)曲軸轉(zhuǎn)子－滑動(dòng)軸承系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)臺(tái)。在理論分析的基礎(chǔ)上，研究設(shè)計(jì)該系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)臺(tái)，用于研究曲軸在機(jī)械加工過(guò)程和使用過(guò)程中的振動(dòng)問(wèn)題，以提高曲軸的加工精度，減少柴油機(jī)的振動(dòng)，提高其工作效率和壽命，減少對(duì)環(huán)境的影響。
試驗(yàn)臺(tái)中最重要的結(jié)構(gòu)即為活塞連桿機(jī)構(gòu)，下面將著重對(duì)此機(jī)構(gòu)進(jìn)行詳細(xì)的設(shè)計(jì)分析。
第二章 曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析
曲柄連桿機(jī)構(gòu)是發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的機(jī)構(gòu)，通過(guò)它把活塞的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)而輸出動(dòng)力。因此，曲柄連桿機(jī)構(gòu)是發(fā)動(dòng)機(jī)中主要的受力部件，其工作可靠性就決定了發(fā)動(dòng)機(jī)工作的可靠性。隨著發(fā)動(dòng)機(jī)強(qiáng)化指標(biāo)的不斷提高，機(jī)構(gòu)的工作條件更加復(fù)雜。在多種周期性變化載荷的作用下，如何在設(shè)計(jì)過(guò)程中保證機(jī)構(gòu)具有足夠的疲勞強(qiáng)度和剛度及良好的動(dòng)靜態(tài)力學(xué)特性成為曲柄連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵性問(wèn)題。
通過(guò)設(shè)計(jì)，確定本次試驗(yàn)臺(tái)所需曲柄連桿機(jī)構(gòu)的總體結(jié)構(gòu)和零部件結(jié)構(gòu)，包括必要的結(jié)構(gòu)尺寸確定、運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析、材料的選取等，以滿足試驗(yàn)的需要。
在傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)模式中，為了滿足設(shè)計(jì)的需要須進(jìn)行大量的數(shù)值計(jì)算，同時(shí)為了滿足產(chǎn)品的使用性能，須進(jìn)行強(qiáng)度、剛度、穩(wěn)定性及可靠性等方面的設(shè)計(jì)和校核計(jì)算，同時(shí)要滿足校核計(jì)算，還需要對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析。
研究曲柄連桿機(jī)構(gòu)的受力，關(guān)鍵在于分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要零件進(jìn)行強(qiáng)度、剛度、磨損等方面的分析、計(jì)算和設(shè)計(jì)，以便達(dá)到發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速的要求。
2.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的類型及方案選擇
內(nèi)燃機(jī)中采用曲柄連桿機(jī)構(gòu)的型式很多，按運(yùn)動(dòng)學(xué)觀點(diǎn)可分為三類，即：中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)、偏心曲柄連桿機(jī)構(gòu)和主副連桿式曲柄連桿機(jī)構(gòu)。
1、中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)
其特點(diǎn)是氣缸中心線通過(guò)曲軸的旋轉(zhuǎn)中心，并垂直于曲柄的回轉(zhuǎn)軸線。這種型式的曲柄連桿機(jī)構(gòu)在內(nèi)燃機(jī)中應(yīng)用最為廣泛。一般的單列式內(nèi)燃機(jī)，采用并列連桿與叉形連桿的V形內(nèi)燃機(jī)，以及對(duì)置式活塞內(nèi)燃機(jī)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)都屬于這一類。
2、偏心曲柄連桿機(jī)構(gòu)
其特點(diǎn)是氣缸中心線垂直于曲軸的回轉(zhuǎn)中心線，但不通過(guò)曲軸的回轉(zhuǎn)中心，氣缸中心線距離曲軸的回轉(zhuǎn)軸線具有一偏移量e。這種曲柄連桿機(jī)構(gòu)可以減小膨脹行程中活塞與氣缸壁間的最大側(cè)壓力，使活塞在膨脹行程與壓縮行程時(shí)作用在氣缸壁兩側(cè)的側(cè)壓力大小比較均勻。
3、主副連桿式曲柄連桿機(jī)構(gòu)
其特點(diǎn)是內(nèi)燃機(jī)的一列氣缸用主連桿，其它各列氣缸則用副連桿，這些連桿的下端不是直接接在曲柄銷上，而是通過(guò)副連桿銷裝在主連桿的大頭上，形成了“關(guān)節(jié)式”運(yùn)動(dòng)，所以這種機(jī)構(gòu)有時(shí)也稱為“關(guān)節(jié)曲柄連桿機(jī)構(gòu)”。在關(guān)節(jié)曲柄連桿機(jī)構(gòu)中，一個(gè)曲柄可以同時(shí)帶動(dòng)幾套副連桿和活塞，這種結(jié)構(gòu)可使內(nèi)燃機(jī)長(zhǎng)度縮短，結(jié)構(gòu)緊湊，廣泛的應(yīng)用于大功率的坦克和機(jī)車用V形內(nèi)燃機(jī)。
經(jīng)過(guò)比較，本試驗(yàn)臺(tái)所選擇的型式為中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)。
2.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)
中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖2.1所示，圖2.1中氣缸中心線通過(guò)曲軸中心O，OB為曲柄，AB為連桿，B為曲柄銷中心，A為連桿小頭孔中心或活塞銷中心。
當(dāng)曲柄按等角速度旋轉(zhuǎn)時(shí)，曲柄OB上任意點(diǎn)都以O(shè)點(diǎn)為圓心做等速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，活塞A點(diǎn)沿氣缸中心線做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，連桿AB則做復(fù)合的平面運(yùn)動(dòng)，其大頭B點(diǎn)與曲柄一端相連，做等速的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，而連桿小頭與活塞相連，做往復(fù)運(yùn)動(dòng)。在實(shí)際分析中，為使問(wèn)題簡(jiǎn)單化，一般將連桿簡(jiǎn)化為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個(gè)集中質(zhì)量，認(rèn)為它們分別做旋轉(zhuǎn)和往復(fù)運(yùn)動(dòng)，這樣就不需要對(duì)連桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律進(jìn)行單獨(dú)研究。
圖2.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖
活塞做往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)，其速度和加速度是變化的。它的速度和加速度的數(shù)值以及變化規(guī)律對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)以及發(fā)動(dòng)機(jī)整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)規(guī)律的主要任務(wù)就是研究活塞的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。
1. 活塞位移
假設(shè)在某一時(shí)刻，曲柄轉(zhuǎn)角為，并按順時(shí)針?lè)较蛐D(zhuǎn)，連桿軸線在其運(yùn)動(dòng)平面內(nèi)偏離氣缸軸線的角度為，如圖2.1所示。
當(dāng)=時(shí)，活塞銷中心A在最上面的位置A1，此位置稱為上止點(diǎn)。當(dāng)=180時(shí)，A點(diǎn)在最下面的位置A2，此位置稱為下止點(diǎn)。
此時(shí)活塞的位移x為：
x===(r+)
（2.1）
式中：—連桿比。
式（2.1）可進(jìn)一步簡(jiǎn)化，由圖2.1可以看出：
即
又由于 （2.2）
將式（2.2）帶入式（2.1）得：
（2.3）
式（2.3）是計(jì)算活塞位移x的精確公式，為便于計(jì)算，可將式（2.3）中的根號(hào)按牛頓二項(xiàng)式定理展開(kāi)，得：
…
考慮到≤ 1∕3，其二次方以上的數(shù)值很小，可以忽略不計(jì)。只保留前兩項(xiàng)，則
（2.4）
將式（2.4）帶入式（2.3）得
（2.5）
2. 活塞的速度
將活塞位移公式（2.1）對(duì)時(shí)間t進(jìn)行微分，即可求得活塞速度的精確值為
(2.6)
將式（2.5）對(duì)時(shí)間微分，便可求得活塞速度得近似公式為：
（2.7）
從式（2.7）可以看出，活塞速度可視為由與兩部分簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)所組成。
當(dāng)或時(shí)，活塞速度為零，活塞在這兩點(diǎn)改變運(yùn)動(dòng)方向。當(dāng)時(shí)，，此時(shí)活塞得速度等于曲柄銷中心的圓周速度。
3. 活塞的加速度
將式（2.6）對(duì)時(shí)間微分，可求得活塞加速度的精確值為：
（2.8）
將式（2.7）對(duì)時(shí)間為微分，可求得活塞加速度的近似值為：
（2.9）
因此，活塞加速度也可以視為兩個(gè)簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)加速度之和，即由與兩部分組成。
2.3 曲柄連桿機(jī)構(gòu)中的作用力
作用于曲柄連桿機(jī)構(gòu)的力分為：缸內(nèi)氣壓力、運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的慣性力、摩擦阻力和作用在發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸上的負(fù)載阻力。由于摩擦力的數(shù)值較小且變化規(guī)律很難掌握，受力分析時(shí)把摩擦阻力忽略不計(jì)。而負(fù)載阻力與主動(dòng)力處于平衡狀態(tài)，無(wú)需另外計(jì)算，因此主要研究氣壓力和運(yùn)動(dòng)質(zhì)量慣性力變化規(guī)律對(duì)機(jī)構(gòu)構(gòu)件的作用。
1. 氣缸內(nèi)工質(zhì)的作用力
作用在活塞上的氣體作用力等于活塞上、下兩面的空間內(nèi)氣體壓力差與活塞頂面積的乘積，即
（2.10）
式中：—活塞上的氣體作用力，；
—缸內(nèi)絕對(duì)壓力，；
—大氣壓力，；
—活塞直徑，。
由于活塞直徑是一定的，活塞上的氣體作用力取決于活塞上、下兩面的空間內(nèi)氣體壓力差，對(duì)于四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)來(lái)說(shuō)，一般取=0.1，,對(duì)于缸內(nèi)絕對(duì)壓力，在發(fā)動(dòng)機(jī)的四個(gè)沖程中，計(jì)算結(jié)果如表2.1所示：
表2.1 缸內(nèi)絕對(duì)壓力計(jì)算結(jié)果
四個(gè)沖程終點(diǎn)壓力
計(jì)算公式
計(jì)算結(jié)果/
進(jìn)氣終點(diǎn)壓力
0.08
壓縮終點(diǎn)壓力
1.46
膨脹終點(diǎn)壓力
0.45
排氣終點(diǎn)壓力
0.115
注：—平均壓縮指數(shù)，=1.321.38；—壓縮比，=9.3；—平均膨脹指數(shù)，=1.21.30；；—最大爆發(fā)壓力，=35，取=4.5；此時(shí)壓力角=，取=。
則由式（2.10）計(jì)算氣壓力如表2.2所示。
表2.2 氣壓力計(jì)算結(jié)果
四 個(gè) 沖 程
/
進(jìn)氣終點(diǎn)
77.23
壓縮終點(diǎn)
-102.97
膨脹終點(diǎn)
7001.933
排氣終點(diǎn)
1801.968
2. 機(jī)構(gòu)的慣性力
慣性力是由于運(yùn)動(dòng)不均勻而產(chǎn)生的，為了確定機(jī)構(gòu)的慣性力，必須先知道其加速度和質(zhì)量的分布。加速度從運(yùn)動(dòng)學(xué)中已經(jīng)知道，現(xiàn)在需要知道質(zhì)量分布。實(shí)際機(jī)構(gòu)質(zhì)量分布很復(fù)雜，必須加以簡(jiǎn)化。為此進(jìn)行質(zhì)量換算。
1) 機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)件的質(zhì)量換算
質(zhì)量換算的原則是保持系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)等效性。質(zhì)量換算的目的是計(jì)算零件的運(yùn)動(dòng)質(zhì)量，以便進(jìn)一步計(jì)算它們?cè)谶\(yùn)動(dòng)中所產(chǎn)生的慣性力。
a) 連桿質(zhì)量的換算
連桿是做復(fù)雜平面運(yùn)動(dòng)的零件。為了方便計(jì)算，將整個(gè)連桿（包括有關(guān)附屬零件）的質(zhì)量用兩個(gè)換算質(zhì)量和來(lái)代換，并假設(shè)是集中作用在連桿小頭中心處，并只做往復(fù)運(yùn)動(dòng)的質(zhì)量；是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓周做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的質(zhì)量，如圖2.2所示：
圖2.2 連桿質(zhì)量的換算簡(jiǎn)圖
為了保證代換后的質(zhì)量系統(tǒng)與原來(lái)的質(zhì)量系統(tǒng)在力學(xué)上等效，必須滿足下列三個(gè)條件：
① 連桿總質(zhì)量不變，即。
② 連桿重心的位置不變，即。
③ 連桿相對(duì)重心G的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量不變，即。
其中，連桿長(zhǎng)度，為連桿重心至小頭中心的距離。由條件可得下列換算公式：
用平衡力系求合力的索多邊形法求出重心位置。將連桿分成若干簡(jiǎn)單的幾何圖形，分別計(jì)算出各段連桿重量和它的重心位置，再按照索多邊形作圖法，求出整個(gè)連桿的重心位置以及折算到連桿大小頭中心的重量和 ，如圖2.3所示：
圖2.3 索多邊形法
b) 往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)部分的質(zhì)量
活塞（包括活塞上的零件）是沿氣缸中心做往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)的。它們的質(zhì)量可以看作是集中在活塞銷中心上，并以表示。質(zhì)量與換算到連桿小頭中心的質(zhì)量之和，稱為往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量，即。
c) 不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量
曲拐的不平衡質(zhì)量及其代換質(zhì)量如圖2.4所示：
圖2.4 曲拐的不平衡質(zhì)量及其代換質(zhì)量
曲拐在繞軸線旋轉(zhuǎn)時(shí)，曲柄銷和一部分曲柄臂的質(zhì)量將產(chǎn)生不平衡離心慣性力，稱為曲拐的不平衡質(zhì)量。為了便于計(jì)算，所有這些質(zhì)量都按離心力相等的條件，換算到回轉(zhuǎn)半徑為的連桿軸頸中心處，以表示，換算質(zhì)量為：
式中：—曲拐換算質(zhì)量，；
—連桿軸頸的質(zhì)量，；
—一個(gè)曲柄臂的質(zhì)量，；
—曲柄臂質(zhì)心位置與曲拐中心的距離，。
質(zhì)量與換算到大頭中心的連桿質(zhì)量之和稱為不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量，即
由上述換算方法計(jì)算得：
往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)部分的質(zhì)量=0.583，不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量=0.467。
2) 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的慣性力
把曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)件的質(zhì)量簡(jiǎn)化為二質(zhì)量和后，這些質(zhì)量的慣性力可以從運(yùn)動(dòng)條件求出，歸結(jié)為兩個(gè)力。往復(fù)質(zhì)量的往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的旋轉(zhuǎn)慣性力。
（1）往復(fù)慣性力
（2.11）
式中：—往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量，；
—連桿比；
—曲柄半徑，；
—曲柄旋轉(zhuǎn)角速度，；
—曲軸轉(zhuǎn)角。
是沿氣缸中心線方向作用的，公式（2.11）前的負(fù)號(hào)表示方向與活塞加速度的方向相反。
其中曲柄的角速度為： （2.12）
式中：—曲軸轉(zhuǎn)數(shù)，；
已知額定轉(zhuǎn)數(shù)=5800，則；
曲柄半徑=40.23，連桿比=0.25~0.315，取=0.27，參照附錄表2：四缸機(jī)工作循環(huán)表，將每一工況的曲軸轉(zhuǎn)角代入式（2.11），計(jì)算得往復(fù)慣性力，結(jié)果如表2.3所示：
表2.3 往復(fù)慣性力計(jì)算結(jié)果
四 個(gè) 沖 程
/
進(jìn)氣終點(diǎn)
-10519.68
壓縮終點(diǎn)
6324.5
膨脹終點(diǎn)
-10519.68
排氣終點(diǎn)
6324.51
（2）旋轉(zhuǎn)慣性力
（2.13）
3) 作用在活塞上的總作用力
由前述可知，在活塞銷中心處，同時(shí)作用著氣體作用力和往復(fù)慣性力，由于作用力的方向都沿著中心線，故只需代數(shù)相加，即可求得合力
（2.14）
計(jì)算結(jié)果如表2.4所示。
表2.4 作用在活塞上的總作用力
四個(gè)沖程
氣壓力/
往復(fù)慣性力/
總作用力/
進(jìn)氣終點(diǎn)
77.23
壓縮終點(diǎn)
-102.97
6324.5
膨脹終點(diǎn)
7001.933
排氣終點(diǎn)
1801.968
6324.5
4) 活塞上的總作用力分解與傳遞
如圖2.5所示，首先，將分解成兩個(gè)分力：沿連桿軸線作用的力，和把活塞壓向氣缸壁的側(cè)向力，
其中沿連桿的作用力為：
（2.15）
而側(cè)向力為：
（2.16）
圖2.5 作用在機(jī)構(gòu)上的力和力矩
連桿作用力的方向規(guī)定如下：使連桿受壓時(shí)為正號(hào)，使連桿受拉時(shí)為負(fù)號(hào)，
缸壁的側(cè)向力的符號(hào)規(guī)定為：當(dāng)側(cè)向力所形成的反扭矩與曲軸旋轉(zhuǎn)方向相反時(shí)，側(cè)向力為正值，反之為負(fù)值。
當(dāng)=時(shí)，根據(jù)正弦定理，可得：
求得
將分別代入式（2.15）、式（2.16），計(jì)算結(jié)果如表2.5所示：
表2.5 連桿力、側(cè)向力的計(jì)算結(jié)果
四個(gè)沖程
連桿力/
側(cè)向力/
進(jìn)氣終點(diǎn)
壓縮終點(diǎn)
6385.19
1436.356
膨脹終點(diǎn)
排氣終點(diǎn)
8340.237
1896.923
力通過(guò)連桿作用在曲軸的曲柄臂上，此力也分解成兩個(gè)力，即推動(dòng)曲軸旋轉(zhuǎn)的切向力，
即 （2.17）
和壓縮曲柄臂的徑向力，即
（2.18）
規(guī)定力和曲軸旋轉(zhuǎn)方向一致為正，力指向曲軸為正。
求得切向力、徑向力見(jiàn)如表2.6所示:
表2.6 切向力、徑向力的計(jì)算結(jié)果
四個(gè)沖程
切向力/
徑向力/
進(jìn)氣終點(diǎn)
壓縮終點(diǎn)
1811.355
6122.8789
膨脹終點(diǎn)
排氣終點(diǎn)
2365.96
7997.61
第三章 活塞組的設(shè)計(jì)
3.1 活塞的設(shè)計(jì)
活塞組包括活塞、活塞銷和活塞環(huán)等在氣缸里作往復(fù)運(yùn)動(dòng)的零件，它們是發(fā)動(dòng)機(jī)中工作條件最嚴(yán)酷的組件。發(fā)動(dòng)機(jī)的工作可靠性與使用耐久性，在很大程度上與活塞組的工作情況有關(guān)。
3.1.1 活塞的工作條件和設(shè)計(jì)要求
1、活塞的機(jī)械負(fù)荷
在發(fā)動(dòng)機(jī)工作中，活塞承受的機(jī)械載荷包括周期變化的氣體壓力、往復(fù)慣性力以及由此產(chǎn)生的側(cè)向作用力。在機(jī)械載荷的作用下，活塞各部位了各種不同的應(yīng)力：活塞頂部動(dòng)態(tài)彎曲應(yīng)力；活塞銷座承受拉壓及彎曲應(yīng)力；環(huán)岸承受彎曲及剪應(yīng)力。此外，在環(huán)槽及裙部還有較大的磨損。
為適應(yīng)機(jī)械負(fù)荷，設(shè)計(jì)活塞時(shí)要求各處有合適的壁厚和合理的形狀，即在保證足夠的強(qiáng)度、剛度前提下，結(jié)構(gòu)要盡量簡(jiǎn)單、輕巧，截面變化處的過(guò)渡要圓滑，以減少應(yīng)力集中。
2、活塞的熱負(fù)荷
活塞在氣缸內(nèi)工作時(shí)，活塞頂面承受瞬變高溫燃?xì)獾淖饔?，燃?xì)獾淖罡邷囟瓤蛇_(dá)。因而活塞頂?shù)臏囟纫埠芨?。活塞不僅溫度高，而且溫度分布不均勻，各點(diǎn)間有很大的溫度梯度，這就成為熱應(yīng)力的根源，正是這些熱應(yīng)力對(duì)活塞頂部表面發(fā)生的開(kāi)裂起了重要作用。
3、磨損強(qiáng)烈
發(fā)動(dòng)機(jī)在工作中所產(chǎn)生的側(cè)向作用力是較大的，同時(shí)，活塞在氣缸中的高速往復(fù)運(yùn)動(dòng)，活塞組與氣缸表面之間會(huì)產(chǎn)生強(qiáng)烈磨損，由于此處潤(rùn)滑條件較差，磨損情況比較嚴(yán)重。
4、活塞組的設(shè)計(jì)要求
（1）要選用熱強(qiáng)度好、耐磨、比重小、熱膨脹系數(shù)小、導(dǎo)熱性好、具有良好減磨性、工藝性的材料；
（2）有合理的形狀和壁厚。使散熱良好，強(qiáng)度、剛度符合要求，盡量減輕重量，避免應(yīng)力集中；
（3）保證燃燒室氣密性好，竄氣、竄油要少又不增加活塞組的摩擦損失；
（4）在不同工況下都能保持活塞與缸套的最佳配合；
（5）減少活塞從燃?xì)馕盏臒崃?，而已吸收的熱量則能順利地散走；
（6）在較低的機(jī)油耗條件下，保證滑動(dòng)面上有足夠的潤(rùn)滑油。
3.1.2 活塞的材料
根據(jù)上述對(duì)活塞設(shè)計(jì)的要求，活塞材料應(yīng)滿足如下要求：
（1）熱強(qiáng)度高。即在高溫下仍有足夠的機(jī)械性能，使零件不致?lián)p壞；
（2）導(dǎo)熱性好，吸熱性差。以降低頂部及環(huán)區(qū)的溫度，并減少熱應(yīng)力；
（3）膨脹系數(shù)小。使活塞與氣缸間能保持較小間隙；
（4）比重小。以降低活塞組的往復(fù)慣性力，從而降低了曲軸連桿組的機(jī)械負(fù)荷和平衡配重；
（5）有良好的減磨性能（即與缸套材料間的摩擦系數(shù)較小），耐磨、耐蝕；
（6）工藝性好，低廉。
在發(fā)動(dòng)機(jī)中，灰鑄鐵由于耐磨性、耐蝕性好、膨脹系數(shù)小、熱強(qiáng)度高、成本低、工藝性好等原因，曾廣泛地被作為活塞材料。但近幾十年來(lái)，由于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速日益提高，工作過(guò)程不斷強(qiáng)化，灰鑄鐵活塞因此比重大和導(dǎo)熱性差兩個(gè)根本缺點(diǎn)而逐漸被鋁基輕合金活塞所淘汰。
鋁合金的優(yōu)缺點(diǎn)與灰鑄鐵正相反，鋁合金比重小，約占有灰鑄鐵的1/3，結(jié)構(gòu)重量?jī)H占鑄鐵活塞的。因此其慣性小，這對(duì)高速發(fā)動(dòng)機(jī)具有重大意義。鋁合金另一突出優(yōu)點(diǎn)是導(dǎo)熱性好，其熱傳導(dǎo)系數(shù)約為鑄鐵的倍，使活塞溫度顯著下降。對(duì)汽油機(jī)來(lái)說(shuō)，采用鋁活塞還為提高壓縮比、改善發(fā)動(dòng)機(jī)性能創(chuàng)造了重要的條件。
共晶鋁硅合金是目前國(guó)內(nèi)外應(yīng)用最廣泛的活塞材料，既可鑄造，也可鍛造。含硅9%左右的亞共晶鋁硅合金，熱膨脹系數(shù)稍大一些，但由于鑄造性能好，適應(yīng)大量生產(chǎn)工藝的要求，應(yīng)用也很廣。
綜合分析，該發(fā)動(dòng)機(jī)活塞采用鋁硅合金材料鑄造而成。
3.1.3 活塞頭部的設(shè)計(jì)
1、設(shè)計(jì)要點(diǎn)
活塞頭部包括活塞頂和環(huán)帶部分，其主要功用是承受氣壓力，并通過(guò)銷座把它傳給連桿，同時(shí)與活塞環(huán)一起配合氣缸密封工質(zhì)。因此，活塞頭部的設(shè)計(jì)要點(diǎn)是：
（1）保證它具有足夠的機(jī)械強(qiáng)度與剛度，以免開(kāi)裂和產(chǎn)生過(guò)大變形，因?yàn)榄h(huán)槽的變形過(guò)大勢(shì)必影響活塞環(huán)的正常工作；
（2）保證溫度不過(guò)高，溫差小，防止產(chǎn)生過(guò)大的熱變形和熱應(yīng)力，為活塞環(huán)的正常工作創(chuàng)造良好條件，并避免頂部熱疲勞開(kāi)裂；
（3）尺寸盡可能緊湊，因?yàn)橐话銐嚎s高度縮短1單位，整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)高度就可以縮短單位，并顯著減輕活塞重量。而則直接受頭部尺寸的影響。
2、壓縮高度的確定
活塞壓縮高度的選取將直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)的總高度，以及氣缸套、機(jī)體的尺寸和質(zhì)量。盡量降低活塞壓縮高度是現(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)活塞設(shè)計(jì)的一個(gè)重要原則，壓縮高度是由火力岸高度、環(huán)帶高度和上裙尺寸構(gòu)成的，即=++。
為了降低壓縮高度，應(yīng)在保證強(qiáng)度的基礎(chǔ)上盡量壓縮環(huán)岸、環(huán)槽的高度及銷孔的直徑。
（1）第一環(huán)位置
根據(jù)活塞環(huán)的布置確定活塞壓縮高度時(shí)，首先須定出第一環(huán)的位置，即所謂火力岸高度。為縮小，當(dāng)然希望盡可能小，但過(guò)小會(huì)使第一環(huán)溫度過(guò)高，導(dǎo)致活塞環(huán)彈性松弛、粘結(jié)等故障。因此火力岸高度的選取原則是：在滿足第一環(huán)槽熱載荷要求的前提下，盡量取得小些。一般汽油機(jī)，為活塞直徑，該發(fā)動(dòng)機(jī)的活塞標(biāo)準(zhǔn)直徑，確定火力岸高度為：
（2）環(huán)帶高度
為減小活塞高度，活塞環(huán)槽軸向高度應(yīng)盡可能小，這樣活塞環(huán)慣性力也小，會(huì)減輕對(duì)環(huán)槽側(cè)面沖擊，有助于提高環(huán)槽耐久性。但太小，使制環(huán)工藝?yán)щy。在小型高速內(nèi)燃機(jī)上，一般氣環(huán)高，油環(huán)高。
該發(fā)動(dòng)機(jī)采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)稱之為壓縮環(huán)（氣環(huán)），第三環(huán)稱之為油環(huán)。取，，。
環(huán)岸的高度，應(yīng)保證它在氣壓力造成的負(fù)荷下不會(huì)破壞。當(dāng)然，第二環(huán)岸負(fù)荷要比第一環(huán)岸小得多，溫度也低，只有在第一環(huán)岸已破壞的情況下，它才可能被破壞。因此，環(huán)岸高度一般第一環(huán)最大，其它較小。實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)的統(tǒng)計(jì)表明，，，汽油機(jī)接近下限。
則 ，
。
因此，環(huán)帶高度。
（3）上裙尺寸
確定好活塞頭部環(huán)的布置以后，壓縮高度H1最后決定于活塞銷軸線到最低環(huán)槽（油環(huán)槽）的距離h1。為了保證油環(huán)工作良好，環(huán)在槽中的軸向間隙是很小的，環(huán)槽如有較大變形就會(huì)使油環(huán)卡住而失效。所以在一般設(shè)計(jì)中，選取活塞上裙尺寸一般應(yīng)使銷座上方油環(huán)槽的位置處于銷座外徑上面，并且保證銷座的強(qiáng)度不致因開(kāi)槽而削弱，同時(shí)也不致因銷座處材料分布不均引起變形，影響油環(huán)工作。
綜上所述，可以決定活塞的壓縮高度。對(duì)于汽油機(jī)
，所以。
則。
3、活塞頂和環(huán)帶斷面
（1）活塞頂
活塞頂?shù)男螤钪饕Q于燃燒室的選擇和設(shè)計(jì)。僅從活塞設(shè)計(jì)角度，為了減輕活塞組的熱負(fù)荷和應(yīng)力集中，希望采用受熱面積最小、加工最簡(jiǎn)單的活塞頂形狀，即平頂。大多數(shù)汽油機(jī)正是采用平頂活塞，由于EA113 5V 1.6L發(fā)動(dòng)機(jī)為高壓縮比，因而采用近似于平頂?shù)幕钊?shí)際統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)表明，活塞頂部最小厚度，汽油機(jī)為，即?；钊斀邮艿臒崃?，主要通過(guò)活塞環(huán)傳出。專門的實(shí)驗(yàn)表明，對(duì)無(wú)強(qiáng)制冷卻的活塞來(lái)說(shuō)，經(jīng)活塞環(huán)傳到氣缸壁的熱量占70～80%，經(jīng)活塞本身傳到氣缸壁的占10～20%，而傳給曲軸箱空氣和機(jī)油的僅占10%左右。所以活塞頂厚度應(yīng)從中央到四周逐漸加大，而且過(guò)渡圓角應(yīng)足夠大，使活塞頂吸收的熱量能順利地被導(dǎo)至第二、三環(huán)，以減輕第一環(huán)的熱負(fù)荷，并降低了最高溫度。
活塞頭部要安裝活塞環(huán)，側(cè)壁必須加厚，一般取，取為6.16mm，活塞頂與側(cè)壁之間應(yīng)該采用較大的過(guò)渡圓角，一般取，取0.074為5.993mm.為了減少積炭和受熱，活塞頂表面應(yīng)光潔，在個(gè)別情況下甚至拋光。復(fù)雜形狀的活塞頂要特別注意避免尖角，所有尖角均應(yīng)仔細(xì)修圓，以免在高溫下熔化。
（2）環(huán)帶斷面
為了保證高熱負(fù)荷活塞的環(huán)帶有足夠的壁厚使導(dǎo)熱良好，不讓熱量過(guò)多地集中在最高一環(huán)，其平均值為。正確設(shè)計(jì)環(huán)槽斷面和選擇環(huán)與環(huán)槽的配合間隙，對(duì)于環(huán)和環(huán)槽工作的可靠性與耐久性十分重要。槽底圓角一般為0.2~0.5mm?；钊h(huán)岸銳邊必須有適當(dāng)?shù)牡菇?，否則當(dāng)岸部與缸壁壓緊出現(xiàn)毛刺時(shí)，就可能把活塞環(huán)卡住，成為嚴(yán)重漏氣和過(guò)熱的原因，但倒角過(guò)大又使活塞環(huán)漏氣增加。一般該倒角為。
（3）環(huán)岸和環(huán)槽
環(huán)岸和環(huán)槽的設(shè)計(jì)應(yīng)保持活塞、活塞環(huán)正常工作，降低機(jī)油消耗量，防止活塞環(huán)粘著卡死和異常磨損，氣環(huán)槽下平面應(yīng)與活塞軸線垂直，以保證環(huán)工作時(shí)下邊與缸桶接觸，減小向上竄機(jī)油的可能性?；钊h(huán)側(cè)隙在不產(chǎn)生上述損傷的情況下愈小愈好，目前，第一環(huán)與環(huán)槽側(cè)隙一般為0.05~0.1mm，二、三環(huán)適當(dāng)小些，為0.03~0.07mm，油環(huán)則更小些，這有利于活塞環(huán)工作穩(wěn)定和降低機(jī)油消耗量，側(cè)隙確定油環(huán)槽中必須設(shè)有回油孔，并均勻地布置再主次推力面?zhèn)龋赜涂讓?duì)降低機(jī)油消耗量有重要意義，三道活塞環(huán)的開(kāi)口間隙及側(cè)隙如表3.1所示:
表3.1 活塞環(huán)的開(kāi)口間隙及側(cè)隙
活塞環(huán)
開(kāi)口間隙/
側(cè)隙/
第一道環(huán)
第二道環(huán)
第三道環(huán)
活塞環(huán)的背隙比較大，以免環(huán)與槽底圓角干涉。一般氣環(huán)=0.5毫米，油環(huán)的則更大些，如圖3.1所示。
（4）環(huán)岸的強(qiáng)度校核
在膨脹沖程開(kāi)始時(shí)，在爆發(fā)壓力作用下，第一道活塞環(huán)緊壓在第一環(huán)岸上。由于節(jié)流作用，第一環(huán)岸上面的壓力比下面壓力大得多，不平衡力會(huì)在岸根產(chǎn)生很大的彎曲和剪切應(yīng)力，當(dāng)應(yīng)力值超過(guò)鋁合金在其工作溫度下的強(qiáng)度極限或疲勞極限時(shí)，岸根有可能斷裂，專門的試驗(yàn)表明，當(dāng)活塞頂上作用著最高爆發(fā)壓力時(shí)，，，如圖3.2所示。
已知=4.5，則，
，
圖3.1 環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及環(huán)槽結(jié)構(gòu) 圖3.2第一環(huán)岸的受力情況
環(huán)岸是一個(gè)厚、內(nèi)外圓直徑為、的圓環(huán)形板，沿內(nèi)圓柱面固定，要精確計(jì)算固定面的應(yīng)力比較復(fù)雜，可以將其簡(jiǎn)化為一個(gè)簡(jiǎn)單的懸臂梁進(jìn)行大致的計(jì)算。在通常的尺寸比例下，可假定槽底（岸根）直徑，環(huán)槽深為：
于是作用在岸根的彎矩為
（3.1）
而環(huán)岸根斷面的抗彎斷面系數(shù)近似等于
所以環(huán)岸根部危險(xiǎn)斷面上的彎曲應(yīng)力
（3.2）
同理得剪切應(yīng)力為：
（3.3）
接合成應(yīng)力公式為：
（3.4）
考慮到鋁合金在高溫下的強(qiáng)度下降以及環(huán)岸根部的應(yīng)力集中，鋁合金的許用應(yīng)力，，校核合格。
3.2 活塞銷的設(shè)計(jì)
3.2.1 活塞銷的結(jié)構(gòu)、材料
1、活塞銷的結(jié)構(gòu)和尺寸
活塞銷的結(jié)構(gòu)為一圓柱體，中空形式，可減少往復(fù)慣性質(zhì)量，有效利用材料?；钊N與活塞銷座和連桿小頭襯套孔的連接配合，采用“全浮式”?；钊N的外直徑，取，活塞銷的內(nèi)直徑，取活塞銷長(zhǎng)度，取
2、活塞銷的材料
活塞銷材料為低碳合金鋼，表面滲碳處理，硬度高、耐磨、內(nèi)部沖擊韌性好。表面加工精度及粗糙度要求極高，高溫下熱穩(wěn)定性好。
3.2.2 活塞銷強(qiáng)度和剛度計(jì)算
由運(yùn)動(dòng)學(xué)知，活塞銷表面受到氣體壓力和往復(fù)慣性力的共同作用，總的作用力，活塞銷長(zhǎng)度，連桿小頭高度，活塞銷跨度。
1、最大彎曲應(yīng)力計(jì)算
活塞銷中央截面的彎矩為
（3.6）
空心銷的抗彎斷面系數(shù)為，
其中
所以彎曲應(yīng)力為
即 （3.7）
2、最大剪切應(yīng)力計(jì)算
最大剪切應(yīng)力出現(xiàn)在銷座和連桿小頭之間的截面上。橫斷截面的最大剪切應(yīng)力發(fā)生在中性層上，其值按下式計(jì)算：
（3.8）
已知許用彎曲應(yīng)力；許用剪切應(yīng)力，那么校核合格。
第４章 連桿組的設(shè)計(jì)
4.1 連桿的設(shè)計(jì)
4.1.1 連桿的工作情況、設(shè)計(jì)要求和材料選用
1、工作情況
連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。因此，連桿體除有上下運(yùn)動(dòng)外，還左右擺動(dòng)，做復(fù)雜的平面運(yùn)動(dòng)。
2、設(shè)計(jì)要求
連桿主要承受氣體壓力和往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，因此，在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)首先保證連桿具有在足夠的疲勞強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)鋼度。如果強(qiáng)度不足，就會(huì)發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成嚴(yán)重事故，同樣，如果連桿組剛度不足，也會(huì)對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的工作帶來(lái)不好的影響。
所以設(shè)計(jì)連桿的一個(gè)主要要求是在盡可能輕巧的結(jié)構(gòu)下保證足夠的剛度和強(qiáng)度。為此，必須選用高強(qiáng)度的材料；合理的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。
3、材料的選擇
為了保證連桿在結(jié)構(gòu)輕巧的條件下有足夠的剛度和強(qiáng)度，采用精選含碳量的優(yōu)質(zhì)中碳結(jié)構(gòu)鋼45模鍛，表面噴丸強(qiáng)化處理，提高強(qiáng)度。
4.1.2 連桿長(zhǎng)度的確定
設(shè)計(jì)連桿時(shí)首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長(zhǎng)度它通常是用連桿比來(lái)說(shuō)明的，通常0.3125，取，，則。
4.1.3 連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度、剛度計(jì)算
1、連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
連桿小頭主要結(jié)構(gòu)尺寸如圖4.1所示，小頭襯套內(nèi)徑和小頭寬度已在活塞組設(shè)計(jì)中確定，，。
為了改善磨損，小頭孔中以一定過(guò)盈量壓入耐磨襯套，襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，這種襯套的厚度一般為，取，則小頭孔直徑，小頭外徑，取。
2、連桿小頭的強(qiáng)度校核
以過(guò)盈壓入連桿小頭的襯套，使小頭斷面承受拉伸壓力。若襯套材料的膨脹系數(shù)比連桿材料的大，則隨工作時(shí)溫度升高，過(guò)盈增大，小頭斷面中的應(yīng)力也增大。此外，連桿小頭在工作中還承受活塞組慣性力的拉伸和扣除慣性力后氣壓力的壓縮，可見(jiàn)工作載荷具有交變性。上述載荷的聯(lián)合作用可能使連桿小頭及其桿身過(guò)渡處產(chǎn)生疲勞破壞，故必須進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計(jì)算。
圖4.1 連桿小頭主要結(jié)果尺寸
（1）襯套過(guò)盈配合的預(yù)緊力及溫度升高引起的應(yīng)力
計(jì)算時(shí)把連桿小頭和襯套當(dāng)作兩個(gè)過(guò)盈配合的圓筒，則在兩零件的配合表面，由于壓入過(guò)盈及受熱膨脹，小頭所受的徑向壓力為：
（4.1）
式中：—襯套壓入時(shí)的過(guò)盈，；
一般青銅襯套，取，
其中：—工作后小頭溫升,約；
—連桿材料的線膨脹系數(shù)，對(duì)于鋼 ；
—襯套材料的線膨脹系數(shù)，對(duì)于青銅；
、—連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)，可?。?
—連桿材料的彈性模數(shù)，鋼；
—襯套材料的彈性模數(shù)，青銅；
計(jì)算小頭承受的徑向壓力為：
由徑向均布力引起小頭外側(cè)及內(nèi)側(cè)纖維上的應(yīng)力，可按厚壁筒公式計(jì)算，
外表面應(yīng) （4.2）
內(nèi)表面應(yīng)力（4.3）
的允許值一般為，校核合格。
（2）連桿小頭的疲勞安全系數(shù)
連桿小頭的應(yīng)力變化為非對(duì)稱循環(huán)，最小安全系數(shù)在桿身到連桿小頭的過(guò)渡處的外表面上為：
（4.4）
式中：—材料在對(duì)稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，
（合金鋼），??；
—材料對(duì)應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱的敏感系數(shù)，取=0.2；
—應(yīng)力幅， ；
—平均應(yīng)力，；
—工藝系數(shù)，，取0.5；
則
連桿小頭的疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)，一般約在范圍之內(nèi)[4]。
3、連桿小頭的剛度計(jì)算
當(dāng)采用浮動(dòng)式活塞銷時(shí)，必須計(jì)算連桿小頭在水平方向由于往復(fù)慣性力而引起的直徑變形，其經(jīng)驗(yàn)公式為:
（4.5）
式中：—連桿小頭直徑變形量，；
—連桿小頭的平均直徑，；
—連桿小頭斷面積的慣性矩，
則
對(duì)于一般發(fā)動(dòng)機(jī)，此變形量的許可值應(yīng)小于直徑方向間隙的一半，標(biāo)準(zhǔn)間隙一般為，則校核合格。
4.1.4 連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算
1、連桿桿身結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)
連桿桿身從彎曲剛度和鍛造工藝性考慮，采用工字形斷面，桿身截面寬度約等于(為氣缸直徑)，取，截面高度，取。
為使連桿從小頭到大頭傳力比較均勻，在桿身到小頭和大頭的過(guò)渡處用足夠大的圓角半徑。
2、連桿桿身的強(qiáng)度校核
連桿桿身在不對(duì)稱的交變循環(huán)載荷下工作，它受到位于計(jì)算斷面以上做往復(fù)運(yùn)動(dòng)的質(zhì)量的慣性力的拉伸，在爆發(fā)行程，則受燃?xì)鈮毫蛻T性力差值的壓縮，為了計(jì)算疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，必須現(xiàn)求出計(jì)算斷面的最大拉伸、壓縮應(yīng)力。
（1）最大拉伸應(yīng)力
由最大拉伸力引起的拉伸應(yīng)力為：
（4.6）
式中：—連桿桿身的斷面面積，汽油機(jī)，為活塞投影面積，取。
則最大拉伸應(yīng)力為：
（2）桿身的壓縮與縱向彎曲應(yīng)力
桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃?xì)庾饔昧r(shí)，并可認(rèn)為是在上止點(diǎn)，最大壓縮力為：
（4.7）
連桿承受最大壓縮力時(shí)，桿身中間斷面產(chǎn)生縱向彎曲。此時(shí)連桿在擺動(dòng)平面內(nèi)的彎曲，可認(rèn)為連桿兩端為鉸支，長(zhǎng)度為；在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)的彎曲可認(rèn)為桿身兩端為固定支點(diǎn)，長(zhǎng)度為
，因此在擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：
（4.8）
式中：—系數(shù)，對(duì)于常用鋼材，，?。?
—計(jì)算斷面對(duì)垂直于擺動(dòng)平面的軸線的慣性矩，。
；
將式（4.8）改為：
?。?.9）
式中 —連桿系數(shù)，；
則擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：
同理，在垂直于擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：
（4.10）
將式（4.10）改成
（4.11）
式中：—連桿系數(shù)，
。
則在垂直于擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：
和的許用值為 ，所以校核合格。
（3）連桿桿身的安全系數(shù)
連桿桿身所受的是非對(duì)稱的交變循環(huán)載荷，把或看作循環(huán)中的最大應(yīng)力，看作是循環(huán)中的最小應(yīng)力，即可求得桿身的疲勞安全系數(shù)。
循環(huán)的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力，在連桿擺動(dòng)平面為：
（4.12）
（4.13）
在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)為：
（4.13）
（4.14）
連桿桿身的安全系數(shù)為：
（4.15）
式中：—材料在對(duì)稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），??；
—材料對(duì)應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱的敏感系數(shù)，取；
—工藝系數(shù)，，取0.45。
則在連桿擺動(dòng)平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為：
在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為：
桿身安全系數(shù)許用值在的范圍內(nèi)，則校核合格。
4.1.5 連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度、剛度計(jì)算
1、連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與主要尺寸
連桿大頭的結(jié)構(gòu)與尺寸基本上決定于曲柄銷直徑、長(zhǎng)度、連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。其中在、在曲軸設(shè)計(jì)中確定，，，則大頭寬度，軸瓦厚度，取，大頭孔直徑。
連桿大頭與連桿蓋的分開(kāi)面采用平切口，大頭凸臺(tái)高度，取，取，為了提高連桿大頭結(jié)構(gòu)剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離，取，一般螺栓孔外側(cè)壁厚不小于2毫米，取3毫米，螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過(guò)渡采用盡可能大的圓角。
2、連桿大頭的強(qiáng)度校核
假設(shè)通過(guò)螺栓的緊固連接，把大頭與大頭蓋近似視為一個(gè)整體，彈性的大頭蓋支承在剛性的連桿體上，固定角為，通常取，作用力通過(guò)曲柄銷作用在大頭蓋上按余弦規(guī)律分布，大頭蓋的斷面假定是不變的，且其大小與中間斷面一致，大頭的曲率半徑為。
連桿蓋的最大載荷是在進(jìn)氣沖程開(kāi)始的，計(jì)算得：
作用在危險(xiǎn)斷面上的彎矩和法向力由經(jīng)驗(yàn)公式求得：
（4.16）
由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為：
（4.17）
作用于大頭蓋中間斷面的法向力為：
（4.18）
式中：，—大頭蓋及軸瓦的慣性矩，，
，
，—大頭蓋及軸瓦的斷面面積，，
，
，
在中間斷面的應(yīng)力為：
（4.19）
式中：—大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)，
計(jì)算連桿大頭蓋的應(yīng)力為：
一般發(fā)動(dòng)機(jī)連桿大頭蓋的應(yīng)力許用值為，則校核合格。
4.2 連桿螺栓的設(shè)計(jì)
4.2.1 連桿螺栓的工作負(fù)荷與預(yù)緊力
根據(jù)氣缸直徑初選連桿螺紋直徑，根據(jù)統(tǒng)計(jì)，取。
發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)連桿螺栓受到兩種力的作用：預(yù)緊力和最大拉伸載荷，預(yù)緊力由兩部分組成：一是保證連桿軸瓦過(guò)盈度所必須具有的預(yù)緊力；二是保證發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)，連桿大頭與大頭蓋之間的結(jié)合面不致因慣性力而分開(kāi)所必須具有的預(yù)緊力。
連桿上的螺栓數(shù)目為2，則每個(gè)螺栓承受的最大拉伸載荷為往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力在氣缸中心線上的分力之和，
即 （4.19）
軸瓦過(guò)盈量所必須具有的預(yù)緊力由軸瓦最小應(yīng)力，由實(shí)測(cè)統(tǒng)計(jì)可得一般為，取30，由于發(fā)動(dòng)機(jī)可能超速，也可能發(fā)生活塞拉缸，應(yīng)較理論計(jì)算值大些，一般取，取。
4.2.2 連桿螺栓的屈服強(qiáng)度校核和疲勞計(jì)算
連桿螺栓預(yù)緊力不足不能保證連接的可靠性，但預(yù)緊力過(guò)大則可能引起材料超出屈服極限，則應(yīng)校核屈服強(qiáng)度，滿足
（4.20）
式中：—螺栓最小截面積，；
—螺栓的總預(yù)緊力，；
—安全系數(shù)，，取1.7；
—材料的屈服極限，一般在800以上。
那么連桿螺栓的屈服強(qiáng)度為：
則校核合格。
致 謝
在本文完成之際，首先向我最尊敬的導(dǎo)師致以最誠(chéng)摯的敬意和最衷心的感謝。幾個(gè)月以來(lái)，他不遺余力地對(duì)我的設(shè)計(jì)進(jìn)行了指導(dǎo)。在我畢業(yè)設(shè)計(jì)這段時(shí)間，無(wú)論是在學(xué)習(xí)還是在生活上，恩師都給予了我無(wú)微不至的關(guān)懷，同時(shí)還要感謝老師。他們以其淵博的知識(shí)，寬厚的胸懷、無(wú)私的敬業(yè)精神以及嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度和開(kāi)拓進(jìn)取的精神激勵(lì)著我，并言傳身教，身體力行地不斷培養(yǎng)我獨(dú)立思考，深入探索，解決實(shí)際問(wèn)題的能力，使我受益匪淺。本設(shè)計(jì)之所以能完成，導(dǎo)師給與了關(guān)鍵性的技術(shù)指導(dǎo)，并指明了研究的方向，朱老師雖然平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設(shè)計(jì)的過(guò)程中，特別在說(shuō)明書的撰寫和修改上給予了我悉心的指導(dǎo)，特此向兩位老師表示衷心的感謝和敬意!
此外還要感謝那些給予過(guò)我關(guān)心、幫助的老師和同學(xué)，正是有了大家的關(guān)懷、鼓力和我自己的努力，此設(shè)計(jì)才得以順利完成。同時(shí)還要感謝大學(xué)四年來(lái)所有的老師，為我們打下良好的汽車專業(yè)知識(shí)的基礎(chǔ)；為我們以后的工作實(shí)踐做好了鋪墊。
畢業(yè)設(shè)計(jì)雖已完成了，但由于知識(shí)水平的局限，實(shí)際經(jīng)驗(yàn)缺乏，設(shè)計(jì)還存在許多不足，有很多地方需要改進(jìn)。對(duì)于這些不足，我會(huì)在今后的工作、生活中努力去改正，并利用自已所學(xué)到的知識(shí)，為社會(huì)作更多的貢獻(xiàn)，成為一個(gè)對(duì)社會(huì)有用的人。
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