汽車-汽車曲柄連桿機(jī)構(gòu)畢業(yè)設(shè)計(jì)

汽車-汽車曲柄連桿機(jī)構(gòu)畢業(yè)設(shè)計(jì),汽車,曲柄,連桿機(jī)構(gòu),畢業(yè)設(shè)計(jì) 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 摘　　要 本文以捷達(dá)EA113汽油機(jī)的相關(guān)參數(shù)作為參考，對四缸汽油機(jī)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要零部件進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算，并對曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行了有關(guān)運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)的理論分析與計(jì)算機(jī)仿真分析。 首先，以運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)的理論知識為依據(jù)，對曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動規(guī)律以及在運(yùn)動中的受力等問題進(jìn)行詳盡的分析，并得到了精確的分析結(jié)果。其次分別對活塞組、連桿組以及曲軸進(jìn)行詳細(xì)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，并進(jìn)行了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度的校核。再次，應(yīng)用三維CAD軟件：Pro/Engineer建立了曲柄連桿機(jī)構(gòu)各零部件的幾何模型，在此工作的基礎(chǔ)上，利用Pro/E軟件的裝配功能，將曲柄連桿機(jī)構(gòu)的各組成零件裝配成活塞組件、連桿組件和曲軸組件，然后利用Pro/E軟件的機(jī)構(gòu)分析模塊(Pro/Mechanism)，建立曲柄連桿機(jī)構(gòu)的多剛體動力學(xué)模型，進(jìn)行運(yùn)動學(xué)分析和動力學(xué)分析模擬，研究了在不考慮外力作用并使曲軸保持勻速轉(zhuǎn)動的情況下，活塞和連桿的運(yùn)動規(guī)律以及曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動包絡(luò)。仿真結(jié)果的分析表明，仿真結(jié)果與發(fā)動機(jī)的實(shí)際工作狀況基本一致，文章介紹的仿真方法為曲柄連桿機(jī)構(gòu)的選型、優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了一種新思路。 關(guān)鍵詞：發(fā)動機(jī)；曲柄連桿機(jī)構(gòu)；受力分析；仿真建模；運(yùn)動分析；Pro/E  ABSTRACT This article refers to by the Jeeta EA113 gasoline engine’s related parameter achievement, it has carried on the structural design compution for main parts of the crank link mechanism in the gasoline engine with four cylinders, and has carried on theoretical analysis and simulation analysis in computer in kinematics and dynamics for the crank link mechanism. First, motion laws and stress in movement about the crank link mechanism are analyzed in detail and the precise analysis results are obtained. Next separately to the piston group, the linkage as well as the crank carries on the detailed structural design, and has carried on the structural strength and the rigidity examination. Once more, applys three-dimensional CAD software Pro/Engineer establishing the geometry models of all kinds of parts in the crank link mechanism, then useing the Pro/E software assembling function assembles the components of crank link into the piston module, the connecting rod module and the crank module, then using Pro/E software mechanism analysis module (Pro/Mechanism), establishes the multi-rigid dynamics model of the crank link, and carries on the kinematics analysis and the dynamics analysis simulation, and it studies the piston and the connecting rod movement rule as well as crank link motion gear movement envelopment. The analysis of simulation results shows that those simulation results are meet to true working state of engine. It also shows that the simulation method introduced here can offer a new efficient and convenient way for the mechanism choosing and optimized design of crank-connecting rod mechanism in engine. Key words: Engine；Crankshaft-Connecting Rod Mechanism；Analysis of Force；Modeling of Simulation；Movement Analysis；Pro/E II 目　　錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 選題的目的和意義 1 1.2 國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀 1 1.3 設(shè)計(jì)研究的主要內(nèi)容 3 第2章 曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析 4 2.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的類型及方案選擇 4 2.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué) 4 2.1.1 活塞位移 5 2.1.2 活塞的速度 6 2.1.3 活塞的加速度 6 2.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)中的作用力 7 2.2.1 氣缸內(nèi)工質(zhì)的作用力 7 2.2.2 機(jī)構(gòu)的慣性力 7 2.3 本章小結(jié) 14 第3章 活塞組的設(shè)計(jì) 15 3.1 活塞的設(shè)計(jì) 15 3.1.1 活塞的工作條件和設(shè)計(jì)要求 15 3.1.2 活塞的材料 16 3.1.3 活塞頭部的設(shè)計(jì) 16 3.1.4 活塞裙部的設(shè)計(jì) 21 3.2 活塞銷的設(shè)計(jì) 23 3.2.1 活塞銷的結(jié)構(gòu)、材料 23 3.2.2 活塞銷強(qiáng)度和剛度計(jì)算 23 3.3 活塞銷座 24 3.3.1 活塞銷座結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 24 3.3.2 驗(yàn)算比壓力 24 3.4 活塞環(huán)設(shè)計(jì)及計(jì)算 25 3.4.1 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)計(jì) 25 3.4.2 活塞環(huán)強(qiáng)度校核 25 3.5 本章小結(jié) 26 第4章 連桿組的設(shè)計(jì) 27 4.1 連桿的設(shè)計(jì) 27 4.1.1 連桿的工作情況、設(shè)計(jì)要求和材料選用 27 4.1.2 連桿長度的確定 27 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 27 4.1.4 連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算 30 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 33 4.2 連桿螺栓的設(shè)計(jì) 35 4.2.1 連桿螺栓的工作負(fù)荷與預(yù)緊力 35 4.2.2 連桿螺栓的屈服強(qiáng)度校核和疲勞計(jì)算 35 4.3 本章小結(jié) 36 第5章 曲軸的設(shè)計(jì) 37 5.1 曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇 37 5.1.1 曲軸的工作條件和設(shè)計(jì)要求 37 5.1.2 曲軸的結(jié)構(gòu)型式 37 5.1.3 曲軸的材料 37 5.2 曲軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)設(shè)計(jì) 38 5.2.1 曲柄銷的直徑和長度 38 5.2.2 主軸頸的直徑和長度 38 5.2.3 曲柄 39 5.2.4 平衡重 39 5.2.5 油孔的位置和尺寸 40 5.2.6 曲軸兩端的結(jié)構(gòu) 40 5.2.7 曲軸的止推 40 5.3 曲軸的疲勞強(qiáng)度校核 41 5.3.1 作用于單元曲拐上的力和力矩 41 5.3.2 名義應(yīng)力的計(jì)算 45 5.4 本章小結(jié) 47 第6章 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的創(chuàng)建 48 6.1 對Pro/E軟件基本功能的介紹 48 6.2 活塞的創(chuàng)建 48 6.2.1 活塞的特點(diǎn)分析 48 6.2.2 活塞的建模思路 48 6.2.3 活塞的建模步驟 49 6.3 連桿的創(chuàng)建 50 6.3.1 連桿的特點(diǎn)分析 50 6.3.2 連桿的建模思路 50 6.3.3 連桿體的建模步驟 51 6.3.4 連桿蓋的建模 52 6.4 曲軸的創(chuàng)建 52 6.4.1 曲軸的特點(diǎn)分析 52 6.4.2 曲軸的建模思路 52 6.4.3 曲軸的建模步驟 53 6.5 曲柄連桿機(jī)構(gòu)其它零件的創(chuàng)建 55 6.5.1 活塞銷的創(chuàng)建 55 6.5.2 活塞銷卡環(huán)的創(chuàng)建 55 6.5.3 連桿小頭襯套的創(chuàng)建 55 6.5.4 大頭軸瓦的創(chuàng)建 55 6.5.5 連桿螺栓的創(chuàng)建 56 6.6 本章小結(jié) 56 第7章 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動分析 57 7.1 活塞及連桿的裝配 57 7.1.1 組件裝配的分析與思路 57 7.1.2 活塞組件裝配步驟 57 7.1.3 連桿組件的裝配步驟 58 7.2 定義曲軸連桿的連接 59 7.3 定義伺服電動機(jī) 60 7.4 建立運(yùn)動分析 60 7.5 進(jìn)行干涉檢驗(yàn)與視頻制作 61 7.6 獲取分析結(jié)果 62 7.7 對結(jié)果的分析 64 7.8 本章小結(jié) 64 結(jié)論 65 參考文獻(xiàn) 66 致謝 67 附錄 68 第1章 緒　　論 1.1 選題的目的和意義 曲柄連桿機(jī)構(gòu)是發(fā)動機(jī)的傳遞運(yùn)動和動力的機(jī)構(gòu)，通過它把活塞的往復(fù)直線運(yùn)動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動而輸出動力。因此，曲柄連桿機(jī)構(gòu)是發(fā)動機(jī)中主要的受力部件，其工作可靠性就決定了發(fā)動機(jī)工作的可靠性。隨著發(fā)動機(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)鍵性問題[1]。 通過設(shè)計(jì)，確定發(fā)動機(jī)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)動學(xué)和動力學(xué)分析、材料的選取等，以滿足實(shí)際生產(chǎn)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，還需要對曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行動力學(xué)分析。 為了真實(shí)全面地了解機(jī)構(gòu)在實(shí)際運(yùn)行工況下的力學(xué)特性，本文采用了多體動力學(xué)仿真技術(shù)，針對機(jī)構(gòu)進(jìn)行了實(shí)時(shí)的，高精度的動力學(xué)響應(yīng)分析與計(jì)算，因此本研究所采用的高效、實(shí)時(shí)分析技術(shù)對提高分析精度，提高設(shè)計(jì)水平具有重要意義，而且可以更直觀清晰地了解曲柄連桿機(jī)構(gòu)在運(yùn)行過程中的受力狀態(tài)，便于進(jìn)行精確計(jì)算，對進(jìn)一步研究發(fā)動機(jī)的平衡與振動、發(fā)動機(jī)增壓的改造等均有較為實(shí)用的應(yīng)用價(jià)值。 1.2 國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀 多剛體動力學(xué)模擬是近十年發(fā)展起來的機(jī)械計(jì)算機(jī)模擬技術(shù)，提供了在設(shè)計(jì)過程中對設(shè)計(jì)方案進(jìn)行分析和優(yōu)化的有效手段，在機(jī)械設(shè)計(jì)領(lǐng)域獲得越來越廣泛的應(yīng)用。它是利用計(jì)算機(jī)建造的模型對實(shí)際系統(tǒng)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，將分析的方法用于模擬實(shí)驗(yàn)，充分利用已有的基本物理原理，采用與實(shí)際物理系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)相似的研究方法，在計(jì)算機(jī)上運(yùn)行仿真實(shí)驗(yàn)。目前多剛體動力學(xué)模擬軟件主要有Pro/Mechanics，Working model 3D，ADAMS等。多剛體動力學(xué)模擬軟件的最大優(yōu)點(diǎn)在于分析過程中無需編寫復(fù)雜仿真程序，在產(chǎn)品的設(shè)計(jì)分析時(shí)無需進(jìn)行樣機(jī)的生產(chǎn)和試驗(yàn)。對內(nèi)燃機(jī)產(chǎn)品的部件裝配進(jìn)行機(jī)構(gòu)運(yùn)動仿真，可校核部件運(yùn)動軌跡，及時(shí)發(fā)現(xiàn)運(yùn)動干涉；對部件裝配進(jìn)行動力學(xué)仿真，可校核機(jī)構(gòu)受力情況；根據(jù)機(jī)構(gòu)運(yùn)動約束及保證性能最優(yōu)的目標(biāo)進(jìn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)優(yōu)化，可最大限度地滿足性能要求，對設(shè)計(jì)提供指導(dǎo)和修正[2]。目前國內(nèi)大學(xué)和企業(yè)已經(jīng)已進(jìn)行了機(jī)構(gòu)運(yùn)動、動力學(xué)仿真方面的研究和局部應(yīng)用，能在設(shè)計(jì)初期及時(shí)發(fā)現(xiàn)內(nèi)燃機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)干涉，校核配氣機(jī)構(gòu)運(yùn)動、動力學(xué)性能等，為設(shè)計(jì)人員提供了基本的設(shè)計(jì)依據(jù)[3-4]。 目前國內(nèi)外對發(fā)動機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的動力學(xué)分析的方法很多，而且已經(jīng)完善和成熟。其中機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)分析是研究兩個(gè)或兩個(gè)以上物體間的相對運(yùn)動，即位移、速度和加速度的變化關(guān)系：動力學(xué)則是研究產(chǎn)生運(yùn)動的力。發(fā)動機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的動力學(xué)分析主要包括氣體力、慣性力、軸承力和曲軸轉(zhuǎn)矩等的分析，傳統(tǒng)的內(nèi)燃機(jī)工作機(jī)構(gòu)動力學(xué)、運(yùn)動學(xué)分析方法主要有圖解法和解析法[5]。 1、解析法 解析法是對構(gòu)件逐個(gè)列出方程，通過各個(gè)構(gòu)件之間的聯(lián)立線性方程組來求解運(yùn)動副約束反力和平衡力矩，解析法又包括單位向量法、直角坐標(biāo)法等。 2、圖解法 圖解法形象比較直觀，機(jī)構(gòu)各組成部分的位移、速度、加速度以及所受力的大小及改變趨勢均能通過圖解一目了然。圖解法作為解析法的輔助手段，可用于對計(jì)算機(jī)結(jié)果的判斷和選擇。解析法取點(diǎn)數(shù)值較少，繪制曲線精度不高。不經(jīng)任何計(jì)算，對曲柄連桿機(jī)構(gòu)直接圖解其速度和加速度的方法最早由克萊茵提出，但方法十分復(fù)雜[6]。 3、復(fù)數(shù)向量法 復(fù)數(shù)向量法是以各個(gè)桿件作為向量，把在復(fù)平面上的連接過程用復(fù)數(shù)形式加以表達(dá)，對于包括結(jié)構(gòu)參數(shù)和時(shí)間參數(shù)的解析式就時(shí)間求導(dǎo)后，可以得到機(jī)構(gòu)的運(yùn)動性能。該方法是機(jī)構(gòu)運(yùn)動分析的較好方法。 通過對機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)、動力學(xué)的分析，我們可以清楚了解內(nèi)燃機(jī)工作機(jī)構(gòu)的運(yùn)動性能、運(yùn)動規(guī)律等，從而可以更好地對機(jī)構(gòu)進(jìn)行性能分析和產(chǎn)品設(shè)計(jì)。但是過去由于手段的原因，大部分復(fù)雜的機(jī)械運(yùn)動盡管能夠給出解析表達(dá)式，卻難以計(jì)算出供工程設(shè)計(jì)使用的結(jié)果，不得不用粗糙近似的圖解法求得數(shù)據(jù)。近年來隨著計(jì)算機(jī)的發(fā)展，可以利用復(fù)雜的計(jì)算表達(dá)式來精確求解各種運(yùn)動過程和動態(tài)過程，從而形成了機(jī)械性能分析和產(chǎn)品設(shè)計(jì)的現(xiàn)代理論和方法。 通過對機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)分析，我們可以清楚了解內(nèi)燃機(jī)工作機(jī)構(gòu)的運(yùn)動性能、運(yùn)動規(guī)律等，從而可以更好地對機(jī)構(gòu)進(jìn)行性能分析和產(chǎn)品設(shè)計(jì)。但是過去由于手段的原因，大部分復(fù)雜的機(jī)構(gòu)運(yùn)動盡管能夠給出解析式，卻難以計(jì)算出供工程使用的計(jì)算結(jié)果，不得不用粗糙的圖解法求得數(shù)據(jù)。隨著計(jì)算機(jī)的發(fā)展，可以利用復(fù)雜的計(jì)算表達(dá)式來精確求解各種運(yùn)動過程和動態(tài)過程，從而形成機(jī)械性能分析和產(chǎn)品設(shè)計(jì)的現(xiàn)代理論和方法。 機(jī)械系統(tǒng)動態(tài)仿真技術(shù)的核心是利用計(jì)算機(jī)輔助技術(shù)進(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)的運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)分析，以確定系統(tǒng)各構(gòu)件在任意時(shí)刻的位置、速度和加速度，進(jìn)而確定系統(tǒng)及其及其各構(gòu)件運(yùn)動所需的作用力[5]。目前，在對內(nèi)燃機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行動力學(xué)分析時(shí)，大多采用的是專業(yè)的虛擬樣機(jī)商業(yè)軟件，如ADAMS等。這些軟件的功能重點(diǎn)是在力學(xué)分析上，在建模方面還是有很多不足，尤其是對這些復(fù)雜的曲柄連桿機(jī)構(gòu)零部件的三維建模很難實(shí)現(xiàn)。因而在其仿真分析過程中對于結(jié)構(gòu)復(fù)雜的模型就要借助CAD軟件來完成，如Pro/E、UG、Solidworks等[4]。當(dāng)考慮到對多柔體系統(tǒng)進(jìn)行動力學(xué)分析時(shí)，有時(shí)還需要結(jié)合Ansys等專業(yè)的有限元分析軟件來進(jìn)行[7]。這一過程十分復(fù)雜，不僅需要對這些軟件有一定了解，還需要處理好軟件接口之間的數(shù)據(jù)傳輸問題，而且軟件使用成本也很高。 1.3 設(shè)計(jì)研究的主要內(nèi)容 對內(nèi)燃機(jī)運(yùn)行過程中曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析進(jìn)行深入研究，其主要的研究內(nèi)容有： （1）對曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)分析，分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要零部件進(jìn)行強(qiáng)度、剛度等方面的計(jì)算和校核，以便達(dá)到設(shè)計(jì)要求； （2）分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)中主要零部件如活塞，曲軸，連桿等的工作條件和設(shè)計(jì)要求，進(jìn)行合理選材，確定出主要的結(jié)構(gòu)尺寸，并進(jìn)行相應(yīng)的尺寸檢驗(yàn)校核，以符合零件實(shí)際加工的要求； （3）應(yīng)用Pro/E軟件對曲柄連桿機(jī)構(gòu)的零件分別建立實(shí)體模型，并將其分別組裝成活塞組件，連桿組件，然后定義相應(yīng)的連接關(guān)系，最后裝配成完整的機(jī)構(gòu)，并進(jìn)行運(yùn)動仿真分析，檢測其運(yùn)動干涉，獲取分析結(jié)果； （4）應(yīng)用Pro/E軟件將零件模型圖轉(zhuǎn)化為相應(yīng)的工程圖，并結(jié)合使用AutoCAD軟件，系統(tǒng)地反應(yīng)工程圖上的各類信息，以便實(shí)現(xiàn)對機(jī)構(gòu)的進(jìn)一步精確設(shè)計(jì)和檢驗(yàn)。  第2章 曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析 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，而是通過副連桿銷裝在主連桿的大頭上，形成了“關(guān)節(jié)式”運(yùn)動，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)帶動幾套副連桿和活塞，這種結(jié)構(gòu)可使內(nèi)燃機(jī)長度縮短，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)[8]。 經(jīng)過比較，本設(shè)計(jì)的型式選擇為中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)。 2.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué) 中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)簡圖如圖2.1所示，圖2.1中氣缸中心線通過曲軸中心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，活塞A點(diǎn)沿氣缸中心線做往復(fù)運(yùn)動，連桿AB則做復(fù)合的平面運(yùn)動，其大頭B點(diǎn)與曲柄一端相連，做等速的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，而連桿小頭與活塞相連，做往復(fù)運(yùn)動。在實(shí)際分析中，為使問題簡單化，一般將連桿簡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，這樣就不需要對連桿的運(yùn)動規(guī)律進(jìn)行單獨(dú)研究[9]。 圖2.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動簡圖 活塞做往復(fù)運(yùn)動時(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)律對曲柄連桿機(jī)構(gòu)以及發(fā)動機(jī)整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動規(guī)律的主要任務(wù)就是研究活塞的運(yùn)動規(guī)律。 2.1.1 活塞位移 假設(shè)在某一時(shí)刻，曲柄轉(zhuǎn)角為，并按順時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)，連桿軸線在其運(yùn)動平面內(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： x= （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）中的根號按牛頓二項(xiàng)式定理展開，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） 2.1.2 活塞的速度 將活塞位移公式（2.1）對時(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諧運(yùn)動所組成。 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。 2.1.3 活塞的加速度 將式（2.6）對時(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)簡諧運(yùn)動加速度之和，即由與兩部分組成。 2.2 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)動質(zhì)量的慣性力、摩擦阻力和作用在發(fā)動機(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)載阻力與主動力處于平衡狀態(tài)，無需另外計(jì)算，因此主要研究氣壓力和運(yùn)動質(zhì)量慣性力變化規(guī)律對機(jī)構(gòu)構(gòu)件的作用。計(jì)算過程中所需的相關(guān)數(shù)據(jù)參照EA1113汽油機(jī)，如附表1所示。 2.2.1 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，對于四沖程發(fā)動機(jī)來說，一般取=0.1，,對于缸內(nèi)絕對壓力，在發(fā)動機(jī)的四個(gè)沖程中，計(jì)算結(jié)果如表2.1所示： 則由式（2.10）計(jì)算氣壓力如表2.2所示。 2.2.2 機(jī)構(gòu)的慣性力 慣性力是由于運(yùn)動不均勻而產(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，必須加以簡化。為此進(jìn)行質(zhì)量換算。 1、機(jī)構(gòu)運(yùn)動件的質(zhì)量換算 質(zhì)量換算的原則是保持系統(tǒng)的動力學(xué)等效性。質(zhì)量換算的目的是計(jì)算零件的運(yùn)動質(zhì)量，以便進(jìn)一步計(jì)算它們在運(yùn)動中所產(chǎn)生的慣性力[9]。 表2.1 缸內(nèi)絕對壓力計(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=。 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 （1）連桿質(zhì)量的換算 連桿是做復(fù)雜平面運(yùn)動的零件。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)動的質(zhì)量，如圖2.2所示： 圖2.2 連桿質(zhì)量的換算簡圖 為了保證代換后的質(zhì)量系統(tǒng)與原來的質(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 連桿相對重心G的轉(zhuǎn)動慣量不變，即。 其中，連桿長度，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[4] （2）往復(fù)直線運(yùn)動部分的質(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)動質(zhì)量，即。 （3）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)動件的質(zhì)量簡化為二質(zhì)量和后，這些質(zhì)量的慣性力可以從運(yùn)動條件求出，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。 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） 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 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，使連桿受拉時(shí)為負(fù)號，缸 壁的側(cè)向力的符號規(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 2.3 本章小結(jié) 本章首先分析了曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動情況，重點(diǎn)分析了活塞的運(yùn)動，在此基礎(chǔ)上分析了每個(gè)工作過程的氣體壓力變化情況，進(jìn)一步推導(dǎo)出各過程氣體力的理論計(jì)算公式，進(jìn)行了機(jī)構(gòu)中運(yùn)動質(zhì)量的換算，并根據(jù)EA113型汽油機(jī)的具體結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算出了各過程的氣體力，為后面章節(jié)的動力仿真提供了理論數(shù)據(jù)的依據(jù)。  第3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)動的零件，它們是發(fā)動機(jī)中工作條件最嚴(yán)酷的組件。發(fā)動機(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)要盡量簡單、輕巧，截面變化處的過渡要圓滑，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??；钊粌H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)力對活塞頂部表面發(fā)生的開裂起了重要作用[9]。 3、磨損強(qiáng)烈 發(fā)動機(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，活塞組與氣缸表面之間會產(chǎn)生強(qiáng)烈磨損，由于此處潤滑條件較差，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，保證滑動面上有足夠的潤滑油。 3.1.2 活塞的材料 根據(jù)上述對活塞設(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?。?，耐磨、耐蝕； （6）工藝性好，低廉。 在發(fā)動機(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，由于發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速日益提高，工作過程不斷強(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)重量僅占鑄鐵活塞的。因此其慣性小，這對高速發(fā)動機(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。對汽油機(jī)來說，采用鋁活塞還為提高壓縮比、改善發(fā)動機(jī)性能創(chuàng)造了重要的條件。 共晶鋁硅合金是目前國內(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，以免開裂和產(chǎn)生過大變形，因?yàn)榄h(huán)槽的變形過大勢必影響活塞環(huán)的正常工作； （2）保證溫度不過高，溫差小，防止產(chǎn)生過大的熱變形和熱應(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，但過小會使第一環(huán)溫度過高，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，會減輕對環(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斀邮艿臒崃浚饕ㄟ^活塞環(huán)傳出。專門的實(shí)驗(yàn)表明，對無強(qiáng)制冷卻的活塞來說，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[9]。 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。活塞環(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)重漏氣和過熱的原因，但倒角過大又使活塞環(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)?，回油孔對降低機(jī)油消耗量有重要意義，三道活塞環(huán)的開口間隙及側(cè)隙如表3.1所示: 表3.1 活塞環(huán)的開口間隙及側(cè)隙 活塞環(huán) 開口間隙/ 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[10] 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，可以將其簡化為一個(gè)簡單的懸臂梁進(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。 3.1.4 活塞裙部的設(shè)計(jì) 活塞裙部是指活塞頭部最低一個(gè)環(huán)槽以下的那部分活塞?；钊貧飧淄鶑?fù)運(yùn)動時(shí)，依靠裙部起導(dǎo)向作用，并承受由于連桿擺動所產(chǎn)生的側(cè)壓力。所以裙部的設(shè)計(jì)要求，是保證活塞得到良好的導(dǎo)向，具有足夠的實(shí)際承壓面積，能形成足夠厚的潤滑油膜，既不因間隙過大發(fā)生敲缸，引起噪音和加速損傷，也不因間隙過小而導(dǎo)致活塞拉傷。 分析活塞在發(fā)動機(jī)中工作時(shí)裙部的變形情況。首先，活塞受到側(cè)向力的作用。承受側(cè)向力作用的裙部表面，一般只是在兩個(gè)銷孔之間的弧形表面。這樣，裙部就有被壓偏的傾向，使它在活塞銷座方向上的尺寸增大；其次，由于加在活塞頂上的爆發(fā)壓力和慣性力的聯(lián)合作用，使活塞頂在活塞銷座的跨度內(nèi)發(fā)生彎曲變形，使整個(gè)活塞在銷座方向上的尺寸變大；再次，由于溫度升高引起熱膨脹，其中銷座部分因壁厚較其它部分要厚，所以熱膨脹比較嚴(yán)重。三種情況共同作用的結(jié)果都使活塞在工作時(shí)沿銷座方向漲大，使裙部截面的形狀變成為“橢圓”形，使得在橢圓形長軸方向上的兩個(gè)端面與氣缸間的間隙消失，以致造成拉毛現(xiàn)象。在這些因素中，機(jī)械變形影響一般來說并不嚴(yán)重，主要還是受熱膨脹產(chǎn)生變形的影響比較大[11]。 因此，為了避免拉毛現(xiàn)象，在活塞裙部與氣缸之間必須預(yù)先流出較大的間隙。當(dāng)然間隙也不能留得過大，否則又會產(chǎn)生敲缸現(xiàn)象。解決這個(gè)問題的比較合理的方法應(yīng)該使盡量減少從活塞頭部流向裙部的熱量，使裙部的膨脹減低至最小；活塞裙部形狀應(yīng)與活塞的溫度分布、裙部壁厚的大小等相適應(yīng)[12]。 本文采用托板式裙部，這樣不僅可以減小活塞質(zhì)量，而且裙部具有較大的彈性，可使裙部與氣缸套裝配間隙減小很多，也不會卡死。 把活塞裙部的橫斷面設(shè)計(jì)成與裙部變形相適應(yīng)的形狀。在設(shè)計(jì)時(shí)把裙部橫斷截面制成長軸是在垂直與活塞銷中心線方向上，短軸平行于銷軸方向的橢圓形。常用的橢圓形狀是按下列公式設(shè)計(jì)的： （3.4） 式中、分別為橢圓的長短軸，如圖3.3所示。 缸徑小于的裙部開槽的活塞，橢圓度（）的大小，一般為。 圖3.3 活塞銷裙部的橢圓形狀[9] 1、裙部的尺寸 活塞裙部是側(cè)壓力的主要承擔(dān)者。為保證活塞裙表面能保持住必要厚度的潤滑油膜，其表面比壓不應(yīng)超過一定的數(shù)值。因此，在決定活塞裙部長度是應(yīng)保持足夠的承壓面積，以減少比壓和磨損。 在確定裙部長度時(shí)，首先根據(jù)裙部比壓最大的允許值，決定需要的最小長度，然后按照結(jié)構(gòu)上的要求加以適當(dāng)修改。 裙部單位面積壓力（裙部比壓）按下式計(jì)算： （3.5） 式中：—最大側(cè)作用力，由動力計(jì)算求得，=2410.83 —活塞直徑，； —裙部高度，。 取。 則 一般發(fā)動機(jī)活塞裙部比壓值約為，所以設(shè)計(jì)合適。 2、銷孔的位置 活塞銷與活塞裙軸線不相交，而是向承受膨脹側(cè)壓力的一面（稱為主推力面，相對的一面稱為次推力面）偏移了，這是因?yàn)椋绻钊N中心布置，即銷軸線與活塞軸線相交，則在活塞越過上止點(diǎn)，側(cè)壓力作用方向改變時(shí)，活塞從次推力面貼緊氣缸壁的一面突然整個(gè)地橫掃過來變到主推力面貼緊氣缸壁的另一面，與氣缸發(fā)生“拍擊”，產(chǎn)生噪音，有損活塞耐久性。如果把活塞銷偏心布置，則能使瞬時(shí)的過渡變成分布的過渡，并使過渡時(shí)刻先于達(dá)到最高燃燒壓力的時(shí)刻，因此改善了發(fā)動機(jī)的工作平順性[13]。 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”。活塞銷的外直徑，取，活塞銷的內(nèi)直徑，取活塞銷長度，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[14]，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。 3.3 活塞銷座 3.3.1 活塞銷座結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 活塞銷座用以支承活塞，并由此傳遞功率。銷座應(yīng)當(dāng)有足夠的強(qiáng)度和適當(dāng)?shù)膭偠龋逛N座能夠適應(yīng)活塞銷的變形，避免銷座產(chǎn)生應(yīng)力集中而導(dǎo)致疲勞斷裂；同時(shí)要有足夠的承壓表面和較高的耐磨性。 活塞銷座的內(nèi)徑，活塞銷座外徑一般等于內(nèi)徑的倍，取， 活塞銷的彎曲跨度越小，銷的彎曲變形就越小，銷—銷座系統(tǒng)的工作越可靠，所以，一般設(shè)計(jì)成連桿小頭與活塞銷座開擋之間的間隙為，但當(dāng)制造精度有保證時(shí)，兩邊共就足夠了，取間隙為。 3.3.2 驗(yàn)算比壓力 銷座比壓力為： （3.9） 一般。 3.4 活塞環(huán)設(shè)計(jì)及計(jì)算 3.4.1 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)計(jì) 該發(fā)動機(jī)采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)為氣環(huán)，第三環(huán)為油環(huán)。 第一道活塞環(huán)為桶形扭曲環(huán)，材料為球墨鑄鐵，表面鍍鉻。桶形環(huán)與缸筒為圓弧接觸，對活塞擺動適應(yīng)性好，并容易形成楔形潤滑油膜。 第二道活塞環(huán)為鼻形環(huán)，材料為鑄鐵，鼻形環(huán)可防止泵油現(xiàn)象，活塞向上運(yùn)動時(shí)潤滑效果好。 第三道是油環(huán)，是鋼帶組成環(huán)，重量輕，比壓高，刮油能力強(qiáng)。 活塞環(huán)的主要尺寸為環(huán)的高度、環(huán)的徑向厚度。氣環(huán)，油環(huán)，取，，?；钊h(huán)的徑向厚度，一般推薦值為：當(dāng)缸徑為時(shí)，，取。 3.4.2 活塞環(huán)強(qiáng)度校核 活塞環(huán)在工作時(shí)，因剪應(yīng)力和軸向力影響較小，所以只計(jì)算彎矩?；钊h(huán)的平均半徑與徑向厚度之比一般都大于5，所以可按直桿彎曲正應(yīng)力公式計(jì)算[9]。 1、工作狀態(tài)下的彎曲應(yīng)力 活塞斷面的最大彎矩為： （3.10） 由此可得最大彎曲應(yīng)力為： （3.11） 對于斷面均壓環(huán)其開口間隙與活塞環(huán)平均接觸壓力之間有如下關(guān)系： （3.12） 將式（3.12）帶入（3.11）并整理得： （3.13） 式中：—材料的彈性模量，對合金鑄鐵； —活塞環(huán)的開口間隙，，取為； —?dú)飧字睆剑? —活塞環(huán)徑向厚度， 則 活塞環(huán)工作時(shí)的許用彎曲應(yīng)力為，則校核合格。 2、套裝應(yīng)力 活塞環(huán)往活塞上套裝時(shí)，要把切口扳得比自由狀態(tài)的間隙還大，對于均壓環(huán)，此時(shí)的正對切口處的最大套裝彎曲應(yīng)力為： （3.14） 式中：—與套裝方法有關(guān)的系數(shù)，根據(jù)套裝方法的不同，其值為，一般取， 則 因環(huán)的套裝時(shí)在常溫下進(jìn)行的，承受的應(yīng)力時(shí)間甚短，所以套裝應(yīng)力的許用值大于工作應(yīng)力的許用值，所以校核合格。 3.5 本章小結(jié) 在活塞的設(shè)計(jì)過程中，分別確定了活塞、活塞銷、活塞銷座和活塞環(huán)的主要的結(jié)構(gòu)參數(shù)，分析了其工作條件，總結(jié)了設(shè)計(jì)要求，選擇合適的材料，并分別進(jìn)行了相關(guān)的強(qiáng)度和剛度校核，使其符合實(shí)際要求。  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