機械儀表基于CADCAE的捷達汽油發(fā)動機曲軸連桿機構(gòu)設(shè)計

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1、本科生畢業(yè)設(shè)計 摘　　要 本文以捷達汽油機的相關(guān)參數(shù)作為參考，對四缸汽油機的曲柄連桿機構(gòu)的主要零部件進行了結(jié)構(gòu)設(shè)計計算，并對曲柄連桿機構(gòu)進行了有關(guān)運動學(xué)和動力學(xué)的理論分析與計算機仿真分析。 首先，以運動學(xué)和動力學(xué)的理論知識為依據(jù)，對曲柄連桿機構(gòu)的運動規(guī)律以及在運動中的受力等問題進行詳盡的分析，并得到了精確的分析結(jié)果。其次分別對活塞組、連桿組以及曲軸進行詳細(xì)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，并進行了結(jié)構(gòu)強度和剛度的校核。再次，應(yīng)用Pro/Engineer軟件建立曲柄連桿機構(gòu)各組成零件的幾何模型，并利用該軟件的裝配功能將零件裝配成活塞組件、連桿組件和曲軸組件，然后建立曲柄連桿機構(gòu)的多剛體動力學(xué)模型，進行運

2、動學(xué)的分析模擬，在模擬的過程中可以觀察曲柄連桿機構(gòu)的位移、速度、加速度等。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，活塞和連桿的運動規(guī)律以及曲柄連桿機構(gòu)的運動包絡(luò)。仿真結(jié)果的分析表明，仿真結(jié)果與發(fā)動機的實際工作狀況基本一致，文章介紹的仿真方法為曲柄連桿機構(gòu)的選型、優(yōu)化設(shè)計提供了一種新思路。 關(guān)鍵詞：發(fā)動機；曲柄連桿組；受力分析；仿真建模；運動分析；Pro/E  ABSTRACT This article refers to by the Jeeta EA113 gasoline engine’s relat

3、ed 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. Fir

4、st, 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

5、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

6、 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

7、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 choosi

8、ng 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國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀 1 1.2 選題的目的和意義+ 1 1.3 設(shè)計研究的主要內(nèi)容 3 第2章 機

9、構(gòu)受力分析 4 2.1 機構(gòu)的類型及方案選擇 4 2.2 機構(gòu)運動學(xué) 4 2.1.1 活塞工作位移 5 2.1.2 活塞的工作速度 6 2.1.3 活塞的工作加速度 6 2.2 機構(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 機構(gòu)的慣性力 7 2.3 本章小結(jié) 13 第3章 活塞組的設(shè)計 14 3.1 活塞的頭部及裙部設(shè)計 14 3.1.1 活塞的工作條件和設(shè)計要求 14 3.1.2 活塞的材料 16 3.1.3 活塞頭部的設(shè)計 16 3.1.4 活塞裙部的設(shè)計 21 3.2 活塞銷的設(shè)計 23 3.2.1 活塞銷的結(jié)構(gòu)、材料 23 3.

10、2.2 活塞銷強度和剛度計算 23 3.3 活塞銷座 24 3.3.1 活塞銷座結(jié)構(gòu)設(shè)計 24 3.3.2 驗算比壓力 24 3.4 活塞環(huán)設(shè)計及計算 25 3.4.1 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)計 25 3.4.2 活塞環(huán)強度校核 25 3.5 本章小結(jié) 26 第4章 連桿組的設(shè)計 27 4.1 連桿的設(shè)計 27 4.1.1 連桿的工作情況、設(shè)計要求和材料選用 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)計與強度、剛度計算 27 4.1.4 連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度計算 30 4.1.5 連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度、剛度計算 33 4.2 連桿

11、螺栓的設(shè)計 35 4.2.1 連桿螺栓的工作負(fù)荷與預(yù)緊力 35 4.2.2 連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算 35 4.3 本章小結(jié) 36 第5章 曲軸的設(shè)計 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 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

12、.7 曲軸的止推 40 5.3 曲軸的疲勞強度校核 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)力的計算 45 5.4 本章小結(jié) 47 第6章 曲柄連桿機構(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.

13、1 曲軸的特點分析 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 曲柄連桿機構(gòu)運動分析 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

14、動機 60 7.4 建立運動分析 60 7.5 進行干涉檢驗與視頻制作 61 7.6 本章小結(jié) 62 結(jié)論 63 參考文獻 64 致謝 65 附錄A 66 附錄B 68 第1章 緒　　論 1.1 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 發(fā)動機作為車輛動力裝置，結(jié)構(gòu)十分復(fù)雜，其性能直接決定著車輛的使用性能，對汽車發(fā)生的故障進行研究，指出這些故障大多數(shù)來源于發(fā)動機及其部件約占41%。曲柄連桿作為發(fā)動機的重要部件之一，受力情況十分復(fù)雜，其結(jié)構(gòu)參數(shù)和加工工藝水平不僅影響整機的尺寸和質(zhì)量，而且在很大程度上影響發(fā)動機的可靠性與壽命。是發(fā)動機的設(shè)計難點。 目前國內(nèi)外對發(fā)動機曲柄連桿機

15、構(gòu)的動力學(xué)分析的方法很多，而且已經(jīng)完善和成熟。其中機構(gòu)運動學(xué)分析是研究兩個或兩個以上物體間的相對運動，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)生運動的力。發(fā)動機曲柄連桿機構(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)燃機工作機構(gòu)動力學(xué)、運動學(xué)分析方法主要有圖解法和解析法，而現(xiàn)代的設(shè)計方法逐漸取代過去的方法，多剛體動力學(xué)模擬軟件的最大優(yōu)點在與分析過程中無需編寫復(fù)雜仿真程序，可校核部件運動軌跡，及時發(fā)現(xiàn)運動干涉；對部件裝配進行動力學(xué)仿真，可校核機構(gòu)受力情況；根據(jù)機構(gòu)運動約束及保證性能最優(yōu)的目標(biāo)進行機構(gòu)設(shè)計優(yōu)化，可最大限度地滿足性能要求，對設(shè)計提供照指導(dǎo)和修正，為設(shè)

16、計人員提供了基本的設(shè)計依據(jù)。 1.2 課題研究的目的與意義 曲柄連桿機構(gòu)是發(fā)動機的傳遞運動和動力的機構(gòu)，通過它把活塞的往復(fù)直線運動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運動而輸出動力。傳統(tǒng)的設(shè)計采用靜態(tài)的分析和設(shè)計方法，很難達到使用要求。隨著基礎(chǔ)理論的拓開，電子計算機與信息技術(shù)的發(fā)展，虛擬樣機技術(shù)被廣泛應(yīng)用，傳統(tǒng)的設(shè)計方法正逐漸被現(xiàn)代設(shè)計方法取代，基于這種情況，結(jié)合捷達汽油機發(fā)動機的設(shè)計計算過程，利用現(xiàn)代方法對該機進行了曲軸連桿機構(gòu)虛擬裝配、動力學(xué)仿真，等使發(fā)動機設(shè)計制造技術(shù)的進一步發(fā)展和提高。 在過去十年里，汽車工業(yè)發(fā)展已經(jīng)達到了一個空前的高度，發(fā)動機市場日益激烈的競爭要求不斷縮短產(chǎn)品開發(fā)周期，降低成本以及

17、提高產(chǎn)品和質(zhì)量，因此，現(xiàn)在的發(fā)展趨勢必須使用電子計算機是發(fā)動機設(shè)計制造技術(shù)的進一步發(fā)展和提高，對汽車工業(yè)的發(fā)展具有重要意義。與此同時為了真實全面地了解機構(gòu)在實際運行工況下的力學(xué)特性，本文采用了多體動力學(xué)仿真技術(shù)，針對機構(gòu)進行了實時的，高精度的動力學(xué)響應(yīng)分析與計算，因此本研究所采用的高效、實時分析技術(shù)對提高分析精度，提高設(shè)計水平具有重要意義，而且可以更直觀清晰地了解曲柄連桿機構(gòu)在運行過程中的受力狀態(tài)，便于進行精確計算，對進一步研究發(fā)動機的平衡與振動、發(fā)動機增壓的改造等均有較為實用的應(yīng)用價值。 1.3 設(shè)計研究的主要內(nèi)容 對內(nèi)燃機運行過程中曲柄連桿機構(gòu)受力分析進行深入研究，其主要的研究內(nèi)容有：

18、 （1）對曲柄連桿機構(gòu)進行運動學(xué)和動力學(xué)分析，分析曲柄連桿機構(gòu)中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機構(gòu)的主要零部件進行強度、剛度等方面的計算和校核，以便達到設(shè)計要求； （2）分析曲柄連桿機構(gòu)中主要零部件如活塞，曲軸，連桿等的工作條件和設(shè)計要求，進行合理選材，確定出主要的結(jié)構(gòu)尺寸，并進行相應(yīng)的尺寸檢驗校核，以符合零件實際加工的要求； （3）應(yīng)用Pro/E軟件對曲柄連桿機構(gòu)的零件分別建立實體模型，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構(gòu)，并進行運動仿真分析，檢測其運動干涉，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，

19、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，以便實現(xiàn)對機構(gòu)的進一步精確設(shè)計和檢驗。  第2章 曲柄連桿機構(gòu)受力分析 研究曲柄連桿機構(gòu)的受力，關(guān)鍵在于分析曲柄連桿機構(gòu)中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機構(gòu)的主要零件進行強度、剛度、磨損等方面的分析、計算和設(shè)計，以便達到發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速的要求。 2.1 曲柄連桿機構(gòu)的類型及方案選擇 內(nèi)燃機中采用曲柄連桿機構(gòu)的型式很多，按運動學(xué)觀點可分為三類，即:中心曲柄連桿機構(gòu)、偏心曲柄連桿機構(gòu)和主副連桿式曲柄連桿機構(gòu)。 1、中心曲柄連桿機構(gòu) 其特點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

20、種型式的曲柄連桿機構(gòu)在內(nèi)燃機中應(yīng)用最為廣泛。一般的單列式內(nèi)燃機，采用并列連桿與叉形連桿的V形內(nèi)燃機，以及對置式活塞內(nèi)燃機的曲柄連桿機構(gòu)都屬于這一類。 2、偏心曲柄連桿機構(gòu) 其特點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構(gòu) 其特點是內(nèi)燃機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

21、”運動，所以這種機構(gòu)有時也稱為“關(guān)節(jié)曲柄連桿機構(gòu)”。在關(guān)節(jié)曲柄連桿機構(gòu)中，一個曲柄可以同時帶動幾套副連桿和活塞，這種結(jié)構(gòu)可使內(nèi)燃機長度縮短，結(jié)構(gòu)緊湊，廣泛的應(yīng)用于大功率的坦克和機車用V形內(nèi)燃機。 經(jīng)過比較，本設(shè)計的型式選擇為中心曲柄連桿機構(gòu)。 2.2 曲柄連桿機構(gòu)運動學(xué) 中心曲柄連桿機構(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，曲柄OB上任意點都以O(shè)點為圓心做等速旋轉(zhuǎn)運動，活塞A點沿氣缸中心線做往復(fù)運動，連桿AB則做復(fù)合的平面運動，其大頭B點與曲柄一端相連，做等速的旋轉(zhuǎn)運動，

22、而連桿小頭與活塞相連，做往復(fù)運動。在實際分析中，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集中質(zhì)量，認(rèn)為它們分別做旋轉(zhuǎn)和往復(fù)運動，這樣就不需要對連桿的運動規(guī)律進行單獨研究。 圖2.1 曲柄連桿機構(gòu)運動簡圖 活塞做往復(fù)運動時，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)律對曲柄連桿機構(gòu)以及發(fā)動機整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機構(gòu)運動規(guī)律的主要任務(wù)就是研究活塞的運動規(guī)律。 2.1.1 活塞位移 假設(shè)在某一時刻，曲柄轉(zhuǎn)角為，并按順時針方向旋轉(zhuǎn)，連桿軸線在其運動平面內(nèi)偏離氣缸軸線的角度為，如圖2.1 所示。 當(dāng)=時，活塞銷中心A在最上面的位置A1，

23、此位置稱為上止點。當(dāng)=180時，A點在最下面的位置A2，此位置稱為下止點。 此時活塞的位移x為: x===(r+) = （2.1） 式中：—連桿比。 式（2.1）可進一步簡化，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）是計算活塞位移x的精確公式

24、,為便于計算，可將式（2.3）中的根號按牛頓二項式定理展開，得： … 考慮到≤ 1∕3，其二次方以上的數(shù)值很小，可以忽略不計。只保留前兩項，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）對時間t進行微分，即可求得活塞速度的精確值為 （2.6） 將式（2.5）對時間微分，便可求得活塞速度得近似公式為： （

25、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動所組成。 當(dāng)或時，活塞速度為零，活塞在這兩點改變運動方向。當(dāng)時，，此時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）對時間微分，可求得活塞加速度的精確值為： （2.8） 將式（2.7）對時間為微分，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簡諧運動加速度之和，即由與兩部分組成。 2.2 曲柄連桿機構(gòu)中的作用力 作用于曲柄連桿機構(gòu)的力分為：缸內(nèi)氣壓力、運動質(zhì)量的慣性力、摩擦阻力和作用在發(fā)動機曲軸上的負(fù)載阻力。由于摩擦力的

26、數(shù)值較小且變化規(guī)律很難掌握，受力分析時把摩擦阻力忽略不計。而負(fù)載阻力與主動力處于平衡狀態(tài)，無需另外計算，因此主要研究氣壓力和運動質(zhì)量慣性力變化規(guī)律對機構(gòu)構(gòu)件的作用。計算過程中所需的相關(guān)數(shù)據(jù)參照EA1113汽油機，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

27、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)動機來說，一般取=0.1，,對于缸內(nèi)絕對壓力，在發(fā)動機的四個沖程中，計算結(jié)果如表2.1所示： 則由式（2.10）計算氣壓力如表2.2所示。 2.2.2 機構(gòu)的慣性力 慣性力是由于運動不均勻而產(chǎn)生的，為了確定機構(gòu)的慣性力，必須先知道其加速度和質(zhì)量的分布。加速度從運動學(xué)中已經(jīng)知道，現(xiàn)在需要知道質(zhì)量分布。實際機構(gòu)質(zhì)量分布很復(fù)雜，必須加以簡化。為此進行質(zhì)量換算。 1、機構(gòu)運動件的質(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)量換算的目的是計算零件的運動質(zhì)量，以便進一步計算它們在運動中所產(chǎn)生的慣性力

28、。 表2.1 缸內(nèi)絕對壓力計算結(jié)果 四個沖程終點壓力 計算公式 計算結(jié)果/ 進氣終點壓力 0.08 壓縮終點壓力 1.46 膨脹終點壓力 0.45 排氣終點壓力 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；此時壓力角=，取=。 表2.2 氣壓力計算結(jié)果 四 個 沖 程 / 進氣終點 77.23 壓縮終點 -102.97 膨脹終點 7001.933 排氣終點 1801.968 （1）連桿質(zhì)量的換算 連桿是做復(fù)雜平面運動的零

29、件。為了方便計算，將整個連桿（包括有關(guān)附屬零件）的質(zhì)量用兩個換算質(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，分別計算出各段連桿重量

30、和它的重心位置，再按照索多邊形作圖法，求出整個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 （2）往復(fù)直線運動部分的質(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，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。為了便于計算，所有這些質(zhì)量都按離心力相等的條件

31、，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： （2.11） 式中：—曲拐換算質(zhì)量，； —連桿軸頸的質(zhì)量，； —一個曲柄臂的質(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 （2.12） 由上述換算方法計算得： 往復(fù)

32、直線運動部分的質(zhì)量=0.583，不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量=0.467。 2、曲柄連桿機構(gòu)的慣性力 把曲柄連桿機構(gòu)運動件的質(zhì)量簡化為二質(zhì)量和后，這些質(zhì)量的慣性力可以從運動條件求出，歸結(jié)為兩個力。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 （2.13） 式中：—往復(fù)運動質(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（2.13）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：

33、 （2.14） 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2：四缸機工作循環(huán)表，將每一工況的曲軸轉(zhuǎn)角代入式（2.13），計算得往復(fù)慣性力，結(jié)果如表2.3所示： 表2.3 往復(fù)慣性力計算結(jié)果 四 個 沖 程 / 進氣終點 -10519.68 壓縮終點 6324.5 膨脹終點 -10519.68 排氣終點 6324.51 （2）旋轉(zhuǎn)慣性力

34、 （2.15） 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 （2.16） 計算結(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：

35、 （2.17） 而側(cè)向力為： （2.18） 表2.4 作用在活塞上的總作用力 四個沖程 氣壓力/ 往復(fù)慣性力/ 總作用力/ 進氣終點 77.23 壓縮終點 -102.97 6324.5 膨脹終點 7001.933 排氣終點 1801.968 6324.5 圖2.5 作用在機構(gòu)上的力和力矩 連桿作用力的方向規(guī)定如下：使連桿受壓時為正號，使連桿受拉時為負(fù)號，缸 壁的側(cè)向力的符號

36、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，側(cè)向力為正值，反之為負(fù)值。 當(dāng)=時，根據(jù)正弦定理，可得： 求得 將分別代入式（2.17）、式（2.18），計算結(jié)果如表2.5所示： 表2.5 連桿力、側(cè)向力的計算結(jié)果 四個沖程 連桿力/ 側(cè)向力/ 進氣終點 壓縮終點 6385.19 1436.356 膨脹終點 排氣終點 8340.237 1896.923 力通過連桿作用在曲軸的曲柄臂上，此力也分解成兩個力，即推動曲軸旋轉(zhuǎn)的切向力， 即 （2

37、.19） 和壓縮曲柄臂的徑向力，即 （2.20） 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、徑向力的計算結(jié)果 四個沖程 切向力/ 徑向力/ 進氣終點 壓縮終點 1811.355 6122.8789 膨脹終點 排氣終點 2365.96 7997.61 2.3 本章小結(jié) 本章首先分析了曲柄連桿機構(gòu)的運動情況，重點分析了活塞的運動，在此基礎(chǔ)上分析了每個工作過程的氣體壓力變化情況，進一步推導(dǎo)出各過程氣體力的理論計算公式，

38、進行了機構(gòu)中運動質(zhì)量的換算，并根據(jù)捷達型汽油機的具體結(jié)構(gòu)參數(shù)計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 活塞組包括活塞、活塞環(huán)、活塞銷等，是活塞式內(nèi)燃機中的重要組件。正是由于活塞高效可靠的工作，才使活塞式內(nèi)燃機具有旺盛的生命力，發(fā)動機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)計要求 1、功用與工作條件 活塞頂部與氣缸蓋共同形成內(nèi)燃機燃燒室，要承受氣缸內(nèi)氣體壓力、溫度的作用。缸內(nèi)的最高燃燒壓力，在現(xiàn)代汽油機中達4~6MPa，自然吸氣柴油機為6~9MPa，而高增壓的柴油機

39、可達15MPa甚至20MPa，使活塞組承受很高的機械負(fù)荷，所以活塞應(yīng)有足夠的機械強度。與活塞頂面直接接觸的燃?xì)猓罡邷囟瓤蛇_2000℃左右，循環(huán)平均溫度也在800℃左右，使活塞組承受很大的熱負(fù)荷，活塞的最高溫度可達300℃以上。 活塞頂部所受的壓力通過活塞銷座和活塞銷傳給連桿和曲軸。由于獨特的結(jié)構(gòu)形狀使活塞銷座與活塞銷的變形不協(xié)調(diào)，造成銷座內(nèi)上側(cè)應(yīng)力集中，常成為活塞損壞的策源地。 活塞組與氣缸壁面一起構(gòu)成往復(fù)運動的密封裝置，保證燃燒室在容積變化的條件下良好密封，缸內(nèi)燃?xì)獠恍孤┑角S箱中，缸壁上的機油不泄漏到燃?xì)庵?。這是通過裝在活塞頂部環(huán)槽中的一系列活塞環(huán)實現(xiàn)的?；钊h(huán)一方面要在盡可能小的摩

40、擦損失下保證漏氣少，另一方面又要在很高的壓力、溫度下和極少的潤滑油的條件下保證足夠的耐久性?；钊h(huán)系統(tǒng)的成功是內(nèi)燃機生命力的重要保證。 活塞組還要承受連桿擺動造成的側(cè)向力，具體來說由活塞裙部承受。為使活塞在氣缸中高速運動時導(dǎo)向良好，活塞裙須有必要的導(dǎo)向長度，同時在各種工況下盡可能恒定地與氣缸保持最小的間隙。 活塞組運動時產(chǎn)生很大的往復(fù)慣性力，它是引起內(nèi)燃機振動、受力件動負(fù)荷和軸承磨損的主要原因，所以它的質(zhì)量要盡可能小。上述承壓、傳熱、密封、導(dǎo)向等任務(wù)均應(yīng)在輕巧的結(jié)構(gòu)下實現(xiàn)。 2、活塞的耐熱設(shè)計 由燃?xì)鈧鹘o活塞的熱量大部分經(jīng)活塞環(huán)傳給氣缸再傳到冷卻介質(zhì)，一部分經(jīng)活塞內(nèi)壁傳給曲軸箱內(nèi)的

41、油霧和空氣，小部分經(jīng)裙部傳給氣缸。所以，活塞頭部的設(shè)計對其耐熱性影響很大。 3、磨損強烈 發(fā)動機在工作中所產(chǎn)生的側(cè)向作用力是較大的，同時，活塞在氣缸中的高速往復(fù)運動，活塞組與氣缸表面之間會產(chǎn)生強烈磨損，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)計要求 （1）要選用熱強度好、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)?/p>

42、吸收的熱量，而已吸收的熱量則能順利地散走； （6）在較低的機油耗條件下，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)計的要求，活塞材料應(yīng)滿足如下要求： （1）熱強度高。即在高溫下仍有足夠的機械性能，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)動機中，灰鑄鐵由于耐磨性、耐蝕性好、膨脹

43、系數(shù)小、熱強度高、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)動機轉(zhuǎn)速日益提高，工作過程不斷強化，灰鑄鐵活塞因此比重大和導(dǎo)熱性差兩個根本缺點而逐漸被鋁基輕合金活塞所淘汰。 鋁合金的優(yōu)缺點與灰鑄鐵正相反，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)動機具有重大意義。鋁合金另一突出優(yōu)點是導(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。對汽油機來說，采用鋁活塞還為提高壓縮比、改善發(fā)動機性能創(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

44、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 1．要盡可能減小活塞頂?shù)氖軣岜砻娣e，因此平頂活塞是最佳選擇。一般鋁合金活塞頂最高溫度不應(yīng)超過3500C。 為了提高鋁合金活塞頂?shù)哪蜔嵝?，可采用陽極氧化處理，生成厚0.05—0.1mm、硬度 400HV的硬質(zhì)氧化鋁薄膜。頂面噴涂ZrO2陶瓷層，也可提高活塞頂?shù)哪蜔嵝?。有些活塞開 始采用高合金奧氏體鑄鐵護圈或用A1203+SiO2纖維、SiC或A1203顆粒強化的鋁合金復(fù)合 材料來強化環(huán)槽和燃燒室。 2．活塞頭部斷面 汽油機的活塞頭部斷面一般都在滿

45、足強度條件下盡量薄，以求輕量化。柴油機鋁合金活塞頭部一般很厚實，以便熱的導(dǎo)出。從頂部到環(huán)帶有很大的過渡圓角R，可降低活塞頂?shù)臏囟群突钊^部的熱應(yīng)力。 3．火力岸高度 活塞環(huán)對活塞頭部的散熱起很大作用(活塞環(huán)散熱對無強制冷卻的活塞來說占總散熱 量的一半以上)，尤其第一道環(huán)的熱流量最大。所以，應(yīng)選擇適當(dāng)?shù)幕鹆Π陡叨萮。h增大可降低第一道活塞環(huán)溫度，但使活塞頂溫度提高，同時活塞高度增大。第一活塞環(huán)槽的溫度不應(yīng)超過2400C，否則潤滑油可能結(jié)膠甚至碳化，使活塞環(huán)在環(huán)槽中失去活動性，從而喪失其密封和傳熱功能。 1、壓縮高度的確定 活塞壓縮高度的選取將直接影響發(fā)動機的總高度，以及氣缸套、機體的尺

46、寸和質(zhì)量。盡量降低活塞壓縮高度是現(xiàn)代發(fā)動機活塞設(shè)計的一個重要原則，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 =++ （3.1） 為了降低壓縮高度，應(yīng)在保證強度的基礎(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，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

47、油機，為活塞直徑，該發(fā)動機的活塞標(biāo)準(zhǔn)直徑，確定火力岸高度為： （3.2） （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)燃機上，一般氣環(huán)高，油環(huán)高。 該發(fā)動機采用三道活塞環(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

48、大，其它較小。實際發(fā)動機的統(tǒng)計表明，，，汽油機接近下限。 則 ， （3.3） 。 （3.4） 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，并且保證銷座的強度不致因開槽而削

49、弱，同時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，所 以 （3.5） 則 。 2、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。僅從活塞設(shè)計角度，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)汽油機正是采用平頂活塞，由于EA113 5V 1.6L發(fā)動機為高壓縮比，因而

50、采用近似于平頂?shù)幕钊?。實際統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，活塞頂部最小厚度，汽油機為，即?；钊斀邮艿臒崃?，主要通過活塞環(huán)傳出。專門的實驗表明，對無強制冷卻的活塞來說，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，

51、在個別情況下甚至拋光。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，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)計應(yīng)保持活塞、活塞環(huán)正常工作，降低機油消耗量，防止活塞環(huán)粘著卡死和異常磨損，氣環(huán)

52、槽下平面應(yīng)與活塞軸線垂直，以保證環(huán)工作時下邊與缸桶接觸，減小向上竄機油的可能性?；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档蜋C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

53、毫米，油環(huán)的則更大些，如圖3.1所示。 （4）環(huán)岸的強度校核 在膨脹沖程開始時，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度極限或疲勞極限時，岸根有可能斷裂，專門的試驗表明，當(dāng)活塞頂上作用著最高爆發(fā)壓力時，，，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，要精確計算固定面的應(yīng)力比較復(fù)雜，可以將其簡化

54、為一個簡單的懸臂梁進行大致的計算。在通常的尺寸比例下，可假定槽底（岸根）直徑，環(huán)槽深為： （3.6） 于是作用在岸根的彎矩為 （3.7） 而環(huán)岸根斷面的抗彎斷面系數(shù)近似等于 所以環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應(yīng)力 （3.8） 同理得剪切應(yīng)力為： （3.9） 接合成應(yīng)力公式為： （3.10） 考慮到鋁合金在高溫下

55、的強度下降以及環(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 活塞裙部是指活塞頭部最低一個環(huán)槽以下的那部分活塞?；钊貧飧淄鶑?fù)運動時，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)計要求，是保證活塞得到良好的導(dǎo)向，具有足夠的實際承壓面積，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)動機中工作時裙部的變形情況。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

56、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。 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。解決這個問題的比較合理的方法應(yīng)該使盡量減少從活塞

57、頭部流向裙部的熱量，使裙部的膨脹減低至最?。换钊共啃螤顟?yīng)與活塞的溫度分布、裙部壁厚的大小等相適應(yīng)。 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)計成與裙部變形相適應(yīng)的形狀。在設(shè)計時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)計的： （3.11） 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

58、為。 圖3.3 活塞銷裙部的橢圓形狀 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，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）按下式計算： （3.12） 式中：—最大側(cè)作用力，由動力計算求得，=2410.83 —活塞直徑，； —裙部高

59、度，。 取。 則 一般發(fā)動機活塞裙部比壓值約為，所以設(shè)計合適。 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，這是因為，如果活塞銷中心布置，即銷軸線與活塞軸線相交，則在活塞越過上止點，側(cè)壓力作用方向改變時，活塞從次推力面貼緊氣缸壁的一面突然整個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，則能使瞬時的過渡變成分布的過渡，并使過渡時刻先于達到最高燃燒壓力的時刻，因此改善了發(fā)動機的工作平順性。 3.2 活塞銷的設(shè)計 3.2.1 活塞銷的結(jié)構(gòu)、材料

60、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 活塞銷強度和剛度計算 由運動學(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)力計算 活塞銷中央截面的彎矩為

61、 （3.13） 空心銷的抗彎斷面系數(shù)為， 其中 所以彎曲應(yīng)力為 即 （3.14） 2、最大剪切應(yīng)力計算 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]，其值按下式計算： （3.15） 已知許用彎曲應(yīng)力；許用剪切應(yīng)力，那

62、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 活塞銷座用以支承活塞，并由此傳遞功率。銷座應(yīng)當(dāng)有足夠的強度和適當(dāng)?shù)膭偠?，使銷座能夠適應(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，兩邊共就足夠了，取間隙為。 3.3.2 驗算比壓力 銷座比壓力為： （3.16） 一般。 3.4 活塞環(huán)設(shè)計及計算 3.4.1

63、活塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)計 該發(fā)動機采用三道活塞環(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，活塞向上運動時潤滑效果好。 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。 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，，取。 3.4.2 活塞環(huán)強度校核 活塞環(huán)在工作時，因剪應(yīng)力和軸向力影響較小，所以只計算彎矩。活塞環(huán)的平均半徑與徑向厚度之比一般

64、都大于5，所以可按直桿彎曲正應(yīng)力公式計算。 1、工作狀態(tài)下的彎曲應(yīng)力 活塞斷面的最大彎矩為： （3.17） 由此可得最大彎曲應(yīng)力為： （3.18） 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： （3.19） 將式（3.12）帶入（3.11）并整理得： （3.20） 式中：—材料的彈性模量，對合金鑄鐵； —活塞環(huán)的開

65、口間隙，，取為； —氣缸直徑，； —活塞環(huán)徑向厚度， 則 活塞環(huán)工作時的許用彎曲應(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，要把切口扳得比自由狀態(tài)的間隙還大，對于均壓環(huán)，此時的正對切口處的最大套裝彎曲應(yīng)力為： （3.21） 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)的套裝時在常溫下進行的，承受的應(yīng)力時間甚短，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)計過程中

66、，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)計要求，選擇合適的材料，并分別進行了相關(guān)的強度和剛度校核，使其符合實際要求。  第４章 連桿組的設(shè)計 4.1 連桿的設(shè)計 4.1.1 連桿的工作情況、設(shè)計要求和材料選用 1、工作情況 連桿是連接活塞和曲軸的傳力零件，由連桿小頭、桿身和連桿大頭構(gòu)成。連桿小頭孔中的襯套與活塞銷相配構(gòu)成精密的轉(zhuǎn)動副。連桿大頭為了與曲軸的曲柄銷相連不得不分成兩半，由連桿螺栓把連桿蓋與連桿體牢固聯(lián)接。連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復(fù)運動，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運動。因此，連桿體除有上下運動外，還左右擺動，做復(fù)雜的平面運動。 2、設(shè)計要求 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)計時應(yīng)首先保證連桿具有在足夠的疲勞強度和結(jié)構(gòu)鋼度。如果強度不足，就會發(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，也會對曲柄連桿機構(gòu)的工作帶來不好的影響。連桿長度是內(nèi)燃機最重要的尺寸參數(shù)之一，它不僅影響連桿本身的設(shè)計，而且影響內(nèi)燃機的總體設(shè)計。從連桿本身的角度