車用柴油機總體設計及曲柄連桿機構設計

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畢業(yè)設計說明書車用柴油機總體設計及曲柄連桿機構設計班 級： 學號： 姓 名： 學 院： 軟件學院 專 業(yè)： 指導教師： 軟件工程車用柴油機總體設計及曲柄連桿機構設計摘 要隨著我國整體經(jīng)濟水平的飛速發(fā)展，農(nóng)村經(jīng)濟作為其主體經(jīng)濟也得到了迅猛的發(fā)展。而在農(nóng)業(yè)機械方面，柴油機獲得了廣泛的應用。而傳統(tǒng)的柴油機存在機身笨重且燃油消耗高，經(jīng)濟動力性差，排放的微粒和煙度污染較高，功率較低等缺點，因此為了適應現(xiàn)代科技的發(fā)展，本次論文在原有柴油機的基礎上設計出新的柴油機來彌補其不足。該 375 柴油機是三缸，自然吸氣，直列四沖程，水冷直噴，高速柴油機，在提高發(fā)動機的經(jīng)濟、動力性能的同時降低有害物的排放。本論文是完成柴油機總體設計方案的基礎上對主要零部件連桿組、活塞組進行詳細的設計。最后完成連桿強度校核和論文設計。在掌握柴油機及曲柄連桿機構設計相關知識的前提下，系統(tǒng)篩選出真實有效的數(shù)據(jù)，從而完成本次論文的基本設計。關鍵字：柴油機設計，曲柄機構設計，連桿組設計Automotive Diesel Engines Overall Design And Crank Connecting Rod Mechanism DesignAbstractWith the rapid development of Chinas overall economic level, the rural economy as its main body also obtained the rapid economic development. In respect of agricultural machinery the diesel engine for a wide range of applications. But traditional diesel engine is high fuel consumption ,airframe heavy , poor economic performance, emissions of particles and smoke pollution is higher, so in order to adapt to the development of modern science and technology, this paper design a new diesel engine to make up for the shortage on the basis of the original diesel engine. The 375 diesel engine is triplex, naturally aspirated, array four-stroke, water cooling, direct injection, high speed diesel engine, in the view of improving the performance of engine of the economy, power and reduce harmful emissionsDiesel engine is on the basis of the overall design and major parts connecting rod, piston group carries on the detailed design. Finally finish connecting rod intensity and paper design. In control of diesel engine and the crank connecting rod mechanism design under the premise of knowledge, system screen real and effective data, to complete the basic design of this paper.Keywords: Diesel engine design, The crank mechanism design, The linkage design第 頁 共 頁目 錄1 緒論 .12 柴油機總體設計方案 .32.1 高速柴油機設計的要求 32.2 柴油機設計的內容 32.2.1 高速柴油機用途的確定 .32.2.2 柴油機類型的確定 .32.2.3 柴油機主要設計參數(shù)的確定 .43 主要零部件設計及計算 .93.1 連桿組的設計 93.1.1 連桿的工作情況 .93.1.2 連桿組的設計要求 .93.1.3 在設計中應注意的地方 .93.1.4 連桿的材料 .103.1.5 連桿長度的確定 .103.1.6 連桿小頭的設計 .113.1.7 連桿桿身的設計 .123.1.8 連桿大頭的設計 .133.2 活塞組的設計 153.2.1 活塞設計 .153.2.2 活塞環(huán) .233.2.3 活塞銷 .244 連桿強度校核 .264.1 連桿小頭計算 264.2 連桿桿身的強度計算 274.3 連桿大頭蓋的計算 285 結論 .30參考文獻 .31第 頁 共 頁致 謝 .32中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 1 頁 共 32 頁1 緒論柴油機的發(fā)展，已有八十多年的歷史。通過這一長時期的不斷改進和提高，已經(jīng)發(fā)展到了比較完善的程度。由于它的熱效率高，適應性好，功率范圍廣，已廣泛應用于農(nóng)業(yè)，工業(yè)交通運輸業(yè)和國防建設事業(yè)。因此，柴油機的工業(yè)發(fā)展，對國民經(jīng)濟和國防建設都有十分重要的意義。目前，各國在農(nóng)業(yè)機械方面，功率在 10PS 以上時，柴油機獲得了廣泛的應用。在拖拉機方面，各國幾乎均采用柴油機，重型載重汽車也基本上都用柴油機作為動力。另外英國、法國、日本等國還生產(chǎn)應用于小客車上的高速柴油機。由此可見柴油機的使用范圍廣泛，發(fā)展?jié)摿薮?。近二十多年來，柴油機朝著提高單機功率，降低油耗、污染和噪聲以及提高工作可靠性和延長使用壽命等方向發(fā)展。就高速柴油機而言從西德苯茨設計出一臺功率為1200PS，轉速為 1650rpm 的 16 缸 V 型柴油機開始到現(xiàn)在柴油機的速度系數(shù)可達到左右，短短的幾年中高速柴油機有了驚人的發(fā)展。可見其應用范圍之廣，2min/10發(fā)展速度之快。375 柴油機是我國三缸柴油機系列中的主要產(chǎn)品，是我國經(jīng)濟體制改革不斷深入，農(nóng)村生產(chǎn)飛速發(fā)展的產(chǎn)物。傳統(tǒng)的 375 柴油機母型是六十年代后期開發(fā)的產(chǎn)品，笨重而且燃油高、經(jīng)濟動力性能差，為此作者在國內的現(xiàn)有生產(chǎn)條件下，借鑒國內外先進設計理念與生產(chǎn)技術，在原有機型的基礎設計 375 柴油機，該 375 柴油機是三缸，自然吸氣，直列四沖程，水冷直噴，高速柴油機，在提高發(fā)動機的經(jīng)濟、動力性能的同時降低有害物的排放，同時仍然保持原機可靠性、耐久性、經(jīng)濟實用、使用維修方便的優(yōu)點，廣泛應用于農(nóng)用運輸機、拖拉機、小型機械，這些優(yōu)點使其更好的融入農(nóng)村生產(chǎn)，備受購買力相對較弱的農(nóng)民群體的歡迎，因此該產(chǎn)品的開發(fā)擁有很廣闊的市場。國家的排放法規(guī)日益嚴格，國家對柴油機的微粒排放的關注度也日益提高，原來375 柴油機存在的微粒和煙度的排放較高，針對這方面的缺點開發(fā)水冷直噴的燃燒室，其良好的燃油經(jīng)濟性、結構簡單、起動容易優(yōu)點，不僅能夠有效的降低微粒和煙度的排放，而且能夠降低油耗，從而滿足現(xiàn)代的節(jié)能減排的新觀念，該優(yōu)點亦符合農(nóng)村購買標準之一。375 柴油機一般用于農(nóng)用運輸和動力，國內農(nóng)用機械配套動力要求動力充足可靠性中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 2 頁 共 32 頁高、經(jīng)濟性好，柴油機以其低速扭矩大、經(jīng)濟性好、可靠性高等優(yōu)點占據(jù)主流，在農(nóng)業(yè)機械化的大背景下，原來柴油機笨重，油耗高，功率低等已不能夠滿足新時代的要求，為了適應國內農(nóng)用機械功率增長的需要，在原來的基礎上開發(fā)出來的 375 柴油機，該發(fā)動機在排量、功率、動力性能等都有一定的增加，并且節(jié)省材料。該柴油機可以配套拖拉機、農(nóng)用運輸機、排灌機械、收割機等農(nóng)用機械，也可以和空壓機、礦石機械翻斗機、小型發(fā)電機組等。柴油機作為各種機械的動力裝置，活塞是其主要的配件之一，由于它在氣缸內以高速作勻速往復運動，且在高溫、高壓和液體潤滑困難等條件下工作，所以是一種容易磨損的配件。發(fā)動機性能的優(yōu)劣很大程度決定于生產(chǎn)工藝和加工水平，工藝設計水平越高，機械加工能力越強，發(fā)動機性能越好。所以活塞的工藝設計對發(fā)動機性能有至關重要的影響。目前，在中小型柴油機方面開展的研究工作大都放在減少廢氣排放，因此出現(xiàn)深盆頂活塞的應用，這是專為改善燃燒狀況減少碳氫化合物而設計的。近十年來，開發(fā)能滿足 Pz 高達 25Mpa 的活塞的要求越來越迫切。與球鐵相比，鍛鋼具有更高的機械強度和延伸率，只有選材和工藝處理適當，即能保證活塞工作安全可靠，由此產(chǎn)生了可以承受更高 Pz 的鍛鋼整體活塞和鋼頂鋼裙組合活塞，整體鍛鋼活塞適用于較小缸徑柴油機。連桿是發(fā)動機中傳動力的重要零件，它把活塞上的往復慣性力傳遞給曲軸以輸出功率，連桿在工作過程中主要承受裝配載荷和交變載荷的作用，工作較苛刻。環(huán)保節(jié)能是現(xiàn)代汽車的發(fā)展方向，因此對發(fā)動機連桿的要求是:不僅要有足夠的強度和剛度，而且要尺寸小、重量輕，為實現(xiàn)這一要求，現(xiàn)代汽車發(fā)動機零部件設計開發(fā)必須采用現(xiàn)代設計方法及技術。針對柴油機連桿小頭斷裂的問題，在進行連桿設計中通過對不同的連桿小頭壁厚和連桿小頭的過渡圓角進行有限元分析，選擇合適的過渡圓角和小頭壁厚以達到設計要求，而連桿大頭采用“工”字形結構時，其安全系數(shù)比連桿大頭采用圓形結構提高 40%以上，其重量也比圓形結構輕。 “工”字形結構還能很好的控制大頭孔的變形，而連桿大頭與支撐面采用半圓弧的安全系數(shù)有很大的提高。中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 3 頁 共 32 頁2 柴油機總體設計方案2.1 高速柴油機設計的要求高速柴油機設計應滿足下列基本要求：1、最佳的使用性能 包括最佳的動力性能、最小的外形尺寸、最輕的總質量，能滿足各種特定用途對發(fā)動機性能的要求。2、最佳的經(jīng)濟性能 主要可以概括為下列三方面：（1）最佳的使用經(jīng)濟性 包括完善的工作過程，特別是組織良好的燃燒過程，以降低燃油消耗；精心設計潤滑系統(tǒng)，在保證發(fā)動機獲得良好潤滑的前提下降低潤滑油消耗量；具有良好的裝拆工藝性，易于裝拆、維修，減少維修費用的支出。（2）最佳的制造經(jīng)濟性 包括優(yōu)化設計，使整機及零部件具有良好的加工工藝性；選用價廉適用的制造材料；選用優(yōu)質、價廉的零配件；降低不必要的加工精度。（3）最好的可靠性和最長的使用壽命 這是發(fā)動機成功的重要標志。首先在結構上要保證發(fā)動機具有良好的剛度，在各種工況下工作時，各零部件不允許發(fā)生不正常的變形和振動。發(fā)動機的各易磨損件要有必要的壽命，所有摩擦副在設計時應考慮減摩措施和材料的配對等。3、最佳的環(huán)保性能目的在于減少有害物質的排放。日益嚴格的環(huán)保法規(guī)對柴油機的廢氣排放提出了更高的要求。因此在設計階段，在燃燒過程的組織、排放后處理等方面，應考慮采取相應的措施 1。2.2 柴油機設計的內容2.2.1 高速柴油機用途的確定發(fā)動機的具體用途是設計的重要依據(jù)，不針對具體用途無法設計一臺優(yōu)秀的發(fā)動機。對高速柴油機而言，產(chǎn)量最大的配套是各種車輛，其它依次為拖拉機和各種農(nóng)業(yè)機械、工程機械等。各種用途對發(fā)動機的要求不同。若要設計成功一臺理想的發(fā)動機，針對其具體用途進行設計是至關重要的。本次設計的 375 柴油機是針對車輛進行配套設計的，同時它也可以用于其它領域。2.2.2 柴油機類型的確定1、四沖程及兩沖程 目前我國使用的機型均為四沖程，國外絕大部分機型也是四沖程。四沖程柴油機四個行程完成一個工作循環(huán)，在相同的活塞排量和轉速下，非增壓時功率比二沖程柴油機低，但易于組織增壓，增壓比比較高。在轉速不變的情況下中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 4 頁 共 32 頁通過增壓可較大幅度的提高發(fā)動機的功率?；钊M熱負荷低，工作過程易于組織，啟動性能較好，動力性和燃油經(jīng)濟性好，燃油消耗率低，機油消耗率低，且低速性能好，可以有較大的扭矩儲備，可以在較寬廣的轉速范圍內獲得良好經(jīng)濟性能。燃油噴射系統(tǒng)轉速較低，便于設計制造，且壽命較長，可靠性好。因此，我們選擇的機型為四沖程柴油機。2、冷卻方式 目前世界各國生產(chǎn)的機型仍以水冷為主。中、小型有風冷品種，但品種不多。簽于風冷機型在制造上要求較高、難度較大，大批量生產(chǎn)和銷售均有難度，此次設計為水冷方式。水冷冷卻較均勻，熱負荷低，充氣效率、平均有效壓力及升功率高，氣缸冷卻效率高，且較均勻，活塞與缸套間隙較小，機油消耗率較低，這些都有利于柴油機的進一步強化和降低廢氣排放。3、氣缸布置 氣缸布置形式有直列立式，臥式；V 型；W 型；X 型。其所以有各種氣缸布置形式，是基于配套機型總體布置的要求，或有利于平衡、散熱等。V 型布置則主要為了縮短 6 缸以上多缸機的長度，以利于發(fā)動機與各種機型更完善的匹配。此次設計為三缸，小缸徑柴油機，故采用直列立式氣缸布置。4、進氣系統(tǒng)是否增壓 采用增壓可改善排放，增大功率，降低燃油消耗等，特別在改善排放方面，增壓及增壓中冷具有決定性的作用。但由于技術和成本的原因，此次設計暫且不用增壓系統(tǒng)。5、氣門數(shù) 常規(guī)高速柴油機多為二氣門，而實踐證明，多氣門對高速柴油機工作過程，特別是進氣和燃燒的改善有很好的作用，但其鑄造要求高，成本高，在目前排放指標不是很高的情況下我們仍采用二氣門。6、燃燒室類型 燃燒室類型對于高速柴油機的燃燒過程和性能的影響很大，直接體現(xiàn)在燃油消耗率上。由于直噴式燃燒系統(tǒng)動力性好，燃油、機油消耗率低、啟動性能好，以及壽命長等特點，它比分開式燃燒室燃油消耗率低 5%10%左右。在節(jié)約能源上有巨大優(yōu)勢，所以此次設計采用直噴式，燃燒室形狀為 型。7、凸輪軸側置與頂置 側置凸輪軸是現(xiàn)代高速柴油機傳統(tǒng)設計的標準模式，被廣泛采用。此次設計為側置式，用齒輪傳動 1。2.2.3 柴油機主要設計參數(shù)的確定高速柴油機的主要設計參數(shù)有如下眾所周知的關系（2-1）30mesPniV中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 5 頁 共 32 頁式中，Pe 為有效功率（kw） ；Pme 為平均有效壓力（kpa） ；n 為轉速（r/min ） ；i為氣缸數(shù)；Vs 為每缸活塞排量； 為沖程數(shù) 2。對上述參數(shù)的正確選擇是設計一臺優(yōu)秀發(fā)動機的前提。1、有效功率的確定在確定高速柴油機有效功率（kw）時，必須考慮另一與功率有密切聯(lián)系的扭矩值（Nm）及其儲備，功率與扭矩均隨發(fā)動機的用途而異。對于車用高速柴油機而言，其功率視車輛的用途、車輛的總質量而定。我國載貨車與功率的匹配，一般遵循下列關系：輕型載貨車為 1215kw/t；中型載貨車為 1012kw/t；重型載貨車為610kw/t；載貨車的扭矩儲備要求略低，但亦應達到 10%以上。拖拉機用發(fā)動機的功率由牽引力而定，一般每噸的牽引力配用 1820kw ，扭矩儲備率要求高于汽車，一般在 15%及以上。工程機械的配套動力亦隨其工作能力的大小而定，如叉車，3 噸配備功率 3035kw；5 噸則為 4045k 扭矩儲備要求很高，一般為 20%30%以上，有些機型要求高達 40%50% 1。2、轉速的選定轉速對柴油機性能和結構影響很大，且其范圍十分寬廣（1006000rpm） 。各種類型柴油機的使用轉速范圍亦不相同。轉速提高可使柴油機體積小，重量輕和功率大。但是轉速提高后，摩擦功率和噪聲急劇增加，運動件慣性力大，給燃燒過程的組織增加困難，從而影響柴油機的經(jīng)濟性，可靠性和使用壽命。發(fā)動機的轉速隨其配套對象而異。目前我國輕型車用柴油機的轉速為 3200r/min 左右，少數(shù)機型達 3600r/min；中型車用柴油機約為 25002800r/min ；低速農(nóng)用車柴油機約為 24002800r/min；重型車用柴油機約為 20002300r/min 1。375 柴油機設計目標為低速農(nóng)用車柴油機，所以轉速取 2400r/min。3、氣缸數(shù)的確定氣缸數(shù)是柴油機的重要參數(shù)之一，按給定功率和轉速來選擇氣缸數(shù)時，考慮以下因素：（1）選用合適的氣缸數(shù)目可獲得較小的單缸功率，使柴油機輸出的扭矩均勻，平衡性和啟動性能較好。（2）選用合適的氣缸數(shù)目，其氣缸直徑和行程均較小，柴油機體積可以縮小，重量可減輕。中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 6 頁 共 32 頁（3）選用較多的氣缸數(shù)后，零件數(shù)量和制造工時增加，成本增高。（4）選擇氣缸數(shù)目，還需考慮柴油機配套所提出的外形尺寸和重量要求，以及系列柴油機的功率范圍等因素。考慮以上綜合因素，我們選取氣缸數(shù)為：3。4、活塞平均速度的確定活塞平均速度是表征柴油機高速性和強化程度的一項主要指標，對柴油機總體設計和主要零件結構型式影響甚大?；钊钠骄俣扔嬎愎剑篊m=Sn/30 （2-2 ）其中，S 為活塞行程； n 為發(fā)動機轉速 2。在功率給定以后，可以算出平均有效壓力?；钊谐毯透讛?shù)維持不變，提高活塞平均速度可使氣缸直徑減小。柴油機體積小、重量輕。但提高活塞平均速度受到下列因素限制：（1）提高活塞平均速度后，使運動件的慣性力增大，柴油機的機械負荷增大。（2）提高活塞平均速度使柴油機零件的磨損加快，縮短了柴油機大修期。（3）活塞平均速度的提高，使摩擦功率損失迅速增加，機械效率降低，燃油消耗率升高。（4）進、排氣阻力隨活塞平均速度的提高而增加，使充氣效率降低。（5）隨著活塞平均速度的提高，柴油機的平衡。震動和噪聲等問題突出出來，一般柴油機的噪聲強度與轉速的三次方成正比。因此，選擇活塞平均速度應綜合各方面的因素，不能一味的提高。一般活塞平均速度為：6.512m/s。本機的活塞平均速度為：8.49m/s。5、平均有效壓力的確定平均有效壓力是表征柴油機強度的重要指標之一，可由下式求得：(2-3)25/eehPNinV(2-4)1ittiimP提高沖氣系數(shù)，改善工作過程，減少機械損失和熱損失，是提高非增壓柴油機 Pe值的主要措施，但非增壓柴油機的 Pe 值的提高是有限的。促使 Pe 值增長的原因，一方面是提高單機功率的迫切需要，另一方面是因為 Pe 值的增加，對柴油機噪聲和壽命中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 7 頁 共 32 頁的影響比提高活塞平均速度的影響要小的多。提高 Pe 值可使功率增加，比重量下降。然而機械效率和熱負荷也隨之提高，影響柴油機的可靠性和壽命。同時，對排氣的有害成分、噪聲、振動等都有不利影響。車用柴油機的一般范圍為 6.510.5Mpa 本機平均有效壓力為 7.16。較大幅度的提高平均有效壓力后，要注意零件的熱應力和機械應力過高的問題，一般措施是：采用強制冷卻活塞、組合式活塞來加強氣缸蓋和氣缸套的冷卻，降低壓縮比以及增強零件的剛度和強度等 3。6、氣缸直徑的確定柴油機功率與氣缸直徑的平方成正比。選用較大的缸徑是提高功率的一個措施。但缸徑增大后柴油機外形尺寸與比重量相應增大。而氣缸直徑與缸數(shù)和轉速有著密切的關系。同樣的功率下，缸數(shù)越多，缸徑可縮小，轉速可提高 1?？紤]到此發(fā)動機為農(nóng)用運輸車，我們所選擇的缸徑為 80100。7、行程及其與缸徑的比值 S/D自然吸氣柴油機的升功率：(2-5)38.10/eeNlnPkwL它正比與 Pe 和 n，由于提高活塞的平均速度需要較短的行程和較小的 S/D。使用較小的活塞行程，有可能得到緊湊的外形和采用較短尺寸，獲得較大的體積功率的較好的比重量。自然吸氣條件下 Pe 的提高有限，升功率很難輕易突破，因此提高柴油機轉速成為提高升功率的主要途徑。采用不大的 S/D，可以獲得較大的進排氣門面積與氣缸容積之比，使進排氣流速，既氣門口馬赫數(shù)處于較低水平，以改善充氣效率。同時有利于增加曲柄銷與主軸頸的重疊度，改善曲軸強度或縮小軸頸直徑。因此 S/D 的選擇應根據(jù)發(fā)動機的具體要求 3。375 柴油機選擇 S/D 為:1.07，將有利于降低柴油機的振動和噪聲。8、氣缸中心距氣缸中心距是柴油機設計中對整體結構強度、緊湊性、重量和配套適應性最具影響的幾何尺寸。決定氣缸中心距合理性主要是下列三大因素，并在此基礎上可能共同達到的最小值。（1）足以保證燃氣可靠密封的氣缸蓋總截面積和分布均勻性。中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 8 頁 共 32 頁（2）足夠的曲軸疲勞強度的軸承承載能力。（3）有必要的水流空間，使缸套上部、缸蓋底部和排氣道獲得充分的冷卻。此外還應注意機體的氣缸體部分有必要的空間容納足夠截面積的壁和筋，以保證氣缸套支承面擠壓應力處于可靠限度內。所以氣缸中心距是決定結構強度的整機緊湊性的綜合因素，而兩者又是矛盾的。只要將所有各項尺寸參數(shù)與氣缸中心距建立一系列經(jīng)驗公式，從中便可以獲得合理的中心距尺寸和其它相關尺寸。用氣缸中心距來表征能實現(xiàn)的單缸功率，實質上是該氣缸中心距在保證充分的結構強度可靠性的前提下所能包容的氣缸直徑。（2-6）42427.85107.851030ehememe snPVPCDPCLNcy R其中：Pe 為平均有效壓力（kPa） ，Cm 為活塞平均速度（m/s ） ，D 為缸徑（mm） ， 為沖程數(shù)，Rs = L/D，L 為氣缸中心距（mm） 。對非增壓柴油機：C=(10.311.0)10 -4 （2-7）可以由以上式子估算氣缸中心距，如果設計得當，能夠在結構強度充分保證的前提下，形成所需的氣缸排量和獲得所算得的功率水平 2,3。此次設計氣缸中心距為：L=100mm 。中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 9 頁 共 32 頁3 主要零部件設計及計算3.1 連桿組的設計3.1.1 連桿的工作情況連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復運動，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉運動。因此，連桿體除有上下運動外，還左右擺動，做復雜的平面運動。連桿主要承受以下載荷：1、由連桿力 Pcr 引起的拉壓疲勞載荷。cosgjrp （ 2-1）式中 Pg氣體作用力； Pj活塞連桿組的往復慣性力；連桿擺角。2、在連桿擺動平面內，由連桿力矩引起的橫向彎曲載荷。3、由于壓入連桿襯套，擰緊連桿螺栓，壓緊軸瓦等產(chǎn)生的裝配靜載荷。此外，連桿還可能承受由于加工不準確，承壓面對連桿軸線不對稱等引起的附加彎曲載荷。3.1.2 連桿組的設計要求1、結構簡單，可靠耐用，尺寸緊湊2、在保證具有足夠強度和剛度的前提下，盡可能減輕重量以降低慣性力3、盡量縮短長度以降低發(fā)動機的總體尺寸和總體重量4、大小頭軸承工作可靠，耐磨性好5、易于制造成本低連桿既是傳力構件又是運動件，因此不能單靠加大連桿尺寸來提高其承載性能。必須從材料選用構型設計，熱處理及表面強化等方面采取措施來解決連桿尺寸，重量，強度和剛度之間的矛盾。因此連桿設計過程中應該廣泛采用實驗應力分析。針對連桿的應力分析決定連桿的構型，使材料合理利用，滿足連桿既輕巧又耐用的要求。3.1.3 在設計中應注意的地方連桿主要承受氣體壓力和往復慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，因此，在設計時應首先保證連桿具有在足夠的疲勞強度和結構鋼度。如果強度不足，就會發(fā)生連桿螺栓、大中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 10 頁 共 32 頁頭蓋或桿身的斷裂，造成嚴重事故，同樣，如果連桿組剛度不足，也會對曲柄連桿機構的工作帶來不好的影響。所以設計連桿的一個主要要求是在盡可能輕巧的結構下保證足夠的剛度和強度。為此，必須選用高強度的材料；合理的結構形狀和尺寸。根據(jù)以上分析可知，連桿主要承受氣體壓力和往復慣性力所產(chǎn)生的交變載荷。因此，在設計時應首先保證連桿具有足夠的疲勞強度和結構剛度。如果強度不足，就會發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋和桿身的斷裂，造成嚴重事故。3.1.4 連桿的材料高速柴油機的連桿一般采用碳鋼或合金鋼經(jīng)模鍛而成最常用的連桿材料有：45,40Cr,40CrMo 等。375 的連桿材料為 40Cr 中碳鋼。在機械加工前經(jīng)調質處理，可以得到較好的機械性能。碳鋼的優(yōu)點是成本低，對應力集中不敏感，所以模鍛后配合表面就不需再經(jīng)過加工。但鍛造毛刺要磨光，磨削方向應沿連桿桿身的縱向，因為橫向磨痕可能引起連桿桿身斷裂的危險，一般采用噴丸處理來消除連桿內部的內應力和提高連桿強度。3.1.5 連桿長度的確定連桿長度是設計時應慎重選擇的一個結構參數(shù)，它一般用連桿比來表示，即（R 為曲柄半徑， L 為連桿長度） 。連桿長度越短，即 越大，可降低發(fā)動機的/l 高度，減輕活塞件重量和整機重量，能很好的適應發(fā)動機的高轉速。但 的增大使二級往復慣性力及氣缸側壓力增大，并增加曲軸平衡塊與活塞、氣缸套相碰的可能性。所以為使發(fā)動機的結構緊湊，最合適的連桿長度應該是，在保證連桿及相關機件在運動時不與其他機件相碰的情況下，選取最小的連桿長度。對于缸徑 S 120mm 的高速柴油機來說， 值一般在 0.250.30 之間，又考慮到柴油機其他零件的設計，所以取連桿長度為 156mm，即 值為 0.256，在此范圍內，是可取的。中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 11 頁 共 32 頁圖 3.1 連桿小頭的尺寸3.1.6 連桿小頭的設計 一、小頭結構形式小頭采用薄壁圓環(huán)型結構，它的形狀簡單，制造方便，材料能充分利用，受力時應力分布較均勻。小頭到桿身的過渡采用單圓弧過渡。其結構如圖 2-1 所示。二、小頭尺寸小頭的主要尺寸為小頭內徑 d1，小頭外徑 d2 ,小頭寬度 b1,襯套內徑的 d。由于襯套內徑 d 要和活塞銷相配合，d=(0.280.42)D,所以取 0.36，即d=0.36*75=27mm,其公稱直徑是 27mm。襯套的厚度 一般是 =（0.040.08）d。選 =0.09d=2.5，即為 2.5mm，所以小頭的內徑 d1 為 32mm。小頭外徑 d2 的選取范圍一般是 d2=（1.21.4）d 1 ，取 d2=1.31d1=42mm。小頭寬度 b1 取決于活塞銷間隔 B 和銷座與連桿小頭的端面間隙。在確定小頭的寬度時候，應使小頭與活塞銷座之間每側都留約 12mm 的間隙，用來彌補機體、曲軸、活塞和連桿等零件在軸向尺寸上可能出現(xiàn)的制造誤差和由于熱膨脹所引起的軸向相對位置的變化。應該盡量使小頭具有足夠的承壓面積，以便使小頭孔與活塞銷之間相互壓緊的單位面積壓力不超過許用值。一般小頭寬度 b1 的范圍是 b1=（0.91.2）d，取b1=1.11d=30mm，這樣小頭寬度和銷座之間每側的間隙為 2mm。三、連桿襯套為了減小活塞銷對連桿小頭的磨損，應在小頭內裝入襯套。1、襯套的材料襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，如：錫青銅，鉛青銅，鋼背高錫鋁合金，本設計采用鉛青銅，其優(yōu)點是強度較高，耐磨性好，適用于熱負荷比較大的柴油機。2、襯套與小頭孔的配合中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 12 頁 共 32 頁襯套與連桿小頭孔為過盈配合，常用的配合為 jd、 je、jb 3、jc 3 等。過盈太大會使材料屈服而松動，太小會造成壓配松動，使襯套與小頭孔可能會相對轉動。小頭孔的直徑設計為 mm，確定襯套與小頭孔的過盈量為 0.0330.06mm，則襯套外徑0.1632尺寸為 mm。.49襯套與活塞銷的配合間隙應盡量小，以不發(fā)生咬合為原則。青銅襯套與活塞銷的配合間隙大致在（0.00040.0015）d 的范圍內，即 0.0140.053mm，由于此設計選用全浮式活塞銷，故可使銷和襯套的間隙梢大，選用 0.0300.060mm，即襯套的內徑為 mm。0.53273、襯套的潤滑在小頭上方開集油孔或集油槽，靠機體上的噴油嘴噴出的油冷卻活塞的同時，一部分油通過孔流入襯套，達到冷卻的效果。在小頭和襯套上都開有集油孔和集油槽，用來收集和積存飛濺的潤滑油。但應該避免在高應力的過渡期開集油空，以免削弱小頭強度。3.1.7 連桿桿身的設計連桿桿身采用工字型截面，工字型截面的長軸位于連桿的擺動平面內。因為工字型截面對材料利用的最為合理，所以應用的也很廣。連桿桿身在膨脹行程中承受作用在活塞上的氣體壓力的壓縮作用，在吸氣行程中承受往復慣性力的拉伸作用，當連桿受壓時，有可能發(fā)生不穩(wěn)定彎曲，此外當連桿作高速擺動運動時還要承受本身的橫向慣性力的彎曲作用。實驗證明，彎曲應力實際上不大。可忽略。從鍛造工藝方面看，工字型截面兩臂過薄和圓角半徑過小都是不利的。因為這種連桿鍛造時變形比較大，就有可能產(chǎn)生鍛造裂紋的危險，特別時在工字型截面兩臂邊緣上更易出現(xiàn)裂紋。此外，鍛造這種連桿時模具磨損也較大。具有邊緣厚并倒圓的工字型截面是比較有利的。工字型截面的長軸 y-y 處于連桿的擺動平面內，使桿身截面對垂直與連桿擺動平面的 x 軸的慣性矩 Jx 大與對位于擺動平面的 y 軸的慣性矩 Jy，一般 Jx=(23)Jy，這樣符合桿身實際受力情況，并有利于桿身向大、小頭過渡。連桿桿身的最大應力一般發(fā)生在桿身與大、小頭圓角過渡處，最大壓應力發(fā)生在桿身中部。中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 13 頁 共 32 頁考慮上面所述，綜合考慮，確定出下列尺寸：連桿桿身橫截面的形狀如圖 3.2 所示。其中截面寬 B=20mm t=5mm截面的高 H=（1.51.8） B ，取 H=1.4B=28mmB tHh圖 3.2 連桿桿身橫截面形狀3.1.8 連桿大頭的設計連桿大頭聯(lián)結連桿和曲軸，要求有足夠的強度和剛度，否則將影響薄壁軸瓦和連桿螺栓，甚至整機工作可靠性。為了便于維修，對于像本設計的高速柴油機，連桿必須能從氣缸中取出，故要求大頭在擺動平面內的總寬必須小于氣缸直徑，大頭的外型尺寸又決定了凸輪軸位置和曲軸箱形狀，大頭的重量產(chǎn)生的離心力會使連桿軸徑、主軸承負荷增大，摩擦加劇，有時還為此還不得不增大平衡重，給曲軸設計帶來困難，因此在設計連桿大頭時，應在保證強度、剛度的條件下，尺寸盡量小，重量盡量輕。合理確定大頭的結構尺寸和形狀，就是大頭設計的任務。大頭的結構與尺寸基本上決定與曲柄銷直徑、長度和連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。所謂的大頭設計，實際上是確定連桿大頭在擺動平面內某些主要尺寸，連桿大頭的剖分形式和定位方式以及大頭蓋的結構設計。在設計大頭構形的時候針對一些薄弱環(huán)節(jié)，應注意以下問題：1、連桿蓋上要設置合適的加強筋，加強筋到螺栓孔支承面處要圓滑過渡。2、螺栓頭支承面和螺母支承面要圓弧過度，避免加工尖角，可采用鍛造圓角或圓弧沉割來減少應力集中，但必須盡量提高圓弧沉割處的光潔度。3、斜切口連桿長叉口一側變形較大，除了采用大圓弧過渡外，還可以用單筋和桿身連接，以提高大頭剛度。一、連桿大頭的剖分形式中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 14 頁 共 32 頁采用斜切口的剖分方式，切口角為 45 度。這樣的剖分形式的優(yōu)點是滿足連桿組能從氣缸裝拆的條件下，可增大曲柄銷直徑，有利于提高曲軸的剛度和連桿軸承的工作能力，也就是說它在解決曲柄銷直徑和從氣缸中抽出連桿之間的矛盾。減小了連桿螺釘承受的慣性拉伸負荷但同時在結合面上產(chǎn)生較大的切向力，使連桿螺釘承受剪切作用。二、連桿大頭的定位方式斜切口連桿當承受慣性力拉伸時，沿連桿體與連桿蓋的結合面方向作用著很大的橫向力，使連桿螺栓承受剪切力。為此必須采用能承受較大剪切力的定位方式，才能保證工作可靠。本設計采用的是舌槽定位。連桿體和蓋上均有一舌和一槽，他們是有同一把拉刀（帶一舌一槽）加工成的，所以體與蓋上舌槽間的距離精度較高，定位可靠，尺寸緊湊。當然它有不好的地方，就是其拆裝不便，且只有在采用拉刀加工時才能保證較高的定位精度，還有舌槽要注意減少應力集中。這樣的定位方式常用在車用柴油機的斜切口的連桿上。其優(yōu)點是提高了結合處的剛度，縮小了連桿螺栓之間的距離，減小了螺栓尺寸。三、連桿大頭的主要尺寸1、大頭孔直徑 1D根據(jù)曲軸曲柄銷的設計尺寸為 48mm，再考慮到軸瓦的尺寸，取 D1=53mm2、大頭寬度mb3259.05.13、連桿軸瓦厚度 m4、連桿螺栓直徑 MdmDdM10753.1.05、連桿螺栓孔中心線中心線應盡量靠近軸瓦，連桿螺栓孔中心距一般為 =（1.21.3） ，取 =1.341l1Dl，即 =71mm，螺紋外側邊后不小于 24 mm。大頭采用鋸齒定位時，螺孔外側至1Dl少有一個完整的受力鋸齒。中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 15 頁 共 32 頁6、大頭高度 21,H取 0.21 1)4.09.(D mDH12.01取 0.5 25865圖 3.3 連桿大頭的主要尺寸3.2 活塞組的設計活塞組主要由活塞、活塞環(huán)、活塞銷組成，用來與氣缸、氣缸蓋相配合形成一個容積變化的密閉空間，在這里完成內燃機的工作過程；同時活塞組也承受燃氣壓力，并把它傳給連桿、曲軸，將活塞的往復運動轉變?yōu)榍S的旋轉運動，從而對外輸出扭矩，以驅動汽車車輪轉動。3.2.1 活塞設計1、活塞的工作條件1、活塞的機械負荷在發(fā)動機工作中，活塞承受的機械載荷包括周期變化的氣體壓力、往復慣性力以及由此產(chǎn)生的側向作用力。在機械載荷的作用下，活塞各部位了各種不同的應力：活塞頂部動態(tài)彎曲應力；活塞銷座承受拉壓及彎曲應力；環(huán)岸承受彎曲及剪應力。此外，在環(huán)槽及裙部還有較大的磨損。為適應機械負荷，設計活塞時要求各處有合適的壁厚和合理的形狀，即在保證足夠的強度、剛度前提下，結構要盡量簡單、輕巧，截面變化處的過渡要圓滑，以減少應力集中。2、熱負荷活塞的主要作用是承受氣缸中的氣體壓力，并將此力通過活塞銷傳給連桿，以推動曲軸旋轉?；钊敳窟€有氣缸蓋、氣缸壁共同組成燃燒室。由于活塞頂部直接與高溫燃氣周期性接觸，燃氣的最高溫度可達 2500K 以上，因此活塞的溫度也很高，例如活塞頂部的溫度可高達 600700K 7。高溫一方面使活塞的中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 16 頁 共 32 頁機械強度顯著下降，另一方面使活塞材料的熱膨脹量增大，容易破壞活塞與其相關零件的配合。3、磨損強烈活塞頂部在做功行程時，承受著燃氣的帶沖擊性的高壓力。對于汽油機活塞，瞬時的壓力最大值可達 36MPa。對于柴油機活塞，其最大值可達 69MPa ，采用增壓時最大值可達 1315MPa。高壓導致活塞的側壓力大，加速活塞外表面的磨損，也容易引起活塞的變形 7?；钊跉飧字凶髯兯龠\動，其平均速度 9.07m/s。這樣的高速可產(chǎn)生很大的慣性力，它將使曲柄連桿機構的各零件和軸承承受附加的載荷?；钊惺艿臍鈮毫蛻T性力是周期性變化的，因此活塞的不同部分會受到交變的拉伸、壓縮和彎曲載荷；并且由于活塞各部分的溫度極不均勻，活塞內部將產(chǎn)生一定的熱應力。2、活塞的設計要求（1）要選用熱強度好、耐磨、比重小、熱膨脹系數(shù)小、導熱性好、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）減少活塞從燃氣吸收的熱量，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、活塞的材料根據(jù)上述對活塞設計的要求，活塞材料應滿足如下要求：（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；C403（2）導熱性好，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慣性力，從而降低了曲軸連桿組的機械負荷和平衡配重；（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；中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 17 頁 共 32 頁（6）工藝性好，低廉。為此，汽車發(fā)動機目前采用的活塞材料是鋁合金，在個別汽車柴油機上的活塞采用高級鑄鐵或耐熱鋼鑄造。根據(jù)以上要求，我們選擇共晶鋁硅合金 66-1 作為 375 的活塞的材料。它除了具有鋁合金的共同優(yōu)點（密度小、導熱性好、與鑄鐵氣缸的匹配性好）之外，由于硅的存在，使材料的耐磨、耐蝕性，硬度、剛度和疲勞強度提高；鑄造流動性改善。鋁的密度約為鑄鐵的 1/3，這樣采用鋁作為活塞用合金的基本材料，在活塞往復運動時可使慣性力盡可能小。同時活塞用鋁合金的導熱性約為鑄鐵的 3 倍，這樣高的導熱能立刻將高熱負荷區(qū)的熱量很快傳給冷卻油及氣缸和曲柄連桿等，因此使得熔點600的鋁合金能在與峰值溫度高達 20002500K 高溫燃氣接觸的情況下仍能正常工作。但是鋁合金在溫度升高時，強度和硬度下降較快。為了克服這一缺點，一般要在結構設計、機械加工或熱處理上采用各種措施加以彌補。鋁活塞的成形方法有鍛造、鑄造和液態(tài)模鍛等幾種。鑄造鋁活塞在高溫時強度下降較小，制造成本低，但容易出現(xiàn)各種氣孔、縮松等鑄造缺陷。鍛造鋁活塞的強度比鑄造活塞高，導熱性也較好，適用于強化的發(fā)動機上，但制造成本高。液態(tài)模鍛即是將定量的液體金屬澆入金屬模具里，用沖頭加壓，使液體金屬以比壓鑄中低得多的速度充填型腔，并在壓力的作用下結晶凝固，從而獲得組織致密的無縮孔、縮松等缺陷的活塞。這種工藝兼有鍛造和鑄造的特點，能達到少切削甚至無切削、提高金屬利用率、擴大合金使用范圍、消除鑄造缺陷和提高毛坯質量等目的 7?；钊幕緲嬙炜煞譃轫敳俊㈩^部和裙部三部分。四、活塞頂部 活塞頂部的形狀主要取決于燃燒室的選擇與設計，而燃燒室的選擇取決于活塞直徑、發(fā)動機的轉速、經(jīng)濟性、動力性、功率、可靠性及排放等。汽油機活塞頂部多采用平頂，其優(yōu)點是吸熱面積小，制造工藝簡單。有些汽油機為了改善混合氣形成和燃燒而采用凹頂活塞，凹坑大小可以調節(jié)發(fā)動機的壓縮比。柴油機的活塞常常設有各種各樣的凹坑，其具體形狀、位置和大小都必須于柴油機混合氣的形成或燃燒要求相適應。1、本設計采用 型的燃燒室。中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 18 頁 共 32 頁燃燒室的形狀和尺寸：根據(jù)喉口側面角 ，可將 型的燃燒室分成開口型(90)，直口型(=90 )及收口型( 90)三種，收口型 較?。ㄒ话?/D=0.50.65）kdkd本設計采用 =90的直口型，因為喉口的熱負荷很高，這樣做是為了防止喉口開裂，便于制造。一般 /D=0.50.65，取 /D=0.533，即 =40mmkdkdkd2、在 型的燃燒室的底部設計一隆起的凸尖，這樣是為了幫助形成渦流及使燃燒室與油束相配合。這里應特別注意的是油束和燃燒室的正確配合，油束射程不足或過大都會使混合不均勻，影響排煙極限。3、燃燒室、噴油器和氣缸最好是同心布置，但由于本次設計的特殊情況，將燃燒室中心線向噴油器的一側偏離。一般偏移量 0.1,即 10,取 e=5mm。De/e燃燒室的尺寸如圖 3.4 所示。圖 3.4 燃燒室的主要尺寸按燃燒室深淺來分這種燃燒室為深坑形，它比較適用于小型高速柴油機，因為小型高速柴油機轉速高，混合氣形成和燃燒的時間極短，每循環(huán)供油量又很小，單靠霧化混合，則噴孔直徑必須做的很小，噴油壓力很高，使燃油系統(tǒng)制造困難。于是，出現(xiàn)了有渦流的深坑形燃燒室，即將活塞頂上的凹坑加深，凹坑口徑縮小。它能夠在較小的過量空氣系數(shù) 時有較好的燃燒過程，從而獲得較好的性能指標。與淺盆形燃燒a室相比，深坑形燃燒室對燃油系統(tǒng)要求降低，由于利用進氣渦流加強混合氣形成，使空氣利用率大大提高，一般 =1.31.5，并保持燃油消耗率低和啟動容易的優(yōu)點，所a以在小型高速柴油機上獲得廣泛應用 3。四沖程柴油機的深坑形燃燒室總是布置在活塞上，這樣燃燒室表面不與冷卻水直中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 19 頁 共 32 頁接接觸，可以減少散熱損失。對于 2 氣門發(fā)動機，由于要盡可能加大進、排氣門尺寸，不得不將燃燒室、噴油器及氣缸三者的中心線相互錯開。圖 3.5 活塞的結構圖五、活塞頭部1、活塞高度 H活塞高度取決于下列因素;（1）對柴油機高度尺寸的要求（與柴油機用途有關）（2）轉速 n；（3）燃燒室形狀及尺寸；（4）活塞裙部承壓面積。應在保證結構布置合理和所需的承壓面積條件下，盡量選擇較小的活塞高度。目前發(fā)展趨勢：不斷縮短活塞高度，特別是高速柴油機。近十年來，由于成功地減活塞環(huán)數(shù)目，使活塞高度 H 縮短約 10%。mD96802.1.2、壓縮高度 H1 壓縮高度 H1，決定活塞銷的位置。H 1 取決于第一道活塞環(huán)至頂面的距離 h、環(huán)帶高度 H5 及上裙高度 H4。在保證氣環(huán)良好工作的條件下，宜縮短 H1，以力求降低整機的高度尺寸。mD56807013、頂岸高度 h（即第一道活塞環(huán)槽到活塞頂?shù)木嚯x）（1）h 越小第一道環(huán)本身的熱負荷也越高。應根據(jù)熱負荷及活塞冷卻狀況確定h，使第一道活塞環(huán)約工作溫度不超過允許極限（約 1802200） 。（2）在保證第一道環(huán)工作可靠的條件下，盡量縮小 h，以力求降低活塞高度和重中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 20 頁 共 32 頁量。（3）h/D 的一般范圍如下：高速槳油機鋁活塞0.140.20組合活塞0.070.20mDh1580.1.04、活塞環(huán)的數(shù)目及排列（1）活塞環(huán)數(shù)目一般為:高速機 氣環(huán) 23 道，油環(huán) 12 道;中速機 氣環(huán) 34 道，油環(huán) 2 道(少數(shù)用一道)（2）發(fā)展趨勢：減少環(huán)數(shù)。目前中小型高速柴油機采用三環(huán)結構(二道氣環(huán)、一道油環(huán)) 的日益增多，并已開始應用雙環(huán)活塞。近代中速柴油機采用四道環(huán)。環(huán)數(shù)減少后，須從活塞及活塞環(huán)的結構上采取措施，以確保良好的密封性能和防竄油性能。（3）油環(huán)布置：采用一道油環(huán)時，油環(huán)裝在銷孔上方。本次設計選用兩道氣環(huán)，一道油環(huán)。5、環(huán)槽尺寸 環(huán)岸和環(huán)槽的設計應保持活塞、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)槽下平面應與活塞軸線垂直，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。環(huán)槽的軸向高度(名義尺寸)等于活寒環(huán)的軸向高度 b。環(huán)槽底徑 D取決于活塞環(huán)的背面間隙(即活塞環(huán)內圓面與環(huán)槽底之間的間隙)，背盈大小與活塞的熱膨脹有關，并對環(huán)的背壓有一定影響。D可按下式估算氣環(huán)槽 D = D(2tKD) +0.5(mm)油環(huán)槽 D = D(2tKD) +1.5(mm)式中 D活塞名義直徑；t活塞環(huán)的徑向厚度；K系數(shù)，鋁活塞 K=0.006，鑄鋁活塞 K=0.004。環(huán)槽底部的過渡圓角一般為 0.20.5mm。中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 21 頁 共 32 頁6、環(huán)岸高度（1）第一環(huán)岸(第一道氣環(huán)下面的環(huán)岸)溫度較高，承受的氣體壓力最大，又容易受環(huán)的沖擊而斷裂。所以第一環(huán)岸高度 h1 一般比其余環(huán)岸高度要大一些。（2）必須保證環(huán)岸有足夠的機械強度，并進行驗算。（3）環(huán)岸高度的范圍鋁活塞高速機 h1/D=0.040.06高速大功率 h1/D=0.040.06鋼頂組合活塞 h1/D=0.0250.037、活塞頂厚度 根據(jù)活塞頂部應力、剛度及散熱要求來決定的，小型高速柴油機的鋁活塞，如滿足頂部有足夠的傳熱截面，則頂部的機械強度一般也是足夠的。熱應力隨活塞頂厚度增加而增大，活塞頂厚度(特別是鋼頂)只要厚到能承受燃氣壓力即可。s 的一般范圍小型高速 h1/D=0.040.06高速大功率 h1/D=0.040.06鑰頂組合活塞 h1/D=0.040.06鑄鐵活塞 h1/D=0.040.06hh3H1hH3C1C2H2圖 3.6 活塞的部分主要尺寸六、活塞裙部活塞裙部是指自油環(huán)槽下端而起至活塞底部的部分。其作用是為活塞在氣缸內作往復運動導向和承受側壓力。因此，既要保證裙部的形狀能夠是活塞在氣缸內得到良好的導向，并具有足夠的承壓面積，又要保證在任何情況下活塞與氣缸壁之間具有最佳間隙。保證活塞得到良好的導向，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致活塞中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 22 頁 共 32 頁拉傷。分析活塞在發(fā)動機中工作時裙部的變形情況。首先，活塞受到側向力的作用。承受側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，所以熱膨脹比較嚴重。三種情況共同作用的結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先流出較大的間隙。當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?。换钊共啃螤顟c活塞的溫度分布、裙部壁厚的大小等相適應。目前，為了使活塞具有最佳性能，多采用如下措施。1、將活塞直徑制成上小下大的錐形、階梯形或桶形。就整個活塞而言，在內燃機工作時活塞的溫度沿軸線方向自上而下降低，其頂部溫度高，壁厚，熱膨脹量大；裙部相反。因此，將活塞頂部的直徑設計得小一些，而由頂部向下直徑逐漸增大，以保證活塞在氣缸中工作時熱膨脹后上下配合間隙均勻一致。2、將活塞裙部徑向制成橢圓形?；钊共垦鼗钊N座方向壁厚較大，故熱膨脹量較大。內燃機工作時，活塞裙部在熱載荷和側壓力的共同作用下變成橢圓形，沿活塞銷軸方向略有伸長，垂直銷軸方向略有縮短。因此，為了防止因活塞變形而造成活塞卡死或缸壁拉傷，一般將活塞裙部預先加工成橢圓形，并是長軸與活塞銷軸方向垂直。為了減少銷座附近處的熱變形量，有的活塞將銷座附近的裙部外表面制成下陷0.51.0mm。裙部的縱向設計為桶形，同樣是出于對活塞熱變形的考慮 9。為了改善鋁合金活塞的耐磨性，通常對活塞裙部進行表面處理。柴油機鑄鋁活塞的裙部外表面磷化；對于鍛鋁活塞，在裙部的外表面上可涂以石墨。七、活塞銷座 活塞的銷孔與活塞銷組成一對摩擦副，它將活塞頂部氣體作用力通過活塞銷座傳中北大學 2014屆畢業(yè)設計說明書第 23 頁 共 32 頁給活塞銷，然后再傳遞到連桿和曲軸。因此，銷座必須與活塞銷有足夠的強度、足夠的承壓面積和耐磨性。銷座通常有肋片與活塞內壁相連，以提高其剛度。銷座孔的中心線一般位于活塞中心線的平面內。但也有些活塞銷孔中心線偏離活塞中心線平面，如本次設計的活塞?；钊N座軸線向在做功行程中受測向力的一面偏移了 1mm，這是因為如果活塞銷對中布置，則當活塞越過上止點時側壓力的作用方向改變，會使活塞敲擊氣缸壁發(fā)出噪聲。如果把活塞銷偏移布置，則可使活塞較平穩(wěn)地從壓向氣缸的一面過渡到另一面，而且過渡時刻早于達到最高燃燒壓力的時刻，可以減輕活塞“敲缸”,減小噪聲，改善發(fā)動機工作的平順性。但這種活塞銷偏置的結構，卻帶來活塞裙部兩端的尖角負荷增大，引起這些部位的磨損或變形增大。這就要求活塞的間隙盡可能的小 9。3.2.2 活塞環(huán)一、活塞環(huán)的設計要求（1）具有足夠的強度。（2）密封性能好。（3）刮油能力強，除改進油環(huán)結構外，要求氣環(huán)也能夠其控制機油的作用。（4）要耐磨，特別是提高抗熔著磨損（抗拉缸）的能力。（5）磨合性能和抗結膠性能良好。（6）降低環(huán)的高度，減少環(huán)數(shù)，盡量減少摩擦損失。（7）合適的環(huán)槽側隙，減小環(huán)對環(huán)槽的沖擊。（8）熱穩(wěn)定性好，即在高溫時能保證環(huán)的彈力和形狀。（9）成本低，工藝性好二、活塞環(huán)的種類及作用活塞環(huán)是具有一定彈性的金屬開口圓環(huán)，自由狀態(tài)下它的外徑大于氣缸直徑，裝入氣缸后與氣缸壁緊貼。按功用不同，活塞環(huán)分為氣環(huán)（密封環(huán)）和油環(huán)（刮油環(huán)） 。氣環(huán)的作用是保證活塞與氣缸壁間的密封，防止氣缸中的高溫、高壓燃氣大量漏入曲軸箱，同時將活塞頂上的熱量傳給氣缸壁，再由冷卻液