內(nèi)燃機的活塞連桿組設計【7張CAD高清圖紙和文檔】【YC系列】

【溫馨提示】=【1】設計包含CAD圖紙 和 DOC文檔，均可以在線預覽，所見即所得，dwg后綴的文件為CAD圖，超高清，可編輯，無任何水印，充值下載得到【資源目錄】里展示的所有文件=【2】若題目上備注三維，則表示文件里包含三維源文件，由于三維組成零件數(shù)量較多，為保證預覽的簡潔性，店家將三維文件夾進行了打包。三維預覽圖，均為店主電腦打開軟件進行截圖的，保證能夠打開，下載后解壓即可。=【3】特價促銷，拼團購買，均有不同程度的打折優(yōu)惠，詳情可咨詢QQ：1304139763 或者 414951605=【4】 題目最后的備注【YC系列】為店主整理分類的代號，與課題內(nèi)容無關，請忽視 材料力學課程設計計算說明書設計題目：單缸柴油機曲軸的強度設計及剛度計算、疲勞強度校核 數(shù)據(jù)號：7.2-15學號：42100214姓名：鄧文哲指導教師：魏媛目錄一、設計目的3二、設計任務和要求32.1、設計計算說明書的要求32.2、分析討論及說明書部分的要求42.3、程序計算部分的要求4三、設計題目43.1、數(shù)據(jù)15-1）畫出曲軸的內(nèi)力圖62）設計曲軸頸直徑d和主軸頸D83） 校核曲柄臂的強度94）校核主軸頸H-H截面處的疲勞強度 125）用能量法計算A-A截面的轉(zhuǎn)角 ， 133.2數(shù)據(jù)15-1）畫出曲軸的內(nèi)力圖172） 設計曲軸頸直徑d和主軸頸D193)校核曲柄臂的強度204）校核主軸頸H-H截面處的疲勞強度235）用能量法計算A-A截面的轉(zhuǎn)角 ，24四、分析討論及必要說明27五、設計的改進措施及方法28六、設計體會28七、參考文獻29附錄一 程序框圖30二 C語言程序31三 計算輸出結果35四 標識符36一、設計目的 本課程設計是在系統(tǒng)學完材料力學課程之后，結合工程實際中的問題，運用材料力學的基本理論和計算方法，獨立地計算工程中的典型零部件，以達到綜合利用材料力學知識解決工程實際問題的目的。同時，可以使學生將材料力學的理論和現(xiàn)代計算方法及手段融為一體，既從整體上掌握了基本理論和現(xiàn)代計算方法，又提高了分析問題、解決問題的能力；既是對以前所學知識（高等數(shù)學、工程圖學、理論力學、算法語言、計算機和材料力學等）的綜合運用，又為后續(xù)課程的學習打下基礎，并初步掌握工程設計思路和設計方法，使實際工作能力有所提高。具體有一下六項：(1).使所學的材料力學知識系統(tǒng)化、完整化。(2).在系統(tǒng)全面復習的基礎上，運用材料力學知識解決工程實際中的問題。(3).由于選題力求結合專業(yè)實際，因而課程設計可把材料力學與專業(yè)需要結合起來。(4).綜合運用以前所學的各門課程的知識（高等數(shù)學、工程圖學、理論力學、算法語言、計算機等），使相關學科的知識有機地聯(lián)系起來。(5).初步了解和掌握工程實際中的設計思路和設計方法。(6).為后續(xù)課程的教學打下基礎。二、設計任務和要求參加設計者要系統(tǒng)復習材料力學課程的全部基本理論和方法，獨立分析、判斷設計題目的已知條件和所求問題，畫出受力分析計算簡圖和內(nèi)力圖，列出理論依據(jù)并到處計算公式，獨立編制計算機程序，通過計算機給出計算結果，并完成設計計算說明書。2.1 設計計算說明書的要求設計計算說明書是該題目設計思路、設計方法和設計結果的說明，要求書寫工整，語言簡練，條理清晰、明確，表達完整。具體內(nèi)容應包括：1) 設計題目的已知條件、所求及零件圖。2) 畫出結構的受力分析計算簡圖，按比例標明尺寸、載荷及支座等。3) 靜不定結構要畫出所選擇的基本靜定系統(tǒng)及與之相應的全部求和過程。4) 畫出全部內(nèi)力圖，并標明可能的各危險截面。5) 危險截面上各種應力的分布規(guī)律圖及由此判定各危險點處的應力狀態(tài)圖。6) 選擇強度理論并建立強度條件。7) 列出全部計算過程的理論依據(jù)、公式推導過程以及必要的說明。8) 對變形及剛度分析要寫明所用的能量法計算過程及必要的內(nèi)力圖和單位力圖。9) 疲勞強度計算部分要說明循環(huán)特性， ， ，r ， ， 的計算，所查，各系數(shù)的依據(jù)，疲勞強度校核過程及結果。2.2、分析討論及說明部分的要求1) 分析計算結果是否合理，并討論其原因、改進措施。2) 提出改進設計的初步方案及設想。3) 提高強度、剛度及穩(wěn)定性的措施及建議。2.3、程序計算部分的要求1) 計算機程序。2) 打印結果（數(shù)據(jù)結果要填寫到設計計算說明書上）。三、設計題目某柴油機曲軸可以簡化為下圖所示的結構，材料為球墨鑄鐵（QT4505）彈性常數(shù)為E、，許用應力，G處輸入轉(zhuǎn)矩為 ，曲軸頸中點受切向力、徑向力的作用，且 。曲柄臂簡化為矩形截面，1.41.6 , 2.54 ,有關數(shù)據(jù)如下表：要求：0.110.181500.271201800.050.78（一） 畫出曲軸的內(nèi)力圖。（二） 設計曲軸頸直徑d ，主軸頸直徑D 。（三） 校核曲柄臂的強度。 （四） 校核主軸頸 H-H 截面處的疲勞強度，取疲勞強度系數(shù)n=2。鍵槽為端銑加工，主軸頸表面為車削加工。（五） 用能量法計算A-A截面的轉(zhuǎn)角 y , z 。3.1數(shù)據(jù)15-12.02400.06（一）畫出曲軸的內(nèi)力圖（1） . 外力分析畫出曲軸的計算簡圖（上圖），計算外力偶矩。由平衡條件計算反力在XOY平面內(nèi): 在XOZ平面內(nèi)：（2） 內(nèi)力分析內(nèi)力圖如下，不計彎曲切應力，彎矩圖畫在纖維受壓側，根據(jù)內(nèi)力圖確定危截面。(單位：力-N 力矩Nm)1） 主軸頸的EF左端 （1-1）截面為危險截面，受扭轉(zhuǎn)和兩向彎曲2）曲柄臂DE段下端（2-2）為危險截面，受扭轉(zhuǎn)、兩向彎曲和壓縮 3） 曲軸頸CD段中間截面（3-3）為危險截面，受扭轉(zhuǎn)和兩向彎曲（2） 設計曲軸頸直徑d和主軸頸D（1） 主軸頸的危險截面為EF段的最左端1-1截面，受扭轉(zhuǎn)和兩向彎曲,可用第三強度理論計算： 故D取。 （2）曲軸頸CD屬于彎扭組合變形，由第三強度理論可得： 故d取。（三）校核曲柄臂的強度曲柄臂的危險截面為矩形截面，受扭轉(zhuǎn)、兩向彎曲及軸力的作用。為確定危險點的位置，畫出曲柄臂上（2-2）截面應力分布圖。曲柄臂的強度計算:根據(jù)應力分布圖可判定出可能的危險點為，。1） 對點進行應力分析。點處于單向壓縮，所以正應力2）對點進行應力分析。點扭轉(zhuǎn)切應力：正應力由軸力、繞Z軸的彎矩共同引起。由于點處于二向應力狀態(tài)，故選用第三強度理論： 3）對點進行應力分析。同理可得： 應用第三強度理論： 。綜上，曲柄臂滿足強度要求時必須有：點：點：點：出于經(jīng)濟性考慮，應該盡量使截面積最小。根據(jù)以上分析可以編寫計算機程序，取遍、所有值，計算出、的最優(yōu)值。由附錄中C程序子函數(shù)hb（）可以求出、的最優(yōu)值如下。h=57.39 mmb=22.95 mm現(xiàn)在取h=57.39 mm，b=22.95mm對曲柄臂強度進行校核：當h=57.39 mm，b=22.95mm時，查表3-1，利用插入法得： 1）點：所以點安全。2) 點：由第三強度理論所以點也滿足強度條件。3)點：由第三強度理論：也安全。所以說，曲柄臂的強度是足夠的。（四） 校核主軸頸H-H截面處的疲勞強度由材料力學課程設計附錄得球墨鑄鐵（QT450-5）強度極限。查材料力學得有效應力集中系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)。已知，。FH 處只受扭轉(zhuǎn)作用。忽略鍵槽對抗扭截面系數(shù)的影響，H-H截面抗扭截面系數(shù)：曲軸工作時，在不變扭矩作用下，曲軸不工作時， 故該循環(huán)為脈動循環(huán)。 安全系數(shù)：所以，H-H截面的疲勞強度是足夠的。（五）、 用能量法計算A-A截面的轉(zhuǎn)角。采用圖乘法分別求解截面的轉(zhuǎn)角。、求：1） 在截面A加一單位力偶矩。由平衡方程得：B點的彎矩為： E點的彎矩為： 2） 單位力偶矩作用下的內(nèi)力圖與外載荷作用下的內(nèi)力圖如下（彎矩畫在受壓的一側）： 單位:Nm當h=57.39 mm，b=22.95mm時，查表可得：桿件的抗扭剛度：方向與單位力偶相同。、求：1） 在截面A加一單位力偶矩。2）單位力偶矩作用下的內(nèi)力圖與外載荷作用下的內(nèi)力圖如下（彎矩畫在受壓的一側）：方向與單位力偶相同。3.2、數(shù)據(jù)15-16.04000.05（一）畫出曲軸的內(nèi)力圖（1） . 外力分析畫出曲軸的計算簡圖（上圖），計算外力偶矩。由平衡條件計算反力在XOY平面內(nèi): 在XOZ平面內(nèi)：（2） 內(nèi)力分析內(nèi)力圖如下，不計彎曲切應力，彎矩圖畫在纖維受壓側，根據(jù)內(nèi)力圖確定危截面。(單位：力-N 力矩Nm)1） 主軸頸的EF左端 （1-1）截面為危險截面，受扭轉(zhuǎn)和兩向彎曲2）曲柄臂DE段下端（2-2）為危險截面，受扭轉(zhuǎn)、兩向彎曲和壓縮 3)曲軸頸CD段中間截面（3-3）為危險截面，受扭轉(zhuǎn)和兩向彎曲（二）設計曲軸頸直徑d和主軸頸D（1） 主軸頸的危險截面為EF段的最左端1-1截面，受扭轉(zhuǎn)和兩向彎曲,可用第三強度理論計算： 故D取。 （2）曲軸頸CD屬于彎扭組合變形，由第三強度理論可得： 故d取。（三）校核曲柄臂的強度曲柄臂的危險截面為矩形截面，受扭轉(zhuǎn)、兩向彎曲及軸力的作用。為確定危險點的位置，畫出曲柄臂上（2-2）截面應力分布圖。根據(jù)應力分布圖可判定出可能的危險點為，。1） 對點進行應力分析。點處于單向壓縮，所以正應力2）對點進行應力分析。正應力由軸力、繞Z軸的彎矩共同引起。點處于二向應力狀態(tài)，由第三強度理論： 3）對點進行應力分析。同理可得： 應用第三強度理論： 綜上，曲柄臂滿足強度要求時必須有：點：點：點： 出于經(jīng)濟性考慮，應該盡量使截面積最小。根據(jù)以上分析可以編寫計算機程序，取遍h，b所有值，計算出、的最優(yōu)值。由附錄中C程序子函數(shù)hb（）可以求出h, b的最優(yōu)值如下。h=57.38 mmb=22.95 mm現(xiàn)在取h=57.38mm，b=22.95mm對曲柄臂強度進行校核：當h=57.38mm，b=22.95mm時，查表3-1，利用插入法得： 1）點：所以點安全。2）點：由第三強度理論所以點也滿足強度條件。3）點：由第三強度理論：也安全。所以說，曲柄臂的強度是足夠的。（四）校核主軸頸H-H截面處的疲勞強度由材料力學課程設計附錄得球墨鑄鐵（QT450-5）強度極限。查材料力學得有效應力集中系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)。已知，。FH 處只受扭轉(zhuǎn)作用。忽略鍵槽對抗扭截面系數(shù)的影響，H-H截面抗扭截面系數(shù):曲軸工作時，在不變扭矩作用下，曲軸不工作時， 故該循環(huán)為脈動循環(huán)。安全系數(shù)：所以，H-H截面的疲勞強度是足夠的。（五）用能量法計算A-A截面的轉(zhuǎn)角采用圖乘法分別求解截面的轉(zhuǎn)角。、求：1） 在截面A加一單位力偶矩。由平衡方程得： B點的彎矩為： E點的彎矩為： 2） 單位力偶矩作用下的內(nèi)力圖與外載荷作用下的內(nèi)力圖如下（彎矩畫在受壓的一側）： 單位Nm當h=57.38mm，b=22.95mm時，查表可得：桿件的抗扭剛度：方向與單位力偶相同。、求：1)在截面A加一單位力偶矩。2） 單位力偶矩作用下的內(nèi)力圖與外載荷作用下的內(nèi)力圖如下（彎矩畫在受壓的一側）：方向與單位力偶相同。4、 分析討論及必要說明在本次設計中，做以下幾點說明：1) 在外力分析時，在設定未知力的時候，由于已知沒有x方向的外力，故未設。2) 在畫內(nèi)力圖時，不計彎曲切應力，故未畫剪力圖。3) 在強度計算方面，由于材料是球墨鑄鐵（QT450-5），其性質(zhì)與塑性材料相近，故用第三強度理論而不用第一或第二強度理論。4) 在校核曲柄臂時，畫內(nèi)力分布時，把曲柄臂的危險截面看成矩形，忽略了圓孔對其的影響。5) 在疲勞強度校核H-H截面時，忽略鍵槽對的影響。五、設計的改進意見及措施1、提高曲軸的彎曲強度 提高彎曲強度的主要措施有：合理安排構件的受力情況及設計合理的截面，但對于該曲軸只能采用合理安排曲軸的受力情況。在結構允許的情況下，可采取合理設計和布置支座或?qū)⒓休d荷適當分散。2、 提高曲軸的彎曲剛度 提高彎曲剛度的主要措施有：改善結構形式，減少彎矩的數(shù)值、選擇合理的截面及合理選材等。對于該曲軸可以改善結構形式，減少彎矩的數(shù)值并且合理選材，選擇合適的材料。3、 提高曲軸的疲勞強度1） 減緩應力集中。為了消除和緩解應力集中，再設計曲軸時，應盡量避免出現(xiàn)方形直角或帶有尖角的孔和槽，即在主軸頸和曲柄臂相連處應采用半徑較大的過度圓角2） 提高構件表面強度等。提高曲軸表面的強度可通過兩方面實現(xiàn),一是從加工入手提高表面加工質(zhì)量?？刹捎镁毤庸?，降低表面粗糙度，尤其對高強度鋼更重要；二是增加表層強度，對曲軸中應力集中的部位如鍵槽處應采取某些工藝措施，即表面熱處理或化學處理，如表面高頻淬火、滲碳、氮化等或表層用滾壓、噴丸等冷加工辦法。六、設計體會 通過這次的課程設計，我對材料力學有了進一步的認識：材料力學的任務就是在滿足強度、剛度和穩(wěn)定性的要求下，以最經(jīng)濟的代價，為構件確定合理的形狀和尺寸，選擇適宜的材料，為構件設計提供必要的理論基礎和計算方法。材料力學課程設計使我將材料力學的理論與工程實際結合起來，讓我深知理論與實際相結合的重要性，初步了解和掌握了工程實踐中的設計思想和設計方法，同時為后續(xù)課程的學習打下基礎。 這次課程設計鍛煉了自己的實際動手能力，基本學會了運用所學材料力學知識分析和解決實際問題的能力，達到了學以致用的目的。同時加強了對上學期所學材料力學知識的理解以及對AutoCAD、C+等軟件的運用能力，使相關學科思想和知識有機的聯(lián)系起來。 此外，我深深的體會到了僅僅掌握課本中的理論和方法是遠遠不夠的，工程實際中的一些問題要比想象的復雜的多，有很多的知識等待著我去學習。只有將理論與實際結合起來，才能以最經(jīng)濟的代價、最合理的方法解決遇到的難題。 本次設計中還有很多不足，希望老師能夠批評指正。七、參考文獻1、材料力學/聶毓琴，孟光偉主編，北京：機械工業(yè)出版社。2、材料力學實驗與課程設計/聶毓琴、吳宏主編，北京：機械工業(yè)出版社。3、C程序設計/第四版，譚浩強主編，北京：清華大學出版社。附錄一、程序框圖：計算外力及支座反力確定危險截面并輸出變量M1x, M1y, M1z, M2x, M2yM2z, FN2, M3x, M3y, M3z由第三強度理論計算D，d計算危險點主應力并輸出計算n，校核疲勞強度圖乘法計算轉(zhuǎn)角調(diào)子程序進行強度校核并計算轉(zhuǎn)角定義已知量輸入原始數(shù)據(jù)曲柄臂安全曲柄臂不安全開始n2調(diào)子程序計算h, b疲勞強度安全疲勞強度不安全輸出結果結束YNYN二、c語言程序#include#include#define PI 3.1415926double Me,FAy,FAz,FFy,FFz,M1x,M1y,M1z,M2x,M2y,M2z,FN2,M3x,M3y,M3z;double h,b,S=120e6,S1,S2,S3,E=150e9,u=0.27,r;double L1,L2,L3;int D,d;int main() /主函數(shù) double hb();double jhqbb();double jhplqd();double zhuanjiao();double P,n,Ft,Fr;double DD,dd,Sigma3,BB;printf(enter the data:P,n,rn);scanf(%lf,%lf,%lf,&P,&n,&r);L1=0.11,L2=0.18;L3=1.2*r;printf(L1=%lf,L2=%lf,L3=%lf,P=%lf,n=%lf,r=%lfn,L1,L2,L3,P,n,r);Me=9549*P/n;Ft=Me/r;Fr=Ft/2;FAy=Fr*L2/(L1+L2);FAz=Ft*L2/(L1+L2);FFy=Fr*L1/(L1+L2);FFz=Ft*L1/(L1+L2);M1x=Me;M1y=FFz*(L2-L3/2);M1z=FFy*(L2-L3/2);M2x=Me;M2y=FFz*(L2-L3/2);M2z=FFy*(L2-L3/2);FN2=FFy;M3x=FAz*r;M3y=FAz*L1;M3z=FAy*L1;printf(Me=%.2lfNm,Ft=%.2lfN,Fr=%.2lfNn,Me,Ft,Fr);printf(FAy=%.1lfN,FAz=%.1lfN,FFy=%.1lfN,FFz=%.1lfNn,FAy,FAz,FFy,FFz);printf(M1x=%.2lfNm,M1y=%.1lfNm,M1z=%.1lfNmn,M1x,M1y,M1z);printf(M2x=%.2lfNm,M2y=%.1lfNm,M2z=%.1lfNm,FN2=%.1lfNn,M2x,M2y,M2z,FN2);printf(M3x=%.1lfNm,M3y=%.1lfNm,M3z=%.1lfNmn,M3x,M3y,M3z);Sigma3=sqrt(M3x*M3x+M3y*M3y+M3z*M3z);BB=32*Sigma3/(PI*S);dd=pow(BB,1.0/3.0);Sigma3=sqrt(M1x*M1x+M1y*M1y+M1z*M1z);BB=32*Sigma3/(PI*S);DD=pow(BB,1.0/3.0);printf(D=%.4lfm,d=%.4lfmn,DD,dd);D=(int)(1000*DD);d=(int)(1000*dd);if(d%2=0) d=d+2;else d=d+1;if(D%2=0) D=D+2;else D=D+1;printf(故D取%dmm,d取%dmm n,D,d);hb(); /調(diào)用求解h，b子函數(shù)jhqbb(); /調(diào)用校核曲柄臂子函數(shù)jhplqd(); /調(diào)用校核疲勞強度子函數(shù)zhuanjiao(); /調(diào)用求轉(zhuǎn)角子函數(shù) return 0;double hb() /求解h，b子函數(shù)double Z1,Z2,Z3,Q2,Q3;double h1,b1;double a,r;double s,m=(1.6*D)*(0.4*1.6*D);for(h=1.4*D;h=1.6*D;h+=0.01) for(b=0.25*h;b=2.5&h/b=3) /查表3-1，利用插入法確定a,ra=0.213+0.018*h/b;r=0.837-0.028*h/b;elsea=0.222+0.015*h/b;r=0.777-0.008*h/b; Z1=1e6*FN2/(b*h)+6e9*M2x/(b*h*h)+6e9*M2z/(b*b*h); Z2=1e6*FN2/(b*h)+6e9*M2z/(b*b*h); Z3=1e6*FN2/(b*h)+6e9*M2x/(b*h*h); Q2=1e9*M2y/(b*b*h*a); Q3=r*Q2;S1=Z1; S2=sqrt(Z2*Z2+4*Q2*Q2); /應用第三強度理論S3=sqrt(Z3*Z3+4*Q3*Q3);if(S1S&S2S&S3S) s=b*h;if(s=2.5&h/b=3) a=0.213+0.018*h/b;r=0.837-0.028*h/b;elsea=0.222+0.015*h/b;r=0.777-0.008*h/b; Z1=FN2/(b*h)+6e3*M2x/(b*h*h)+6e3*M2z/(b*b*h); Z2=FN2/(b*h)+6e3*M2z/(b*b*h); Z3=FN2/(b*h)+6e3*M2x/(b*h*h); Q2=1e3*M2y/(b*b*h*a); Q3=r*Q2; printf(Z1=%.2lfMPa,Z2=%.2lfMPa,Z3=%.2lfMPa,Q2=%.2lfMPa,Q3=%.2lfMPan,Z1,Z2,Z3,Q2,Q3);S1=Z1; S2=(sqrt(Z2*Z2+4*Q2*Q2); S3=(sqrt(Z3*Z3+4*Q3*Q3);printf(S1=%.2lfMPa,S1);if(S1-S)/S0.05)printf(所以D1點安全n);printf(S2=%.2lfMPa，,S2);if(S2-S)/S0.05)printf(所以D2點安全n);printf(S3=%.2lfMPa，,S3);if(S3-S)/S0.05)printf(所以D3點安全n);if(S1-S)/S0.05&(S2-S)/S0.05&(S3-S)/S2)printf(H-H截面疲勞強度是足夠的n);elseprintf(H-H截面疲勞強度不足夠n);return 0;double zhuanjiao() /求轉(zhuǎn)角子函數(shù) double _FAz,_FFz,_FAy,_FFy,_Mb,_Me,EI1,EI2,EI3,EA,GIt,B1,ZJy,ZJz,X;if(h/b=2.5&h/b=3) B1=0.179+0.028*h/b;elseB1=0.209+0.018*h/b;_FAz=1/(L1+L2);_FFz=_FAz;_FAy=_FAz;_FFy=_FAz;_Mb=1-_FAz*(L1-L3/2);_Me=_FFz*(L2-L3/2);X=(_Mb+_Me)/2;EI1=E*PI*D*D*D*D*(1e-12)/64;EI2=E*PI*d*d*d*d*(1e-12)/64;GIt=E*B1*h*b*b*b*(1e-12)/(2*(1+u);EI3=E*h*b*b*b*(1e-12)/12;EA=E*h*b*(1e-6);printf(EI1=%.2lf,EI2=%.2lf,EI3=%.2lf,GIt=%.2lf，EA=%.2lfn,EI1,EI2,EI3,GIt,EA);ZJy=1/EI1*(0.5*(L1-L3/2)*FAz*(L1-L3/2)*(1-_Mb)/3+_Mb)+0.5*(L2-L3/2)*FFz*(L2-L3/2)*2/3*_Me)+1/EI2*(FAz*(L1-L3/2)*L3/2*(_Mb+X)/2+1/2*L3/2*(FAz*L1-FAz*(L1-L3/2)*(_Mb-X)/3+X)+L3/2*FFz*(L2-L3/2)*(X+_Me)/2+0.5*L3/2*(FAz*L1-FFz*(L2-L3/2)*(X-(X-_Me)/3)+1/GIt*(FAz*(L1-L3/2)*r*_Mb+FFz*(L2-L3/2)*r*_Me);printf(y方向的轉(zhuǎn)角y=%.6lfradn,ZJy);ZJz=1/EI1*(0.5*(L1-L3/2)*FAy*(L1-L3/2)*(1-_Mb)/3+_Mb)+0.5*(L2-L3/2)*FFy*(L2-L3/2)*2/3*_Me)+1/EI2*(FAy*(L1-L3/2)*L3/2*(_Mb+X)/2+1/2*L3/2*(FAy*L1-FAy*(L1-L3/2)*(_Mb-X)/3+X)+L3/2*FFy*(L2-L3/2)*(X+_Me)/2+0.5*L3/2*(FAy*L1-FFy*(L2-L3/2)*(X-(X-_Me)/3)+1/EI3*(FAy*(L1-L3/2)*r*_Mb+FFy*(L2-L3/2)*r*_Me)+1/EA*(FFy*r*_FFy-FAy*r*_FAy);printf(z方向的轉(zhuǎn)角z=%.6lfradn,ZJz);return 0;三、計算輸出結果數(shù)據(jù)15-：數(shù)據(jù)15-四、標識符標識符對照表程序中的標識符對應說明書中的標識符Me,Ft,Fr,FAy,FAz,FFy,FFzM1x,M1y,M1z,M2x,M2y,M2z,FN2,M3x,M3y,M3zL1,L2,L3,S,E,uh,b,D,dP,n,rKt,B,Qmin,Qmax,Qa,Qm,nt,t_1,Fai,Et_FAz,_FFz,_FAy,_FFy,_Mb,_Me,ZJy,ZJz39煙臺大學畢業(yè)設計摘要內(nèi)燃機市場的激烈競爭，促使產(chǎn)品的開發(fā)周期縮短；發(fā)動機朝著增壓、高功率、輕量化械，環(huán)境往往較為惡劣，需要內(nèi)燃機具有較好的動力性能。這次設計是在495柴油機基礎上加大了活塞的工作行程，將球形燃燒室為W形燃燒室，但由于工作行程的加大，平衡性變差，噪音與震動加大，在設計時對其采取一定的措施。燃燒系統(tǒng)采用直噴型，易啟動，節(jié)能效果明顯，提高經(jīng)濟性和動力性?；钊鳛榘l(fā)動機的心臟，是一種技術含量比較高的零部件。在本次設計中慮到495柴油機主要應用于農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中的中小型機。通過參數(shù)及工藝性能的控制可使燃油消耗率保持在245g/kW.h以內(nèi)。主要任務是設計495柴油機的活塞連桿組，首先根據(jù)柴油機的性能指標對柴油機主要的性能參數(shù)進行了選擇。然后在參照495柴油機的活塞連桿組進行結構設計。在闡述活塞連桿組設計過程的同時也對主要零部件的設計要點作了總結。重點論述了495柴油機活塞連桿組的設計依據(jù)與設計過程。 關鍵詞：柴油機；活塞；連桿Abstract The great competition of diesel engine market has shorten the product development time; with the development of turbo, high power and light engine, the researchers have paid more attentions on the structure than the past. In this design, considering the 387 diesel engines are mainly applied in small and medium-sized machinery, agricultural production environment is bad, need often has better performance for internal machinery products provide enough power. The Diesel 495 which designed this time is on the basis of the old Diesel 495 and increasing the piston stroke, with its power performance and economical efficiency enhanced. However, because of the work itinerary increased, its balance became worse, noise and vibration also increased. So in this design, I have to take some certain measures. Combustion Chamber using injection type, easy to start, energy saving effect, and can make the efficiency and performance improved greatly. Through the parameters and process performance control can make fuel consumption in 245g/kW. This paper discusses the design requirements and characteristics of the cylinder important parts。My main task is to design 495engine parts of piston group. On the first, according to the diesels performance target, I should to choose the main performance mark of the diesel. Then in the light of the design of 495 diesel parts of piston group to design the structure. When explained the process of the parts of piston group design, I also summarized the main parts. This thesis focused on expounding the foundation and process of the 495 diesel engine parts of piston group design. Key words：diesel engine； the piston；the connecting rod52目錄第一章 緒論3第一節(jié) 內(nèi)燃機活塞連桿組的意義5第二節(jié) 國內(nèi)外的發(fā)展趨勢5第三節(jié) 研究的內(nèi)容6第二章 內(nèi)燃機的結構原理簡介7第一節(jié) 內(nèi)燃機的機構7第二節(jié) 內(nèi)燃機的工作原理8一、進氣過程10二、壓縮過程10三、燃燒過程11四、膨脹過程12五、排氣過程13第三章活塞組的設計13第一節(jié) 活塞設計的外界因素及影響14一、活塞的功用及工作條件14二、活塞組的影響14三、活塞的工作條件14四、設計要求15五、活塞的材料15第二節(jié) 活塞的結構15一、活塞頭部的設計15二、活塞頂和環(huán)帶斷面17三、活塞裙部的設計19四、裙部與缸套的配合間隙20第四章 活塞銷的設計及活塞環(huán)和環(huán)槽的參數(shù)選擇20第一節(jié) 結構和尺寸21第二節(jié) 活塞銷的固定方式21第三節(jié) 活塞環(huán)和環(huán)槽的參數(shù)選擇22第五章 活塞的受力24第一節(jié) 活塞的校核24第二節(jié) 活塞銷的受力與校核25第三節(jié) 活塞環(huán)的校核27第六章 連桿組零件及襯套的設計28第一節(jié) 連桿的材料29第二節(jié) 連桿長度的確定29第三節(jié) 連桿小頭的設計29一、小頭結構形式29二、小頭尺寸30三、連桿襯套30第四節(jié) 連桿桿身的設計30第五節(jié) 連桿大頭的設計31一、連桿大頭的剖分形式31二、連桿大頭的定位方式31三、連桿大頭的主要尺寸32第六節(jié) 連桿組的重量及慣性力32第七章 連桿的受力分析和校核32第一節(jié) 連桿小頭33第二節(jié) 連桿大頭36第三節(jié) 連桿桿身36第八章 曲軸的設計37第一節(jié) 曲軸的受力分析39第二節(jié) 曲軸頸直徑d和主軸頸D41第三節(jié) 校核曲柄臂的強度42所以說，曲柄臂的強度是足夠的。45結論46致謝47參考文獻48附錄149附錄250 第一章 緒論 內(nèi)燃機的不斷改進，是建立在主要零部件性能與壽命不斷改進和提高的基礎上的，隨著發(fā)動機強化程度的提高、功率與轉(zhuǎn)速的增加，對零部件的要求不斷提高。直噴、渦流式柴油機活塞的工作環(huán)境很惡劣，活塞的結構影響活塞的溫度分布與熱應力分布，所以有必要對活塞的結構和性能作出預測與改進，連桿的承載能力也是研究的方向。第一節(jié) 內(nèi)燃機活塞連桿組的意義 內(nèi)燃機的發(fā)明帶動了經(jīng)濟的發(fā)展，給世人在距離上帶來極大的便利，使人與人之間的距離縮短。 活塞是發(fā)動機的心臟，為內(nèi)燃機的運轉(zhuǎn)提供動力，汽車的動力、經(jīng)濟、環(huán)保性，是建立在活塞的改進上，活塞燃燒室的不同促使燃料的燃燒率不同，工作的行程不同使內(nèi)燃機的功率也就不同。發(fā)動機就是一個能量轉(zhuǎn)換機構，是將柴油或天然氣的熱能，通過在密封氣缸內(nèi)燃燒氣體膨脹時，推動活塞作功，轉(zhuǎn)變?yōu)闄C械能。發(fā)動機所有結構都是為能量轉(zhuǎn)換服務的，活塞是啟動系統(tǒng)，連桿是推動系統(tǒng)的一部分，所以說活塞連桿是內(nèi)燃機的重要部件，活塞伴隨著發(fā)動機走過了100多年，在設計、制造、工藝還是在性能、控制都有很大的提高，但其基本原理仍然沒有改變，在這個創(chuàng)新的年代，發(fā)動機設計者們，不斷地將最新科技與發(fā)動機融為一體，把發(fā)動機變成一個復雜的機電一體化器件，然而活塞連桿性能達到近乎完善的程度，在世界著名發(fā)動機廠家將活塞的性能與潔凈的作為競爭亮點，現(xiàn)在的發(fā)動機不僅注重汽車動力的體現(xiàn)，而且注重能源消耗、尾氣排放等與環(huán)境保護相關的方面。在快速發(fā)展的社會里，也能是人們呼吸較為新鮮的空氣。 第二節(jié) 國內(nèi)外的發(fā)展趨勢 內(nèi)燃機的發(fā)展水平取決于其零部件的發(fā)展水平，而內(nèi)燃機的發(fā)展水平是由生產(chǎn)制造技術等因素來決定的。也就是說，內(nèi)燃機的零部件的制造技術水平，對主機的性能、壽命及可靠性有決定性的影響。進入21世紀后，科學技術的發(fā)展會異常迅猛，新設備的研制周期將越來越短，因此新世紀內(nèi)燃機制造技術必將形成迅速發(fā)展的局面。 活塞是內(nèi)燃機上最關鍵的零件，它在高溫高壓下承受反復交變的載荷，被稱為內(nèi)燃機的心臟，不同的行業(yè)對內(nèi)燃機的活塞連桿組要求不同，它已成為制約內(nèi)燃機發(fā)展的一個突出問題?；钊兔婧突钊N座的改變、活塞頂部的增厚、活塞高度的縮短等，正逐漸向“矮胖”方向發(fā)展，為了提高剛性，發(fā)動機的整個高度在縮短變“矮”主要措施是縮短活塞裙部和減少環(huán)槽數(shù)，后者可使壓縮高度減小發(fā)動機本身在不斷強化，所以活塞的性能必須相應增強變“胖” 主要是指各部分的壁厚都在不斷增加，過渡圓角處的r也在增大因為發(fā)動機的轉(zhuǎn)速增加，活塞必須減輕重量，以減小慣性力盡管壁厚在增大，活塞的整個重量卻在不斷減輕，整個活塞高度縮短所引起的重量將大于因壁厚增加引起的增重。由于活塞結構變“矮胖”，使活塞的表面積對于整個體積來說比例縮小了，所以不利于活塞的散熱。為保證活塞不被燒熔和正常潤滑，除了在設計方面必須采取一些措施外，以減輕其熱負荷；活塞在制造方面也必須有所改變和提高，如活塞的材料、鑄造和機加工，以滿足其對熱負荷的要求。另外，還通過對活塞進行一些表面處理來提高儲油性，改善潤滑條件。連桿機構構件運動形式多樣，可實現(xiàn)轉(zhuǎn)動、擺動、移動和平面或空間復雜運動，從而實現(xiàn)已知運動規(guī)律和已知軌跡。低副面接觸的結構使連桿機構具有以下一些優(yōu)點：運動副單位面積所受壓力較小，面接觸便于潤滑，故磨損減??；制造方便，易獲得較高的精度；兩構件之間的接觸是靠本身的幾何封閉來維系的，它不像凸輪機構有時需利用彈簧等力封閉來保持接觸。平面連桿機構的缺點是：只能近似實現(xiàn)給定的運動規(guī)律或運動軌跡，且設計較為復雜；當給定的運動要求較多或較復雜時，需要的構件數(shù)和運動副數(shù)往往較多，這樣就使機構結構復雜，工作效率降低，不僅發(fā)生自鎖的可能性增加，而且機構運動規(guī)律對制造、安裝誤差的敏感性增加；機構中作復雜運動和作往復運動的構件所產(chǎn)生的慣性力難以平衡，在高速時將引起較大的振動和動載荷，故連桿機構常用于速度較低的場合。 隨著連桿機構設計方法的發(fā)展，電子計算機有關設計軟件的開發(fā)，連桿機構的設計速度和設計精度有了較大的提高，而且在滿足運動學要求的同時，還可考慮到動力學特性。特別是微電子技術及自動控制技術的引入，多自由度連桿機構的采用，使連桿機構的結構和設計大為簡化，使用范圍也更為廣泛。 第三節(jié) 研究的內(nèi)容 這次研究的內(nèi)容是：先分析內(nèi)燃機的機構與原理其目的是為表明活塞工作的環(huán)境及所受到的力，再次在495柴油機基礎上加大了活塞的工作行程，改球形燃燒室為W形燃燒室，使其動力性與經(jīng)濟性都有所提高。由于工作行程的加大，平衡性變差，噪音與震動加大，在設計時對其采取一定的措施。燃燒系統(tǒng)采用直噴型。符合當今低速汽車對轉(zhuǎn)速及功率的需求方向的迅速發(fā)展，又使研究員更加注重發(fā)動機結構的改進?；钊鳛榘l(fā)動機的心臟，是一種技術含量比較高的零部件。在本次設計中慮到495柴油機主要應用于農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中的中小型機。通過參數(shù)及工藝性能的控制可使燃油消耗率保持在245g/kW.h以內(nèi)。本文著重討論了活塞連桿組部位的設計要求及特點。主要任務是設計495柴油機的活塞連桿組，首先根據(jù)柴油機的性能指標對柴油機主要的性能參數(shù)進行了選擇。然后在參照495柴油機的活塞連桿組進行結構設計。在闡述活塞連桿組設計過程的同時也對主要零部件的設計要點作了總結，本說明書中重點論述了495柴油機活塞連桿組的設計依據(jù)與設計過程。 第二章 內(nèi)燃機的結構原理簡介 發(fā)動機是將某種形式的能轉(zhuǎn)換為機械能的機器。是將液體或氣體的化學能通過燃燒后轉(zhuǎn)化為熱能，再把熱能通過膨脹轉(zhuǎn)化為機械能并對外輸出動力?，F(xiàn)如今許多動力機構的動力來自發(fā)動機。第一節(jié) 內(nèi)燃機的機構 內(nèi)燃機是由許多機構和系統(tǒng)組成的機器。汽油機還是柴油機；四行程還是二行程發(fā)動機；單缸還是多缸發(fā)動機。要完成能量轉(zhuǎn)換，實現(xiàn)工作循環(huán)，保證長時間連續(xù)正常工作，都必須具備以下一些機構和系統(tǒng)。 曲柄連桿機構：曲柄連桿機構是發(fā)動機實現(xiàn)工作循環(huán)完成能量轉(zhuǎn)換的主要零件。它由機體組、活塞連桿組和曲軸飛輪組等組成。在作功時，活塞承受燃氣壓力在氣缸內(nèi)作直線運動，通過連桿轉(zhuǎn)換成曲軸的旋轉(zhuǎn)運動，并從曲軸對外輸出動力。而在進氣、壓縮和排氣行程中，飛輪釋放能量又把曲軸的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化成活塞的直線運動。 配氣機構：配氣機構的功用是根據(jù)發(fā)動機的工作順序和工作過程，定時開啟和關閉進氣門和排氣門，使可空氣進入氣缸適時時噴油，充分燃燒后使廢氣從氣缸內(nèi)排出，實現(xiàn)換氣過程。配氣機構大多采用頂置氣門式配氣機構，一般由氣門組、氣門傳動組和氣門驅(qū)動組組成。 燃料供給系統(tǒng)：汽油機燃料供給系的功用是根據(jù)發(fā)動機的要求，配制出一定數(shù)量和濃度的混合氣，噴進氣缸，并將燃燒后的廢氣從氣缸內(nèi)排出到大氣中；柴油機燃料供給系的功用是把柴油和空氣分別噴入、排進氣缸，在燃燒室內(nèi)形成混合氣體并燃燒，最后將燃燒后的氣體排出。 潤滑系統(tǒng)：潤滑系的功用是向作相對運動的零件表面輸送定量的潤滑油，以實現(xiàn)液體摩擦，減小摩擦阻力，減輕機件的磨損。潤滑系通常由潤滑油道、機油泵、機油濾清器和一些閥門等組成。 冷卻系統(tǒng)：冷卻系的功用是將受熱零件吸收的部分熱量及時散發(fā)出去，保證發(fā)動機在最適宜的溫度狀態(tài)下工作。水冷發(fā)動機的冷卻系通常由冷卻油、水泵、風扇、水箱、節(jié)溫器等組成。 點火系統(tǒng)：氣缸內(nèi)的可燃混合氣是靠電火花點燃的，因此在汽油機的氣缸蓋上裝有噴油器，噴油器頭部伸入燃燒室內(nèi)。能夠按時在噴油器電極間產(chǎn)生電火花的全部設備稱為點火系，點火系通常由蓄電池、發(fā)電機、分電器、點火線圈等組成起動系統(tǒng)：要使發(fā)動機由靜止狀態(tài)過渡到工作狀態(tài)，必須先用外力轉(zhuǎn)動發(fā)動機的曲軸，使活塞作往復運動，氣缸內(nèi)的可燃混合氣燃燒膨脹作功，推動活塞向下運動使曲軸旋轉(zhuǎn)。發(fā)動機才運轉(zhuǎn)，工作循環(huán)才自動進行?；钊乔S機構的重要零件，氣體受熱膨脹推動活塞上下循環(huán)的運動，活塞與連桿連接，所以活塞的上下運動帶動連桿上下運動，在其他機構與系統(tǒng)的相互配合下完成內(nèi)燃機的做功。第二節(jié) 內(nèi)燃機的工作原理 柴油機的運轉(zhuǎn)是按進氣過程、壓縮過程、燃燒過程、膨脹過程、排氣過程的順序循環(huán)反復的。發(fā)動機轉(zhuǎn)速為3000r/min左右，額定功率約27kW，符合當今低速汽車對轉(zhuǎn)速及功率的需求方向的迅速發(fā)展，又使研究員更加注重發(fā)動機結構的改進。根據(jù)實習地生產(chǎn)的柴油內(nèi)燃機型號簡述內(nèi)燃機的工作原理。 配置形式單缸排量2.716cc缸徑行程98mm90mm功率（kw/r/min)27/3000最大扭矩14.4/2400燃油消耗率（g/(kw.h)）300平均有效壓力（kpa)498凈質(zhì)量（kg)37比質(zhì)量（kg/kw)8.54進氣方式增壓/中冷汽缸體鑄鐵汽缸蓋整體式鋁缸蓋排放裝置催化轉(zhuǎn)換器排氣再循環(huán)裝置冷卻方式水冷、油冷燃油噴射系統(tǒng)電控共軌氣門機構雙頂置凸輪軸、氣門、氣缸 表2.1原機型有關參數(shù)發(fā)動機參數(shù)確定:氣缸容積：V=2.7L 缸數(shù)：n=1 沖程數(shù)：=4行程缸徑比：S/D=1.45 由公式：V=/4 得行程：S=138mm 缸徑：D=95mm 曲柄半徑：R=S/2=69mm連桿長度：L=R/=69/0.3230mm表2.1實際工作循環(huán)計算選取參數(shù)表格 柴油燃料成分C=0.870 H=0.126 O=0.004 柴油低發(fā)熱值=42860KJ/kg行程缸徑比S/D=1.45外界壓力=0.1MPa外界溫度 =300K壓縮比=17.5壓縮始點溫度=320空氣進入氣缸的溫度升高=6K充氣系數(shù)=0.9燃燒過量空氣系數(shù)a=1.7增壓器增壓比=2.5壓力升高比1=1.5示功圖豐滿系數(shù)=0.98平均壓縮多變指數(shù)=1.36平均膨脹多變指數(shù)=1.2機械效率=0.9殘余廢氣系數(shù)=0.04一、進氣過程從進氣門開啟到關閉，內(nèi)燃機吸入新鮮充量的整個過程稱為進氣過程。為了增加進入氣缸的新鮮充量，進氣門在吸入上止點前要提前開啟，在吸氣下止點后應推遲關閉。進氣門提前開啟的角度稱為進氣提前角。進氣時進氣門開啟，排氣門關閉，活塞由上止點向下止點移動。盡管進氣門提前開啟，新鮮充量的真正吸入還是要等到氣缸中的殘余廢氣膨脹，壓力降至低于進氣壓力后才開啟，然后新鮮空氣才能吸入氣缸，由于進氣系統(tǒng)的阻力，進氣終點的壓力一般小于環(huán)境壓力，用來克服進氣系統(tǒng)阻力。因為進氣系統(tǒng)受到發(fā)動機高溫零件及殘余廢氣的加熱，進氣終點溫度總是高于大氣溫度。進氣過程中進氣終點的壓力00.095Mpa和溫度的范范圍為0.08圍300430K增壓壓力： =1.80.1=0.18Mpa增壓器出口溫度：=300（0.18/0.1）（1.4-1）/1.4=355K進氣箱壓力： =0.18-0.02=0.16Mpa進氣箱溫度： =355-40=315K進氣終點壓力：1.10.16=0.176Mpa進氣終點溫度：充量系數(shù)：二、壓縮過程活塞從下止點向上運動，這時，進氣門和排氣門均關閉，吸入氣缸內(nèi)的空氣受到活塞的壓縮，壓力提高，溫度也隨之升高。工作時壓縮的程度用壓縮比表示。壓縮過程的作用是增大做工過程的溫差獲得最大限度地膨脹比，提高熱工轉(zhuǎn)換效率，同時也為燃燒過程創(chuàng)造條件。在柴油機中，壓縮后氣體的高溫還是保證燃燒著火的必要條件。工程熱力學中，滿足方程為常數(shù)的過程統(tǒng)稱為多變過程，發(fā)動機的壓縮過程實際上是一個復雜的多變過程。壓縮開始時，新鮮空氣的溫度較低受氣缸壁加熱，K，隨著工作溫度升高，某一時刻與氣缸壁溫度相同，=K，此后，由于工作溫度高于氣缸壁溫度，向缸壁傳熱K。因此，在壓縮過程中，多變指數(shù)是不斷變化的。但是在實際的近似計算過程中，常用一個不變的、平均的來代替，只要以這個指數(shù)，計算而得到的多變過程，起始點和終點的工作狀態(tài)與實際壓縮過程的初、終狀態(tài)相符合即可。成為平均壓縮多變指數(shù)。主要受工作與缸壁間的熱交換及工作泄漏情況的影響。增壓柴油機的范圍為1.351.37，壓縮終了的壓力和溫度可用下式計算，取=8.63Mpa 式中是壓縮終了的壓力; 是壓縮終了的溫度；是進氣終了的壓力； 是壓縮比； 是進氣終了的溫度；是平均壓縮多變指數(shù)過 表2.3 P和V的關系氣缸容積(L)氣缸壓力(Mpa)0.6560.1760.640.160.750.1850.450.250.30.440.151.120.0494.770.0328.63三、燃燒過程 當活塞壓縮到上止點，噴油器向燃燒室噴入霧狀柴油，油霧與壓縮空氣充分混合，形成高溫高壓的燃氣，并開始自行著火燃燒，混合汽膨脹做功，推動活塞向下運動，從而推動曲軸轉(zhuǎn)動，對外輸出功。燃燒過程的作用是將燃料的化學能轉(zhuǎn)化為熱能，使工作的壓力、溫度升高。燃燒放出的熱量越多，放熱時越靠近上止點，熱效率越高。柴油機應在上止點前就開始噴油，噴進氣缸中的柴油迅速蒸發(fā)，而與空氣混合，并進駐在氣缸中被壓縮的具有很高內(nèi)能的空氣的熱量而自然。開始燃燒速度很快，而氣缸容積變化很小，所以工作的壓力、溫度劇增，接近于等容過程，接著一面噴油，一面燃燒，燃燒速度緩慢下來，且隨著活塞向下止點移動，氣缸容量增加，氣缸壓力基本不變，而溫度繼續(xù)上升，該過程接近于等壓過程。燃燒的最高爆發(fā)壓力取值范圍4.514.0(Mpa)及最高溫度取值范圍18002200（K)。 燃燒爆發(fā)壓力：=1=1.58.63=12.95Mpa理論空氣量：實際空氣量：L=1.70.49=0.84(kmol/kg)理論分子變化系數(shù)：分子變化系數(shù)：空氣的定容比熱： =19.259+0.0025=19.259+0.0025961=21.662kmol/kg燃燒終點爆發(fā)溫度：=2000K燃燒產(chǎn)物定容比熱： =20.47+19.259(a-1)/a+36+25(a-1)/a =20.47+19.259(1.7-1)/1.7+36+25(1.7-1)2000/1.7 =26.264kmol/kg初期膨脹比：P=1.44四、膨脹過程 膨脹過程時，進、排氣門均關閉，高溫高壓的氣體推動活塞，由上止點移動而膨脹做功，氣體的壓力、溫度也隨即迅速降低。 膨脹過程中有熱交換損失、漏氣損失和補燃現(xiàn)象，因此，膨脹過程也是一個多變過程，多變指數(shù)是不斷變化的膨脹過程初期，由于補燃k。不過，如同壓縮過程，為了簡便起見，在計算中用一個不變的平均膨脹多變指數(shù)代替，只要以這個指數(shù)計算的多變過程，其起點和終點的狀態(tài)與實際膨脹過程始、終狀態(tài)相似。 柴油機的范圍為1.151.28。 取=1.2后膨脹比：=27.51.44=12.15膨脹終點的壓力和溫度可用下式計算： =12.95=0.647Mpa k式中：是膨脹終點的壓力（Mpa); 是最高爆發(fā)壓力（Mpa)； 是膨脹終點的溫度（K); 是最高爆發(fā)壓力是對應點的溫度（K); 是平均膨脹多變指數(shù)。五、排氣過程 當膨脹過程接近終了時，排氣門打開，廢氣開始靠自身壓力自由排氣，膨脹過程結束時，活塞由下止點返回上止點移動，將氣缸內(nèi)的廢氣排出。由于排氣系統(tǒng)有阻力，排氣終了的壓力大于環(huán)境壓力，壓力差-用來克服排氣系統(tǒng)的阻力。排氣系統(tǒng)阻力越大，排氣終了的壓力越大，殘留在氣缸里的廢氣就越多。排氣終了的壓力(Mpa)范圍為0.1030.108，溫度（K）范圍為700900排氣終了壓力：=0.105Mpa排氣終了溫度：=800K四沖程柴油機的循環(huán)過程因壓力、溫度的不斷變化直接影響到活塞的功能與壽命，因此要對活塞組連桿進行分析確定。當柴油機完成排氣行程后，在曲軸飛輪總成的慣性力作用下，又重復上述工作循環(huán)過程，使柴油機連續(xù)運轉(zhuǎn)對外輸出功率第三章活塞組的設計發(fā)動機鋁活塞的結構及工藝設計，選擇利用合適的機床加工發(fā)動機活塞，通過這次設計，要求熟練掌握并能在實際問題中進行創(chuàng)新和優(yōu)化其加工工藝過程。第一節(jié) 活塞設計的外界因素及影響一、活塞的功用及工作條件活塞是曲柄連桿機構的重要零件，功用是承受燃燒氣體壓力和慣性力，并將燃燒氣體壓力通過活塞銷傳給連桿，推動曲軸旋轉(zhuǎn)對外作功?；钊质侨紵业慕M成部分，是內(nèi)燃機中工作條件最嚴酷的零件，作用于活塞上的氣體壓力和慣性力都是周期變化的，燃燒瞬時作用于活塞上的氣體壓力很高，如增壓內(nèi)燃機的最高燃燒壓力可達1416MPa。而且活塞還要承受在連桿傾斜位置時側壓力的周期性沖擊作用，在氣體壓力、往復慣性力和側壓力的共同作用下，可能引起活塞變形，活塞銷座開裂，活塞側部磨損等。由此可見，活塞應有足夠的強度和剛度，而且質(zhì)量要輕。 活塞頂部直接與高溫燃氣接觸，活塞頂部的溫度很高，活塞各部的溫差很大，柴油機活塞頂部常布置有凹坑狀燃燒室，使頂部實際受熱面積加大，熱負荷更加嚴重。高溫必然會引起活塞材料的強度下降，活塞的熱膨脹量增加，破壞活塞與氣缸壁的正常間隙。另外，由于冷熱不均勻所產(chǎn)生的熱應力容易使活塞頂部出現(xiàn)疲勞熱裂現(xiàn)象。所以要求活塞應有足夠的耐熱性和良好的導熱性，小的線膨脹系數(shù)。同時在結構上采取適當?shù)拇胧?，防止過大的熱變形?；钊\動速度和工作溫度高，潤滑條件差，因此摩擦損失大，磨損嚴重。要求應具良好的減摩性或采取特殊的表面處理。二、活塞組的影響隨著發(fā)動機的動力性、經(jīng)濟性、環(huán)保性及可靠性的要求越來越嚴格，活塞已發(fā)展成為集輕質(zhì)高強度新材料、異型外圓復合型面、異型銷孔等多項新技術于一體的高技術含量的產(chǎn)品，以保證活塞的耐熱性、耐磨性、平穩(wěn)的導向性和良好的密封功能，減少發(fā)動機的摩擦功損失，降低油耗、噪聲和排放。通常將活塞的外圓設計成異型外圓(中凸變橢圓)，即垂直于活塞軸線的橫剖面為橢圓或修正橢圓，且橢圓度沿軸線方向按一定的規(guī)律變化，橢圓度精度達0.005mm；活塞縱剖面的外輪廓為高次函數(shù)的擬合曲線，輪廓精度為0.0050.01mm；為提高活塞的承載能力，以提高發(fā)動機的升功率，通常將高負荷活塞的銷孔設計成微內(nèi)錐型或正應力曲面型(異型銷孔),銷孔尺寸精度達IT4級，輪廓精度為0.003mm?；钊鳛榈湫偷膬?nèi)燃機關鍵零部件，在切削加工方面具有很強的工藝特點。國內(nèi)活塞制造行業(yè)通常是由通用機床和結合活塞工藝特點的專用設備組成機加工生產(chǎn)線，因此，用設備就成為活塞切削加工的關鍵設備，其功能和精度將直接影響最終產(chǎn)品的關鍵特性的質(zhì)量指標。三、活塞的工作條件（1）高溫導致熱負荷大：活塞在氣缸內(nèi)工作時，活塞頂面承受瞬變高溫燃氣的作用，燃氣的最高溫度可達20002500，因而活塞頂?shù)臏囟纫埠芨?，溫度分布不均勻有很大的熱應力。?）高壓沖擊性的高機械負荷：高壓包括兩面性活塞組在工作中受周期性變化的氣壓力直接作用，氣壓力（Mpa)一般在膨脹沖程開始的上止點后達到最大；活塞組在氣缸力作高速往復運動，產(chǎn)生很大的往復慣性力。（3)高速滑動：內(nèi)燃機在工作中所產(chǎn)生的側向力是比較大的，特別是在短連桿內(nèi)燃機中。(4)交變的側壓力：活塞上下行程時活塞要改變壓力面，側向力方向不斷改變，造成了活塞在工作時承受交變的側向載荷。四、設計要求 （1）選用強度好、散熱性好，膨脹系數(shù)小、耐磨；（2）形狀和壁厚合理，吸熱好、散熱好，剛度符合要求，盡量避免應力集中，與缸套有最佳的配合間隙；（3）密封性好、摩擦損失??；（4）重量輕、質(zhì)量小，盡量減小往復慣性力。五、活塞的材料對活塞設計根據(jù)上述的要求，活塞材料應滿足下列要求：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；導熱性好、吸熱性差。以降低頂部與環(huán)區(qū)的溫度，并減少熱應力；使活塞與氣缸間保持較小間隙；以降低活塞組的往復慣性力，從而減低了曲軸連桿組的機械負荷和平衡配重；有良好的耐磨性，耐磨、耐蝕；公益性好低廉。在發(fā)動機中，灰鑄鐵由于耐磨性、耐蝕性好、膨脹系數(shù)小、熱強度高、成本高、工藝性好等原因，曾廣泛的被作為活塞的材料。但近幾年來，由于發(fā)動機轉(zhuǎn)速日益提高，工作過程不斷強化，灰鑄鐵活塞因比重大和導熱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，約占有灰鑄鐵的1/3，結構重量約占灰鑄鐵活塞的5070，其慣性小這對高速發(fā)動機具有重大意義。鋁合金另一優(yōu)點是導熱性好，其熱傳導系數(shù)約占灰鑄鐵的34倍，使活塞溫度顯著下降。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。第二節(jié) 活塞的結構整個活塞主要可以分為活塞頂、活塞頭和活塞裙3個部分?；钊闹饕饔檬浅惺芷字械娜紵龎毫?，并將此力通過活塞銷和連桿傳給曲軸。此外，活塞還與汽缸蓋、汽缸壁共同組成燃燒室?；钊斒侨紵业慕M成部分，因而常制成不同的形狀.汽油機活塞頂多采用平頂或凹頂，以便使燃燒室結構緊湊，散熱面積小，制造工藝簡單。凸頂活塞常用于二行程汽油機。柴油機的活塞頂常制成各種凹坑。 一、活塞頭部的設計由活塞頂至最下面一道活塞環(huán)槽之間的部分稱為活塞頭。作用是承受氣體壓力，防止漏氣.將熱量通過活塞環(huán)傳給汽缸壁?；钊^切有若干環(huán)槽，用以安置活塞環(huán)。上面的1、2道槽用來安置氣環(huán)，下面的3道槽用來安裝油環(huán)。油環(huán)槽的底部鉆有若干小孔，可使油環(huán)從汽缸壁刮下的多余潤滑油經(jīng)此小孔流回油底殼。（一） 壓縮高度的確定活塞壓縮高度的選取直接影響發(fā)動機的總高度，以及氣缸套、機體的尺寸和質(zhì)量。量降低活塞壓縮高度是現(xiàn)代發(fā)動機活塞設計的一個重要原則，壓縮高度是由火力岸高度、環(huán)帶高度和上裙尺寸構成的，即： 為了降低壓縮高度，應在保證強度的基礎上盡量壓縮環(huán)岸、環(huán)槽的高度及銷空的直徑。1、第一環(huán)位置根據(jù)活塞環(huán)的位置確定活塞壓縮高度時，首先須定出第一環(huán)的位置，即所謂的火力岸高度。為減小,當然希望盡可能小，但過小會使第一環(huán)溫度過高，導致活塞環(huán)彈性松弛、粘結等故障。因此火力岸高度選擇的原則是：在滿足第一槽熱載荷要求的前提下，盡量取得小些。一般柴油機=（0.150.25)D,D為活塞直徑，該發(fā)動機的活塞標準直徑D=95，確定火力岸高度為： =0.15D=0.1595=15mm2、環(huán)帶高度為減小活塞高度，活塞環(huán)槽軸向高度應盡可能小，這樣活塞環(huán)慣性力也小，會減輕對環(huán)槽側面沖擊，有助于提高環(huán)槽耐久性，但b太小，會致環(huán)工藝困難。在小型高速內(nèi)燃機上，一般氣環(huán)高b=23mm,油環(huán)高b=46mm。該發(fā)動機采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)稱為氣環(huán)，第三環(huán)為油環(huán)。取：=2.5mm ， =2.75mm ， =5mm 。 環(huán)岸高度c，應保證它在氣壓力造成的負荷下不會被破壞。當然，第二環(huán)岸負荷要比第一環(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，其他較小。實際發(fā)動機的統(tǒng)計表明:=(1.52.5)，=(12),柴油機接近下限。則 =2=22.5=5mm=1.5=1.52.5=3.75mm 。因此，環(huán)帶高度 =+ + +=2.5+5+2.75+3.75+5=19mm 。3、上裙尺寸確定好活塞頭部環(huán)的布置以后，壓縮高度最后決定與活塞銷軸線到最低環(huán)槽的距離，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，所以在一般設計中，選取活塞上裙尺寸一般應使銷座上方油環(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消弱，同時也不致因銷座處材料分布不均勻引起變形，影響油環(huán)工作。綜上所述，可以確定油環(huán)的壓縮高度。對于柴油機=（0.60.8）D ，所以， =0.74D=0.7495=70mm則 ： =- =70-15-19=31mm 。二、活塞頂和環(huán)帶斷面（一）活塞頂活塞頂部承受氣體壓力，是燃燒室的組成部分，其形狀、位置、大小、都和燃燒室的具體形式有關，都是為滿足可燃混合氣體形成和燃燒的要求，活塞頂?shù)男螤钪饕Q于燃燒室的選擇和設計。僅從活塞設計的角度為了減輕活塞組的熱負荷和應力集中，希望采用受熱面積最小、加工最簡單的活塞頂形狀。非直接噴射式的柴油機正是采用平頂活塞，而這次設計的是凹頂活塞。中小型的柴油機活塞頂?shù)暮穸仁歉鶕?jù)結構考慮決定的，主要從活塞向外傳熱條件和活塞的剛度出發(fā)，一般強度是足夠的，通常并不對鋁活塞頂部進行強度校核。實際統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，活塞頂部最小厚度，柴油機為=（0.10.2)D，即=（0.1695）=15mm，活塞頂接近的熱量，主要經(jīng)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7080%。經(jīng)活塞本身傳到活塞比的熱量占1020%,而傳給曲軸箱空氣和機油的僅占10%左右，所以活塞頂厚度應從中央到四周逐漸加大，而且過渡圓角r應足夠大（一般取r=(0.050.1)D，取0.053D為r=5mm）。使活塞頂吸收的熱量能順利地被導至第二、三環(huán)，以減輕第一環(huán)的熱負荷，并降低了最高溫度。為了減少積炭和受熱，活塞頂表面應光潔，在個別情況下甚至拋光。復雜形狀的活塞頂要特別注意避免尖角，所有尖角均應仔細修圓，以免在高溫下熔化。W燃燒室的尺寸是根據(jù)活塞的受力情況在球型的基礎上進行確定的如下圖圖3.1燃燒室尺寸（二）環(huán)帶斷面為了保證高熱負荷活塞的環(huán)帶有足夠的壁厚使導熱良好，不讓熱量多地集中在最高一環(huán)，其平均值為=(23) 。正確設計環(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0.20.5mm。活塞環(huán)岸銳邊必須有適當?shù)牡菇?，否則當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(0.20.5)。 （三）環(huán)岸和環(huán)槽 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?；钊h(huán)側隙在不產(chǎn)生上述損傷的情況下愈小愈好，目前，第一環(huán)與環(huán)槽側隙一般為0.050.1mm，二、三環(huán)適當小些，為0.030.07mm，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，側隙確定油 環(huán)槽中必須設有回油孔，并均勻地布置再主次推力面?zhèn)?，回油孔對降低機油消耗量有重要意義，三道活塞環(huán)的開口間隙及側隙。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D則更大些，如圖3.1所示。 圖3.3第一環(huán)岸的受力情況 圖3.2 環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及環(huán)槽結構 （四）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p1比下面壓力p2大得多，不平衡力會在岸根產(chǎn)生很大的彎曲和剪切應力，當應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，當活塞頂上作用著最高爆發(fā)壓力時，p1=0.9，p2=0.2，如圖2.2所示。已知=5.5MPa，則：p1=0.95.5=4.95MPa， p2=0.25.5=1.1MPa， 環(huán)岸是一個厚c1、內(nèi)外圓直徑分別為D、D的圓環(huán)形板，沿內(nèi)圓柱面固定，要精確計算固定面的應力比較復雜，可以將其簡化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： D=0.95D=0.9595=90mm，環(huán)槽深: =0.052D=0.05295=5mm于是作用在岸根的彎矩為： 0.0026 (2.1)而環(huán)岸根斷面的抗彎斷面系數(shù)近似等于： =0.472595=1175 所以環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應力： （2.2）= =0.00555.5(9595)(3.753.75)=21.5 N/mm同理得剪切應力為：t= （2.3） 接合成應力公式為： = 23.44 N/mm （2.4） 考慮到鋁合金在高溫下的強度下降以及環(huán)岸根部的應力集中，鋁合金的許用應力=3040N/,s=，校核合格。三、活塞裙部的設計 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貧飧淄鶑瓦\動時，依靠裙部起導向作用，并承受由于連桿擺動所產(chǎn)生的側壓力N。所以裙部的設計要求，是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(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。 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計成與裙部變形相適應的形狀。在設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計的：。式中D、d分別為橢圓的長、短軸。 小型高速柴油機的鋁活塞，在=45o處的半徑收縮量：e=0.0450.06mm(一）裙部的尺寸 活塞裙部是側壓力N的主要承擔者。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q不應超過一定的數(shù)值。因此，在決定活塞裙部長度是應保持足夠的承壓面積，以減少比壓和磨損。(二）裙部壁厚bo 鋁活塞(包括鋼頂鋁裙的組合活塞)裙部最小壁厚一般為(0.030.06)D。薄壁裙部對減輕活塞重量有利，但又需保證裙部有足夠的剛性，則可沒置加強筋計算。(三）銷孔的位置 一般取銷孔高度H5=-=70-26=44mm，這是決定活塞銷孔縱向位置的一個條件?？紤]到磨損，對柴油機而言，銷孔通常是偏向次推力面一側布置的。偏心量為1mm。四、裙部與缸套的配合間隙裙部受力和變形分析，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，裙部被壓扁。其次，由于活塞頂上的爆發(fā)壓力和慣性力聯(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。再次，由于溫度升高引起的熱膨脹，其中銷座部分因壁厚較其他部分要厚，所以熱膨脹比較嚴重。這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，使得裙部截面的形狀變成“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。這種現(xiàn)象尤其是受熱膨脹影響比較大。為了避免拉毛現(xiàn)象，在活塞裙部和缸套之間要預先留出較大的間隙。當然如果間隙太大，又會造成敲缸現(xiàn)象。第四章 活塞銷的設計及活塞環(huán)和環(huán)槽的參數(shù)選擇 活塞銷承受氣體壓力和活塞組慣性力的作用，這些力的大小和方向，在發(fā)動機工作時是隨曲軸轉(zhuǎn)角做周期性變化的。這種承載情況易使活塞銷產(chǎn)生疲勞破壞。在設計活塞銷時應使銷具有足夠高的機械強度和耐磨性，同時還要有較高的疲勞強度。本設計是高速柴油機，所以活塞銷的質(zhì)量要盡量輕，以減小往復運動慣性力?；钊N直徑d和銷座間隔B，d和B的選擇主要是考慮活塞銷座的承載壓力及活塞銷的剛度間題，應滿足下列要求: 1）選擇d 和B時應驗算銷座比壓和連桿小頭軸承比壓，使這兩項平均比壓均在允許范圍之內(nèi)。 2）校檢活塞銷的彎曲變形和橢圓變形，d的選取應保證活塞銷的變形在許可范圍內(nèi)。 3）d的一般范圍中小型高速柴油機，一般d/D8kgf/cm2)，保證油環(huán)與氣缸壁均勻而穩(wěn)定的貼合，能減小磨損和降低機油消耗量。同時在環(huán)的工作表面鍍Cr,提高它的耐磨性和抗腐蝕性。第三節(jié) 活塞環(huán)和環(huán)槽的參數(shù)選擇 活塞環(huán)的主要參數(shù)包括軸向高度h，徑向厚度t，自由開口間隙s，閉口間隙0s。軸向高度h的選擇可參考經(jīng)驗所統(tǒng)計的數(shù)據(jù)來選擇，潤滑條件越好，轉(zhuǎn)速越高則h值選的小點。采用薄環(huán)的優(yōu)缺點是：減低活塞高度和重量；減少摩擦損失和環(huán)對環(huán)槽的沖擊；對氣缸不均勻磨損的適應性好。同時它也有自己的缺點：易于折斷；影響活塞散熱；制造較困難。所以環(huán)的高度不能做的太低。 第一道氣環(huán)尺寸如圖4.4所示。根據(jù)經(jīng)驗確定梯形環(huán)在基準直徑上的軸向高度h=2mm。一般對于缸徑D=80150mm的柴油機，D/t=2228，取D/t=22則t=4.6mm。因為此道環(huán)是球墨鑄鐵，對于這種材料S/D=0.080.10，取S/D=0.10，則開口間隙S=10mm。閉口間隙0S=0.005D=0.5mm。 圖4.4 活塞環(huán)的尺寸及配合間隙 第二道氣環(huán)選軸向高度h=2.5mm，D/t=22，則t=4.6mm。對于灰鑄鐵S/D=0.130.14 取S/D=0.13，則開口間隙S=13mm。閉口間隙0S=0.005D=0.5mm。 油環(huán)根據(jù)同類型機的經(jīng)驗數(shù)據(jù)確定軸向高度h=5mm。取D/t=22，則t=4.6mm。 對于灰鑄鐵S/D=0.130.14 取S/D=0.13，則開口間隙S=13mm。閉口間隙0S=0.005D=0.5mm。 環(huán)槽與活塞環(huán)的間隙，活塞環(huán)在環(huán)槽中運動，因此在環(huán)槽的徑向和軸向方向上，都應該有適當?shù)拈g隙。軸向間隙不能過大，因為當環(huán)在環(huán)槽中上下運動時，環(huán)和環(huán)槽之間發(fā)生碰撞。間隙大，碰撞也大。增加可環(huán)和槽的機械負荷。此外，間隙大也不利于密封。同一臺發(fā)動機上，由于各處溫度不同，各道環(huán)與槽的端面間隙是不相同的，在上面的環(huán)靠近燃燒室，溫度較高，其值應取大一些。一般在下列范圍：第一環(huán)=0.080.20 ，取=0.09 mm；第二環(huán)=0.060.15 ，取=0.08 mm；油環(huán)=0.030.08 ，取=0.03 mm； 對于徑向間隙，其一般范圍是：氣環(huán)：=0.30.7，取第一、第二環(huán)的徑向間隙均為0.5mm； 油環(huán)：=1.50.5，取其D為0.8mm。活塞組的重量對于四沖程的鋁合金活塞，活塞的比重量是G/=0.91.4g/,算取1.1，即活塞重量為1300g,再加上活塞銷和活塞環(huán)等的重量，取活塞組的重量為1600g。第五章 活塞的受力活塞的平均速度：Cm=sn/60=(0.1383000)/60=7m/s式中：S-活塞行程 n-轉(zhuǎn)速活