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煙臺大學文經學院畢業(yè)設計 第一章 緒論 內燃機的不斷改進，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) 內燃機活塞連桿組的意義 內燃機的發(fā)明帶動了經濟的發(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，為內燃機的運轉提供動力，汽車的動力、經濟、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燃機的功率也就不同。發(fā)動機就是一個能量轉換機構，是將柴油或天然氣的熱能，通過在密封氣缸內燃燒氣體膨脹時，推動活塞作功，轉變?yōu)闄C械能。發(fā)動機所有結構都是為能量轉換服務的，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，現在的發(fā)動機不僅注重汽車動力的體現，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) 國內外的發(fā)展趨勢 內燃機的發(fā)展水平取決于其零部件的發(fā)展水平，而內燃機的發(fā)展水平是由生產制造技術等因素來決定的。也就是說，內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，因此新世紀內燃機制造技術必將形成迅速發(fā)展的局面。 活塞是內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，被稱為內燃機的心臟，不同的行業(yè)對內燃機的活塞連桿組要求不同，它已成為制約內燃機發(fā)展的一個突出問題。活塞型面和活塞銷座的改變、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，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，可實現轉動、擺動、移動和平面或空間復雜運動，從而實現已知運動規(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?。恢圃旆奖?，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，需要的構件數和運動副數往往較多，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) 研究的內容 這次研究的內容是：先分析內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業(yè)生產中的中小型機。通過參數及工藝性能的控制可使燃油消耗率保持在245g/kW.h以內。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，首先根據柴油機的性能指標對柴油機主要的性能參數進行了選擇。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與設計過程。 第二章 內燃機的結構原理簡介 發(fā)動機是將某種形式的能轉換為機械能的機器。是將液體或氣體的化學能通過燃燒后轉化為熱能，再把熱能通過膨脹轉化為機械能并對外輸出動力?，F如今許多動力機構的動力來自發(fā)動機。 第一節(jié) 內燃機的機構 內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。要完成能量轉換，實現工作循環(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)動機實現工作循環(huán)完成能量轉換的主要零件。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作直線運動，通過連桿轉換成曲軸的旋轉運動，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運動轉化成活塞的直線運動。 配氣機構：配氣機構的功用是根據發(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排出，實現換氣過程。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發(fā)動機的要求，配制出一定數量和濃度的混合氣，噴進氣缸，并將燃燒后的廢氣從氣缸內排出到大氣中；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。能夠按時在噴油器電極間產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)，必須先用外力轉動發(fā)動機的曲軸，使活塞作往復運動，氣缸內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。發(fā)動機才運轉，工作循環(huán)才自動進行。 活塞是曲軸機構的重要零件，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燃機的做功。 第二節(jié) 內燃機的工作原理 柴油機的運轉是按進氣過程、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)動機轉速為3000r/min左右，額定功率約27kW，符合當今低速汽車對轉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。 根據實習地生產的柴油內燃機型號簡述內燃機的工作原理。 配置形式 4缸 排量 2.716cc 缸徑×行程 98mm×90mm 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 凈質量（kg) 37 比質量（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、４氣門、氣缸 表2.1原機型有關參數 發(fā)動機參數確定:氣缸容積：V=2.7L 缸數：n=4 沖程數：=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 =0.9 燃燒過量空氣系數 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 =0.98 平均壓縮多變指數 =1.36 平均膨脹多變指數 =1.2 機械效率 =0.9 殘余廢氣系數 =0.04 一、進氣過程 從進氣門開啟到關閉，內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0～0.095Mpa和溫度的范范圍為0.08圍300~430K增壓壓力： =1.8×0.1=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：1.1×0.16=0.176Mpa 進氣終點溫度： 充量系數： 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。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代替，只要以這個指數計算的多變過程，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1.15～1.28。 取=1.2 后膨脹比：==27.5÷1.44=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。 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0.103～0.108，溫度（K）范圍為700～900 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，推動曲軸旋轉對外作功?；钊质侨紵业慕M成部分，是內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，如增壓內燃機的最高燃燒壓力可達14—16MPa。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生的熱應力容易使活塞頂部出現疲勞熱裂現象。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。同時在結構上采取適當的措施，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的擬合曲線，輪廓精度為0.005～0.01mm；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。 活塞作為典型的內燃機關鍵零部件，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品的關鍵特性的質量指標。 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2000～2500℃，因而活塞頂的溫度也很高，溫度分布不均勻有很大的熱應力。 （2）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，產生很大的往復慣性力。 （3)高速滑動：內燃機在工作中所產生的側向力是比較大的，特別是在短連桿內燃機中。 (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?。唬?）重量輕、質量小，盡量減小往復慣性力。 五、活塞的材料 對活塞設計根據上述的要求，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，使零件不致損壞；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50～70％，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，其熱傳導系數約占灰鑄鐵的3～4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。 活塞的主要作用是承受汽缸中的燃燒壓力，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。活塞頂是燃燒室的組成部分，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、機體的尺寸和質量。量降低活塞壓縮高度是現代發(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=（0.15～0.25)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=0.15×95=15mm 2、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。在小型高速內燃機上，一般氣環(huán)高b=2～3mm,油環(huán)高b=4～6mm。 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)。 ?。?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:=(1.5～2.5)，=(1～2),柴油機接近下限。 則 =2=2×2.5=5mm =1.5=1.5×2.5=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=（0.6～0.8）D ， 所以， =0.74D=0.74×95=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，活塞頂的形狀主要取決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的厚度是根據結構考慮決定的，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)計數據表明，活塞頂部最小厚度，柴油機為=（0.1~0.2)D，即=（0.16×95）=15mm，活塞頂接近的熱量，主要經過活塞環(huán)傳出。專門的實驗表明，對無強制冷卻的活塞來說，經活塞環(huán)傳到氣缸壁的熱量占70～80%。經活塞本身傳到活塞比的熱量占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=(0.05～0.1)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=(2～3) 。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0.2～0.5mm?；钊h(huán)岸銳邊必須有適當的倒角，否則當岸部與缸壁壓緊出現毛刺時，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(0.2～0.5)×。 （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0.05～0.1mm，二、三環(huán)適當小些，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)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3.2 環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及環(huán)槽結構 圖3.3第一環(huán)岸的受力情況 （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=0.9×5.5=4.95MPa， p2=0.2×5.5=1.1MPa， 環(huán)岸是一個厚c1、內外圓直徑分別為D'、D的圓環(huán)形板，沿內圓柱面固定，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=0.95×95=90mm， 環(huán)槽深: =0.052D=0.052×95=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近似等于： =0.47×25×95=1175 所以環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應力： （2.2） = =0.0055×5.5×(95×95)÷(3.75×3.75)=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[]=30～40N/,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生變形的影響比較大。因此，為了避免拉毛現象，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，否則又會產生敲缸現象。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=0.045～0.06mm (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(0.03～0.06)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)壓力和慣性力聯合作用，使活塞頂在活塞銷座的跨度內發(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，以致造成拉毛現象。這種現象尤其是受熱膨脹影響比較大。為了避免拉毛現象，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，又會造成敲缸現象。 第四章 活塞銷的設計及活塞環(huán)和環(huán)槽的參數選擇 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角做周期性變化的。這種承載情況易使活塞銷產生疲勞破壞。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。 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。 3）d的一般范圍中小型高速柴油機，一般d/D<0.4d，若d/D太大，則使活塞銷外表面至活塞頂內表面的距離（即所謂延伸長度）過小，給活塞連桿組設計帶來困難。強化柴油機趨向于用較大的活塞直徑，d≥0.4d。 第一節(jié) 結構和尺寸 圖4.1 活塞銷主要尺寸 活塞銷的結構如圖4.1所示，材料選用20Cr。對于柴油機活塞銷的尺寸一般為： 外徑d1=（0.31～0.40）D ， 取d1=0.31D 即d1=30mm ，根據對活塞銷尺寸公差的設計經驗，取銷子的外徑為。 內徑：d2=（0.45～0.65）d1 ，取d2=0.6d1=18。 長度： L=（0.8～0.9）D， 取L=0.85D=80。 第二節(jié) 活塞銷的固定方式 本設計的活塞銷用浮式銷，即銷在活塞銷座和連桿小頭中都可轉動。浮式銷的工作表面相對滑動速度較小，摩擦產生的熱量也相應減小，磨損較小且均勻，延長了銷的壽命。浮式銷在運轉中不易被卡住，裝配時不需要加熱就可以用手推入活塞的銷孔內。從而簡化了裝配工藝。為了防止浮式銷的軸向竄動，用彈性擋圈來進行軸向固定。擋圈采用矩形截面的，因為它的強度高。 圖4.2 第一道氣環(huán)的截面形狀 第一道氣環(huán)的材料和結構,為提高第一氣環(huán)在高溫時的抗結膠能力，第一環(huán)采用桶面梯形環(huán)，梯形頂角為,如圖4.2所示。這樣設計有兩個好處。一是因為它是梯形的，所以當活塞在側壓力的交替作用下，梯形環(huán)在環(huán)槽內徑移動，使環(huán)的側隙時大時小，將環(huán)槽中的結膠擠出。這樣可以防止在熱負荷很高時，第一環(huán)粘結使環(huán)與缸壁接觸壓力徒增造成拉缸，或者造成竄氣竄油。二是因為是桶面的，這樣可保證良好的潤滑，避免棱緣負荷，密封性和磨合性也好。但梯形環(huán)也有壞處，那就是磨損后高速運動中的環(huán)易產生環(huán)振，為此選擇耐振性好的球墨鑄鐵。球墨鑄鐵有較高的抗彎強度，一般在1300MPa以上，工作時不易折斷。而且有較高的彈力和較好的熱穩(wěn)定性，這樣的優(yōu)點正好符合活塞環(huán)設計所要求的。為了使第一道環(huán)在高溫時有較高的抗粘著性能，在環(huán)的外表面鍍Cr。 圖4.3 第二道氣環(huán)的截面形狀 第二道氣環(huán)的材料和結構,第二道氣環(huán)采用錐面環(huán)，外表面錐角是1°±30’，這樣形狀的環(huán)常用作第一道環(huán)以下的活塞環(huán)。其結構如圖4.3所示。它可以提高表面接觸應力，易于磨合，活塞上行易于在氣缸壁上形成油膜，下行刮油作用良好。它兼有氣環(huán)和油環(huán)的作用。而且由于它的接觸面小，所以可以提高與氣缸壁的接觸應力，有利于密封和磨合。此道環(huán)用灰鑄鐵制成，表面全部氧化。 油環(huán)的材料和形式采用灰鑄鐵的彈簧脹圈油環(huán)，其內襯螺旋彈簧材質為彈簧鋼。這種油環(huán)是在開槽油環(huán)背后加置彈簧脹圈，從而環(huán)的徑向壓力Po(一般Po>8kgf/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)槽的參數選擇 活塞環(huán)的主要參數包括軸向高度h，徑向厚度t，自由開口間隙s，閉口間隙0s。軸向高度h的選擇可參考經驗所統(tǒng)計的數據來選擇，潤滑條件越好，轉速越高則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。根據經驗確定梯形環(huán)在基準直徑上的軸向高度h=2mm。一般對于缸徑D=80～150mm的柴油機，D/t=22～28，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=0.08～0.10，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=0.13～0.14 取 S/D=0.13，則開口間隙S=13mm。閉口間隙0S=0.005D=0.5mm。 油環(huán)根據同類型機的經驗數據確定軸向高度h=5mm。取D/t=22，則t=4.6mm。 對于灰鑄鐵S/D=0.13～0.14 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，都應該有適當的間隙。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)=0.08～0.20 ，取=0.09 mm；第二環(huán)=0.06～0.15 ，取=0.08 mm； 油環(huán)=0.03～0.08 ，取=0.03 mm； 對于徑向間隙，其一般范圍是： 氣環(huán)：=0.3～0.7，取第一、第二環(huán)的徑向間隙均為0.5mm； 油環(huán)：=1.5～0.5，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/=0.9～1.4g/,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=(0.138×3000)/60=7m/s 式中：S-活塞行程 n-轉速 活塞的平均有效壓力： =P/0.785iCm =(27×4×1000)/(0.785×1×0.95×0.95×7) =2.18Mpa 其中：P-發(fā)動機功率 -沖程數 i-汽缸數 根據平均有效壓力查表估計出活塞的最高爆發(fā)壓力為10Mpa。 第一節(jié) 活塞的校核 活塞頂的機械應力 =0.68 =0.68×75× =23.5Mpa3 活塞頂的底部有加強筋，所以機械應力的許用值是500kgf/，由此知活塞頂的機械應力強度是可靠的。 第一環(huán)岸進行校核 彎曲應力：=(3.14×-3.13×）× =75×（3.14×47×47-3.14×37×37）× =19Mpa 剪切應力： =/（3.14××）× =75/（3.14×78×17）× =18Mpa 總應力： == =36.2Mpa 對于像本設計的鋁合金活塞需用總應力[]=30～40Mpa，所以第一環(huán)岸的強度足夠。 裙部比壓在確定裙部長度時，首先根據裙部比壓最大的允許值，決定需要的最小長度，然后按照結構上的要求加以適當修改。 裙部單位面積壓力（裙部比壓）按下式計算： q= 式中： —最大側作用力。 D—活塞直徑，mm； H2—裙部高度，mm。 活塞在工作中受周期性變化的氣壓力直接作用，一般在膨脹沖程上止點附近（與豎直方向10）達到最大值，而 RZ ==p 式中： —活塞投影面積； D—氣缸直徑； —氣缸內工質的最高燃燒壓力（巴，1巴=a），一般柴油機為60~90巴。 取=75，則： R=58090N oo = =58090× =10248N 則：=0.79D=0.79×95=75mm。 則：q=10248/(95×75)=1.46Mpa= 一般發(fā)動機活塞裙75部比壓值約為0.5～1.5MPa，所以設計合適。 活塞銷座比壓: q1=3.14/(2dl×) =75×3.14/(2×30×80) =48.08Mpa 其中： d-活塞銷直徑 l-銷座的工作長度 允許值為[q1]=40～60Mpa，故在允許范圍內安全。 第二節(jié) 活塞銷的受力與校核 活塞銷的最大剪切應力出現在銷座與連桿小頭之間的截面上，其值按下面的公式計算， =0.85P(1++)/[（1-）] 活塞銷的尺寸如圖 圖5.1 活塞銷的計算簡圖 其中：P=- -除活塞銷以外的全部活塞組零件的慣性力 =（-)/g[(1+)R =(1.6-0.25)/9.8×[(1+0.3)×]×0.09 =83.22N 其中：—活塞組重量 —活塞銷的重量 則： P= - =58090-83.22 =58006.7N 可得： =0.85×58006.7×（1+0.3+）/[×(1-)] =7.47Mpa 活塞銷材料選用20Cr; 起彈性模量為：E=198Gpa=202×kgf/ 彎曲變形：a=0.8l c=0.12l b=0.4l f=1/60×[(2a-b)/E/(-)] =1/60×[75×××(2×24-12)/202×/(-) =0.014mm 許用彎曲變形[f]=0.015×D/100=0.01425，在許用的范圍內。 橢圓變形量： =（/320）×[/El/] =(3.14/320)×[75××/(202××80)/] =0.0026mm 許用的橢圓變形[]=0.025×[100+0.5×(D-100)/100]=0.024mm，股橢圓變形在允許的范圍內。 縱向彎曲應力： =（2a-b)d1/((-) =(2×24-12)×75××30/(-) =1036kgf/=101.66Mpa 橫行彎曲應力： =（3/16）×（d1+d2)/[l×] =（3×3.14/16）×75××（30+18）/[80×] =1660kgf/=163Mpa 總應力： ==1900kgf/=186.4Mpa 許用總應力[]=150～350Mpa,在允許的范圍內是安全的。 第三節(jié) 活塞環(huán)的校核 對于第一道氣環(huán)其最大彎曲應力是，對于球墨鑄鐵，彈性模量E=180Gqa =0.4E[(s/t)/] =0.4×180×[(10/4.6)/(95/4.6-1)/(95/4.6-1)] =385Mpa 活塞的許用應力[]=300～400Mpa,在允許的范圍內。 活塞的彈力： Po=0.141E[(S/D)/] =0.141×180×[(10/95)/] =0.355Mpa 對于第二道氣環(huán)其最大彎曲應力是：對于灰鑄鐵，彈性模量E=100Gpa =0.4E[(s/t)/] =0.4×100×[(13/4.6)/(95/4.6-1)/(95/4.6-1)] =300Mpa 活塞環(huán)的許用應力[]=300～400Mpa,故彎曲應力在允許范圍內。 活塞的彈力： Po1=0.141E[(S/D)/] =0.141×100×[(13/95)/] =0.102Mpa 環(huán)的套裝應力是：手工安裝，取m=1.57, []=(3.9/m)E =(3.9÷1.57)×100× =434Mpa 許用套裝應力[]=400～450Mpa,故套裝應力在允許的范圍內。