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煙臺大學(xué)文經(jīng)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 第一章 緒論 內(nèi)燃機的不斷改進(jìn)，是建立在主要零部件性能與壽命不斷改進(jìn)和提高的基礎(chǔ)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(jié)構(gòu)影響活塞的溫度分布與熱應(yīng)力分布，所以有必要對活塞的結(jié)構(gòu)和性能作出預(yù)測與改進(jìn)，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(jì)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(jì)、環(huán)保性，是建立在活塞的改進(jìn)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(gòu)，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(jié)構(gòu)都是為能量轉(zhuǎn)換服務(wù)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(shè)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(shè)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(fù)雜的機電一體化器件，然而活塞連桿性能達(dá)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(hù)相關(guān)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(shù)等因素來決定的。也就是說，內(nèi)燃機的零部件的制造技術(shù)水平，對主機的性能、壽命及可靠性有決定性的影響。進(jìn)入21世紀(jì)后，科學(xué)技術(shù)的發(fā)展會異常迅猛，新設(shè)備的研制周期將越來越短，因此新世紀(jì)內(nèi)燃機制造技術(shù)必將形成迅速發(fā)展的局面。 活塞是內(nèi)燃機上最關(guān)鍵的零件，它在高溫高壓下承受反復(fù)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。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(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(yīng)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(jié)構(gòu)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(shè)計方面必須采取一些措施外，以減輕其熱負(fù)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(fù)荷的要求。另外，還通過對活塞進(jìn)行一些表面處理來提高儲油性，改善潤滑條件。 連桿機構(gòu)構(gòu)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(fù)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(jié)構(gòu)使連桿機構(gòu)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(gòu)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(gòu)有時需利用彈簧等力封閉來保持接觸。平面連桿機構(gòu)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(shè)計較為復(fù)雜；當(dāng)給定的運動要求較多或較復(fù)雜時，需要的構(gòu)件數(shù)和運動副數(shù)往往較多，這樣就使機構(gòu)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，工作效率降低，不僅發(fā)生自鎖的可能性增加，而且機構(gòu)運動規(guī)律對制造、安裝誤差的敏感性增加；機構(gòu)中作復(fù)雜運動和作往復(fù)運動的構(gòu)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(gòu)常用于速度較低的場合。 隨著連桿機構(gòu)設(shè)計方法的發(fā)展，電子計算機有關(guān)設(shè)計軟件的開發(fā)，連桿機構(gòu)的設(shè)計速度和設(shè)計精度有了較大的提高，而且在滿足運動學(xué)要求的同時，還可考慮到動力學(xué)特性。特別是微電子技術(shù)及自動控制技術(shù)的引入，多自由度連桿機構(gòu)的采用，使連桿機構(gòu)的結(jié)構(gòu)和設(shè)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(gòu)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(chǔ)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(jì)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(shè)計時對其采取一定的措施。燃燒系統(tǒng)采用直噴型。符合當(dāng)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(jié)構(gòu)的改進(jìn)?；钊鳛榘l(fā)動機的心臟，是一種技術(shù)含量比較高的零部件。在本次設(shè)計中慮到495柴油機主要應(yīng)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(shè)計要求及特點。主要任務(wù)是設(shè)計495柴油機的活塞連桿組，首先根據(jù)柴油機的性能指標(biāo)對柴油機主要的性能參數(shù)進(jìn)行了選擇。然后在參照495柴油機的活塞連桿組進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計。在闡述活塞連桿組設(shè)計過程的同時也對主要零部件的設(shè)計要點作了總結(jié)，本說明書中重點論述了495柴油機活塞連桿組的設(shè)計依據(jù)與設(shè)計過程。 第二章 內(nèi)燃機的結(jié)構(gòu)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(xué)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(gòu)的動力來自發(fā)動機。 第一節(jié) 內(nèi)燃機的機構(gòu) 內(nèi)燃機是由許多機構(gòu)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(gòu)和系統(tǒng)。 曲柄連桿機構(gòu)：曲柄連桿機構(gòu)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?xì)鈮毫υ跉飧變?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(jìn)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(gòu)：配氣機構(gòu)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(guān)閉進(jìn)氣門和排氣門，使可空氣進(jìn)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(gòu)大多采用頂置氣門式配氣機構(gòu)，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(jìn)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(jìn)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(fēng)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(shè)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?fàn)顟B(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(fù)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(jìn)行。 活塞是曲軸機構(gòu)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(gòu)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(jìn)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(fù)的。發(fā)動機轉(zhuǎn)速為3000r/min左右，額定功率約27kW，符合當(dāng)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(jié)構(gòu)的改進(jìn)。 根據(jù)實習(xí)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 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(zhì)量（kg) 37 比質(zhì)量（kg/kw) 8.54 進(jìn)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(gòu) 雙頂置凸輪軸、４氣門、氣缸 表2.1原機型有關(guān)參數(shù) 發(fā)動機參數(shù)確定:氣缸容積：V=2.7L 缸數(shù)：n=4 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(jìn)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(jìn)氣過程 從進(jìn)氣門開啟到關(guān)閉，內(nèi)燃機吸入新鮮充量的整個過程稱為進(jìn)氣過程。為了增加進(jìn)入氣缸的新鮮充量，進(jìn)氣門在吸入上止點前要提前開啟，在吸氣下止點后應(yīng)推遲關(guān)閉。進(jìn)氣門提前開啟的角度稱為進(jìn)氣提前角。進(jìn)氣時進(jìn)氣門開啟，排氣門關(guān)閉，活塞由上止點向下止點移動。盡管進(jìn)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(jìn)氣壓力后才開啟，然后新鮮空氣才能吸入氣缸，由于進(jìn)氣系統(tǒng)的阻力，進(jìn)氣終點的壓力一般小于環(huán)境壓力，用來克服進(jìn)氣系統(tǒng)阻力。因為進(jìn)氣系統(tǒng)受到發(fā)動機高溫零件及殘余廢氣的加熱，進(jìn)氣終點溫度總是高于大氣溫度。進(jìn)氣過程中進(jìn)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(jìn)氣箱壓力： ==0.18-0.02=0.16Mpa 進(jìn)氣箱溫度： =355-40=315K 進(jìn)氣終點壓力：1.1×0.16=0.176Mpa 進(jìn)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(jìn)氣門和排氣門均關(guān)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(xué)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(fù)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(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1.15～1.28。 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(yīng)點的溫度（K); 是平均膨脹多變指數(shù)。 五、排氣過程 當(dāng)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(jié)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0.103～0.108，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(jìn)行分析確定。當(dāng)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(fù)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(shè)計 發(fā)動機鋁活塞的結(jié)構(gòu)及工藝設(shè)計，選擇利用合適的機床加工發(fā)動機活塞，通過這次設(shè)計，要求熟練掌握并能在實際問題中進(jìn)行創(chuàng)新和優(yōu)化其加工工藝過程。 第一節(jié) 活塞設(shè)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(gòu)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(yán)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(dá)14—16MPa。而且活塞還要承受在連桿傾斜位置時側(cè)壓力的周期性沖擊作用，在氣體壓力、往復(fù)慣性力和側(cè)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(cè)部磨損等。由此可見，活塞應(yīng)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?xì)饨佑|，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(fù)荷更加嚴(yán)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(yīng)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(yīng)有足夠的耐熱性和良好的導(dǎo)熱性，小的線膨脹系數(shù)。同時在結(jié)構(gòu)上采取適當(dāng)?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(yán)重。要求應(yīng)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(jì)性、環(huán)保性及可靠性的要求越來越嚴(yán)格，活塞已發(fā)展成為集輕質(zhì)高強度新材料、異型外圓復(fù)合型面、異型銷孔等多項新技術(shù)于一體的高技術(shù)含量的產(chǎn)品，以保證活塞的耐熱性、耐磨性、平穩(wěn)的導(dǎo)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(shè)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(dá)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0.005～0.01mm；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(fù)荷活塞的銷孔設(shè)計成微內(nèi)錐型或正應(yīng)力曲面型(異型銷孔),銷孔尺寸精度達(dá)IT4級，輪廓精度為0.003mm。 活塞作為典型的內(nèi)燃機關(guān)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(jié)合活塞工藝特點的專用設(shè)備組成機加工生產(chǎn)線，因此，用設(shè)備就成為活塞切削加工的關(guān)鍵設(shè)備，其功能和精度將直接影響最終產(chǎn)品的關(guān)鍵特性的質(zhì)量指標(biāo)。 三、活塞的工作條件 （1）高溫—導(dǎo)致熱負(fù)荷大：活塞在氣缸內(nèi)工作時，活塞頂面承受瞬變高溫燃?xì)獾淖饔茫細(xì)獾淖罡邷囟瓤蛇_(dá)2000～2500℃，因而活塞頂?shù)臏囟纫埠芨撸瑴囟确植疾痪鶆蛴泻艽蟮臒釕?yīng)力。 （2）高壓—沖擊性的高機械負(fù)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(dá)到最大；?活塞組在氣缸力作高速往復(fù)運動，產(chǎn)生很大的往復(fù)慣性力。 （3)高速滑動：內(nèi)燃機在工作中所產(chǎn)生的側(cè)向力是比較大的，特別是在短連桿內(nèi)燃機中。 (4)交變的側(cè)壓力：活塞上下行程時活塞要改變壓力面，側(cè)向力方向不斷改變，造成了活塞在工作時承受交變的側(cè)向載荷。 四、設(shè)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(yīng)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(fù)慣性力。 五、活塞的材料 對活塞設(shè)計根據(jù)上述的要求，活塞材料應(yīng)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(dǎo)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(yīng)力；使活塞與氣缸間保持較小間隙；以降低活塞組的往復(fù)慣性力，從而減低了曲軸連桿組的機械負(fù)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(dǎo)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(jié)構(gòu)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(dǎo)熱性好，其熱傳導(dǎo)系數(shù)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(jié)構(gòu) 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(jié)構(gòu)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(shè)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。活塞頭切有若干環(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(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： 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(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(biāo)準(zhǔn)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(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b太小，會致環(huán)工藝?yán)щy。在小型高速內(nèi)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(yīng)保證它在氣壓力造成的負(fù)荷下不會被破壞。當(dāng)然，第二環(huán)岸負(fù)荷要比第一環(huán)岸小得多，溫度也低，只有在第一環(huán)岸已破壞的情況下，它才可能被破壞。因此，環(huán)岸高度一般第一環(huán)最大，其他較小。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(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(guān)，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(shè)計。僅從活塞設(shè)計的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。非直接噴射式的柴油機正是采用平頂活塞，而這次設(shè)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(jié)構(gòu)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(jìn)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=（0.1~0.2)D，即=（0.16×95）=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70～80%。經(jīng)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(yīng)從中央到四周逐漸加大，而且過渡圓角r應(yīng)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(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。為了減少積炭和受熱，活塞頂表面應(yīng)光潔，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。 W燃燒室的尺寸是根據(jù)活塞的受力情況在球型的基礎(chǔ)上進(jìn)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(fù)荷活塞的環(huán)帶有足夠的壁厚'使導(dǎo)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(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?；钊h(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(0.2～0.5)×。 （三）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)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)?，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(cè)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(jié)構(gòu) 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(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，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(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(yīng)力比較復(fù)雜，可以將其簡化為一個簡單的懸臂梁進(jìn)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(shù)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(yīng)力： （2.2） = =0.0055×5.5×(95×95)÷(3.75×3.75)=21.5 N/mm 同理得剪切應(yīng)力為： t= （2.3） 接合成應(yīng)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(yīng)力集中，鋁合金的許用應(yīng)力[]=30～40N/,s?=[]，校核合格。 三、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N。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頭部流向裙部的熱量，使裙部的膨脹減低至最??；活塞裙部形狀應(yīng)與活塞的溫度分布、裙部壁厚的大小等相適應(yīng)。 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：。 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(cè)壓力N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q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。 (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(cè)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(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，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(yán)重。這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(yù)先留出較大的間隙。當(dāng)然如果間隙太大，又會造成敲缸現(xiàn)象。 第四章 活塞銷的設(shè)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(shè)計活塞銷時應(yīng)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(shè)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(fù)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(yīng)滿足下列要求: 1）選擇d 和B時應(yīng)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(yīng)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/D<0.4d，若d/D太大，則使活塞銷外表面至活塞頂內(nèi)表面的距離（即所謂延伸長度）過小，給活塞連桿組設(shè)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(jié)構(gòu)和尺寸 圖4.1 活塞銷主要尺寸 活塞銷的結(jié)構(gòu)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(jù)對活塞銷尺寸公差的設(shè)計經(jīng)驗，取銷子的外徑為。 內(nèi)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(shè)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(zhuǎn)動。浮式銷的工作表面相對滑動速度較小，摩擦產(chǎn)生的熱量也相應(yīng)減小，磨損較小且均勻，延長了銷的壽命。浮式銷在運轉(zhuǎn)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(nèi)。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(jìn)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(jié)構(gòu),為提高第一氣環(huán)在高溫時的抗結(jié)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(shè)計有兩個好處。一是因為它是梯形的，所以當(dāng)活塞在側(cè)壓力的交替作用下，梯形環(huán)在環(huán)槽內(nèi)徑移動，使環(huán)的側(cè)隙時大時小，將環(huán)槽中的結(jié)膠擠出。這樣可以防止在熱負(fù)荷很高時，第一環(huán)粘結(jié)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(fù)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(chǎn)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(shè)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(jié)構(gòu),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(jié)構(gòu)如圖4.3所示。它可以提高表面接觸應(yīng)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(yīng)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(nèi)襯螺旋彈簧材質(zhì)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(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(yīng)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(zhǔn)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(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=0.13～0.14 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(yīng)該有適當(dāng)?shù)拈g隙。軸向間隙不能過大，因為當(dāng)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(fù)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(yīng)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(zhuǎn)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(shù) i-汽缸數(shù) 根據(jù)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?shù)臋C械應(yīng)力 =0.68 =0.68×75× =23.5Mpa3 活塞頂?shù)牡撞坑屑訌娊睿詸C械應(yīng)力的許用值是500kgf/，由此知活塞頂?shù)臋C械應(yīng)力強度是可靠的。 第一環(huán)岸進(jìn)行校核 彎曲應(yīng)力：=(3.14×-3.13×）× =75×（3.14×47×47-3.14×37×37）× =19Mpa 剪切應(yīng)力： =/（3.14××）× =75/（3.14×78×17）× =18Mpa 總應(yīng)力： == =36.2Mpa 對于像本設(shè)計的鋁合金活塞需用總應(yīng)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(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： q= 式中： —最大側(cè)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(dá)到最大值，而 RZ ==p 式中： —活塞投影面積； D—氣缸直徑； —氣缸內(nèi)工質(zhì)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(shè)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(nèi)安全。 第二節(jié) 活塞銷的受力與校核 活塞銷的最大剪切應(yīng)力出現(xiàn)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(nèi)。 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(nèi)。 縱向彎曲應(yīng)力： =（2a-b)d1/((-) =(2×24-12)×75××30/(-) =1036kgf/=101.66Mpa 橫行彎曲應(yīng)力： =（3/16）×（d1+d2)/[l×] =（3×3.14/16）×75××（30+18）/[80×] =1660kgf/=163Mpa 總應(yīng)力： ==1900kgf/=186.4Mpa 許用總應(yīng)力[]=150～350Mpa,在允許的范圍內(nèi)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(yīng)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(yīng)力[]=300～400Mpa,在允許的范圍內(nèi)。 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(yīng)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(yīng)力[]=300～400Mpa,故彎曲應(yīng)力在允許范圍內(nèi)。 活塞的彈力： Po1=0.141E[(S/D)/] =0.141×100×[(13/95)/] =0.102Mpa 環(huán)的套裝應(yīng)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(yīng)力[]=400～450Mpa,故套裝應(yīng)力在允許的范圍內(nèi)。