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機電與車輛工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）題 目： 發(fā)動機活塞連桿組結(jié)構(gòu)設(shè)計 專 業(yè)： 車輛工程 班 級： 08 車輛 2 班 姓 名： 鄒宏偉 學(xué) 號： 1608080231 指導(dǎo)教師： 陳皓云 日 期： 2012 年 5 月 目錄引言 21.汽油機結(jié)構(gòu)形式的設(shè)計 .21.1 汽缸數(shù)和氣缸布置的選擇 21.2 冷卻方式 22.汽油機結(jié)構(gòu)參數(shù)的選取 .22.1 氣缸直徑的確定 22.2 缸徑行程比 S/D .32.3 轉(zhuǎn)速 n 的確定 32.4 汽缸工作容積與升功率 32.5 缸心距的確定 33.活塞組零件的參數(shù)選擇 .43.1.活塞組的工作條件和設(shè)計要求 43.2 活塞的材料 53.3 活塞主要尺寸設(shè)計 63.4 活塞裙部及其側(cè)表面形狀的設(shè)計 74.活塞銷的設(shè)計 .85.活塞環(huán)設(shè)計 .105.1 活塞環(huán)的密封機理 105.2．氣環(huán)的設(shè)計 .115.3 油環(huán)的設(shè)計 125.4 活塞環(huán)強度校核 136.連桿組零件參數(shù)的選擇 .146.1 連桿的工作情況 .146.2 連桿的材料 .146.3 連桿長度的確定 146.4 連桿小頭的設(shè)計 .146.5 連桿桿身的設(shè)計 166.6 連桿大頭的設(shè)計 167.連桿的校核 .187.1 連桿小頭 187.3 連桿桿身 228.結(jié)論 .23參考文獻 25致謝 270發(fā)動機活塞連桿組結(jié)構(gòu)設(shè)計 姓名：鄒宏偉 專業(yè)班級：08 車輛工程 2 班 導(dǎo)師：陳皓云摘要:科技進步推動了內(nèi)燃機行 業(yè)的持續(xù)發(fā)展， 發(fā)動機的強化指標(biāo)逐漸提高，活塞及桿組件所受的機械負荷與熱符合也越來越高，它 們的設(shè)計是否合理，將直接關(guān)系到內(nèi)燃機的可靠性、壽命、排放、經(jīng)濟性等。因此在已有條件下，通過真實有效地計算分析，得出有益的解決方案成 為目前內(nèi)燃機行業(yè)的首選課題,內(nèi)燃機嚴(yán)酷的內(nèi)部溫度環(huán)境和負荷條件使得傳統(tǒng)的設(shè)計實驗很難取得令人滿意的效果，為確保設(shè)計目標(biāo)的實現(xiàn)、為了適 應(yīng)不斷增長的高壓環(huán)境和提高 產(chǎn)品的強度和耐久性要求以及設(shè)計中的壽命要求，需要采用先進的設(shè)計 和分析手段，科學(xué)的分析活塞的結(jié)構(gòu)對活塞壽命以及工作的可靠性的影響，設(shè)計品質(zhì)優(yōu)良的活塞，從而使內(nèi)燃機更好地工作。關(guān)鍵詞：內(nèi)燃機；活塞；連桿1引言幾點工程學(xué)院對我們車輛工程專業(yè)特別開設(shè)了專業(yè)課設(shè)計《汽車構(gòu)造》 ， 《機械設(shè)計》 ，《發(fā)動機底盤設(shè)計》 ， 《發(fā)動機設(shè)計》等課程是非常必要的，這是因為發(fā)動機是汽車的心臟，汽車的行使速度、加速性、爬坡度、牽引力決定于發(fā)動機；汽車常見故障大部分來源于發(fā)動機；汽車的然有經(jīng)濟性和經(jīng)常費用也主要決定于發(fā)動機。為了實現(xiàn)汽車的設(shè)計目標(biāo)，根據(jù)發(fā)動機的重要性，汽車方案設(shè)計對發(fā)動機的型式和主要參數(shù)、指標(biāo)是作了規(guī)定的。所以發(fā)動機設(shè)計是一個重要的階段，其中包括結(jié)構(gòu)空間、總質(zhì)量、功率、環(huán)境保護、生產(chǎn)成本、使用成本等指標(biāo)。通過這次我們親身的設(shè)計實踐，讓我們對這些專業(yè)課的基礎(chǔ)知識和基本理論能有進一步的理解和掌握，使我們在分析、計算、設(shè)計、繪圖、運用各種標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范、查閱各種設(shè)計手冊與資料以及計算機應(yīng)用能力等各個方面得到進一步的提高，能夠全面地檢驗并鞏固我們以前所學(xué)的專業(yè)課知識，并通過結(jié)合實際情況，讓我們能從一個全新的角度重新學(xué)習(xí)、認識以前學(xué)過的專業(yè)課知識。除此之外，此次課程設(shè)計還為我們以后研究生論文奠定了一定的基礎(chǔ)，同時也為我們將來走上工作崗位埋下了鋪路石。1.汽油機結(jié)構(gòu)形式的設(shè)計 1.1 汽缸數(shù)和氣缸布置的選擇 內(nèi)燃機的氣缸數(shù)和氣缸布置方式，對其結(jié)構(gòu)緊湊性、外形尺寸比例、平穩(wěn)性及制造使用成本都有很大影響。目前小轎車各輕型車除最小排量的車型用 2 缸或 3 缸外，絕大多數(shù)用 4 缸機，少數(shù)高級轎車用 6 缸機或八缸機。至于氣缸布置，不超過 6 缸的內(nèi)燃機絕大數(shù)是單列的，單列式發(fā)動機結(jié)構(gòu)簡單，工作簡單，成材本低，使用維修方便，能滿足一般要求，而且以各氣缸線所在平面與地面垂直居多。結(jié)合國內(nèi)制造使用成本，生產(chǎn)條件及運轉(zhuǎn)平衡性等，初步選用直列 4 缸機。目前汽車發(fā)動機多采用直列 4 缸、6 缸和 V 型 8 缸的結(jié)構(gòu)。根據(jù)現(xiàn)有的國產(chǎn)汽油發(fā)動機的功率和汽缸數(shù)目的匹配關(guān)系，設(shè)計 2.0 升的汽油發(fā)動機，所要匹配的汽缸數(shù)目定為直列 4 缸機 [2]。1.2 冷卻方式常用的冷卻方式有水冷和風(fēng)冷兩種，水冷式發(fā)動機由于冷卻較好而且均勻，強化的潛力要比風(fēng)冷式發(fā)動機大，因此在汽車發(fā)動機上至今大多數(shù)還是水冷式發(fā)動機。在條件相同時，主要由于充量系數(shù)的差別，水冷機比風(fēng)泠機高 5%～10%。此外風(fēng)冷發(fā)動機功率和燃料消耗受氣溫變化影響較大，不如水冷發(fā)動機指標(biāo)穩(wěn)定。綜合以上各因素，本設(shè)計冷卻方式選用水冷方式 [1]。2.汽油機結(jié)構(gòu)參數(shù)的選取2.1 氣缸直徑的確定在此我所要設(shè)計的汽油發(fā)動機的排量為 2.0L 排量，四沖程汽油機。2平均有效壓力： Mpap2.180??活塞平均速度： smC/?根據(jù)內(nèi)燃機學(xué)的基本計算公式：其中 ——為發(fā)動機的有效功率， eP——為發(fā)動機的平均有效壓力，依題為mp Mpa2.1~80——為汽缸的工作容積，依題為 0.5LsV——為發(fā)動機的汽缸數(shù)目 ，依題為為 4i——為發(fā)動機的轉(zhuǎn)速n——為活塞的平均速度，依題為 18m/smv ?——為發(fā)動機活塞的行程S——為發(fā)動機汽缸直徑D——為發(fā)動機的行程數(shù)，依題為 4?計算化簡后得：D=86mm，S=92mm2.2 缸徑行程比 S/D汽油機缸徑行程比 S/D 的取值范圍為 0.8-1.2[2]S/D=92÷86=1.072.3 轉(zhuǎn)速 n 的確定根據(jù)《內(nèi)燃機設(shè)計》 （楊連生）P2，汽油機轉(zhuǎn)速在 2500-6000r/min 之間取 n=5000r/min 活塞速度 符合活塞速度小于 18m/s 的要求 [1]。2.4 汽缸工作容積與升功率氣缸工作容積 LSDVs543.02??升功率 KWnPmel /7.13???)3(*4230)1(*2 ?????????? ????????? ???SDVnviVpPsmsee??smnsvm/27.130??32.5 缸心距的確定由于汽油機干缸套的缸心矩 Lo/D 為 1.12-1.24，所以初選 Lo/D＝1，得 Lo=86mm[3]。2.6 壓縮比與燃燒室容積 Vc,總?cè)莘e Va根據(jù)《內(nèi)燃機設(shè)計》 （楊連生） ，汽油機壓縮比范圍為 7—12 受爆燃限制，汽油機壓縮比不超過 10[1]，取 ε=8，則燃燒室容積 Vc=Vs/(ε-1)=76.3mL,汽缸總?cè)莘e Va=Vc+Vs=（62.3+498.5）=610.3mL。3.活塞組零件的參數(shù)選擇3.1.活塞組的工作條件和設(shè)計要求3.1.1.活塞的機械負荷目前發(fā)動機向高速發(fā)展．活塞組的最大慣性力一般已達活塞本身重量的 1000——2000倍(汽油機 )和 300——600 倍(柴油機) 。周期性變化的慣性力引起發(fā)動機的振動，并使連桿組、曲軸組零件特別是軸承負荷加重，導(dǎo)致發(fā)動機耐久性下降。為適應(yīng)機械負荷，設(shè)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(jié)構(gòu)要盡量簡便、輕巧，截面變化處的過渡要圓滑，以減少應(yīng)力集中采用強度低比重小的材料 [3]。3.1.2 活塞組的作用與特點一般活塞都是圓柱形體，根據(jù)不同發(fā)動機的工作條件和要求，活塞本身的構(gòu)造有各種各樣，一般將活塞分為頭部、裙部和活塞銷座三個部分。頭部是指活塞頂端和環(huán)槽部分?；钊敹送耆Q于燃燒室的要求，頂端采用平頂或接近平頂設(shè)計有利于活塞減少與高溫氣體的接觸面積，使應(yīng)力分布均勻。多數(shù)汽油機采用平頂活塞，有些發(fā)動機（例如直噴式柴油機和新型的缸內(nèi)噴注汽油機）為了混合氣形成的需要，提高燃燒效率，將爆燃減少到最小程度，需要活塞頂端具有較復(fù)雜的形狀，設(shè)有一定深度的凹坑作為燃燒室的一部分?；钊陌疾鄯Q為環(huán)槽，用于安裝活塞環(huán)?；钊h(huán)的作用是密封，防止漏氣和防止機油進入燃燒室。 活塞裙部是指活塞的下部分，它的作用是盡量保持活塞在往復(fù)運動中垂直的姿態(tài)，也就是活塞的導(dǎo)向部分。活塞裙部的形狀極有講究，尤其是象轎車一類的輕型乘用車，設(shè)計者從發(fā)動機的結(jié)構(gòu)和性能出發(fā)，常在活塞裙部上動腦筋，以盡量使發(fā)動機結(jié)構(gòu)緊湊運行平穩(wěn)。活塞銷座是活塞通過活塞銷與連桿連接的支承部分，位于活塞裙部的上方。高速發(fā)動機活塞銷座的特別之處在于銷座孔不一定與活塞在同一中心線平面上，可向一側(cè)偏移一點點，即向作功行程時活塞接觸缸壁的一側(cè)偏移，這樣當(dāng)活塞到上止點變換方向后活塞敲擊缸壁的程度會減少，從而減少了發(fā)動機噪聲。在整個活塞組與氣缸的配合中，活塞組中真正與氣缸缸壁接觸的是活塞環(huán)，它填補了活塞與氣缸壁間的空隙，以封閉燃燒室，因此它也是發(fā)動機中最容易磨損的零件?；钊h(huán)一般由鑄鐵做成，有一定彈性，截面有多種形狀，表面有涂層以增加磨合性能。當(dāng)發(fā)動機運轉(zhuǎn)時活塞會受熱膨脹，因此活塞環(huán)有開口間隙，安裝時為了保持密封性，要將4各活塞環(huán)的開口間隙位置錯開。一個活塞往往有三至四個活塞環(huán)，它們按照作用的不同，分為氣環(huán)和油環(huán)兩大類。氣環(huán)裝在活塞頭部上端的環(huán)槽內(nèi)，用來防止漏氣，將活塞頭部的熱量傳遞到氣缸壁，疏散活塞的熱量。油環(huán)的作用是防止?jié)櫥透Z入燃燒室，將氣缸壁上過量的潤滑油刮回到油底殼，它安裝在氣環(huán)的下方環(huán)槽內(nèi)。只要保證密封功能的要求，活塞環(huán)數(shù)目少比數(shù)目多好，活塞環(huán)數(shù)目少既保持了最小的摩擦面積，減少功率損耗，又縮短了活塞的高度，相應(yīng)也就降低了發(fā)動機的高度，目前高速汽油發(fā)動機一般是兩道氣環(huán)和一道油環(huán) [4]。3.1.3 活塞的潤滑活塞在側(cè)壓力作用下，在氣缸內(nèi)高速滑動(活塞平均速度已高達 12 米／秒)，而缸壁一般均靠飛濺潤滑，因此潤滑條件差，摩擦損失大(活塞組的摩擦損失約占發(fā)動機全部摩擦損失的 40％） ，磨損嚴(yán)重，易使活塞和活塞環(huán)磨損失效。由于活塞在不同工況下具有非常不同的溫度，所以在不同工況下始終保持最佳的配合間隙成為十分復(fù)雜的問題。D.設(shè)計要求活塞是在高負荷、高溫、高速、潤滑不良的條件下工作的，對它的設(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。當(dāng)進行活塞的結(jié)構(gòu)設(shè)計時，應(yīng)著重解決的問題是：1）改善活塞頂及第一環(huán)的工作條件，防止頂部熱裂和環(huán)粘結(jié)、卡死和過度磨損；2）改善活塞銷和銷座的實際承載能力，減少磨損，防止破裂；3）確定合適的裙部外形和熱膨脹控制措施，提高裙部承載能力和減小配缸間隙，改善磨損并使運轉(zhuǎn)平順 [6]。3.2 活塞的材料共晶硅鋁合金 制造活塞的材料應(yīng)有小的密度 ?、足夠的高溫強度 ?、高的熱導(dǎo)率 ?、低的線脹系數(shù)a以及良好的摩擦性能(減摩性和耐磨性 )。常用材料為鋁硅合金， 。共晶鋁硅合金具有滿意的綜合性能，工藝性良好，應(yīng)用最為廣泛。過共晶鋁硅合金中的初生硅晶體使耐熱性、耐磨性改善，膨脹系數(shù)減小，但加工工藝性惡化。過共晶鋁硅合金廣泛用于高熱負荷活塞 [5]。表一5H1/D 0.35-0.60 0.50-0.80H/D 0.60-1.00 0.90-1.40H2/D 0.40-0.80 0.50-0.90h/D 0.04-0.1 0.12-0.20d/D 0.22-0.30 0.30-0.403.3 活塞主要尺寸設(shè)計圖 1 活塞結(jié)構(gòu)圖3.3.1 活塞高度 HH=D ,H=86mm3.3.2 壓縮高度 H1H =0.5D, H =43mm13.3.3 火力岸高度 1h=0.07D=6.02mm1h選取 =6mm3.3.4 環(huán)帶高度 2h現(xiàn)代四行程發(fā)動機一般采用二道氣環(huán)和一道油環(huán)。氣環(huán)的厚度一般為 2.0～3.0mm [2]。環(huán)岸要求有足夠的強度，使其在最大氣壓下不致被損壞。第一道環(huán)的環(huán)岸高度 b1 一般為1.5～2.5c（c 指環(huán)槽高度） ，第二道環(huán)的環(huán)岸高度 b2 為 1～2c。第一環(huán)岸高 C1=0.03～0.04D=0.04*86=3.44mm，取 4mm環(huán)高 b1 為 2.0～3.0mm，取 3.0mm6環(huán)高 b2 為 2.0～3.0mm，取 3.0mm環(huán)高 b3 油環(huán)為 4.0～6.0mm，取 4.0mm環(huán)岸高 C2 為 2b1，取 6.0mmb1=3,b2=3, b3=4,C1=4, C2=6。則環(huán)帶高度為 20mm3.3.5 活塞頂部厚度 δδ 為 0.06~0.10Dδ=0.08D=6.88mm取 δ＝8mm。 3.3.6 活塞側(cè)壁厚度及內(nèi)部過渡圓角活塞頭部要安裝活塞環(huán)，側(cè)壁必須加厚，一般取（0.05~0.1）D ，取 0.1D，厚度則為8mm，為改善散熱狀況，活塞頂與側(cè)壁之間應(yīng)該采用較大的過度圓角，一般取R=0.05~0.1D，則圓角半徑取為 8mm[9]。有關(guān)活塞的尺寸設(shè)計結(jié)果： 表二名稱 數(shù)值 單位壓縮高度取 H1 43 mm環(huán)帶高度 H3 20 mm火力岸高度 H 6 mm總高度 86 mm壁厚 8 mm外圓直徑 D 86 mm第一道環(huán)的環(huán)岸高度 b1 3 mm第二道環(huán)的環(huán)岸高度 b2 3 mm第二道環(huán)的環(huán)岸高度 b3 4 mm第一道環(huán)槽高度 C1 4 mm第二道環(huán)槽高度 C2 6 mm環(huán)槽深度 4.5 mm3.4 活塞裙部及其側(cè)表面形狀的設(shè)計活塞裙部及其側(cè)表面形狀設(shè)計的關(guān)鍵，在于保證裙部有足夠的貼切合面積和良好的潤滑條件，以及保證發(fā)動機在不同工況下都具有最小的活塞間隙。73.4.1 裙部橢圓1） 、將裙部設(shè)計成橢圓。 2） 、將銷座附近的裙部外側(cè)部位設(shè)計成凹陷狀。裙部橢圓的規(guī)律：為了使活塞在正常工作溫度下于氣缸壁之間保持右比較均勻的間隙，不至于在氣缸內(nèi)卡死或是引起局部磨損，必須在常溫下預(yù)先把活塞裙部的橫斷面加工成橢圓形，其長軸垂直于活塞銷軸線方向，其矩軸于長軸的差值視發(fā)動機的不同而不同，一般為 0.08～0.025mm。為了視鋁合金活塞在工作狀態(tài)下（熱態(tài)）接近一個圓柱形，害必須把活塞做成上小下大的近似圓錐形。其錐度視發(fā)動機的不同而不同，一般為 0.05～0.1mm。實際取 Δ：對活塞下下部和頭部取 0.1mm；對活塞裙中部取 0.08mm[12]。3.4.2 配缸間隙為了視鋁合金活塞在工作狀態(tài)下（熱態(tài)）接近一個圓柱形，還必須把活塞做成上小下大的近似圓錐形。其錐度視發(fā)動機的不同而不同，一般為 0.05～0.1mm。活塞頂部間隙：0.240mm（活塞銷中心平面內(nèi)） ；0.210mm（垂直于活塞銷中心線平面內(nèi)） ?；钊共块g隙：0.09mm（活塞銷中心平面內(nèi)） ；0.04mm（垂直于活塞銷中心線平面內(nèi)）[13]。3.5 活塞頭的質(zhì)量計算對活塞進行簡化變成可計算體積的幾何體，從而計算出其體積和質(zhì)量?；钊馁|(zhì)量在估算時，將活塞當(dāng)作薄壁圓筒處理?；钊? 其中 D——為活塞的外徑，D=86mmt——為活塞的厚度， t=8mmH——為活塞的高度，H=(0.8~1.0)D=86mm——為活塞的密度，在此處用共晶鋁硅合金 66-1，密度為 2.7g/cm3?故可知活塞的質(zhì)量為 m 活塞=239.1g。4.活塞銷的設(shè)計活塞工作時頂部承受很大的大氣壓力，這些力通過銷座傳給活塞銷，再傳給連桿。因而活塞銷座和活塞銷的設(shè)計必須保證足夠的強度、足夠的承壓面積和耐磨性。A.活塞銷的材料活塞銷一般用低碳鋼或低碳合金鋼（如 20Cr）制造，經(jīng)表面參碳淬火處理，以提高表面硬度，使中心具有一定的沖擊韌性。表面需進行精磨和拋光 [8]。B.活塞銷與銷座的結(jié)構(gòu)設(shè)計????134221 ?????????HtDm??8圖 2 活塞銷結(jié)構(gòu)d1=（0.25~0.3）D=0.3D=25.8mm取 26mmd2=(0.6~0.79)d=0.6d=16mml=(0.8~0.9)D=0.9D=77.4mm取 78mm活塞銷外徑 d =26,;活塞銷內(nèi)徑 d =16?；钊N長度 l=78mm。12C.活塞銷與銷座的配合活塞頂所承受的氣壓力通過活塞銷座和活塞銷傳給連桿。由于結(jié)構(gòu)上的限制，活塞銷的 直徑 d 不可能超過 0.4D，活塞銷的長度不可能超過 0.85D，因此活塞銷總的承壓面積極為有限，還要在活塞銷座與連桿小頭襯套之間合理分配。所以，不論在銷與銷座之間，還是在銷與連桿之間，承壓面積都很小，表面比壓很高。加上活塞銷與銷座或活塞銷與連桿襯套之間相對運動速度很低，液體潤滑油膜不易形成。在這種高壓低速條件下，要保證可靠的液體潤滑，配合副的工作間隙要盡可能小。經(jīng)驗表明，當(dāng)活塞銷與銷座以及活塞銷與連桿小頭襯套之間的工作狀態(tài)(熱態(tài))間隙在(1~3) 10-4d 時，可以可靠工作。于是，在裝配狀態(tài)(冷態(tài))，銷與銷座則有(1~3) 10-4d 的過盈，以補償鋁合金活塞銷孔在工作時較大的熱膨脹。為了穩(wěn)定地保持極小的間隙而又轉(zhuǎn)動靈活，活塞銷外圓、活塞銷孔和連桿小頭襯套孔都應(yīng)有極高的加工精度。不但尺寸公差要嚴(yán)格，尤其要保證嚴(yán)格的圓柱度和表面粗糙度。如果尺寸公差偏大，而圓柱度和表面粗糙度值足夠小，則可以按尺寸分組選配的辦法保證配合副的理想間隙。D.活塞銷質(zhì)量 m3m=95.2gE.活塞銷剛度和強度的校核為保證活塞銷和銷座的可靠工作，需校核活塞銷的彎曲變形，失圓變形，銷座上的表????144223 ??????????HtDm??9面壓力和活塞銷的應(yīng)力。??24302.8/61????????Dd35.2????????活塞銷的彎曲變形： ??42.01)()1(.48242/3 ???????????pfz許用變形： 0.004D=0.0344mm???f滿足要求。失圓變形：??54208.1)(17.4832 ?????????????Dpdz許用失圓變形：??3.)0.(.?滿足要求。作用在銷孔上的表面壓力：??645.38158.2 ??????????zpq小于極限值 560bar，滿足要求?；钊N的縱向彎曲應(yīng)力：??74/243)1(093. 21 ??????????mNpz??活塞銷的橫向彎曲應(yīng)力：??84/52)1(0685. 22???????pz?所以總彎曲應(yīng)力：21???=286N/mm2在許用應(yīng)力 200 到 400 N/mm2 之間，滿足要求。經(jīng)以上計算可知設(shè)計的活塞銷滿足剛度和強度要求 [8]。5.活塞環(huán)設(shè)計活塞與活塞環(huán)一起防止氣缸內(nèi)的高壓氣體下竄到曲軸箱，同時把很大一部分活塞頂接10收的熱量傳給氣缸壁，起這種作用的活塞環(huán)稱為氣環(huán)。此外，還設(shè)置專門的油環(huán)，在活塞下行時把氣缸壁上多余的機油刮回油底殼，以減少上竄機油量。一般要求通過環(huán)組的竄氣量不超過總進氣量的 0.5%，機油消耗量不超過燃油消耗量的 0.5%[14]。5.1 活塞環(huán)的密封機理內(nèi)燃機活塞組與氣缸之間應(yīng)用帶開口的彈性金屬環(huán)實現(xiàn)往復(fù)式密封。由于開口的存在，漏氣通路不可能完全消除。為了防止大量漏氣，一般采用多個活塞環(huán)形成隨活塞運動的迷宮式密封。為減小活塞組與氣缸之間的漏氣通路，活塞環(huán)的外周面必須以一定的彈力 與氣缸壁0p緊密貼合，形成第一密封面。這樣一來，缸內(nèi)氣體不能短路直接通過環(huán)周與氣缸之間，而是進入環(huán)與環(huán)槽之間，一方面軸向不平衡力 將環(huán)向環(huán)槽的側(cè)面壓緊，形成第二密封面，AF同時，作用在環(huán)背的氣壓力造成的徑向不平衡力 又大大加強了第一密封面。盡管環(huán)背氣R壓力有時大大超過環(huán)本身彈力 ,但 的作用仍是關(guān)鍵。如果 降到零,即環(huán)周與缸壁之間0p0p出現(xiàn)縫隙(一般稱為活塞環(huán)“漏光”), 第一密封面被破壞 ,氣體就直接從縫隙處短路外泄，任何環(huán)背壓力和 FR 都建立不起來。只要在整個環(huán)周上還剩下一個哪怕是很小的彈力，被密封氣體就會自行幫助密封，而且要密封的氣體壓力越高，附加的密封力也越大。可以認為，具有這種自適應(yīng)特性的簡單環(huán)式密封系統(tǒng)，是往復(fù)活塞式內(nèi)燃機有強大生命力的結(jié)構(gòu)保證之一。必須指出，活塞組的密封作用不僅取決于活塞環(huán)，而且與活塞的設(shè)計有很大關(guān)系?；钊麘?yīng)保證活塞環(huán)工作溫度不會過高。環(huán)帶部分與氣缸的間隙應(yīng)盡可能小。環(huán)槽應(yīng)加工精確，且在工作中不發(fā)生過大變形。環(huán)槽與環(huán)之間的間隙要合適 [13]。5.2．氣環(huán)的設(shè)計5.2.1 氣環(huán)的斷面形狀根據(jù)活塞環(huán)的密封機理，形狀簡單、加工方便的矩形(斷面)環(huán)完全可以滿足要求。但這種環(huán)磨合性較差，作用在活塞環(huán)上的力及其密封面密封性不理想。 矩形環(huán)結(jié)構(gòu)簡單，加工容易，成本較低，報廢率低。桶面環(huán)的外周面是直徑等于缸徑的球面的中段，其特點是能適應(yīng)活塞的擺動，并且活塞上行和下行時均能在環(huán)的外周面上形成潤滑油膜，摩擦面不易燒傷。環(huán)與氣缸接觸面積小，比壓大，密封性好。桶面環(huán)廣泛用作高速、高負荷的強化內(nèi)燃機的第一環(huán)。11a)矩形環(huán) b)桶面環(huán) c)錐面環(huán)。d)梯形環(huán) e)正扭曲環(huán) f)反扭曲環(huán)圖 3 常用的活塞環(huán)斷面形狀錐面環(huán)外周面具有很小的斜角(一般為 06~?)，它新裝入氣缸時與氣缸線接觸，磨合快，下行時有良好的刮油作用。安裝時不能上下裝反，否則使竄機油加劇。這種環(huán)適用于第二、三氣環(huán)。梯形環(huán)兩側(cè)面夾角多為 150 左右。裝這種環(huán)的活塞在氣缸中工作時的側(cè)向位移使環(huán)與環(huán)槽側(cè)面間的間隙不斷變化，可防止環(huán)槽中機油結(jié)膠甚至碳化，適用于熱負荷較高的柴油機作為第一環(huán)。正扭曲環(huán)采用內(nèi)切或倒角造成斷面相對彎曲中性軸不對稱，使環(huán)裝入氣缸發(fā)生彎曲變形后發(fā)生不超過 10 的盤狀正扭曲。它有與錐面環(huán)類似的作用，但加工容易些，不過扭曲環(huán)的扭曲角沿環(huán)周是不均勻的。反扭曲環(huán)工作時扭曲成蓋子狀，配合外圓的錐面，具有很強的密封性和刮油能力，常用于緊挨油環(huán)的那道氣環(huán) [1]。 5.2.2 氣環(huán)的尺寸參數(shù) 在保證密封的前提下，活塞環(huán)的數(shù)目應(yīng)盡可能少，因為減少環(huán)數(shù)可縮小活塞高度，減輕活塞質(zhì)量，減小發(fā)動機總高度，降低發(fā)動機摩擦損失。現(xiàn)代高速內(nèi)燃機大多采用 2 道氣環(huán)(另有 1 油環(huán)) ，重型強化柴油機則用 3 道氣環(huán)。氣環(huán)的尺寸參數(shù)主要有環(huán)的徑向厚度 t、軸向高度 b以及環(huán)的自由狀態(tài)形狀和自由開口端距。0S減小環(huán)高 b 有利于縮短活塞高度，減小環(huán)的顫振傾向，目前 minb已達到 1mm 左右的極限。過小的 使環(huán)和環(huán)槽的加工困難。徑向厚度 t較大的環(huán)彎曲剛度大，對氣缸表面畸變的跟隨性差，但耐磨性相對較好。剛性環(huán)在較小的端距 下就可得出要求的平均徑向壁壓 ，但在套裝到活塞頭部上時易于折0S0p斷。對合金鑄鐵的活塞環(huán)來說 D/t=23--25， =0.1--0.2M ，S/t=3.5--3.7 ，環(huán)槽深度取0Pa0.9d=77mm[6]。125.2.3 活塞環(huán)的材料活塞環(huán)是內(nèi)燃機中磨損最快的零件，因此適當(dāng)選擇材料和表面處理工藝十分重要?；钊h(huán)一般是由合金鑄鐵鑄造，高強度環(huán)用球墨鑄鐵，經(jīng)熱處理以改善材料的熱穩(wěn)定性。少數(shù)活塞環(huán)用合金鋼制造?；钊h(huán)的工作表面通常用各種鍍層或涂層，以提高其耐磨性、耐蝕性或改善磨合性。最常用的耐磨層為鍍鉻和噴鉬。松孔鍍鉻不僅硬度高，耐磨耐蝕，而且儲油，抗膠合，廣泛用于汽油機和自然吸氣柴油機。鉬熔點高，噴鉬層抗膠合、抗磨損性能好，能適應(yīng)高溫下工作。噴涂法能造成一定多孔性，也有一定儲油能力。噴鉬環(huán)主要用于增壓強化柴油機的第一環(huán)。所有活塞環(huán)都要進行磷化、鍍錫或氧化處理，以改善磨合性和防銹 [7]。5.3 油環(huán)的設(shè)計氣缸與活塞運動副用飛濺的機油潤滑。油環(huán)的作用是把飛濺到氣缸壁上的多余潤滑油刮下來，回到油底殼，以減少發(fā)動機的機油消耗量。為了能在高速運動中對抗機油的流體動壓力刮下機油，只留下很薄的油膜，油環(huán)工作面的著壁壓力應(yīng)足夠大。因為油環(huán)沒有環(huán)背氣壓力幫助壓向氣缸壁，著壁壓力完全靠本身的彈力產(chǎn)生。單體鑄鐵油環(huán)(，由于材料強度所限，只能通過減小與氣缸接觸的工作面積來提高壁壓，最高只能達到 0.5MPa 左右。如用高強度材料，用較大的徑向厚度 t，壁壓可能進一步提高，但環(huán)剛性大，對氣缸變形的追隨性差，刮油能力不好。用具有切向彈力的螺旋襯簧的鑄鐵油環(huán)可使壁壓達到 0.8MPa 以上，即使環(huán)的外圓磨損，壁壓也比較穩(wěn)定，因為壁壓主要由襯簧產(chǎn)生。這種環(huán)厚度 t小，柔性好，在氣缸變形較大的條件下也能很好地刮油。這種油環(huán)目前應(yīng)用很廣，尤其在高速柴油機汽油機上。鑄鐵環(huán)表面要通體鍍鉻。上述兩種單體油環(huán)與環(huán)槽不可避免地有側(cè)向間隙，在環(huán)正常軸向移動或顫振而懸浮在環(huán)槽中間時，機油可能通過側(cè)隙上竄。這種影響在高轉(zhuǎn)速時更大，所以現(xiàn)代高速汽油機常用無側(cè)隙鋼片組合式油環(huán)。為了使油環(huán)刮油有效，除了油環(huán)結(jié)構(gòu)外，還應(yīng)注意活塞的配合。用單體油環(huán)時必須保持環(huán)槽側(cè)隙盡可能小，這意味著環(huán)槽加工精度要高，變形要小。還應(yīng)注意環(huán)槽須有面積足夠的泄油通道，以免回油受節(jié)流造成過高動壓，使油環(huán)浮起。一般希望在油環(huán)槽底和槽下都加工出很多泄油孔，使泄油通暢 [9]。5.4 活塞環(huán)強度校核校核氣環(huán)：（1）對于第一道氣環(huán)，其最大彎曲應(yīng)力是：對于鑄鐵，取彈性模量 E=180GPamax2 2104.60.40.48.385(1)(7)StEGPaMD???????活塞環(huán)的許用應(yīng)力 ，故彎曲應(yīng)力在允許范圍內(nèi)。活塞環(huán)的彈力：??MPa 3max～?1303 31087.140.14.25()(4.6)SDpEMPat??????（1）對于第二道氣環(huán)，其最大彎曲應(yīng)力是：對于灰鑄鐵，取彈性模量 E=100Gpamax2 2134.60.40.40.72(1)(87)StEGPaD???????活塞環(huán)的許用應(yīng)力 ，故彎曲應(yīng)力在允許范圍內(nèi)。??MPa 3max～?活塞環(huán)的彈力： 03 3187.140.140.21()(4.6)SpEPaDt??????環(huán)的套裝應(yīng)力是： 因裝環(huán)時常采用手工安裝，取 m=1.57；max2 210.53.910.53.94.60380()7(8)StE GPaM? ???????????’許用套裝應(yīng)力 ，故套裝應(yīng)力在允許范圍內(nèi)。??a4maxMP～6.連桿組零件參數(shù)的選擇6.1 連桿的工作情況 桿組的功用蝕將作用在活塞上的氣體壓力傳給曲軸，并將活塞的往復(fù)運動變成曲軸的旋轉(zhuǎn)運動，連桿大頭與一起作旋轉(zhuǎn)運動，連桿桿身作復(fù)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。??16cos?????????????jgap式中 Pg——氣體作用力； Pj——活塞連桿組的往復(fù)慣性力；β——連桿擺角。2.在連桿擺動平面內(nèi)，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(zhǔn)確，承壓面對連桿軸線不對稱等引起的附加彎曲載荷。6.2 連桿的材料本設(shè)計連桿的材料采用 39Cr5 中碳 Cr 合金鋼，這種采用優(yōu)點是成本較低，對應(yīng)力集中不是很敏感，所以模鍛后非配合表面就不太可能引起連桿桿身斷裂的危險 [8]。146.3 連桿長度的確定連桿長度是設(shè)計時應(yīng)慎重選擇的一個結(jié)構(gòu)參數(shù)，它一般用連桿比來表示，即 。/Rl??連桿長度越短，即 越大，可降低發(fā)動機的高度，減輕活塞件重量和整機重量，能很好的?適應(yīng)發(fā)動機的高轉(zhuǎn)速。但 的增大使二級往復(fù)慣性力及氣缸側(cè)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(jié)構(gòu)緊湊，最合適的連桿長度應(yīng)該是，在保證連桿及相關(guān)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 的高速汽油機來說， 值一般在 0.27～0.30 之間，又考慮到其他?零件的設(shè)計，所以取連桿長度為 187mm，即 值為 0.278，在此范圍內(nèi)，是可取的 [4]。 6.4 連桿小頭的設(shè)計 6.41 小頭結(jié)構(gòu)形式小頭采用薄壁圓環(huán)型結(jié)構(gòu)，它的形狀簡單，制造方便，材料能充分利用，受力時應(yīng)力分布較均勻。小頭到桿身的過渡采用單圓弧過渡 [5]。6.4.2 小頭尺寸小頭的主要尺寸為小頭內(nèi)徑 d1，小頭外徑 d2 ,小頭寬度 b1,襯套內(nèi)徑的 d。由于襯套內(nèi)徑 d 要和活塞銷相配合，所以其公稱直徑是 26mm。 ·圖 4 連桿小頭 襯套的厚度 一般是 =（0.04～0.08）d。選 可為 2.5mm，所以小頭的內(nèi)徑 d1 為??31mm。小頭外徑 d2 的選取范圍一般是 d2=（1.2～1.4）d1 ，取 d2=1.37d1=42.5mm。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(yīng)使小頭與活塞銷座之間每側(cè)都留約 1～2mm 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(yīng)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=（0.9～1.2）d， 取 b1=0.98d=26mm，這樣小頭 寬度和銷座之間每側(cè)的間隙為 1mm[10]。156.4.3 連桿襯套為了減小活塞銷對連桿小頭的磨損，應(yīng)在小頭內(nèi)裝入襯套。1、襯套的材料襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，本設(shè)計采用鉛青銅，其優(yōu)點是強度較高，耐磨性好，使用與熱負荷比較大的柴油機。2、襯套與小頭孔的配合襯套與連桿小頭孔為過盈配合，常用的配合為 jd、 je、jb3、jc3 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(zhuǎn)動。小頭孔的直徑設(shè)計為mm，確定襯套與小頭孔的過盈量為 0.033～0.06mm，則襯套外徑尺寸為0.13??mm。.5203襯套與活塞銷的配合間隙應(yīng)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（0.0004～0.0015 ）d 的范圍內(nèi)，即 0.014～0.053mm，由于此設(shè)計選用全浮式活塞銷，故可使銷和襯套的間隙梢大，選用 0.030～0.060mm，即襯套的內(nèi)徑為 mm[8]。0.327??3、襯套的潤滑在小頭上方開機油孔，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。6.5 連桿桿身的設(shè)計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(fù)慣性力的拉伸作用，當(dāng)連桿受壓時，有可能發(fā)生不穩(wěn)定彎曲，此外當(dāng)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(yīng)力實際上不大?？珊雎浴＿B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(nèi)。因為工字型截面對材料利用的最為合理，所以應(yīng)用的也很廣。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，鍛造這種連桿時磨具磨損也較大。具有邊緣厚并倒圓的工字型截面時比較有利的。工字型截面的長軸 y-y 處于連桿的擺動平面內(nèi)，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=(2～3)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 [9]。連桿桿身的最大應(yīng)力一般發(fā)生在桿身與大、小頭圓角過渡處，最大壓應(yīng)力發(fā)生在桿身中部?？紤]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所示。16其中截面寬 B=20mm t=8mm截面的高 H=（1.2～1.8） B ，取 H=1.25B=25mm圖 5 連桿桿身橫截面形狀6.6 連桿大頭的設(shè)計連桿大頭聯(lián)結(jié)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(shè)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(nèi)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(shè)計帶來困難，因此在設(shè)計連桿大頭時，應(yīng)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(jié)構(gòu)尺寸和形狀，就是大頭設(shè)計的任務(wù)。大頭的結(jié)構(gòu)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(shè)計，實際上是確定連桿大頭在擺動平面內(nèi)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(jié)構(gòu)設(shè)計。在設(shè)計大頭構(gòu)形的時候針對一些薄弱環(huán)節(jié)，應(yīng)注意以下問題：1、連桿蓋上要設(shè)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(yīng)力集中，但必須盡量提高圓弧沉割處的光潔度 [7]。6.6.1 連桿大頭的剖分形式采用平切口的剖分方式6.6.2 連桿大頭的定位方式平切口連桿當(dāng)承受慣性力拉伸時，沿連桿體與連桿蓋的結(jié)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(shè)計采用的是螺栓定位 [4]。6.6.3 連桿大頭的主要尺寸1.大頭孔直徑 1D17根據(jù)曲軸曲柄銷的設(shè)計尺寸為 55mm，再考慮到軸瓦的尺寸，取 D1=60mm2.大頭孔軸瓦直徑 D2：D2=（0.42～ 0.55）D，取 D=49mm,取壁厚為 5mm，則軸瓦外徑為49+5*2=59mm3、連桿螺栓孔中心線中心線應(yīng)盡量靠近軸瓦，連桿螺栓孔中心距一般為 =（1.2～1.3） ，取 =1.3 ，即1l1Dl1=78mm，螺紋外側(cè)邊后不小于 2～4 mm1l4.大頭的寬度 B2B2=（0.4 ～0.65） =24～39mm，取 30mm1D6.7 連桿組的重量及慣性力查表 86mm 缸徑的高速汽油機的連桿組重量 M 約為 1500g根據(jù)設(shè) 計好的圖紙估算出連桿的質(zhì)心的位置 C， C 到小頭的距離是 H=150mm。其尺寸如圖圖 6 連桿結(jié)構(gòu)圖則連桿小頭的換算質(zhì)量 和大頭的換算質(zhì)量 如下：G2G??645817085??????????gHLMG32402 ????????7.連桿的校核7.1 連桿小頭1. 最大過盈量 0.6??2. 工作溫度下過盈量的增加 18?? ??17034.1' ??????? ????mtdt?3. 由襯套過盈配合及受熱膨脹產(chǎn)生的徑向均布壓力 262622121t /6.0415.3.38105384' cmkgfEddp ??????????????????????????＋＝ ??27?????4. 由 p 引起的小頭外表面的應(yīng)力??37/469221 ???????cmkgfpda’?5. 活塞組最大慣性力??474.51)(''2max?????kgfRgGPj λω6. 固定角 由 圖 紙 量 得 ）10c???7. 小頭平均半徑 2341612??dr8. 小頭中心截面上的彎矩 ??576.097.3.0(' cmax0 ??? ????cmkgfrPMj ）－?9. 小頭中心截面上的法向力 6.248.52.(' cax0 ???? fNj ）－10. 小頭固定截面上的彎矩 ??746.7 cossin'5.0os1(max02 ???????cmkgf rPrjc ）－（） －＋ ??11.小頭固定截面上的法向力 ??879.28cosin('5.osax0?????kfgPNjc ）－＋1912 小頭壁厚 7.5231.4h12??d－＝13.小頭截面積 212 78.4.)8.()( cmbF??14.襯套截面積 960235'd??15.系數(shù) ??79.0'????EK16.小頭受拉時固定截面處外表面應(yīng)力??107/7.240)2(62??????????????cmkgf hbKNhrMaj＝σ17.小頭承受的最大壓縮力??17.53'4max2?????kgfPDpjzc＋π18.輔助參數(shù) 01.?rMC 查 表 ）(0325.CN19.小頭受壓時中央截面上的彎矩和法向力 cmkgfP??????? .14.572.012.20.小頭固定截面處的 f( )值 f( )=0.013（查表）c?c21.小頭受壓時固定截面處的彎矩和法向力??1278.12)()os(0?????????cmkgfrfPrNMcC???137.6)(02 ??????kgfPcc?22. 小頭受壓時固定截面處外表面應(yīng)力??147/345)(6222??????????????cmkgfhbKNrhac?23.材料的機械性能 由于材料是 40，取 = 65B?2/ckf則 =（0.45～0.55）=0.51 =33.151??mg=（ 0.7～0.9） =0.8 =26.52z 1?1?2/ckf20=（1.4～1.6） =1.5 =49.730?1??1?2/cmkgf24. 角系數(shù) ??1573.02??????25.在固定角截面的外表面 應(yīng)力幅 2/9.2)(21cmkgfacja??平均應(yīng)力 ajm417)'???26.小頭安全系數(shù) ??66.3“1 ???? ??????mazn???因為 n=3.661.5,小頭的強度滿足要求，所以是安全的。27.小頭截面慣性矩 ??1709.1243 ??????cmhbJ28.小頭橫向直徑減小量 ??187035.10)9(' 4623max1 ?????????cEJdPcj??δ=0.000235㎜＜＜0.0075㎜，所以所設(shè)計的連桿小頭滿足剛度要求。7.2 連桿大頭1.連桿大頭的強度校核目前還沒有比較合理的驗算連桿大頭強度的公式。在此把整個連桿看成是一個兩端固定的圓環(huán)，通常這個角度假設(shè)為 400。圓環(huán)的曲率半徑取內(nèi)外圓半徑之和的一半。環(huán)的截面面積取 A-A 截面的面積。同時假定作用在連桿大頭上的力按余弦分布。連桿大頭所受慣性力拉伸載荷： KNrgGrgGpj 76.1)1(232'max' ???????連桿大頭中央截面 A-A 上的應(yīng)力為： ?????? ???? '0'01max' 3.52.)(283.07. FJZlPj ???式中 — 計算圓環(huán)的曲率半徑， =17.5㎜；1l 1l21— 大頭中央截面的慣性矩, = =4.80× ；JJ3012BD41m— 軸承中央截面的慣性矩， = =2.03× ；' ' 4— 大頭中央截面面積， =B（D0-d2）=81㎜2；FF— 軸承中央截面面積， =B（d2- D2）=9 ㎜2；' 'Z — 計算斷面的抗彎斷面模數(shù)，由《材料力學(xué)》附錄Ⅱ表 4 查得Z=1.14×105㎜3。：， 公 式 可 簡 化 為取 ??40?MPaFJZlPj 86.34.0)1(23.''max' ?????????由于 σ＜＜[σ]=60～ 200MPa，所以所設(shè)計的連桿大頭滿足強度要求。2.連桿大頭的剛度校核連桿大頭橫向直徑收縮量可按下式進行計算。 mJElPj 6'31'max089.)(024. ??????由于 δ 遠遠小于軸承間隙的一半，所以所設(shè)計的連桿大頭滿足剛度要求。綜上所述，所設(shè)計連桿滿足強度、剛度的要求，故該連桿結(jié)構(gòu)安全。7.3 連桿桿身連桿桿身在不對稱的交變循環(huán)載荷下工作，它受到位于計算斷面以上作往復(fù)運動的質(zhì)量的慣性力的拉伸。在爆發(fā)行程，則受燃氣壓力和慣性力差值的壓縮，桿身的應(yīng)力幅 σa只決定于氣壓力 Pz，而慣性力只影響平均應(yīng)力 σm ，所以其計算工況應(yīng)為最大扭矩工況。由 引起的拉伸應(yīng)力在桿身中間截面處的計算如下：‘jPFPjj‘??由 壓縮和縱彎曲引起的合成應(yīng)力擺動平面內(nèi)：‘cP’cJxlC21???在垂直于擺動平面內(nèi)：22EcPJlFcxc24????‘’????331htBHJx?)(2y?式中 F — 桿身中間截面面積， F=B（H-h）+ht=53㎜2；c — 系數(shù)，對于各種鋼材， c=0.0002～ 0.0005，取 c=0.0003；— 材料彈性極限；E?— 桿身中間截面對其垂直于擺動平面的慣性矩， = 921.87㎜4；xJ xJ— 桿身中間截面對其擺動平面的慣性矩， =759.51㎜4；y y代入數(shù)據(jù)求得 σj=15.39MPaσ1=123.34MPa,σ2=119.85MPa。應(yīng)力幅和平均應(yīng)力在擺動平面內(nèi)為：MPajmja37.6928.51????在垂直于擺動平面內(nèi) Pajmja62.78.5112????所以在擺動平面內(nèi)的安全系數(shù) 5.18.,1???mazn???在垂直于擺動平面內(nèi) 5.19.,1?????mazn???所以所設(shè)計的連桿桿身中間截面是安全的。在桿身最小截面處的應(yīng)力計算如下：23拉應(yīng)力： =20.37MPamin'FPjj??壓應(yīng)力： =147.14MPain'zjc?應(yīng)力幅： =63.39MPa2jca???平均應(yīng)力： =83.76MPajcm?此處的安全系數(shù) n=1.6＞1.5，所以該截面安全。綜上所述，本設(shè)計所設(shè)計的桿身安全。8.結(jié)論通過這次我們親身的設(shè)計實踐，讓我們對這些專業(yè)課的基礎(chǔ)知識和基本理論能有進一步的理解和掌握。設(shè)計的整個過程都有老師在一旁指導(dǎo)，有問題可以及時解決，學(xué)到了很多發(fā)動機和活塞連桿的知識，這也是我覺得這次設(shè)計比以前簡單的原因吧。我把這次課程所學(xué)到的東西總結(jié)為以下幾點：1).分析、計算、設(shè)計、繪圖、運用各種標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范、查閱各種設(shè)計手冊與資料。2).計算機計算，繪圖的應(yīng)用能力等方面得到進一步的提高。3).初步建立了工程的觀念處理問題。4). 能夠全面地檢驗并鞏固我們以前所學(xué)的專業(yè)課知識，并通過結(jié)合實際，讓我們能從一個全新的角度重新學(xué)習(xí)、認識以前學(xué)過的專業(yè)課知識。5). 了解國內(nèi)外發(fā)動機各個技術(shù)的發(fā)展現(xiàn)狀，對當(dāng)代先進的發(fā)動機技術(shù)有了一些了解。6). 此次課程設(shè)計還為我們下學(xué)期的畢業(yè)設(shè)計奠定了堅實的基礎(chǔ)。24參考文獻[1] 楊連生．內(nèi)燃機設(shè)計．北京：中國農(nóng)業(yè)機械出版社，1981．[2] 陸際青．汽車發(fā)動機設(shè)計．北京：清華大學(xué)出版社，1990．[3] 楊連生．內(nèi)燃機設(shè)計．北京：中國農(nóng)業(yè)機械出版社，1981．[4] 唐增寶，何永然，劉安?。畽C械設(shè)計課程設(shè)計．武漢：華中科技大學(xué)出版社，1999．[5] 周龍保．內(nèi)燃機學(xué)．北京：機械工業(yè)出版社，2005．[6] 吳兆漢．內(nèi)燃機設(shè)計．北京：北京理工大學(xué)出版社，1990．[7] 沈維道．工程熱力學(xué)．北京：高等教育出版社，2002.[8] 劉鴻文.簡明材料力學(xué).高等教育出版社,2000.[9] 王定祥.現(xiàn)代工程機械汽油機.機械工業(yè)出版社,2004.[10] 陸際清.汽車發(fā)動機設(shè)計.清華大學(xué)出版社, 1999.[11] 王昆 何小柏.機械設(shè)計課程設(shè)計.高等教育出版社,2004.[12] [日]長尾不二夫.內(nèi)燃機原理與柴油機設(shè)計.機械工業(yè)出版社,1984.[13] 文九巴.機械工程材料.機械工業(yè)出版社,2003.25Structural design of engine piston connecting rod setName:Zou Hongwei Instructor:Chen HaoyunMajor:Class2ofVehicle engineering Abstract: The development of science technology forced the industry of internal-combustion engine to develop, the strength target of engine was gradually heightened, the mechanical and thermal load of piston a， the connecting rod subassembly of piston was higher and higher. Whether their design were in reason, related to the reliability、natural life、let 、economy and so on. Therefore, with own conditions, through true and effective calculation and analysis, getting useful project becomes the most important task of the industry of internal-combustion engine. In severe environment of the internal thermal and mechanical load, the experiment is difficult to get approving effect. For the sake of realization of design target, adapting increasing high pressure, improving strength、wear and natural life of product, needing to adopt advanced design and analysis measure, analyzing construct of piston is good for piston reliability and natural life. Designing piston with excellent quality improves engine to work better.Key words: Internal-combustion engine; piston design; the connecting rod26致謝本文是在陳浩云老師的悉心指導(dǎo)下完成的，在此首先向尊敬的導(dǎo)師表示衷心的感謝。感謝易克傳老師，他淵博的學(xué)識、敏銳的洞察力、對問題的把握及嚴(yán)謹?shù)闹螌W(xué)態(tài)度，指引我在論文寫作道路上前進的每一個步伐。在論文寫作過程中，易老師多次詢問研究進度，畫圖以及理論完成過程，并為我指點迷津，幫助我開拓研究思路，精心點撥、熱忱鼓勵。易老師一絲不茍的學(xué)風(fēng)，嚴(yán)謹求實的態(tài)度，踏踏實實的精神，不僅授我以文，而且教我做人，雖相處時間不久，卻使我以終生受益，在此深表謝意。感謝室友及 08 級車輛 2 班的所有同學(xué)，感謝他們在我的學(xué)業(yè)和生活中對我的幫助。感謝我的父母、朋友無微不至的照顧和鼓勵，他們一直是我學(xué)習(xí)生涯中不斷前進的精神動力。感謝所有幫助過我的人。