柴油機曲柄連桿機構(gòu)虛擬運動仿真

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1、2009屆機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計（論文） 第1章 緒 論 1.1虛擬樣機仿真發(fā)展簡史 虛擬樣機技術(shù)是上世紀80年逐漸興起、基于計算機技術(shù)的一個新概念。它是建立在計算機上的原型系統(tǒng)或子系統(tǒng)模型，它在一定程度上具有與物理樣機相當?shù)墓δ苷鎸嵍取＠锰摂M樣機代替物理樣機來對其候選設(shè)計的各種特性進行測試和評價。虛擬樣機設(shè)計環(huán)境是模型、仿真和仿真者的一個集合，它主要用于引導(dǎo)產(chǎn)品從思想到樣機的設(shè)計，強調(diào)子系統(tǒng)的優(yōu)化與組合，而不是實際的硬件系統(tǒng)。從國內(nèi)外對虛擬樣機技術(shù)的研究可以看出，虛擬樣機技術(shù)的概念還處于發(fā)展的階段，在不同應(yīng)用領(lǐng)域中存在不同定義。 虛擬樣機技術(shù)不僅是計算機技術(shù)在工程領(lǐng)域

2、的成功應(yīng)用，更是一種全新的機械產(chǎn)品設(shè)計理念。與傳統(tǒng)的仿真分析相比，傳統(tǒng)的仿真是針對單個子系統(tǒng)的仿真，而虛擬樣機技術(shù)則是強調(diào)整體的優(yōu)化，它通過虛擬整機與虛擬環(huán)境的融合，對產(chǎn)品多種設(shè)計方案進行測試、評估，并不斷改進設(shè)計方案，直到獲得最優(yōu)的整機性能。另一方面，傳統(tǒng)的產(chǎn)品設(shè)計方法是一個串行的過程，各子系統(tǒng)的設(shè)計都是獨立的，忽略了各子系統(tǒng)之間的動態(tài)交互與協(xié)同求解，因此設(shè)計的不足往往到產(chǎn)品開發(fā)的后期才被發(fā)現(xiàn)，造成嚴重浪費。運用虛擬樣機技術(shù)可以快速地建立包括控制系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)、氣動系統(tǒng)在內(nèi)的多體動力學虛擬樣機，實現(xiàn)產(chǎn)品的并行設(shè)計，可在產(chǎn)品設(shè)計初期及時發(fā)現(xiàn)問題、解決問題，把系統(tǒng)的測試分析作為整個產(chǎn)品設(shè)計過程的

3、驅(qū)動[10]。 1.2 虛擬樣機技術(shù)的應(yīng)用范圍 虛擬樣機技術(shù)已被廣泛應(yīng)用在航空航天、汽車制造、工程機械、鐵道、造船、軍事裝備、機械電子，以及娛樂設(shè)備等各個領(lǐng)域。虛擬樣機技術(shù)在工程機械領(lǐng)域可應(yīng)用的方面有：履帶式和輪式車輛穩(wěn)定性、操作性能研究，液壓系統(tǒng)、牽引設(shè)備性能預(yù)測，推土機、挖掘機、林業(yè)機械等動態(tài)性能研究，零部件和發(fā)動機載荷預(yù)測與尺寸確定，駕駛員視野研究，預(yù)測挖掘機所需要的功率，工作效率研究，可靠性分析等。 1.3 設(shè)計研究的主要內(nèi)容 對內(nèi)燃機運行過程中曲柄連桿機構(gòu)受力分析進行深入研究，其主要的研究內(nèi)容有： （1）對曲柄連桿機構(gòu)進行運動學和動力學分析，分析曲柄連桿機構(gòu)中各種力的作用情

4、況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機構(gòu)的主要零部件進行強度、剛度等方面的計算和校核，以便達到設(shè)計要求； （2）分析曲柄連桿機構(gòu)中主要零部件如活塞、曲軸、連桿等的工作條件和設(shè)計要求，進行合理選材，確定出主要的結(jié)構(gòu)尺寸，并進行相應(yīng)的尺寸檢驗校核，以符合零件實際加工的要求； （3）應(yīng)用UG軟件對曲柄連桿機構(gòu)的零件分別建立實體模型，并將其分別組裝成活塞組件，連桿組件，然后定義相應(yīng)的連接關(guān)系，最后裝配成完整的機構(gòu)，并進行運動仿真。 （4）應(yīng)用UG軟件將零件模型圖轉(zhuǎn)化為相應(yīng)的工程圖，并結(jié)合使用AutoCAD軟件，系統(tǒng)地反應(yīng)各類信息，以便實現(xiàn)對機構(gòu)的進一步精確設(shè)計和檢驗。 1.4本課題的意義 曲柄連桿機構(gòu)

5、是發(fā)動機的傳遞運動和動力的機構(gòu)，通過它把活塞的往復(fù)直線運動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運動并輸出動力。通過設(shè)計，確定發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)的總體結(jié)構(gòu)和零部件結(jié)構(gòu)，包括必要的結(jié)構(gòu)尺寸確定、運動學和動力學分析、材料的選取等，以滿足實際生產(chǎn)的需要。 為了真實全面地了解機構(gòu)在實際運行工況下的運動特性，本文采用了仿真技術(shù)，針對機構(gòu)可以更直觀清晰地了解曲柄連桿機構(gòu)在運行過程中的受力狀態(tài)，便于進行精確計算，對進一步研究發(fā)動機的平衡與振動、發(fā)動機增壓的改造等均有較為實用的應(yīng)用價值。 第2章 曲柄連桿機構(gòu)受力分析 研究曲柄連桿機構(gòu)的受力，關(guān)鍵在于分析曲柄連桿機構(gòu)中各種力的作用情況，并根

6、據(jù)這些力對曲柄連桿機構(gòu)的主要零件進行強度、剛度、磨損等方面的分析、計算和設(shè)計，以便達到發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速的要求。 2.1 曲柄連桿機構(gòu)的類型及方案選擇 內(nèi)燃機中采用曲柄連桿機構(gòu)的型式很多，按運動學觀點可分為三類，即:中心曲柄連桿機構(gòu)、偏心曲柄連桿機構(gòu)和主副連桿式曲柄連桿機構(gòu)。 1、中心曲柄連桿機構(gòu) 其特點是氣缸中心線通過曲軸的旋轉(zhuǎn)中心，并垂直于曲柄的回轉(zhuǎn)軸線。這種型式的曲柄連桿機構(gòu)在內(nèi)燃機中應(yīng)用最為廣泛。一般的單列式內(nèi)燃機，采用并列連桿與叉形連桿的V形內(nèi)燃機，以及對置式活塞內(nèi)燃機的曲柄連桿機構(gòu)都屬于這一類。 2、偏心曲柄連桿機構(gòu) 其特點是氣缸中心線垂直于曲軸的回轉(zhuǎn)中心線，但不通過

7、曲軸的回轉(zhuǎn)中心，氣缸中心線距離曲軸的回轉(zhuǎn)軸線具有一偏移量e。這種曲柄連桿機構(gòu)可以減小膨脹行程中活塞與氣缸壁間的最大側(cè)壓力，使活塞在膨脹行程與壓縮行程時作用在氣缸壁兩側(cè)的側(cè)壓力大小比較均勻。 3、主副連桿式曲柄連桿機構(gòu) 其特點是內(nèi)燃機的一列氣缸用主連桿，其它各列氣缸則用副連桿，這些連桿的下端不是直接接在曲柄銷上，而是通過副連桿銷裝在主連桿的大頭上，形成了“關(guān)節(jié)式”運動，所以這種機構(gòu)有時也稱為“關(guān)節(jié)曲柄連桿機構(gòu)”。在關(guān)節(jié)曲柄連桿機構(gòu)中，一個曲柄可以同時帶動幾套副連桿和活塞，這種結(jié)構(gòu)可使內(nèi)燃機長度縮短，結(jié)構(gòu)緊湊，廣泛的應(yīng)用于大功率的坦克和機車用V形內(nèi)燃機。 經(jīng)過比較，本設(shè)計的型式選擇為

8、中心曲柄連桿機構(gòu)。 2.2 曲柄連桿機構(gòu)運動學 中心曲柄連桿機構(gòu)簡圖如圖2.1所示，圖2.1中氣缸中心線通過曲軸中心O，OB為曲柄，AB為連桿，B為曲柄銷中心，A為連桿小頭孔中心或活塞銷中心。 當曲柄按等角速度旋轉(zhuǎn)時，曲柄OB上任意點都以O(shè)點為圓心做等速旋轉(zhuǎn)運動，活塞A點沿氣缸中心線做往復(fù)運動，連桿AB則做復(fù)合的平面運動，其大頭B點與曲柄一端相連，做等速的旋轉(zhuǎn)運動，而連桿小頭與活塞相連，做往復(fù)運動。在實際分析中，為使問題簡單化，一般將連桿簡化為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個集中質(zhì)量，認為它們分別做旋轉(zhuǎn)和往復(fù)運動，這樣就不需要對連桿的運動規(guī)律進行單獨研究。 圖2.1 曲柄連桿機構(gòu)運動

9、簡圖 活塞做往復(fù)運動時，其速度和加速度是變化的。它的速度和加速度的數(shù)值以及變化規(guī)律對曲柄連桿機構(gòu)以及發(fā)動機整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機構(gòu)運動規(guī)律的主要任務(wù)就是研究活塞的運動規(guī)律。 2.2.1 活塞位移 假設(shè)在某一時刻，曲柄轉(zhuǎn)角為，并按順時針方向旋轉(zhuǎn)，連桿軸線在其運動平面內(nèi)偏離氣缸軸線的角度為，如圖2.1 所示。 當=時，活塞銷中心A在最上面的位置A1，此位置稱為上止點。當=180時，A點在最下面的位置A2，此位置稱為下止點。 此時活塞的位移x為: 式（2.1） 式中：—連桿比。（取值小于等于三分之一） 式（2.1）可進一步簡化，由圖

10、2.1可以看出： 即 又由于 式（2.2） 將式（2.2）帶入式（2.1）得： x= 式（2.3） 式（2.3）是計算活塞位移x的精確公式,為便于計算，可將式（2.3）中的根號按牛頓二項式定理展開，得： … 考慮到≤ 1∕3，其二次方以上的數(shù)值很小，可以忽略不計。只保留前兩項，則 式（2.4） 將式（2.4）帶入式（2.3）得

11、 式（2.5） 2.2.2 活塞的速度 將式（2.5）對時間微分，便可求得活塞速度得近似公式為： 式（2.6） 從式（2.6）可以看出，活塞速度可視為由與兩部分簡諧運動所組成。 當或時，活塞速度為零，活塞在這兩點改變運動方向。當時，，此時活塞得速度等于曲柄銷中心的圓周速度。 2.2.3 活塞的加速度 將式（2.6）對時間微分，可求得活塞加速度的近似值為： 式（2.7） 因此，活塞加速度也可以視為兩個簡諧運動加速度之和，即由與兩部分組成。 2.3 曲柄連桿機構(gòu)中的作用力 作用于曲柄連桿機構(gòu)的力分為：缸內(nèi)氣

12、壓力、運動質(zhì)量的慣性力、摩擦阻力和作用在發(fā)動機曲軸上的負載阻力。由于摩擦力的數(shù)值較小且變化規(guī)律很難掌握，受力分析時把摩擦阻力忽略不計。而負載阻力與主動力處于平衡狀態(tài)，無需另外計算，因此主要研究氣壓力和運動質(zhì)量慣性力變化規(guī)律對機構(gòu)構(gòu)件的作用。計算過程中所需的相關(guān)數(shù)據(jù)參照EA1113柴油機，如附表1所示。 2.3.1 氣缸內(nèi)的作用力 作用在活塞上的氣體作用力等于活塞上、下兩面的空間內(nèi)氣體壓力差與活塞頂面積的乘積，即 式（2.8） 式中：—活塞上的氣體作用力，； —缸內(nèi)絕對壓力，； —大

13、氣壓力，； —活塞直徑，。 由于活塞直徑是一定的，活塞上的氣體作用力取決于活塞上、下兩面的空間內(nèi)氣體壓力差，對于四沖程發(fā)動機來說，一般取=0.1，,對于缸內(nèi)絕對壓力，在發(fā)動機的四個沖程中[9]，計算結(jié)果如表2.1所示： 則由式（2.8）計算氣體壓力如表2.2所示。 表2.1 缸內(nèi)絕對壓力計算結(jié)果 四個沖程終點壓力 計算公式 計算結(jié)果/ 進氣終點壓力 0.08 壓縮終點壓力 1.46 膨脹終點壓力 0.45 排氣終點壓力 0.115 注：—平均壓縮指數(shù)，=1.321.38；—壓縮比，=9.3；

14、—平均膨脹指數(shù)，=1.21.30；；—最大爆發(fā)壓力，=35，取=4.5；此時壓力角=，取=。 表2.2 氣壓力計算結(jié)果 四 個 沖 程 / 進氣終點 77.23 壓縮終點 -102.97 膨脹終點 7001.933 排氣終點 1801.968 2.3.2 機構(gòu)的慣性力 慣性力是由于運動不均勻而產(chǎn)生的，為了確定機構(gòu)的慣性力，必須先知道其加速度和質(zhì)量的分布。加速度從運動學中已經(jīng)知道，現(xiàn)在需要知道質(zhì)量分布。實際機構(gòu)質(zhì)量分布很復(fù)雜，必須加以簡化。為此進行質(zhì)量換算。 1、機構(gòu)運動件的質(zhì)量換算 質(zhì)量換算的原則是保持系統(tǒng)的動力學等效性。質(zhì)量換算的目的是計算零件的運動質(zhì)量

15、，以便進一步計算它們在運動中所產(chǎn)生的慣性力。 （1）連桿質(zhì)量的換算 連桿是做復(fù)雜平面運動的零件。為了方便計算，將整個連桿（包括有關(guān)附屬零件）的質(zhì)量用兩個換算質(zhì)量和來代換，并假設(shè)是集中作用在連桿小頭中心處，并只做往復(fù)運動的質(zhì)量；是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓周做旋轉(zhuǎn)運動的質(zhì)量，如圖2.2所示： 圖2.2 連桿質(zhì)量的換算簡圖 為了保證代換后的質(zhì)量系統(tǒng)與原來的質(zhì)量系統(tǒng)在力學上等效，必須滿足下列三個條件： ① 連桿總質(zhì)量不變，即。 ② 連桿重心的位置不變，即。 ③ 連桿相對重心G的轉(zhuǎn)動慣量不變，即。 其中，連桿長度，為連桿重心至小頭中心的距離。由條件可得下列換算公式：

16、 用平衡力系求合力的索多邊形法[9]求出重心位置。將連桿分成若干簡單的幾何圖形，分別計算出各段連桿重量和它的重心位置，再按照索多邊形作圖法，求出整個連桿的重心位置以及折算到連桿大小頭中心的重量和 ，如圖2.3所示： 圖2.3 索多邊形法 （2）往復(fù)直線運動部分的質(zhì)量 活塞（包括活塞上的零件）是沿氣缸中心做往復(fù)直線運動的。它們的質(zhì)量可以看作是集中在活塞銷中心上，并以表示。質(zhì)量與換算到連桿小頭中心的質(zhì)量之和，稱為往復(fù)運動質(zhì)量，即。 （3）不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量 曲拐的不平衡質(zhì)量及其代換質(zhì)量如圖2.4所示： 圖2.4 曲拐的不平衡質(zhì)量及其代換質(zhì)量 曲拐在繞軸線旋轉(zhuǎn)時，曲柄銷和一部分曲

17、柄臂的質(zhì)量將產(chǎn)生不平衡離心慣性力，稱為曲拐的不平衡質(zhì)量。為了便于計算，所有這些質(zhì)量都按離心力相等的條件，換算到回轉(zhuǎn)半徑為的連桿軸頸中心處，以表示，換算質(zhì)量為： 式中：—曲拐換算質(zhì)量，； —連桿軸頸的質(zhì)量，； —一個曲柄臂的質(zhì)量，； —曲柄臂質(zhì)心位置與曲拐中心的距離，。 曲軸換算質(zhì)量與換算到大頭中心的連桿質(zhì)量之和稱為不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量，即 由上述換算方法計算得： 往復(fù)直線運動部分的質(zhì)量=0.583，不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量=0.467。 2、曲柄連桿機構(gòu)的慣性力 把曲柄連桿機構(gòu)運動件的質(zhì)量簡化為二質(zhì)量和后，這些質(zhì)量的慣性力可以從運動條件求出，歸結(jié)為兩個力。往復(fù)質(zhì)量的往復(fù)慣性力

18、和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的旋轉(zhuǎn)慣性力。 （1）往復(fù)慣性力 式（2.9） 式中：—往復(fù)運動質(zhì)量，； —連桿比； —曲柄半徑，； —曲柄旋轉(zhuǎn)角速度，； —曲軸轉(zhuǎn)角。 是沿氣缸中心線方向作用的，公式（2.9）前的負號表示方向與活塞加速度的方向相反。 其中曲柄的角速度為： 式（2.10） 式中：—曲軸轉(zhuǎn)數(shù)，； 已知額定轉(zhuǎn)數(shù)=5800，則； 曲柄半徑=40.23，連桿比=0.25~0.315，取=0.27，參照附錄表2：四缸機工作循環(huán)表，將每一工況的曲軸

19、轉(zhuǎn)角代入式（2.9），計算得往復(fù)慣性力，結(jié)果如表2.3所示： 表2.3 往復(fù)慣性力計算結(jié)果 四 個 沖 程 / 進氣終點 -10519.68 壓縮終點 6324.5 膨脹終點 -10519.68 排氣終點 6324.51 （2）旋轉(zhuǎn)慣性力 式（2.11） 3、作用在活塞上的總作用力 由前述可知，在活塞銷中心處，同時作用著氣體作用力和往復(fù)慣性力，由于作用力的方向都沿著中心線，故只需代數(shù)相加，即可求得合力

20、 式（2.12） 計算結(jié)果如表2.4所示。 表2.4作用在活塞上的總作用力 四個沖程 氣壓力/ 往復(fù)慣性力/ 總作用力/ 進氣終點 77.23 壓縮終點 -102.97 6324.5 膨脹終點 7001.933 排氣終點 1801.968 6324.5 4、活塞上的總作用力分解與傳遞 如圖2.5所示，首先，將分解成兩個分力：沿連桿軸線作用的力，和把活塞壓向氣缸壁的側(cè)向力。 圖2.5 作用在機構(gòu)上的

21、力和力矩 沿連桿的作用力為： 式（2.13） 而側(cè)向力為： 式（2.14） 連桿作用力的方向規(guī)定如下：使連桿受壓時為正號，使連桿受拉時為負號，缸壁的側(cè)向力的符號規(guī)定為：當側(cè)向力所形成的反扭矩與曲軸旋轉(zhuǎn)方向相反時，側(cè)向力為正值，反之為負值。 當=時，根據(jù)正弦定理，可得： 求得 將分別代入式（2.13）、式（2.14），計算結(jié)果如表2.5所示： 表2

22、.5 連桿力、側(cè)向力的計算結(jié)果 四個沖程 連桿力/ 側(cè)向力/ 進氣終點 壓縮終點 6385.19 1436.356 膨脹終點 排氣終點 8340.237 1896.923 力通過連桿作用在曲軸的曲柄臂上，此力也分解成兩個力，即推動曲軸旋轉(zhuǎn)的切向力，和壓縮曲柄臂的徑向力。 式（2.15） 式（2.16） 規(guī)定力和曲軸旋轉(zhuǎn)方向一致為正，力指向曲軸為正。 求得切向力、徑向力見如表2.6所示: 表2.6 切

23、向力、徑向力的計算結(jié)果 四個沖程 切向力/ 徑向力/ 進氣終點 壓縮終點 1811.355 6122.8789 膨脹終點 排氣終點 2365.96 7997.61 2.4 本章小結(jié) 本章首先分析了曲柄連桿機構(gòu)的運動情況，重點分析了活塞的運動，在此基礎(chǔ)上分析了每個工作過程的氣體壓力變化情況，進一步推導(dǎo)出各過程氣體力的理論計算公式，進行了機構(gòu)中運動質(zhì)量的換算，并根據(jù)EA113型柴油機的具體結(jié)構(gòu)參數(shù)計算出了各過程的氣體力，為后面章節(jié)的動力仿真提供了理論數(shù)據(jù)的依據(jù)。 第3章

24、活塞組的設(shè)計 3.1 活塞的設(shè)計 活塞組包括活塞、活塞銷和活塞環(huán)等在氣缸里作往復(fù)運動的零件，它們是發(fā)動機中工作條件最嚴酷的組件。發(fā)動機的工作可靠性與使用耐久性，在很大程度上與活塞組的工作情況有關(guān)。 3.1.1 活塞的工作條件和設(shè)計要求 1、活塞的機械負荷 在發(fā)動機工作中,活塞承受的機械載荷包括周期變化的氣體壓力、往復(fù)慣性力以及由此產(chǎn)生的側(cè)向作用力。在機械載荷的作用下，活塞各部位承受了不同的應(yīng)力：活塞頂部承受動態(tài)彎曲應(yīng)力；活塞銷座承受拉壓及彎曲應(yīng)力；環(huán)岸承受彎曲及剪應(yīng)力。此外，在環(huán)槽及裙部還有較大的磨損。 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

25、、剛度前提下，結(jié)構(gòu)要盡量簡單、輕巧，截面變化處的過渡要圓滑，以減少應(yīng)力集中。 2、活塞組的設(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。 3.1.2 活塞的材料 在發(fā)動機中，灰鑄鐵由于耐磨性、耐蝕性好

26、、膨脹系數(shù)小、熱強度高、成本低、工藝性好等原因，曾廣泛地被作為活塞材料。但近幾十年來，由于發(fā)動機轉(zhuǎn)速日益提高，工作過程不斷強化，灰鑄鐵活塞因此比重大和導(dǎo)熱性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，鋁合金比重小，約為灰鑄鐵的1/3，結(jié)構(gòu)重量僅占鑄鐵活塞的。因此其慣性小，這對高速發(fā)動機具有重大意義。鋁合金另一突出優(yōu)點是導(dǎo)熱性好，其熱傳導(dǎo)系數(shù)約為鑄鐵的倍，使活塞溫度顯著下降。對汽油機來說，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。 共晶鋁硅合金是目前國內(nèi)外應(yīng)用最廣泛的活塞材料，既可鑄造，也可鍛造。含硅9%左右的亞共晶鋁硅合金，熱膨脹系數(shù)稍大一些

27、，但由于鑄造性能好，適應(yīng)大量生產(chǎn)工藝的要求，應(yīng)用也很廣。 綜合分析，該發(fā)動機活塞采用鋁硅合金材料鑄造而成。 3.1.3 活塞頭部的設(shè)計 1、設(shè)計要點 活塞頭部包括活塞頂和環(huán)帶部分，其主要功用是承受氣壓力，并通過銷座把它傳給連桿，同時與活塞環(huán)一起配合氣缸密封工質(zhì)。因此，活塞頭部的設(shè)計要點是： （1）保證它具有足夠的機械強度與剛度，以免開裂和產(chǎn)生過大變形，因為環(huán)槽的變形過大勢必影響活塞環(huán)的正常工作； （2）保證溫度不過高，溫差小，防止產(chǎn)生過大的熱變形和熱應(yīng)力，為活塞環(huán)的正常工作創(chuàng)造良好條件，并避免頂部熱疲勞開裂； （3）尺寸盡可能緊湊，因為一般壓縮高度縮短1單位，整個發(fā)動機高度就可以

28、縮短單位，并顯著減輕活塞重量。而則直接受頭部尺寸的影響。 2、壓縮高度的確定 活塞壓縮高度（指銷孔中心到活塞頂面的距離）的選取將直接影響發(fā)動機的總高度，以及氣缸套、機體的尺寸和質(zhì)量。盡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)槽的高度及銷孔的直徑。 （1）第一環(huán)位置 根據(jù)活塞環(huán)的布置確定活塞壓縮高度時，首先須定出第一環(huán)的位置，即所謂火力岸高度。為縮小，當然希望盡可能小，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。因此火力岸高度的選取原則是：在

29、滿足第一環(huán)槽熱載荷要求的前提下，盡量取得小些。一般柴油機，為活塞直徑，該發(fā)動機的活塞標準直徑，確定火力岸高度為： （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。但太小，使制環(huán)工藝困難。在小型高速內(nèi)燃機上，一般氣環(huán)高，油環(huán)高。 該發(fā)動機采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)稱之為壓縮環(huán)（氣環(huán)），第三環(huán)稱之為油環(huán)。取，，。 環(huán)岸的高度，應(yīng)保證它在氣壓力造成的負荷下不會破壞。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，其它較小。實際發(fā)動機

30、的統(tǒng)計表明，，。 則 ， 。 因此，環(huán)帶高度。 （3）上裙尺寸 確定好活塞頭部環(huán)的布置以后，壓縮高度H1最后決定于活塞銷軸線到最低環(huán)槽（油環(huán)槽）的距離h1。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削弱，同時也不致因銷座處材料分布不均引起變形，影響油環(huán)工作。 綜上所述，可以決定活塞的壓縮高度。對于柴油機，所以。

31、 。 3、活塞頂和環(huán)帶斷面 （1）活塞頂 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)計角度，為了減輕活塞組的熱負荷和應(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，即平頂。大多數(shù)汽油機正是采用平頂活塞，由于EA113 5V 1.6L發(fā)動機為高壓縮比，因而采用近似于平頂?shù)幕钊?。實際統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，活塞頂部最小厚度，汽油機為，即。活塞頂接受的熱量，主要通過活塞環(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)活塞本身傳到氣缸壁的占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

32、應(yīng)足夠大，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)的熱負荷，并降低了最高溫度。 活塞頭部要安裝活塞環(huán)，側(cè)壁必須加厚，一般取，取為6.16mm，活塞頂與側(cè)壁之間應(yīng)該采用較大的過渡圓角，一般取，取0.074為5.993mm.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)仔細修圓，以免在高溫下熔化。 （2）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(dǎo)熱良好，不讓熱量過多地集中在最高一環(huán)，其平均值為。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0.2-0.5

33、mm。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。 （3）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

34、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)隙如表3.1所示: 表3.1 活塞環(huán)的開口間隙及側(cè)隙 活塞環(huán) 開口間隙/ 側(cè)隙/ 第一道環(huán) 第二道環(huán) 第三道環(huán) 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)的則更大些，如圖3.1所示。 （4）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)岸上面的壓力比下面壓力大得多，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，

35、專門的試驗表明，當活塞頂上作用著最高爆發(fā)壓力時，，，如圖3.2所示。 已知=4.5，則，， 圖3.1 環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及環(huán)槽結(jié)構(gòu) 圖3.2第一環(huán)岸的受力情況 環(huán)岸是一個厚、內(nèi)外圓直徑為、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行大致的計算。在通常的尺寸比例下，可假定槽底（岸根）直徑，環(huán)槽深為： 于是作用在岸根的彎矩為 式（3.1） 而環(huán)岸根斷面的抗彎斷面系數(shù)近似等于 所以環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應(yīng)力

36、 式（3.2） 同理得剪切應(yīng)力為： 式（3.3） 接合成應(yīng)力公式為： 式（3.4） 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，，校核合格[9]。 3.1.4 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。活塞沿氣缸往復(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。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，

37、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

38、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(yù)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(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

39、用的橢圓形狀是按下列公式設(shè)計的： 式 （3.4） 式中、分別為橢圓的長短軸，如圖3.3所示。 缸徑小于的裙部開槽的活塞，橢圓度（）的大小，一般為。 圖3.3 活塞銷裙部的橢圓形狀 1、裙部的尺寸 活塞裙部是側(cè)壓力的主要承擔者。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。 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)上的要求加以適當修改。 裙部單位面積壓力（裙部

40、比壓）按下式計算： 式（3.5） 式中：—最大側(cè)作用力，由動力計算求得，=2410.83 —活塞直徑，； —裙部高度，。 取。 一般發(fā)動機活塞裙部比壓值約為，所以設(shè)計合適。 2、銷孔的位置 活塞銷與活塞裙軸線不相交，而是向承受膨脹側(cè)壓力的一面（稱為主推力面，相對的一面稱為次推力面）偏移了，這是因為，如果活塞銷中心布置，即銷軸線與活塞軸線相交，則在活塞越過上止點，側(cè)壓力作用方向改變時，活塞從次推力面貼緊氣缸壁的一面突然整個地橫掃過來變到主推力面貼緊氣缸壁的另一面，與氣

41、缸發(fā)生“拍擊”，產(chǎn)生噪音，有損活塞耐久性。如果把活塞銷偏心布置，則能使瞬時的過渡變成分布的過渡，并使過渡時刻先于達到最高燃燒壓力的時刻，因此改善了發(fā)動機的工作平順性。 3.2 活塞銷的設(shè)計 3.2.1 活塞銷的結(jié)構(gòu)、材料 1、活塞銷的結(jié)構(gòu)和尺寸 活塞銷的結(jié)構(gòu)為一圓柱體，中空形式，可減少往復(fù)慣性質(zhì)量，有效利用材料?；钊N與活塞銷座和連桿小頭襯套孔的連接配合，采用“全浮式”?；钊N的外直徑，取，活塞銷的內(nèi)直徑，取活塞銷長度，取 2、活塞銷的材料 活塞銷材料為低碳合金鋼，表面滲碳處理，硬度高、耐磨、內(nèi)部沖擊韌性好。表面加工精度及粗糙度要求極高，高溫下熱穩(wěn)定性好。 3.2.2 活

42、塞銷強度和剛度計算 由運動學知，活塞銷表面受到氣體壓力和往復(fù)慣性力的共同作用，總的作用力，活塞銷長度，連桿小頭高度，活塞銷跨度。 1、最大彎曲應(yīng)力計算 活塞銷中央截面的彎矩為 式（3.6） 空心銷的抗彎斷面系數(shù)為， 其中 所以彎曲應(yīng)力為 即 式（3.7） 2、最大剪切應(yīng)力計算 最大剪切應(yīng)

43、力出現(xiàn)在銷座和連桿小頭之間的截面上。橫斷截面的最大剪切應(yīng)力發(fā)生在中性層上，其值按下式計算： 式（3.8） 已知許用彎曲應(yīng)力；許用剪切應(yīng)力，那么校核合格[9]。 3.3 活塞銷座 3.3.1 活塞銷座結(jié)構(gòu)設(shè)計 活塞銷座用以支承活塞，并由此傳遞功率。銷座應(yīng)當有足夠的強度和適當?shù)膭偠?，使銷座能夠適應(yīng)活塞銷的變形，避免銷座產(chǎn)生應(yīng)力集中而導(dǎo)致疲勞斷裂；同時要有足夠的承壓表面和較高的耐磨性。 活塞銷座的內(nèi)徑，活塞銷座外徑一般等于內(nèi)徑的倍，取， 活塞銷的彎曲跨度越小，銷的彎曲變形就越小，銷—銷座系統(tǒng)的工作越

44、可靠，所以，一般設(shè)計成連桿小頭與活塞銷座開擋之間的間隙為，但當制造精度有保證時，兩邊共就足夠了，取間隙為。 3.3.2 驗算比壓力 銷座比壓力為： 式（3.9） 一般。 3.4 活塞環(huán)設(shè)計及計算 3.4.1 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)計 該發(fā)動機采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)為氣環(huán)，第三環(huán)為油環(huán)。 活塞環(huán)的主要尺寸為環(huán)的高度、環(huán)的徑向厚度。氣環(huán)，油環(huán)，取，，。活塞環(huán)的徑向厚度，一般推薦值為：當缸徑為時，，取。 3.4.2 活塞環(huán)強度校核 1、工作狀態(tài)下的彎曲應(yīng)力 活塞斷面的最大彎矩為：

45、 式（3.10） 由此可得最大彎曲應(yīng)力為： 式（3.11） 對于斷面均壓環(huán)其開口間隙與活塞環(huán)平均接觸壓力之間有如下關(guān)系： 式（3.12） 將式（3.12）帶入（3.11）并整理得： 式（3.13） 式中：—材料的彈性模量，對合金鑄鐵； —活塞環(huán)的開口間隙，，取； —氣缸直徑，； —活塞環(huán)徑向厚度，。 則 活塞環(huán)工作時的許用彎曲應(yīng)力為，則校核合格。 2、套裝應(yīng)力 活塞環(huán)往活塞上套裝時，要把切口扳得比自由

46、狀態(tài)的間隙還大，對于均壓環(huán)，此時的正對切口處的最大套裝彎曲應(yīng)力為： 式（3.14） 式中：—與套裝方法有關(guān)的系數(shù)，根據(jù)套裝方法的不同，其值為，一般取， 則 因環(huán)的套裝時在常溫下進行的，承受的應(yīng)力時間甚短，所以套裝應(yīng)力的許用值大于工作應(yīng)力的許用值，所以校核合格[9]。 3.5 本章小結(jié) 在活塞的設(shè)計過程中，分別確定了活塞、活塞銷、活塞銷座和活塞環(huán)的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，分析了其工作條件，總結(jié)了設(shè)計要求，選擇合適的材料，并分別進行了相關(guān)的強度和剛度校核。

47、 第４章 連桿組的設(shè)計 4.1 連桿的設(shè)計 4.1.1 連桿的工作情況、設(shè)計要求和材料選用 1、工作情況 連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復(fù)運動，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運動。因此，連桿體除有上下運動外，還左右擺動，做復(fù)雜的平面運動。 2、設(shè)計要求 連桿主要承受氣體壓力和往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，因此，在設(shè)計時應(yīng)首先保證連桿具有在足夠的疲勞強度和結(jié)構(gòu)剛度。所以設(shè)計連桿的一個主要要求是在盡可能輕巧的結(jié)構(gòu)下保證足夠的剛度和強度。為此，必須選用高強度的材料；合理的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。 3、材料的選擇 為了保證連桿在結(jié)構(gòu)輕巧的條件下有足夠的剛

48、度和強度，采用精選含碳量的優(yōu)質(zhì)中碳結(jié)構(gòu)鋼45模鍛，表面噴丸強化處理，提高強度。 4.1.2 連桿長度的確定 設(shè)計連桿時首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長度。它通常是用連桿比來說明的，通常0.3125，取，，則。 4.1.3 連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度、剛度計算 1、連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計 連桿小頭主要結(jié)構(gòu)尺寸如圖4.1所示，小頭襯套內(nèi)徑和小頭寬度已在活塞組設(shè)計中確定，，。 為了改善磨損，小頭孔中以一定過盈量壓入耐磨襯套，襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，這種襯套的厚度一般為，取，則小頭孔直徑，小頭外徑，取。 2、連桿小頭的強度校核 圖4.1 連桿小頭主要結(jié)果尺寸 （1）襯套過盈配

49、合的預(yù)緊力及溫度升高引起的應(yīng)力 計算時把連桿小頭和襯套當作兩個過盈配合的圓筒，則在兩零件的配合表面，由于壓入過盈及受熱膨脹，小頭所受的徑向壓力為： 　　 式（4.1） 式中：—襯套壓入時的過盈，； 一般青銅襯套，取， —工作后小頭溫升,約； —連桿材料的線膨脹系數(shù)，對于鋼 ； —襯套材料的線膨脹系數(shù)，對于青銅； 、—連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)，可??； —連桿材料的彈性模數(shù)，鋼； —襯套材料的彈性模數(shù)，青銅。 計算小頭承受的徑向壓力為： 由徑向均布力引起小頭外側(cè)及內(nèi)側(cè)纖維上的應(yīng)力，可按厚壁筒公式計算， 外表面應(yīng)力

50、式（4.2） 內(nèi)表面應(yīng)力 式（4.3） 的允許值一般為，校核合格。 （2）連桿小頭的疲勞安全系數(shù) 連桿小頭的應(yīng)力變化為非對稱循環(huán)，最小安全系數(shù)在桿身到連桿小頭的過渡處的外表面上為： 式（4.4） 式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限， （合金鋼），??； —材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取=0.2； —應(yīng)力幅， ； —平均應(yīng)力，； —工藝系數(shù)，，取0.5。 則 連桿小頭的疲勞強度的安全系數(shù)，一般約在范圍之內(nèi)。 3、連桿小頭的剛度計算 當采用浮動式活塞銷時，必須

51、計算連桿小頭在水平方向由于往復(fù)慣性力而引起的直徑變形，其公式為: 式（4.5） 式中：—連桿小頭直徑變形量，； —連桿小頭的平均直徑，； —連桿小頭斷面積的慣性矩。 則 對于一般發(fā)動機，此變形量的許可值應(yīng)小于直徑方向間隙的一半，標準間隙一般為，則校核合格。 4.1.4 連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度計算 1、連桿桿身結(jié)構(gòu)的設(shè)計 連桿桿身從彎曲剛度和鍛造工藝性考慮，采用工字形斷面，桿身截面寬度約等于(為氣缸直徑)，取，截面高度，取。 2、連桿桿身的強度校核 （1）最大拉伸應(yīng)力 由最大拉伸力引起的拉伸應(yīng)力為：

52、 式（4.6） 式中：—連桿桿身的斷面面積，為活塞投影面積，取。 則最大拉伸應(yīng)力為： （2）桿身的壓縮與縱向彎曲應(yīng)力 桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃氣作用力時，并可認為是在上止點，最大壓縮力為： 式（4.7） 連桿承受最大壓縮力時，桿身中間斷面產(chǎn)生縱向彎曲。此時連桿在擺動平面內(nèi)的彎曲，可認為連桿兩端為鉸支，長度為；在垂直擺動平面內(nèi)的彎曲可認為桿身兩端為固定支點，長度為，因此在擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：

53、 式（4.8） 式中：—系數(shù)，對于常用鋼材，，?。? —計算斷面對垂直于擺動平面的軸線的慣性矩，。 ； 將式（4.8）改為： 　　　　　　　　　 　　　　　　　　　　　 式（4.9） 式中 —連桿系數(shù)，； 則擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為： 同理，在垂直于擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為： 式（4.10） 　　 將式（4.10）改成

54、 式（4.11） 式中：—連桿系數(shù)，。 則在垂直于擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為： 和的許用值為 ，所以校核合格。 （3）連桿桿身的安全系數(shù) 連桿桿身所受的是非對稱的交變循環(huán)載荷，把或看作循環(huán)中的最大應(yīng)力，看作是循環(huán)中的最小應(yīng)力，即可求得桿身的疲勞安全系數(shù)。 循環(huán)的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力，在連桿擺動平面為： 式（4.12） 式（4.13） 在垂直擺動平面內(nèi)為：

55、 式（4.14） 連桿桿身的安全系數(shù)為： 式（4.15） 式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），取； —材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取=0.2； —工藝系數(shù)，，取0.45。 則在連桿擺動平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為： 在垂直擺動平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為： 桿身安全系數(shù)許用值在的范圍內(nèi)，則校核合格。 4.1.5 連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度、剛度計算 1、連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與主要尺寸 連桿大頭的結(jié)構(gòu)與尺寸基本上決

56、定于曲柄銷直徑、長度、連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。其中在、在曲軸設(shè)計中確定，，，則大頭寬度，軸瓦厚度，取，大頭孔直徑。 連桿大頭與連桿蓋的分開面采用平切口，大頭凸臺高度，取， ，為了提高連桿大頭結(jié)構(gòu)剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離，取，一般螺栓孔外側(cè)壁厚不小于2毫米，取3毫米，螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過渡采用盡可能大的圓角。 2、連桿大頭的強度校核 作用力通過曲柄銷作用在大頭蓋上按余弦規(guī)律分布，大頭蓋的斷面假定是不變的，且其大小與中間斷面一致，大頭的曲率半徑為，固定角為，通常取。 連桿蓋的最大載荷是在進氣沖程開始的，計算得： 作用在危險斷面上的彎矩和法向力由經(jīng)驗公式求得：

57、 式（4.16） 由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為： 式（4.17） 作用于大頭蓋中間斷面的法向力為： 式（4.18） 式中：，—大頭蓋及軸瓦的慣性矩，， ， ，—大頭蓋及軸瓦的斷面面積，， ， ， 在中間斷面的應(yīng)力為： 式（4.19） 式中：—大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)， 計算連桿大頭蓋的應(yīng)力為： 一般發(fā)動機連桿大頭蓋的應(yīng)力許

58、用值為，則校核合格。 4.2 連桿螺栓的設(shè)計 4.2.1 連桿螺栓的工作負荷與預(yù)緊力 根據(jù)氣缸直徑初選連桿螺紋直徑，根據(jù)統(tǒng)計，取。 發(fā)動機工作時連桿螺栓受到兩種力的作用：預(yù)緊力和最大拉伸載荷，預(yù)緊力由兩部分組成。連桿上的螺栓數(shù)目為2，則每個螺栓承受的最大拉伸載荷為往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力在氣缸中心線上的分力之和， 即 式（4.20） 軸瓦過盈量所必須具有的預(yù)緊力由軸瓦最小應(yīng)力，由實測統(tǒng)計可得一般為，取30，由于發(fā)動機可能超速，也可能發(fā)生活塞拉缸，應(yīng)較理論計算值大些，一般取，取。 4.2.2 連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算 連桿螺栓預(yù)緊力不足不能保證連接的可靠性，但預(yù)緊力

59、過大則可能引起材料超出屈服極限，則應(yīng)校核屈服強度，滿足 式（4.21） 式中：—螺栓最小截面積，； —螺栓的總預(yù)緊力，； —安全系數(shù)，，取1.7； —材料的屈服極限，一般在800以上。 那么連桿螺栓的屈服強度為： 則校核合格[9]。 4.3 本章小結(jié) 本章在設(shè)計連桿的過程中，首先分析了連桿的工作情況，設(shè)計要求，并選擇了適當?shù)牟牧?，然后分別確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，并進行了強度和剛度的校核，最后根據(jù)工作負荷和預(yù)緊力選擇了連桿螺栓，并行檢驗校核。

60、 第5章 曲軸的設(shè)計 5.1 曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇 5.1.1 曲軸的工作條件和設(shè)計要求 曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力、往復(fù)和旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量的慣性力以及它們的力矩作用下工作的，使曲軸既扭轉(zhuǎn)又彎曲，產(chǎn)生疲勞應(yīng)力狀態(tài)。 由于曲軸彎曲與扭轉(zhuǎn)振動而產(chǎn)生附加應(yīng)力，再加上曲軸形狀復(fù)雜，結(jié)構(gòu)變化急劇，產(chǎn)生的嚴重的應(yīng)力集中。特別在曲柄至軸頸的圓角過渡區(qū)、潤滑油孔附近以及加工粗糙的部位應(yīng)力集中現(xiàn)象尤為突出。所以在設(shè)計曲軸時，要使它具有足夠的疲勞強度，盡量減小應(yīng)力集中現(xiàn)象，克服薄弱環(huán)節(jié)，保證曲軸可靠工作。 如果曲軸彎曲剛度不足，就會

61、大大惡化活塞、連桿的工作條件，影響它們的工作可靠性和耐磨性，曲軸扭轉(zhuǎn)剛度不足則可能在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)產(chǎn)生強烈的扭轉(zhuǎn)振動，所以設(shè)計曲軸時，應(yīng)保證它有盡可能高的彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度。 此外，曲軸主軸頸與曲柄銷時再高比壓下進行高速轉(zhuǎn)動的，因而還會產(chǎn)生強烈的磨損。所以設(shè)計曲軸時，要使其各摩擦表面耐磨，各軸頸應(yīng)具有足夠的承壓面積同時給予盡可能好的工作條件。 5.1.2 曲軸的結(jié)構(gòu)型式 曲軸的設(shè)計從總體結(jié)構(gòu)上選擇整體式，它具有工作可靠、質(zhì)量輕的特點，而且剛度和強度較高，加工表面也比較少。為了提高曲軸的彎曲剛度和強度，采用全支撐半平衡結(jié)構(gòu)，即四個曲拐，每個曲拐的兩端都有一個主軸頸，如圖5.1所示：

62、圖5.1 曲軸的結(jié)構(gòu)型式 5.1.3 曲軸的材料 在結(jié)構(gòu)設(shè)計和加工工藝正確合理的條件下，主要是材料強度決定著曲軸的體積、重量和壽命，作為曲軸的材料，除了應(yīng)具有優(yōu)良的機械性能以外，還要求高度的耐磨性、耐疲勞性和沖擊韌性。同時也要使曲軸的加工容易和造價低廉。在保證曲軸有足夠強度的前提下，盡可能采用一般材料。以鑄代鍛，以鐵代鋼。高強度球墨鑄鐵的出現(xiàn)為鑄造曲軸的廣泛采用提供了前提。 球墨鑄鐵就其機械性能和使用性能而言，比其它多種鑄鐵都要好。球墨鑄鐵曲軸可以鑄成復(fù)雜的合理的結(jié)構(gòu)形狀，使其應(yīng)力分布均勻，金屬材料更有效地利用，加上球鐵材料對斷面缺口的敏感性小，使得球鐵曲軸的實際彎曲疲勞強度與正火中碳鋼

63、相近。 該發(fā)動機曲軸采用球墨鑄鐵鑄造而成。 5.2 曲軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細節(jié)設(shè)計 5.2.1 曲柄銷的直徑和長度 在考慮曲軸軸頸的粗細時，首先是確定曲柄銷的直徑。在現(xiàn)代發(fā)動機設(shè)計中，一般趨向于采用較大的值，以降低曲柄銷比壓，提高連桿軸承工作的可靠性，提高曲軸的剛度。但是，曲柄銷加粗伴隨著連桿大頭加大，使不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的離心力增大，隨曲軸及軸承的工作帶來不利，對于汽油機，，為氣缸直徑，已知=80.985，則，曲柄銷直徑取為=0.60=47.80。 曲柄銷的長度是在選定的基礎(chǔ)上考慮的。從增加曲軸的剛性和保證軸承的工作能力出發(fā)，應(yīng)使控制在一定范圍內(nèi)，同時注意曲拐各部分尺寸協(xié)調(diào)，根據(jù)

64、統(tǒng)計/=，取=0.59=28。 軸頸的尺寸，最后可以根據(jù)承壓面的投影面積與活塞投影面積之比來校核，此比值據(jù)統(tǒng)計在范圍內(nèi)，而且汽油機偏下限。 那么由，則長度取值合適。 5.2.2 主軸頸的直徑和長度 為了最大限度地增加曲軸的剛度，適當?shù)丶哟种鬏S頸，這樣可以增加曲軸軸頸的重疊度，從而提高曲軸剛度，其次，加粗主軸頸后可以相對縮短其長度，從而給加厚曲柄提高其強度提供可能。從曲軸各部分尺寸協(xié)調(diào)的觀點，建議取，取=1.13=54。 由于主軸承的負荷比連桿軸承輕，主軸頸的長度一般比曲柄銷的長度短，這樣可滿足增強剛性及保證良好潤滑的要求。 據(jù)統(tǒng)計，取=0.31=25.11。 5.2.3 曲柄

65、曲柄應(yīng)選擇適當?shù)暮穸?、寬度，以使曲軸有足夠的剛度和強度。為提高曲柄的抗彎能力，適當增加曲柄的厚度，曲柄的形狀采用橢圓形，為了能最大限度地減輕曲軸的重量，并減小曲柄相對于主軸頸中心的不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量，將曲柄上肩部多余的金屬削去。根據(jù)統(tǒng)計，曲柄的寬度，取，厚度，取。 曲柄臂以凸肩接主軸頸和曲柄銷。凸肩的厚度根據(jù)曲軸加工工藝決定。全加工曲軸的只有0.5~1，取=1。 曲柄銷和主軸頸至曲柄臂凸肩的過渡圓角對應(yīng)力集中程度影響最大，加大圓角半徑可使圓角應(yīng)力峰值降低，故宜取大，至少不能小于0.05或2.5，取=3。 5.2.4 平衡重 對四拐曲軸來說，作用在第1、2拐和第3、4拐上的離心慣性力互成力偶

66、。這兩個力偶大小相等、方向相反，所以從整體上講是平衡的，但是這兩個力偶卻還是作用在曲袖上了，曲軸這兩個對稱力偶的作用下可能發(fā)生彎曲變形。由于曲軸是安裝在機體的主軸承中的，所以曲軸發(fā)生彎曲變形時上述力偶就將也部分地作用在機體上，使機體承受附加彎曲力偶的作用，尤其是在此情況下主軸承的工作條件也要變壞。安裝平衡重，改善曲軸本身和機體的受力情況，尤其改善了主軸承的工作條件。 設(shè)計時，平衡重對主軸承工作情況的影響是利用主軸頸載荷圖來進行估算的。沒有平衡重時，由于離心慣性力的影響，主軸頸表面所受載荷的分布可能很不均勻，一部分軸頸表面所受載荷很大，但另一部分軸頸表面卻完全不承受載荷。通過安裝平衡重可以抵消一部分離心慣性力，從而使軸頸表面的載荷分布比較均勻些，與此同時軸頸和軸承表面的平均載荷也可以相應(yīng)下降。它意味著軸頸的磨損也可以比較均勻，而不是集中磨一處，防止因偏磨而很決失圓損壞。 設(shè)計平衡重時，應(yīng)盡可能使平衡重的重心遠離曲軸旋轉(zhuǎn)中心，即用較輕的重量達到較好的效果，以便盡可能減輕曲軸重量。平衡重的徑向尺寸和厚度以不碰活塞裙底和連桿大頭能通過為限度。將平衡重與曲軸鑄成一體，時加工較簡單，并且工作可