下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709851L4100 柴油機設計（曲柄連桿機構）摘 要本次設計主要針對性設計了 L4100 柴油機的曲柄連桿機構，對這個系統(tǒng)中的各種零部件進行分析相應的分析和設計。由于發(fā)動機作為一臺完整的動力機械的心臟部位，扮演著居足輕重的加角色。首先從整體方面著手，先確定整個機體采用的形式，確定整機的外形尺寸。再著眼于各個細節(jié)部分。將設計任務逐級分配下去，從缸蓋的結構，氣門傳動組的設計，再到活塞連桿組的連桿、活塞、以及曲軸的設計，最后是相關傳動機構的設置，油底殼的外形尺寸等等一系列的復雜設計，最后組成一臺完整的發(fā)動機。若中間任何一道工序出現(xiàn)差錯，這一項任務的完成就會大打折扣。因此本此設計在著手設計曲柄連桿機構的所有零部件時，都本著精益求精的態(tài)度去完成。由于已經給定了發(fā)動機的相關參數(shù)，所以在設計之初就需要對曲柄連桿連桿機構中的每一個構件（包括活塞，連桿，曲軸）我們都采用先分析其相應的運動情況，再以此為依據(jù)設計相關參數(shù)，保證動力學分析時能夠合理有效的進行，最后進行同時相關強度、硬度的校核。根據(jù)最終校核的情況再做出相應的調整。在保證最大化的輕巧，靈便的同時，保證相關技術要求。最后用 CAD 繪出相應的幾何圖形。關鍵詞：柴油機,曲柄連桿機構,動力學分析,CAD 制圖下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709852L4100 Diesel Engine Design (Connecting Rod Mechanism)ABSTRACTThe main purpose of this design is to design the crank connecting rod mechanism of the L4100 diesel engine .including a variety of components . As the heart of the mechanical parts, 下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709853this system plays a pivotal role.First from the overall aspects of the first to determine the form of the whole body to determine the overall size of the machine. And then focus on the details of the part. The design task is assigned step by step, from the structure of the cylinder head, the design of the valve drive group, to the design of the connecting rod of the piston connecting rod, the piston, and the crankshaft. Finally, the setting of the relevant transmission mechanism, Size and so on a series of complex design, and finally form a complete engine. If any of the middle of a process error, the completion of this task will be greatly reduced. So this design in the design of the crank link mechanism of all parts, are in the attitude of excellence to complete.As the engine has been given the relevant parameters, so the beginning of the design of the crank connecting rod mechanism in each of the components (including the piston, connecting rod, crankshaft) we have to use the first analysis of the corresponding movement, and then As the basis for the design of relevant parameters to ensure that the dynamic analysis can be reasonable and effective, and finally the relevant strength, hardness of the check. According to the final check the situation and then make the appropriate adjustments. In ensuring the maximum lightweight, flexible at the same time, to ensure that the relevant technical requirements. Finally, the use of three-dimensional software CAD to produce the corresponding geometric model.KEY WORDS: diesel engine,the crank connecting rod mechanism;dynamic analysis,three-dimensional software CAD目 錄下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709854前言.....................................................................................................................1第一章 曲柄連桿機構受力分析 ......................................2§ 1.1 曲柄連桿機構運動學 .............................................................................2§ 1.1.1 活塞的位移 .................................................................................2§ 1.1.2 活塞的速度 .................................................................................4§ 1.1.3 活塞的加速度 .............................................................................4§ 1.2 曲柄連桿機構中的作用力 ....................................................................4§ 1.2.1 氣缸內可燃混合氣的作用力 .....................................................5§ 1.2.2 機構的慣性力 .............................................................................5第二章 活塞組的設計 ..........................................................................................14§ 2.1 活塞的工作環(huán)境總括 .................................................................................14§ 2.1.1 活塞的工作條件和設計要求 ...................................................14§ 2.1.2 工作條件 .....................................................................................14§ 2.1.3 活塞頭部的設計 .........................................................................15§ 2.1.4 活塞裙部的設計 .......................................................................17下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709855§ 2.2 活塞環(huán)設計及計算 .....................................................................................19§ 2.2.1 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設計 ...................................................19§ 2.2.2 活塞環(huán)強度校核 .......................................................................19§2.3 本章小結 ...............................................................................................21第三章 連桿組的設計 ...................................................................................22§ 3.1 連桿的設計 ..........................................................................................22§ 3.1.1 連桿的工作情況、設計要求和材料選用 ...............................22§ 3.1.2 連桿長度的確定 .......................................................................23§ 3.1.3 連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算 ...............................23§ 3.1.4 連桿桿身的結構設計與強度計算 ...........................................26§ 3.1.5 連桿大頭的結構設計與強度、剛度計算 ...............................29§ 3.2 連桿螺栓的設計 ..................................................................................31§ 3.2.1 連桿螺栓的工作負荷與預緊力 ...............................................31§ 3.2.2 連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算 ...................................31§ 3.3 本章小結 ..............................................................................................32下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709856第四章 曲軸的設計 ...............................................33§ 4.1 曲軸的結構型式和材料的選擇 .................................................................33§ 4.1.1 曲軸的結構型式 .......................................................................33§ 4.1.2 曲軸的材料 ................................................................................33§ 4.2 曲軸的主要尺寸的確定和結構細節(jié)設計 ..........................................34§ 4.2.1 曲柄銷的直徑和長度 ..............................................................34§ 4.2.2 主軸頸的直徑 和長度 .......................................................341D1L§ 4.2.3 曲柄 ...........................................................................................34§ 4.2.4 平衡重 .........................................................................................35§ 4.2.5 油孔的位置和尺寸 ...................................................................35§ 4.3 曲軸的疲勞強度校核 ...........................................................................36§ 4.3.1 作用于單元曲拐上的力和力矩 ...............................................36§ 4.3.2 名義應力的計算 .......................................................................41§ 4.4 本章小結 ..............................................................................................43結 論 ......................................................................................................................44下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709857參考文獻...........................................................................................................43致 謝 ......................................................................................................................46下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709858下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709859前 言1.選題的意義和目的截止到如今，柴油機已經走過了風風雨雨的 80 多年的歲月歷程。這一段歲月中，柴油機的發(fā)展有過繁榮，也有過令人唏噓的階段。但是隨著我們一代又一代人的努力，和堅持不懈的奮斗，柴油機已經取得了可喜的成就，被廣泛應用在國民生產生活的各個領域。眾所周知，一臺發(fā)動機能夠正常的運行，一定離不開曲柄連桿機構這樣一個能夠進行動力傳動系統(tǒng)。此系統(tǒng)保證發(fā)動機各個工作循環(huán)的順利進行，同時將活塞頂部可燃混合氣然燒產生的氣體壓力轉化為曲軸的轉矩對外輸出。其中活塞和缸蓋在發(fā)動機工作中提供然燒反應場所，連桿在整個運動過程中主要承受著來自高溫氣體的壓力和活塞的王付慣性力所殘生的狡辯載荷。初次之外，連桿在在狡辯載荷的作用下還會發(fā)生斷裂，將會導致一系列的事故的發(fā)省。嚴重者導致柴油機的就此報廢，影響工作的正常進行，所以，保證曲柄連桿機構相關參數(shù)的正確性具有重要意義。2.主要設計內容設計一款 D×S=100×125mm,12h 功率 44kW/2200r/min。設計要求：1、整機裝配圖（縱剖） ；活塞、連桿、曲軸零件圖。（總圖量不少于三張 A0 圖，其中手工繪圖不少于一張 A0 圖。 ）2、撰寫設計說明書，不少于 12000 字。下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985103、翻譯外文資料，不少于 10000 字符。通過查閱相關資料，了解曲柄連桿機構，主要組成結構。研究各零部件的工作環(huán)境以及各種先關受力的情況。畫出相應的受力分析或者剪力彎矩圖，分析完成以后，決定所選尺寸是否符合相關要求，能否是整個機構配合起來能夠正常運轉，這對于整機的運轉穩(wěn)定性有著重要的意義。本次設計的內容就是要完成 L4100 柴油機的曲柄連桿機構的活塞、連桿、曲軸的設計使之能夠達到我們生產所需。請對照參考觀察同類發(fā)動機實物，進行曲柄連桿機構相關零件設計。下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098511第一章 曲柄連桿機構受力分析§ 1.1 曲柄連桿機構運動學此次設計的曲柄連桿機構的簡圖，如下所示：圖中 O 點為氣缸中心線與曲軸中心線的交點，OB 代表的是曲柄， AB 代表的是連桿，B 是曲柄銷的中心點，A 點代表的則是連桿小頭的中心位置。當個該機構工作時，曲柄以等角速度旋轉，OB 上任意點都做圓心在 O 點的圓周轉動，A 點在活塞內部做往復直線運動，中間的連桿 AB 段則是做的是一個比較復雜的平面運動。B 點是大頭魚曲柄銷連接處質量的簡化集中點。一般在實際處理問題的時候，通常將連桿簡化為集中在連桿大小頭的兩個質量，這兩個質量一個做往復直線運動，另一個則做的是圓周運動，有了此種簡化，我們研究連桿的運動規(guī)律就變得簡單的多了。圖 1-1 曲柄連桿機構運動簡圖下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098512§ 1.1.1 活塞的位移如上圖 1.1 所示，我們假設曲柄的轉動變化角為 ， 為連桿的擺動幅度角。統(tǒng)一規(guī)??定方向：逆時針為正，順時針為負 Y。設上止點時活塞的位置是 ,這時 = 。設下止點時時活塞的位置是 ,這時 =1801A?02A?。?此時活塞的位移 為:x= = =(r+ )A1O?l)cos(??lr?= ]1(s1[??（1.1）式中： —連桿比。?然而，上邊的式子確能進一步簡化，根據(jù)上邊的結構簡化圖，我們可以得出以下關系： ??sinilr?即 ??iisinl又由于 ???22sin1sin1cos??（1 .2）所以有：= x)]sin1(cos1[2?????r（1 .3）下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098513用牛頓二項式定理將上式 1.3 中的根號內容展開，得：…???? ????? 6422 sin1si8sin1sin1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（1.4）??22sin1sin1???將式（1.4 ）帶入式（1 .3）得（1.5）)sin2co1(????rx§ 1.1.2 活塞的速度 通過對位移公式的關于時間的求導，可以得到速度的公式如下：(1.6)?v )cos2in(si???????rdtaxt21si2sin)2si(in vrrrv??????（1 .7）和 這兩個速度一起組成了速度。sin1rv???sin)2(rv?當 或 時，這個時候活塞靜止或者在這兩個點修改行動的方向。然而當?0??8時， ，活塞中心這一點的速度就與連桿小頭的速度值一模一樣。??9rv§ 1.1.3 活塞的加速度下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098514通過對（2.6）求關于時間的倒數(shù)，整理可得加速度的公式如下：]cos2in4cs2[o32 ?????????rdtavta（1.8 ）通過對（1.7）求對 的微分，可以求出加速度 的相似值為：t ??21222 coscos)cos( arrra ?????? ??????（1 .9）由此可以看出活塞加速度包含 和 這兩個做簡諧行為動cos21ra?cos2ra作的加速度。§ 1.2 曲柄連桿機構中的作用力施加在曲柄連桿機構上的作用力分別有：缸內氣體壓力 ，慣性力和成力 。所以gPF氣體壓力 和運動慣行李 的相應變化規(guī)律對各個部件的作用成為研究的主要部分，計gFF算所需各種參數(shù)請參照上邊 L4100 柴油機的設計要求?！?1.2.1 氣缸內可燃混合氣的作用力（1.10）)(4'2pDPg???N— ；pMa下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098515— ；p?MPa— 。Dm當已經確定了活塞的直徑以后，上邊計算的氣體作用力值得大小僅僅是由（ ）'P?的差值。通常情況下，對于柴油機而言， ； 的氣缸內存在的作用a1.0MP?? m10?D力 由的值分布于下邊表 1.1 中。計算出氣壓力 如表 1.2 所示。P g§ 1.2.2 機構的慣性力動力分析時之所以會有慣性力 的存在，完全是因為整個曲柄連桿機構運動時不是F均勻得的，存在著運動不均勻性。然而這個力卻非常難以直接確定出來，需要我們對其進行詳盡的分析了解，研究他可能出現(xiàn)以及分布的地方。再在次基礎上研究所謂的速度和加速度。這樣才能將復雜的問題簡單化。由于實際情況下，機構的質量分布情況并不理想，是非常不均勻的，這就給我們研究分析帶來了諸多阻礙，進行簡化，以及質量的換種方式的計算也就成為當務之急。一、機構運動件的質量換算質量需要進行換算的是后，動力學等效原則飛航重要，為了方便后續(xù)計算我們夢寐以求的慣性力，才對部件的運動質量進行了簡化。表 1-1 缸內絕對壓力 p下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098516四個沖程終點壓力 計算公式 計算公式/MPa進氣終點壓力 0.08dep'90.~75.ppde）（?壓縮終點壓力 1.46co 1nedco??膨脹終點壓力 0.45exp2maxnexp??排氣終點壓力 0.115r '15.r注： —平均壓縮指數(shù)， =1.32 1.38； —壓縮比， =9.3； —平均膨脹指數(shù)，1n1n~??2n=1.2 1.30； ； —最大爆發(fā)壓力， =15-20 ，取 =16 ；此2~????maxpmaxpMPamaxpP時壓力角 = ，取 = 。??150??3表 1-2 氣壓力 的計算結果gp四個沖程 Ng/進氣終點 77.23壓縮終點 -102.97膨脹終點 7001.933排氣終點 1801.968下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985171、連桿質量的換算由于連桿作為一個整體，在實際計算的時候很不方便。為了使計算以及分析能夠盡可能的簡單化，可以使用質量替換，如：集中在小頭中心位置的質量 和集中在大頭中1m心的 。 由結構簡圖的分析知道 做上上下下的往復運動； 做的是沿著圓周做旋轉運2m1m2動的質量，具體形式如下圖所示：圖 1-2 連桿質量的換算簡圖下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098518lmL11???lL12??確定重心位置 的方法有多種，我們一般采用的就是索多邊形法。將連桿劃分成許G許多多的小的非常簡單的幾何形狀，分別求出他們的重心以后，再進行合成，進而得到折算到連桿大小頭位置處的重心 和 處的重量 ，如圖 1-3 所示：1][2G圖 1-3 索多邊形法2、往復直線運動部分的質量 jm3、不平衡回轉質量 rm曲拐的不平衡質量以及其代換質量如圖： 下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098519圖 1-4 曲拐的不平衡質量及其代換質量 rembgk2??式中： — ；kmg— ；g— ；bk—曲柄臂質心所在的位置與曲拐中心之間的間距， 。e m質量 與換算到大頭中心的連桿質量 之和稱為不平衡回轉質量 ，即km2 r2kr??=0.58 ， =0.46 。jmgrg下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985202、曲柄連桿機構的慣性力1、往復慣性力（1.11）??????2coscos)2coscs( 22 rmrrrmaP jjjj ?????其中曲柄的角速度 為： ?（1.12 ）3062n??式中： —曲軸轉數(shù)， ；nmin/r額定轉數(shù) =2200 ，則 ；i/ 2.30????srad/連桿比 =0.25~0.315， 可以取 =0.31，曲柄半徑 =65 。 當把每一工況的曲????m軸轉角 代入式（1.11） ，可得 結果如下：?jP表 1-3往復慣性力 的計算結果jp下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098521（2 ）旋轉 慣性力2?rmPr??（1.13）57.16082.3065.47. ????N3、作用在活塞上的總作用力在活塞中心線上存在著氣體作用力 和往復慣性力 ， 都是作用在活塞銷上的，而gPjP且合力為：（1.14）jg???計算結果如表 1.4 所示。四、活塞上的總作用力 分解與傳遞?P如圖 1.5 所示，首先，將 分解成一個叫做沿著連桿軸線作用的力 ，和一個叫做K的側向擠壓缸璧的力。N其中沿連桿的作用力 為：K四個沖程 Np/j進氣終點 -10519.68壓縮終點 6324.5膨脹終點 -10519.68排氣終點 6324.51下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098522（1.15）?cos1??PK而側向力 為：N?tan??PN（1.16）表 1-4作用在活塞上的總的作用力 ?p四個沖程 氣壓力 往復慣性力 總的作用力gpj ?進氣終點 77.23 -10519.68 -10442.45壓縮終點 -102.97 6324.5 6221.54膨脹終點 7001.933 -10519.68 -3157.747排氣終點 1801.968 6324.51 8126.748 下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098523圖 1-5 作用在機構上的力和力矩如圖中所顯示的，當連桿受到壓迫時，取正值，連桿收拉伸作用時，取負值。對側向力 而言，他自身形成的反向扭矩與曲軸的旋轉方向相反的時候，取正值，相同的時N候取負值。符號選取的正確與否，對計算并無太大影響，個人可根據(jù)習慣選擇。當 = 時，對 運用正弦定理得：??13rl、 ??sinirl?求得 ????48.319i2.40arcisarcinl?將 分別代入式（1.15） 、式（1.16） ，計算結果如表 1.5 所示：?表 1-5連桿力 、側向力 的計算結果KN四個沖程 連桿力 側向力 N下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098524力 作用在曲柄臂上，可以分解成兩個力，一個是的切向力 ，另一個徑向力 ， （如圖K TZ所示）即???cos)in()sin(?????PKT（1.17）（1.18 ）????cos)()cos(?????PKZ現(xiàn)做出如下規(guī)定， 和使曲軸逆時針轉時為正，力 的方向則是指向曲軸時為正。 計TZ算出向力 、徑向力 的結果如圖 :TZ進氣終點 -10717.28 -2410.83壓縮終點 6385.19 1436.356膨脹終點 -3610.278 -812.136排氣終點 8340.237 1896.923下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098525表 1-6切向力 T、徑向力 Z的計算結果四個沖程 切向力 T /N 徑向力 /NN進氣終點 -3040.242 -1027.856壓縮終點 1811.355 6122.8789膨脹終點 -1024.17 -346.964排氣終點 2365.96 7797.61下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098526下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098527第二章 活塞組的設計§ 2.1 活塞的工作環(huán)境總括§ 2.1.1 活塞的工作條件和設計要求1、工作條件1、高溫—導致熱負荷大2、高壓—沖擊性的高機械負荷3、高速滑動4、交變的側壓力2、設計要求鑒于活塞的非常嚴酷的工作環(huán)境，所以著手設計時候需要注意以下幾點：1、要選用熱強度性好，有良好的散熱結構，不會太過膨脹，耐磨。2、形狀合適，缸璧的厚度要厚薄均勻，不會吸收很多能量，散熱能力優(yōu)秀，強度和剛度都能滿足設計要求，并且校驗合格。少有應力集中，與缸套之間的配合幾乎沒有縫隙，摩擦損失占總的損失只是很小的比例。3、質量小。下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098528§ 2.1.2 活塞的材料主要有以下幾種常用的鋁合金1、鋁硅合金。膨脹系數(shù)小，密度小。2、鋁銅合金。熱導率高，高溫強度高，可鍛性好。但密度和膨脹系數(shù)略大。活塞材料之所以會挑選鋁合金，是因為鋁合金的各種力學性能相比較而言，是非常出色的，雖說，有時候，力學性能會隨著相應元素的配比而有所變化，但是整體上瑕不掩瑜。它在能夠滿足各項力學性能的時候，既經濟又好用，是作為活塞材料的上上之選?！?2.1.3 活塞頭部的設計1、設計要點活塞的頭部結構必須要進行仔細的選擇，因為它關系到整個發(fā)動機工作的是否順滑。在活塞的頭部安裝活塞環(huán)，環(huán)賽換上部稱為頂部。作用就是承受可燃混合氣然燒時候產生的作用力，并且在運動過程中通過活塞銷傳遞出去，傳給連桿，讓整個曲柄連桿機構的作用發(fā)揮出來。2、壓縮高度的確定下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098529關于活塞壓縮高度 的定義為：是活塞銷中心到活塞頂?shù)闹g的長度。它的高度的1H確定對活塞銷的位置，頂案，環(huán)帶高度，上裙高度等一列的存在都有一定的影響。 等1H于火力岸高度 、環(huán)帶高度 和上裙尺寸 之和組成。1h2h3h= + +1H23當已經確保了活塞滴氣環(huán)有了很好的工作環(huán)境后，壓縮和減少它的值是我們的當務之急，因為這樣可以盡可能的減少材料的使用量，以及降低成本，這在實際生產生活中都是很重要的因素。所以為了內燃機的高效率的工作，一定要確定好這一點。（1）第一環(huán)位置因為 ， 是活塞直徑，本款發(fā)動機活塞直徑 ，由此可Dh)20.~4.(1? mD10?知：(2.1)mh201.0.1???（2）環(huán)帶高度 高速柴油機的氣環(huán)高度 ，油環(huán)高度 。b5.2~1?mb5~2?此次設計中，活塞部分頭部分布著四道環(huán)，一、二、三道都是氣環(huán)，四環(huán)為油環(huán)。各自的高度取值為 ， ， ， 。m5.213238.4環(huán)岸的高度 ，綜合各類發(fā)動機的設計值可知一般情況下 ，c Dc)05.~.(1?。12)~(bc?取 ， （2.2）mDc40.1?。 b5.26.12?下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098530（2.3）因此，環(huán)帶高度 。mbcbh 3.258.4345.243212 ??????（3）裙部長度 2H高速柴油機中 一般在（0.65-0.88）范圍內，雖說比例如此，但是上下的D2比例也 不能胡亂選擇，比例要合適；上群長度太小，容易造成尖峰負荷，由此拉毛及檫傷的可能性就會大增加。綜上所述，所以 4100 柴油機的 。mDH73.02?3、活塞頂和環(huán)帶斷面（1）活塞頂活塞的形狀要根據(jù)然燒室的情況來進行挑選設計。燃燒室的形狀選擇不僅需要缸徑，轉速，而且還要充分考慮當前的制造水平。在 的高速柴油機上通常用直噴性燃mD10?燒室，w 型燃燒室占大多數(shù)。頭部設計成為流線型不僅有利于熱浪的散失，同時可以減少應力集中，減少活塞變形對工作穩(wěn)定性的影響，使活塞在高溫情況下結構性質能夠保持一定的良好的性質。在溫度降低的時候，應力集中的情況也得到了進一步緩解，這種情況下活塞的承受能力太差。因為在活塞頭的位置需要安裝氣環(huán)和油環(huán)，所以就需要對壁厚進行一些額外的注意，厚度要進行相應的加厚處理，一般情況下取 為 6mm，頂D06.面與避免之間通常都是做出一個過渡圓角，一般取 .同時為了減少積炭和熱量承mr4?受情況，活塞頂?shù)谋砥摵苁枪饣?，在極個別的情況下可以進行拋光操作。（2）環(huán)岸和環(huán)槽下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098531設計環(huán)岸和環(huán)槽時候要在活塞、活塞能夠正常發(fā)揮作用的時候，盡最大可能來減少潤滑油的消耗量。這樣可以活塞跟汽缸壁出現(xiàn)黏著，同時也避免了拉缸情況的發(fā)生。氣環(huán)的安裝也要遵循一定的規(guī)則，比如說，槽面水平安裝，避免與缸體接觸減少摩擦損失，也可以減少上掛有的量。惻隙大值也有一定的要求，不能過大，也補鞥過小。否則都會喪失相應的作用，這點尤為重要，現(xiàn)代發(fā)動機中，第一道環(huán)槽比較大一點，其他的各個環(huán)槽的間隙會逐漸減小。維持環(huán)的平穩(wěn)運行減少刮油也有著十分重要的意義。下表為各個活塞環(huán)的開口間隙及側隙:表 2-1活塞環(huán)的開口間隙及惻隙§ 2.1.4 活塞裙部的設計設計活塞裙部時，一定要注意保證裙部在工作時具有標準的圓柱體形狀、裙部和氣缸之間的間隔要達到最小并且要保證合適的比壓。只有如此才能讓活塞在氣缸中活動時能夠有正確的導向、使磨損減小和使噪聲降低。對于裙部的設計不能制成標準的圓柱形，那樣過容易造成卡死在銷座的情況。理想的形狀就是橫斷截面為橢圓形，而且長軸是在在垂直與活塞銷中心線的方向，短軸平行于銷軸方向。按下列方式計算橢圓形狀：活塞環(huán) 開口間隙/ 側隙/mm第一道環(huán) 0.2-0.40 0.05-0.09第二道環(huán) 0.2-0.40 0.03-0.06 第三道環(huán) 0.20-0.40 0.03-0.06 第四道環(huán) 0.25-0.45 0.03-0.06下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098532（2.4）)2cos1(4?????dD、 分別為橢圓的長短軸的長度，如下圖所示。Dd圖 2-3 活塞銷裙部的橢圓形狀1、裙部的尺寸裙部的存在就是為了使引導活塞行動，以及活塞換向時能夠比較平穩(wěn)的運行。這一切都要歸功于它能夠承擔一定的側向力。初次之外裙部還有許多作用，然而當我們考慮潤滑情況時，潤滑油膜的厚度也是有相應的技術要求，這對他的表面比壓有著很大印象，關系到活塞磨損情況以及使用壽命。所以承壓面的面積一定要大。裙部比壓按如下的公式進行計算：（2.5）2maxDHNq?下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098533式中： — 最大側作用力，通過動力計算求得， =2410.83maxNmaxN— ；D— 。2H取 。m4610.46.02???則 52.183.qMPa合適的范圍是 ， 本次設計合適。?.1~0?§ 2.2 活塞環(huán)設計及計算§ 2.2.1 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設計由前面活塞環(huán)帶的設計，與之對應的就是四道活塞環(huán)，前三道都是氣環(huán)，第四道是油環(huán)。這樣設計的結果就是能夠保證足夠的密封性。第一道的形狀是筒形還是帶有一定的扭曲度的，第二道，大三到都是矩形環(huán)，第四道為組合鋼環(huán)，刮油能力非常優(yōu)秀。這對減少潤滑油的使用量有一定的效果。各道環(huán)的高度尺寸分布如下： =2.5mm， = =3mm, =4.75mm;徑向厚度取推薦值??1 ??2??3 ??4t=5mm；§ 2.2.2 活塞環(huán)強度校核1、工作狀態(tài)下的彎曲應力下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098534活塞斷面的最大彎矩為：（2 .6）)(40maxtDbpM??由此可得最大彎曲應力 為：ax?6)(20maxaxbtDpWM???（2.7） 所以有 （2.8）tDtSEp300)1(4.??將式（2.8）帶入（2.7）并整理得：MPatDSE20max)1(4.???（2.9）一般情況下： —彈性模量，對合金鑄鐵 ；E510.??EPa則 M.)150(3.2.14.02max ????符合相應的許用應力范圍。2、套裝應力下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098535在進行安裝的時候，必須得保證該道環(huán)的內徑要比活塞頭部的直徑要大，取值范圍是八倍的 t 值，由此可知變形量的可以計算出來。相對應的套裝應力是：（2.10）20max)1(39.????tDSE??則 MPa2.4)150(3.2.157932max ?????? ??下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098536§2.3 本章小結本章主要設計制造了活塞結構部分中的活塞頭部的主要零部件以及相關參數(shù)得到的選擇，活塞環(huán)岸，活塞裙部，以及活塞環(huán)的設計都一一體現(xiàn)了出來，校核工作也體現(xiàn)了出來。在本章的最后得出負責任的結論。下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098537第三章 連桿組的設計§ 3.1 連桿的設計§ 3.1.1 連桿的工作情況、設計要求和材料選用1、工作情況連桿的運動情況不是一個簡單的運動都能概括的，而是好幾種運動相互合成的結果，這幾種運動分別是；往復直線運動，主要的承擔著就是連桿小頭的部分，做旋轉運動的是大頭部分；做左右擺動的就是整個的桿身部分。2、設計要求 由于連桿的工作條件的限制，和它承受著氣體壓力和往復慣性力的的作用，這個作用就是它們形成的交變載荷。所以對連桿而言，他的強度，剛度，都得達到一定的要求，不然的話后果不堪設想。有可能會出現(xiàn)連桿桿身斷裂，連桿螺栓和大頭蓋的連接就會出現(xiàn)不牢的情況。這樣的事故是我們非常不愿意看到的，所以要精益求精，只有曲柄連桿的正常工作，發(fā)動機的正常運轉才能夠很好的實現(xiàn)。保證了設計的質量，對我們整個汽車行業(yè)的發(fā)展也有著積極重要的作用。這些條件限制著，導致著生產制造時，零件材料的挑選要慎之又慎比較再比較，不能出現(xiàn)設計完不能達到使用要求的情況。強度高的材料必須是首先考慮的因素，其次就是經濟性，最后就是相應的工藝處理。3、材料的選擇本次設計的連桿采用斜切口，銷孔定位的定位方式，所選彩料范圍主要有以下幾種類型：下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098538（1）中碳鋼，中碳合金。（2）球墨鑄鐵；（3）鑄鋁合金。采用 45 中碳鋼經常使我們的首選，完成相應的加工工序以后再對表面噴丸強化處理，使其力學性能在上一層樓?！?3.1.2 連桿長度的確定連桿桿身長度是一個自定值，它與曲柄半徑和結構參數(shù) 有關。 的值對發(fā)動機?也有很大的影響。其值小可以降低曲軸平衡塊和與活塞和氣缸套之間的干涉，降低設計難度，可以降低二階往復慣性力，增大氣缸內的最大壓力。 （注： ，取3125.0~.?， ，則 ）31.0??mr65ml20931.65??§ 3.1.3 連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算1、連桿小頭的結構設計主要結構尺寸如下圖所示，圖中 ， ， 。m40d?5.38B1mD491?在連桿小頭孔內不是僅僅為一個通孔，而是還需要安裝襯套的。襯套的安裝方式是壓入的，而且還是在小頭孔有一定的過盈量的情況下壓入的，要求精度之高令人咋舌。襯套的材料不能胡亂挑選，必在一定的材料體系里面挑選這關系到連桿小頭的作用能否正確的發(fā)揮，以及使用壽命的延長。這是非常重要的需要注意的點。所以綜上所述，材料選的是錫青銅；厚度為 為 2.5mm；小頭孔直徑 為 40mm。?d2、連桿小頭的強度校核下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098539圖 3-1 連桿小頭主要結果尺寸（1）襯套過盈配合的預緊力及溫度升高引起的應力由于襯套過硬配合及受熱膨脹產生的徑向均布壓力為：（3.1）MPadDEdDEt ][1][1)(p212????????????式中： 表示的是襯套壓入連桿小頭時時的過盈量， ；? m一般青銅襯套 ，取 ，015.~2.d1?0176.20.8???其中： 表示的是運動過程中溫度升高的量為一百到一百五十之間；t?； ； ； [10]；)/1(0.5C?????)/1(08.5C??????3.0???MPa102.4E5?；MPa'2E計算小頭承受的徑向壓力為：下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098540=48.55]3.02.4[102.]32.473.0[12.4.8.6.p 55 5???????? ?）（ N根據(jù)下面公式可以計算出由 引起小頭外側及內側纖維上的應力（注 p 為徑向分布力）p外表面應力 42.1580.52.48D2dp21 ?????a? 2/mN（3 .2）內表面應力 39.214058..4dp221 ???????i? 2/（3 .3）的允許值一般為 ，校核合格。i?和a 250~2/mN（2）連桿小頭的疲勞安全系數(shù)僅考慮工藝因素對疲勞強度的影響，連桿小頭安全系數(shù)的計算方法可以采用如下的方法：ma?????1-n（3 .4）式中：（注： 材料在對 稱 循 環(huán) 下 的拉 壓 疲 勞 極 限）1-?（合金鋼），取 ；21- 05.3~??2N/m21-03???2/mN—材 料 對 應 力 循 環(huán) 不 對 稱 的 敏 感 系 數(shù)，取 =0.2；?? ??下載后包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098541應力幅， ， 平均應力，a?9.182453.??a 2/mN?48.312.59.1???m?； 工藝系數(shù)， ，取 0.5；2/mN?6.0~??則 96.248.315.918n2?????3、連桿小頭的剛度計算當活塞銷采用浮動式的時候，在水平方向上，連桿小頭因為往復慣