基于相关参数对发动机曲柄连杆机构主要零部件结构设计计算毕业设计论文

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1、 摘要 以桑塔纳2000AJR型发动机为例，基于相关参数对发动机曲柄连杆机构主要零部件进行结构设计计算，同时进行强度、刚度等方面的校核，并进行相关运动学分析和机构运动仿真分析，以达到良好的生产经济效益。目前国内外对发动机曲柄连杆机构的动力学分析的方法很多，而且已经完善和成熟，但仍缺乏一种基于良好生产效益、经济效益上的综合性分析，本次设计在清晰、全面剖析的基础上，有机地将各研究模块联系起来，达到既简便又清晰的设计目的，力求为发动机曲柄连杆机构的设计提供一种综合全面的思路。 分析研究的主要模块分为以下三个部分：第一，对发动机曲柄连杆机构进行运动学和动力学分析，着重分析活塞的位移、速度、加速度以及工

2、质的作用力和机构的惯性力；第二，进行曲柄连杆机构活塞组、连杆组以及曲轴的结构设计，并对其强度和刚度进行校核；第三，应用ProEngineer 建立曲柄连杆机构主要零部件的几何模型，并利用Pro/Mechanism进行机构仿真。 关键词：发动机；曲柄连杆机构；受力分析；运动学分析；机构仿真 IABSTRACT In Santana 2000AJR engine, for example, based on the relevant parameters of the engine crank main components for structural design calculations,

3、at the same strength, stiffness and other aspects of the check, and associated institutions kinematic analysis and motion simulation analysis, in order to achieve good production cost. At home and abroad on the engine crank dynamics analysis in many ways, and has been perfect and mature, but still l

4、acks a well-based production and economic benefits on a comprehensive analysis of this design in a clear and comprehensive analysis of the based on organically linked to each research module, to achieve both simple and clear design purpose, and strive to provide the engine crank linkage is designed

5、to provide a holistic and comprehensive way of thinking. Analysis of the main module is divided into the following three parts: first, the engine crank kinematic and dynamic analysis, focusing on analysis of piston displacement, velocity, acceleration, as well as the working fluid inertia forces and

6、 institutions; Second, the group performed crank piston, connecting rod and crankshaft design group, and its strength and rigidity to be checked; Third, the application of Pro / Engineer to establish the main components crank geometric model and the use of Pro / Mechanism institutional emulation.Key

7、words: engine; crank linkage; stress analysis; kinematic analysis; mechanism simulation; 目录摘要IABSTRACTII1绪论11.1 国内外发展现状11.2 研究的目的及意义31.3研究的主要内容32 总体方案的设计52.1原始参数的选定52.2原理性方案设计62.3 结构性方案设计72.4 设计方案的确定83 曲柄连杆机构受力分析103.1曲柄连杆机构运动学103.2 曲柄连杆机构中的作用力124 活塞、连杆组的设计224.1 活塞的设计224.2 活塞销的设计334.3 活塞销座344.4 活塞环设计

8、及计算354.5 连杆的设计374.6 连杆螺栓的设计475 曲轴的设计495.1 曲轴的结构型式和材料的选择495.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计505.3 曲轴的疲劳强度校核546 曲柄连杆机构的创建626.1 活塞的创建626.2 连杆的创建656.3 曲轴的创建686.4 曲柄连杆机构其它零件的创建717 曲柄连杆机构运动分析737.1 活塞及连杆的装配747.2 定义曲轴连杆的连接767.3 定义伺服电动机787.4 建立运动分析787.5 进行干涉检验与视频制作797.6 获取分析结果817.7 对结果的分析83经济可行性分析84总结85参考文献87致谢89附录90 IV1

9、绪论1.1 国内外发展现状目前，应用最广、数量最多的汽车发动机为水冷、四冲程往复活塞式内燃机，其中汽油机多用于轿车和轻型客货车上，而大客车和中、重型货车发动机多为柴油机。少数轿车和轻型客货车发动机也有用柴油机的。还有一种知名度很高，但应用很少的发动机，即三角活塞旋转式发动机，也叫转子式发动机。发动机曲柄连杆机构无论在国内还是在国外三大组成部分还是没有变，现在还是应用于内燃机领域，曲柄连杆机构从数量方面来说，会朝着多连杆机构方向发展；从材料方面看，车用发动机曲轴材质有球墨铸铁和钢两类。至于新的发展趋势，曲轴应该是材料方面的改进，比如碳材质的，高速、高效加工在曲轴制造业已有相当程度的应用，并成为主

10、要发展方向，相信曲轴制造技术在将来会有更新、更快的发展。从汽车发动机连杆的发展趋向可看出：（1）就连杆的使用性能与生产成本来看，C 7 0 钢锤锻连杆和铁基粉末锻造连杆已日趋接近，市场竞争将白热化。（2）温压连杆的生产成本最低，至于使用性能汽车制造厂家能否接受尚待观察。毫无疑问，温压连杆一旦得到汽车制造厂家认可，将很快进入市场。（3）铝基粉末锻造连杆若开发成功，一定会对汽车发动机的设计产生重大冲击，值得关注。（4）从连杆的生产开展历程可看出，粉末冶金零件的开发与应用，和汽车制造业所追求的轻量化、改进零件性能、降低生产成本、保护环境等目标息息相关。因此，汽车制造业对粉末冶金零件的生产与发展应给予

11、足够重视。从研究方向来看，目前国内外对发动机曲柄连杆机构的动力学分析的方法很多，而且已经完善和成熟，其中机构运动学分析是研究两个或两个以上物体间的相对运动，即位移、速度和加速度的变化关系，动力学则是研究产生运动的力。发动机曲柄连杆机构的动力学分析主要包括气体力、惯性力、轴承力和曲轴转矩等的分析，传统的内燃机工作机构动力学、运动学分析方法主要有图解法和解析法。1、解析法 解析法是对构件逐个列出方程，通过各个构件之间的联立线性方程组来求解运动副约束反力和平衡力矩，解析法又包括单位向量法、直角坐标法等。2、图解法图解法形象比较直观，机构各组成部分的位移、速度、加速度以及所受力的大小及改变趋势均能通过

12、图解一目了然。图解法作为解析法的辅助手段，可用于对计算机结果的判断和选择。解析法取点数值较少，绘制曲线精度不高。不经任何计算，对曲柄连杆机构直接图解其速度和加速度的方法最早由克莱茵提出，但方法十分复杂。 3、复数向量法复数向量法是以各个杆件作为向量，把在复平面上的连接过程用复数形式加以表达，对于包括结构参数和时间参数的解析式就时间求导后，可以得到机构的运动性能。该方法是机构运动分析的较好方法。通过对机构运动学、动力学的分析，我们可以清楚了解内燃机工作机构的运动性能、运动规律等，从而可以更好地对机构进行性能分析和产品设计。但是过去由于手段的原因，大部分复杂的机械运动尽管能够给出解析表达式，却难以

13、计算出供工程设计使用的结果，不得不用粗糙近似的图解法求得数据。近年来随着计算机的发展，可以利用复杂的计算表达式来精确求解各种运动过程和动态过程，从而形成了机械性能分析和产品设计的现代理论和方法。纵观世界汽车产品技术的发展态势，汽车发动机技术正以优异的性能，更好的经济性和动力性为方向得到日益广泛的重视和发展。进一步提高发动机的环保与节能将成为发动机发展的方向。1.2 研究的目的及意义曲柄连杆机构是往复式内燃机中的动力传递系统。曲柄连杆机构是发动机实现工作循环，完成能量转换的主要运动部分。在作功冲程中，燃料燃烧产生的高温高压燃气推动活塞向下运动，活塞通过连杆带动曲轴作旋转运动，从而将燃料燃烧的热能

14、转变为曲轴转动的机械能而对外输出动力；在其它冲程中，则依靠曲柄和飞轮的转动惯性、通过连杆带动活塞上下运动，为下一次作功创造条件。曲柄连杆机构的作用是提供燃烧场所，把燃料燃烧后气体作用在活塞顶上的膨胀压力转变为曲轴旋转的转矩，不断输出动力。曲柄连杆机构由机体组、活塞连杆组、曲轴飞轮组三部分组成。（1）机体组：气缸体、气缸垫、气缸盖、曲轴箱及油底壳、曲轴箱、汽缸套；（2）活塞连杆组：活塞、活塞环、活塞销、连杆；（3）曲轴飞轮组：曲轴、飞轮、扭转减振器、平衡轴。通过设计，确定发动机曲柄连杆机构的总体结构和零部件结构，包括必要的结构尺寸确定、运动学和动力学分析、材料的选取等，以满足实际生产的需要。在传

15、统的设计模式中，为了满足设计的需要须进行大量的数值计算，同时为了满足产品的使用性能，须进行强度、刚度、稳定性及可靠性等方面的设计和校核计算，同时要满足校核计算，还需要对曲柄连杆机构进行动力学分析。1.3研究的主要内容以桑塔纳2000AJR型发动机为例对内燃机运行过程中曲柄连杆机构受力分析进行深入研究，其主要的研究内容有：（1）对曲柄连杆机构进行运动学和动力学分析，分析曲柄连杆机构中各种力的作用情况，并根据这些力对曲柄连杆机构的主要零部件进行强度、刚度等方面的计算和校核，以便达到设计要求；（2）分析曲柄连杆机构中主要零部件如活塞，曲轴，连杆等的工作条件和设计要求，进行合理选材，确定出主要的结构尺

16、寸，并进行相应的尺寸检验校核，以符合零件实际加工的要求；（3）应用Pro/E软件对曲柄连杆机构的零件分别建立实体模型，并将其分别组装成活塞组件，连杆组件，然后定义相应的连接关系，最后装配成完整的机构，并进行运动仿真分析，检测其运动干涉，获取分析结果；（4）应用Pro/E软件将零件模型图转化为相应的工程图，并结合使用AutoCAD软件，系统地反应工程图上的各类信息，以便实现对机构的进一步精确设计和检验。 2 总体方案的设计2.1原始参数的选定表1 桑塔纳2000AJR型发动机主要性能参数气缸排列方式直列四缸供油方式电控燃油喷射排量/L1.781缸径/mm81.0冲程（行程）/mm86.4冲程/缸

17、径1.0666连杆长/mm144曲轴半径/mm 43.2转矩 N.m/r/min150/1300曲轴轴承座5压缩比9.3额定功率/kW74(5200 r/min)最大扭矩/(Nm)155(3800 r/min)点火顺序1342表2 四缸机工作循环表曲轴转角（）第一缸第二缸第三缸第四缸0180做功排气压缩进气180360排气进气做功压缩360540进气压缩排气做功540720压缩做功进气排气2.2原理性方案设计曲柄连杆机构是发动机中的动力传递系统，是发动机实现工作循环，完成能量转换的主要运动部分。由机体组:气缸体、气缸盖、曲轴箱体、气缸套、气缸垫；活塞连杆组：活塞、活塞环、活塞销、连杆、连杆大头

18、盖；曲轴飞轮组：曲轴、飞轮、曲轴正时齿轮三大部分组成。工作原理就是：燃料燃烧后的能量推动活塞上下运动，再由连杆带动曲轴作圆周运动。为了吸入新鲜空气和排除废气，设有进、排气系统等。活塞往复运动时，其顶面从一个方向转为相反方向的转变点的位置称为止点。活塞顶面离曲轴中心线最远时的止点，称为上止点，活塞顶面离曲轴中心线最近时的止点称为下止点，活塞运行的上、下两个止点之间的距离s称为活塞行程。曲轴与连杆下端的连接中心至曲轴中心的垂直距离月称为曲柄半径。四冲程发动机的工作循环包括四个活塞行程：进气行程、压缩冲程、作功行程、和排气行程。进气行程：汽油机将空气与燃料先在气缸的外部的化油器中、节气门体处或进气道

19、内进行混合，形成可燃混合气后被吸入气缸。压缩行程：为使吸入气缸的可燃混合气能迅速燃烧，以产生较大的压力，从而使发动机发出较大功率，必须在燃烧前将可燃混合气压缩，使其容积缩小，密度加大，温度升高，故需要有压缩过程。在这个过程中，进、排气门全部关闭，曲轴推动活塞由下止点向上止点移动一个行程，称为压缩行程，压缩前气缸中气体的最大容积与压缩后的最小容积之比称为压缩比。作功行程：在这个行程中，进、排气门关闭，当活塞接近上止点时，装在气缸体(或气缸盖)上的火化塞即发出电火花，点燃被压缩的可燃混合气。排气行程：可燃混合气燃烧后生成的废气，必须从气缸中排除，以便进行下一个工作循环，当膨胀接近终了时，排气门丌启

20、，靠废气的压力进行自由排气，活塞到达下止点后再向上止点移动时，继续将废气强制排到大气中。活塞到上止点附近时，排气行程结束。经过进气、压缩、燃烧作功、排气四个行程，完成一个工作循环。2.3 结构性方案设计曲柄连杆机构的型式很多，按运动学观点可分为三类，即:中心曲柄连杆机构、偏心曲柄连杆机构和主副连杆式曲柄连杆机构。1、中心曲柄连杆机构其特点是气缸中心线通过曲轴的旋转中心，并垂直于曲柄的回转轴线。这种型式的曲柄连杆机构在内燃机中应用最为广泛。一般的单列式内燃机，采用并列连杆与叉形连杆的V形内燃机，以及对置式活塞内燃机的曲柄连杆机构都属于这一类。2、偏心曲柄连杆机构其特点是气缸中心线垂直于曲轴的回转

21、中心线，但不通过曲轴的回转中心，气缸中心线距离曲轴的回转轴线具有一偏移量e。这种曲柄连杆机构可以减小膨胀行程中活塞与气缸壁间的最大侧压力，使活塞在膨胀行程与压缩行程时作用在气缸壁两侧的侧压力大小比较均匀。 3、主副连杆式曲柄连杆机构其特点是内燃机的一列气缸用主连杆，其它各列气缸则用副连杆，这些连杆的下端不是直接接在曲柄销上，而是通过副连杆销装在主连杆的大头上，形成了“关节式”运动，所以这种机构有时也称为“关节曲柄连杆机构”。在关节曲柄连杆机构中，一个曲柄可以同时带动几套副连杆和活塞，这种结构可使内燃机长度缩短，结构紧凑，广泛的应用于大功率的坦克和机车用V形内燃机。2.4 设计方案的确定经过比较

22、，设计的型式选择为中心曲柄连杆机构，中心曲柄连杆机构简图如图2.1所示，图2.1中气缸中心线通过曲轴中心O，OB为曲柄，AB为连杆，B为曲柄销中心，A为连杆小头孔中心或活塞销中心。当曲柄按等角速度旋转时，曲柄OB上任意点都以O点为圆心做等速旋转运动，活塞A点沿气缸中心线做往复运动，连杆AB则做复合的平面运动，其大头B点与曲柄一端相连，做等速的旋转运动，而连杆小头与活塞相连，做往复运动。在实际分析中，为使问题简单化，一般将连杆简化为分别集中于连杆大头和小头的两个集中质量，认为它们分别做旋转和往复运动，这样就不需要对连杆的运动规律进行单独研究。图2.1 曲柄连杆机构运动简图计活塞做往复运动时，其速

23、度和加速度是变化的。它的速度和加速度的数值以及变化规律对曲柄连杆机构以及发动机整体工作有很大影响，因此，研究曲柄连杆机构运动规律的主要任务就是研究活塞的运动规律。 设方案主要围绕以下内容展开：以活塞的位移、速度、加速度为主对曲柄连杆机构的运动学进行分析；曲柄连杆机构中的作用力主要以气缸内工质的作用力和机构的惯性力展开；连杆组的设计分为连杆的工作情况、材料选取、小头和大头的强度及刚度计算、螺栓的负荷与预紧力的计算机强度校核和疲劳计算；曲轴设计方面主要以曲轴结构型式、材料的选取、尺寸的确定及疲劳强度校核为主；应用ProE建立曲柄连杆机构主要零件模型并进行装配，同时进行运动分析。 3 曲柄连杆机构受

24、力分析研究曲柄连杆机构的受力，关键在于分析曲柄连杆机构中各种力的作用情况，并根据这些力对曲柄连杆机构的主要零件进行强度、刚度、磨损等方面的分析、计算和设计，以便达到发动机输出转矩及转速的要求。3.1曲柄连杆机构运动学活塞做往复运动时，其速度和加速度是变化的。它的速度和加速度的数值以及变化规律对曲柄连杆机构以及发动机整体工作有很大影响，因此，研究曲柄连杆机构运动规律的主要任务就是研究活塞的运动规律。3.1.1 活塞位移假设在某一时刻，曲柄转角为，并按顺时针方向旋转，连杆轴线在其运动平面内偏离气缸轴线的角度为，如图2.1 所示。当=时，活塞销中心A在最上面的位置A1，此位置称为上止点。当=180时

25、，A点在最下面的位置A2，此位置称为下止点。此时活塞的位移x为:x=(r+)=（3.1）式中：连杆比。式（3.1）可进一步简化，由图2.1可以看出：即 又由于 （3.2）将式（3.2）带入式（3.1）得： X= （3.3）式（3.3）是计算活塞位移x的精确公式,为便于计算，可将式（3.3）中的根号按牛顿二项式定理展开，得：考虑到 13，其二次方以上的数值很小，可以忽略不计。只保留前两项，则 （3.4）将式（3.4）带入式（3.3）得 （3.5）3.1.2 活塞的速度 将活塞位移公式（3.1）对时间t进行微分，即可求得活塞速度的精确值为 (3.6)将式（3.5）对时间微分，便可求得活塞速度得近似

26、公式为： （3.7）从式（3.7）可以看出，活塞速度可视为由与两部分简谐运动所组成。当或时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当时，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。3.1.3 活塞的加速度将式（3.6）对时间微分，可求得活塞加速度的精确值为： （3.8）将式（3.7）对时间为微分，可求得活塞加速度的近似值为：（3.9）因此，活塞加速度也可以视为两个简谐运动加速度之和，即由与两部分组成。3.2 曲柄连杆机构中的作用力作用于曲柄连杆机构的力分为：缸内气压力、运动质量的惯性力、摩擦阻力和作用在发动机曲轴上的负载阻力。由于摩擦力的数值较小且变化规律很难掌握，受力分析时把摩擦阻力忽略不计。

27、而负载阻力与主动力处于平衡状态，无需另外计算，因此主要研究气压力和运动质量惯性力变化规律对机构构件的作用。计算过程中所需的相关数据参照桑塔纳2000AJR型发动机，如附表1所示。3.2.1 气缸内工质的作用力作用在活塞上的气体作用力等于活塞上、下两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即 （3.10）式中：活塞上的气体作用力，； 缸内绝对压力，； 大气压力，； 活塞直径，。由于活塞直径是一定的，活塞上的气体作用力取决于活塞上、下两面的空间内气体压力差，对于四冲程发动机来说，一般取=0.1，,对于缸内绝对压力，在发动机的四个冲程中，计算结果如表2.1所示：则由式（3.10）计算气压力如表2.2

28、所示。3.2.2 机构的惯性力惯性力是由于运动不均匀而产生的，为了确定机构的惯性力，必须先知道其加速度和质量的分布。加速度从运动学中已经知道，现在需要知道质量分布。实际机构质量分布很复杂，必须加以简化。为此进行质量换算。1、机构运动件的质量换算质量换算的原则是保持系统的动力学等效性。质量换算的目的是计算零件的运动质量，以便进一步计算它们在运动中所产生的惯性力。表3.1 缸内绝对压力计算结果四个冲程终点压力计算公式计算结果/进气终点压力0.08压缩终点压力1.46膨胀终点压力0.45排气终点压力0.115注：平均压缩指数，=1.321.38；压缩比，=9.3；平均膨胀指数，=1.21.30；最大

29、爆发压力，=35，取=4.5；此时压力角=，取=。表3.2 气压力计算结果四 个 冲 程/进气终点77.23压缩终点-102.97膨胀终点7001.933排气终点1801.968（1）连杆质量的换算连杆是做复杂平面运动的零件。为了方便计算，将整个连杆（包括有关附属零件）的质量用两个换算质量和来代换，并假设是集中作用在连杆小头中心处，并只做往复运动的质量；是集中作用在连杆大头中心处，并只沿着圆周做旋转运动的质量，如图3.2所示：图3.2 连杆质量的换算简图为了保证代换后的质量系统与原来的质量系统在力学上等效，必须满足下列三个条件： 连杆总质量不变，即。 连杆重心的位置不变，即。 连杆相对重心G的

30、转动惯量不变，即。其中，连杆长度，为连杆重心至小头中心的距离。由条件可得下列换算公式：用平衡力系求合力的索多边形法求出重心位置。将连杆分成若干简单的几何图形，分别计算出各段连杆重量和它的重心位置，再按照索多边形作图法，求出整个连杆的重心位置以及折算到连杆大小头中心的重量和 ，如图3.3所示：图3.3 索多边形法（2）往复直线运动部分的质量活塞（包括活塞上的零件）是沿气缸中心做往复直线运动的。它们的质量可以看作是集中在活塞销中心上，并以表示。质量与换算到连杆小头中心的质量之和，称为往复运动质量，即。（3）不平衡回转质量曲拐的不平衡质量及其代换质量如图3.4所示： 图3.4 曲拐的不平衡质量及其代

31、换质量曲拐在绕轴线旋转时，曲柄销和一部分曲柄臂的质量将产生不平衡离心惯性力，称为曲拐的不平衡质量。为了便于计算，所有这些质量都按离心力相等的条件，换算到回转半径为的连杆轴颈中心处，以表示，换算质量为：式中：曲拐换算质量，； 连杆轴颈的质量，； 一个曲柄臂的质量，；曲柄臂质心位置与曲拐中心的距离，。质量与换算到大头中心的连杆质量之和称为不平衡回转质量，即由上述换算方法计算得：往复直线运动部分的质量=0.575，不平衡回转=0.461。2、曲柄连杆机构的惯性力把曲柄连杆机构运动件的质量简化为二质量和后，这些质量的惯性力可以从运动条件求出，归结为两个力。往复质量的往复惯性力和旋转质量的旋转惯性力。（

32、1）往复惯性力（3.11）式中：往复运动质量，； 连杆比； 曲柄半径，； 曲柄旋转角速度，； 曲轴转角。是沿气缸中心线方向作用的，公式（3.11）前的负号表示方向与活塞加速度的方向相反。其中曲柄的角速度为： （3.12）式中：曲轴转数，；已知额定转数=5200，则；曲柄半径=43.2，连杆比=0.250.315，取=0.3，参照附录表2：四缸机工作循环表，将每一工况的曲轴转角代入式（3.11），计算得单位活塞面积上往复惯性力，结果如表3.3所示：表3.3 往复惯性力计算结果四 个 冲 程/进气终点-78652.87压缩终点33708.3膨胀终点-78652.87排气终点33708.3（2）旋转

33、惯性力 （3.13） 3、作用在活塞上的总作用力由前述可知，在活塞销中心处，同时作用着气体作用力和往复惯性力，由于作用力的方向都沿着中心线，故只需代数相加，即可求得合力 （3.14）计算结果如表2.4所示。4、活塞上的总作用力分解与传递如图2.5所示，首先，将分解成两个分力：沿连杆轴线作用的力，和把活塞压向气缸壁的侧向力，其中沿连杆的作用力为： （3.15）而侧向力为： （3.16）四个冲程气压力/往复惯性力/总作用力/进气终点77.23压缩终点-102.9733708 .3 33605.33膨胀终点7001.933排气终点1801.96833708 .3 35510.268表3.4 作用在活

34、塞上的总作用力图3.5 作用在机构上的力和力矩连杆作用力的方向规定如下：使连杆受压时为正号，使连杆受拉时为负号，缸壁的侧向力的符号规定为：当侧向力所形成的反扭矩与曲轴旋转方向相反时，侧向力为正值，反之为负值。当=时，根据正弦定理，可得：求得 将分别代入式（3.15）、式（3.16），计算结果如表3.5所示：表3.5 连杆力、侧向力的计算结果四个冲程连杆力/侧向力/进气终点压缩终点33682 .132273 .30膨胀终点排气终点35591 .43 2402.17力通过连杆作用在曲轴的曲柄臂上，此力也分解成两个力，即推动曲轴旋转的切向力，即 （3.17）和压缩曲柄臂的径向力，即 （3.18）规定

35、力和曲轴旋转方向一致为正，力指向曲轴为正。求得切向力、径向力见如表3.6所示: 表3.6 切向力、径向力的计算结果 四个冲程切向力/径向力/进气终点22854.86压缩终点 9774.5932232.64膨胀终点排气终点10328.6734059.784 活塞、连杆组的设计4.1 活塞的设计活塞组包括活塞、活塞销和活塞环等在气缸里作往复运动的零件，它们是发动机中工作条件最严酷的组件。发动机的工作可靠性与使用耐久性，在很大程度上与活塞组的工作情况有关。4.1.1 活塞的工作条件和设计要求1、活塞的机械负荷在发动机工作中,活塞承受的机械载荷包括周期变化的气体压力、往复惯性力以及由此产生的侧向作用力

36、。在机械载荷的作用下，活塞各部位了各种不同的应力：活塞顶部动态弯曲应力；活塞销座承受拉压及弯曲应力；环岸承受弯曲及剪应力。此外，在环槽及裙部还有较大的磨损。为适应机械负荷，设计活塞时要求各处有合适的壁厚和合理的形状，即在保证足够的强度、刚度前提下，结构要尽量简单、轻巧，截面变化处的过渡要圆滑，以减少应力集中。2、活塞的热负荷活塞在气缸内工作时，活塞顶面承受瞬变高温燃气的作用，燃气的最高温度可达。因而活塞顶的温度也很高。活塞不仅温度高，而且温度分布不均匀，各点间有很大的温度梯度，这就成为热应力的根源，正是这些热应力对活塞顶部表面发生的开裂起了重要作用9。3、磨损强烈发动机在工作中所产生的侧向作用

37、力是较大的，同时，活塞在气缸中的高速往复运动，活塞组与气缸表面之间会产生强烈磨损，由于此处润滑条件较差，磨损情况比较严重。4、活塞组的设计要求（1）要选用热强度好、耐磨、比重小、热膨胀系数小、导热性好、具有良好减磨性、工艺性的材料；（2）有合理的形状和壁厚。使散热良好，强度、刚度符合要求，尽量减轻重量，避免应力集中；（3）保证燃烧室气密性好，窜气、窜油要少又不增加活塞组的摩擦损失；（4）在不同工况下都能保持活塞与缸套的最佳配合；（5）减少活塞从燃气吸收的热量，而已吸收的热量则能顺利地散走；（6）在较低的机油耗条件下，保证滑动面上有足够的润滑油。4.1.2 活塞的材料根据上述对活塞设计的要求，活

38、塞材料应满足如下要求：（1）热强度高。即在高温下仍有足够的机械性能，使零件不致损坏；（2）导热性好，吸热性差。以降低顶部及环区的温度，并减少热应力；（3）膨胀系数小。使活塞与气缸间能保持较小间隙；（4）比重小。以降低活塞组的往复惯性力，从而降低了曲轴连杆组的机械负荷和平衡配重；（5）有良好的减磨性能（即与缸套材料间的摩擦系数较小），耐磨、耐蚀；（6）工艺性好，低廉。在发动机中，灰铸铁由于耐磨性、耐蚀性好、膨胀系数小、热强度高、成本低、工艺性好等原因，曾广泛地被作为活塞材料。但近几十年来，由于发动机转速日益提高，工作过程不断强化，灰铸铁活塞因比重大和导热性差两个根本缺点而逐渐被铝基轻合金活塞所淘

39、汰。铝合金的优缺点与灰铸铁正相反，铝合金比重小，约占有灰铸铁的1/3，结构重量仅占铸铁活塞的。因此其惯性小，这对高速发动机具有重大意义。铝合金另一突出优点是导热性好，其热传导系数约为铸铁的倍，使活塞温度显著下降。对汽油机来说，采用铝活塞还为提高压缩比、改善发动机性能创造了重要的条件。共晶铝硅合金是目前国内外应用最广泛的活塞材料，既可铸造，也可锻造。含硅9%左右的亚共晶铝硅合金，热膨胀系数稍大一些，但由于铸造性能好，适应大量生产工艺的要求，应用也很广。综合分析，该发动机活塞采用铝硅合金材料铸造而成。4.1.3 活塞头部的设计 1、设计要点活塞头部包括活塞顶和环带部分，其主要功用是承受气压力，并通

40、过销座把它传给连杆，同时与活塞环一起配合气缸密封工质。因此，活塞头部的设计要点是：（1）保证它具有足够的机械强度与刚度，以免开裂和产生过大变形，因为环槽的变形过大势必影响活塞环的正常工作；（2）保证温度不过高，温差小，防止产生过大的热变形和热应力，为活塞环的正常工作创造良好条件，并避免顶部热疲劳开裂；（3）尺寸尽可能紧凑，因为一般压缩高度缩短1单位，整个发动机高度就可以缩短单位，并显著减轻活塞重量。而则直接受头部尺寸的影响。2、压缩高度的确定活塞压缩高度的选取将直接影响发动机的总高度，以及气缸套、机体的尺寸和质量。尽量降低活塞压缩高度是现代发动机活塞设计的一个重要原则，压缩高度是由火力岸高度、

41、环带高度和上裙尺寸构成的，即=+ 为了降低压缩高度，应在保证强度的基础上尽量压缩环岸、环槽的高度及销孔的直径。（1）第一环位置根据活塞环的布置确定活塞压缩高度时，首先须定出第一环的位置，即所谓火力岸高度。为缩小，当然希望尽可能小，但过小会使第一环温度过高，导致活塞环弹性松弛、粘结等故障。因此火力岸高度的选取原则是：在满足第一环槽热载荷要求的前提下，尽量取得小些。一般汽油机，为活塞直径，该发动机的活塞标准直径，确定火力岸高度为：（2）环带高度 为减小活塞高度，活塞环槽轴向高度应尽可能小，这样活塞环惯性力也小，会减轻对环槽侧面冲击，有助于提高环槽耐久性。但太小，使制环工艺困难。在小型高速内燃机上，

42、一般气环高，油环高。该发动机采用三道活塞环，第一和第二环称之为压缩环（气环），第三环称之为油环。取，。环岸的高度，应保证它在气压力造成的负荷下不会破坏。当然，第二环岸负荷要比第一环岸小得多，温度也低，只有在第一环岸已破坏的情况下，它才可能被破坏。因此，环岸高度一般第一环最大，其它较小。实际发动机的统计表明，汽油机接近下限。则 ， 。因此，环带高度（3）上裙尺寸确定好活塞头部环的布置以后，压缩高度H1最后决定于活塞销轴线到最低环槽（油环槽）的距离h1。为了保证油环工作良好，环在槽中的轴向间隙是很小的，环槽如有较大变形就会使油环卡住而失效。所以在一般设计中，选取活塞上裙尺寸一般应使销座上方油环槽的

43、位置处于销座外径上面，并且保证销座的强度不致因开槽而削弱，同时也不致因销座处材料分布不均引起变形，影响油环工作。综上所述，可以决定活塞的压缩高度。对于汽油机，所以。则 。3、活塞顶和环带断面（1）活塞顶活塞顶的形状主要取决于燃烧室的选择和设计。仅从活塞设计角度，为了减轻活塞组的热负荷和应力集中，希望采用受热面积最小、加工最简单的活塞顶形状，即平顶。大多数汽油机正是采用平顶活塞，由于AJR型发动机为高压缩比，因而采用近似于平顶的活塞。实际统计数据表明，活塞顶部最小厚度，汽油机为，即。活塞顶接受的热量，主要通过活塞环传出。专门的实验表明，对无强制冷却的活塞来说，经活塞环传到气缸壁的热量占7080%

44、，经活塞本身传到气缸壁的占1020%，而传给曲轴箱空气和机油的仅占10%左右。所以活塞顶厚度应从中央到四周逐渐加大，而且过渡圆角应足够大，使活塞顶吸收的热量能顺利地被导至第二、三环，以减轻第一环的热负荷，并降低了最高温度9。活塞头部要安装活塞环，侧壁必须加厚，一般取，取为6.15mm，活塞顶与侧壁之间应该采用较大的过渡圆角，一般取，取0.074为5.991mm.为了减少积炭和受热，活塞顶表面应光洁，在个别情况下甚至抛光。复杂形状的活塞顶要特别注意避免尖角，所有尖角均应仔细修圆，以免在高温下熔化。（2）环带断面为了保证高热负荷活塞的环带有足够的壁厚使导热良好，不让热量过多地集中在最高一环，其平均

45、值为。正确设计环槽断面和选择环与环槽的配合间隙，对于环和环槽工作的可靠性与耐久性十分重要。槽底圆角一般为0.20.5mm。活塞环岸锐边必须有适当的倒角，否则当岸部与缸壁压紧出现毛刺时，就可能把活塞环卡住，成为严重漏气和过热的原因，但倒角过大又使活塞环漏气增加。一般该倒角为。（3）环岸和环槽环岸和环槽的设计应保持活塞、活塞环正常工作，降低机油消耗量，防止活塞环粘着卡死和异常磨损，气环槽下平面应与活塞轴线垂直，以保证环工作时下边与缸桶接触，减小向上窜机油的可能性。活塞环侧隙在不产生上述损伤的情况下愈小愈好，目前，第一环与环槽侧隙一般为0.050.1mm，二、三环适当小些，为0.030.07mm，油

46、环则更小些，这有利于活塞环工作稳定和降低机油消耗量，侧隙确定油环槽中必须设有回油孔，并均匀地布置再主次推力面侧，回油孔对降低机油消耗量有重要意义，三道活塞环的开口间隙及侧隙如表3.1所示:表4.1 活塞环的开口间隙及侧隙活塞环开口间隙/侧隙/第一道环第二道环第三道环活塞环的背隙比较大，以免环与槽底圆角干涉。一般气环=0.5毫米，油环的则更大些，如图4.1所示。（4）环岸的强度校核在膨胀冲程开始时，在爆发压力作用下，第一道活塞环紧压在第一环岸上。由于节流作用，第一环岸上面的压力比下面压力大得多，不平衡力会在岸根产生很大的弯曲和剪切应力，当应力值超过铝合金在其工作温度下的强度极限或疲劳极限时，岸根

47、有可能断裂，专门的试验表明，当活塞顶上作用着最高爆发压力时，如图4.2所示。已知=4.5，则， 图4.1 环与环槽的配合间隙及环槽结构 图4.2第一环岸的受力环岸是一个厚、内外圆直径为、的圆环形板，沿内圆柱面固定，要精确计算固定面的应力比较复杂，可以将其简化为一个简单的悬臂梁进行大致的计算。在通常的尺寸比例下，可假定槽底（岸根）直径，环槽深为：于是作用在岸根的弯矩为 （4.1）而环岸根断面的抗弯断面系数近似等于所以环岸根部危险断面上的弯曲应力 （4.2）5同理得剪切应力为： （4.3）接合成应力公式为： （4.4）考虑到铝合金在高温下的强度下降以及环岸根部的应力集中，铝合金的许用应力，校核合格

48、。4.1.4 活塞裙部的设计活塞裙部是指活塞头部最低一个环槽以下的那部分活塞。活塞沿气缸往复运动时，依靠裙部起导向作用，并承受由于连杆摆动所产生的侧压力。所以裙部的设计要求，是保证活塞得到良好的导向，具有足够的实际承压面积，能形成足够厚的润滑油膜，既不因间隙过大发生敲缸，引起噪音和加速损伤，也不因间隙过小而导致活塞拉伤。分析活塞在发动机中工作时裙部的变形情况。首先，活塞受到侧向力的作用。承受侧向力作用的裙部表面，一般只是在两个销孔之间的弧形表面。这样，裙部就有被压偏的倾向，使它在活塞销座方向上的尺寸增大；其次，由于加在活塞顶上的爆发压力和惯性力的联合作用，使活塞顶在活塞销座的跨度内发生弯曲变形

49、，使整个活塞在销座方向上的尺寸变大；再次，由于温度升高引起热膨胀，其中销座部分因壁厚较其它部分要厚，所以热膨胀比较严重。三种情况共同作用的结果都使活塞在工作时沿销座方向涨大，使裙部截面的形状变成为“椭圆”形，使得在椭圆形长轴方向上的两个端面与气缸间的间隙消失，以致造成拉毛现象。在这些因素中，机械变形影响一般来说并不严重，主要还是受热膨胀产生变形的影响比较大11。因此，为了避免拉毛现象，在活塞裙部与气缸之间必须预先流出较大的间隙。当然间隙也不能留得过大，否则又会产生敲缸现象。解决这个问题的比较合理的方法应该使尽量减少从活塞头部流向裙部的热量，使裙部的膨胀减低至最小；活塞裙部形状应与活塞的温度分布

50、、裙部壁厚的大小等相适应12。本文采用托板式裙部，这样不仅可以减小活塞质量，而且裙部具有较大的弹性，可使裙部与气缸套装配间隙减小很多，也不会卡死。把活塞裙部的横断面设计成与裙部变形相适应的形状。在设计时把裙部横断截面制成长轴是在垂直与活塞销中心线方向上，短轴平行于销轴方向的椭圆形。常用的椭圆形状是按下列公式设计的： （4.4）式中、分别为椭圆的长短轴，如图4.3所示。缸径小于的裙部开槽的活塞，椭圆度（）的大小，一般为。图4.3 活塞销裙部的椭圆形状91、裙部的尺寸活塞裙部是侧压力的主要承担者。为保证活塞裙表面能保持住必要厚度的润滑油膜，其表面比压不应超过一定的数值。因此，在决定活塞裙部长度是应

51、保持足够的承压面积，以减少比压和磨损。在确定裙部长度时，首先根据裙部比压最大的允许值，决定需要的最小长度，然后按照结构上的要求加以适当修改。裙部单位面积压力（裙部比压）按下式计算： （4.5）式中：最大侧作用力，由动力计算求得，=5315.42活塞直径，；裙部高度，。取。则 一般发动机活塞裙部比压值约为，所以设计合适。2、销孔的位置活塞销与活塞裙轴线不相交，而是向承受膨胀侧压力的一面（称为主推力面，相对的一面称为次推力面）偏移了，这是因为，如果活塞销中心布置，即销轴线与活塞轴线相交，则在活塞越过上止点，侧压力作用方向改变时，活塞从次推力面贴紧气缸壁的一面突然整个地横扫过来变到主推力面贴紧气缸壁

52、的另一面，与气缸发生“拍击”，产生噪音，有损活塞耐久性。如果把活塞销偏心布置，则能使瞬时的过渡变成分布的过渡，并使过渡时刻先于达到最高燃烧压力的时刻，因此改善了发动机的工作平顺性13。4.2 活塞销的设计4.2.1 活塞销的结构、材料1、活塞销的结构和尺寸活塞销的结构为一圆柱体，中空形式，可减少往复惯性质量，有效利用材料。活塞销与活塞销座和连杆小头衬套孔的连接配合，采用“全浮式”。活塞销的外直径，取，活塞销的内直径，取活塞销长度，取2、活塞销的材料 活塞销材料为低碳合金钢，表面渗碳处理，硬度高、耐磨、内部冲击韧性好。表面加工精度及粗糙度要求极高，高温下热稳定性好。4.2.2 活塞销强度和刚度计

53、算由运动学知，活塞销表面受到气体压力和往复惯性力的共同作用，总的作用力，活塞销长度，连杆小头高度，活塞销跨度。1、最大弯曲应力计算活塞销中央截面的弯矩为 （4.6）空心销的抗弯断面系数为，其中 所以弯曲应力为 即 （4.7） 2、最大剪切应力计算最大剪切应力出现在销座和连杆小头之间的截面上。横断截面的最大剪切应力发生在中性层上14，其值按下式计算： （4.8） 已知许用弯曲应力；许用剪切应力，那么校核合格。4.3 活塞销座4.3.1 活塞销座结构设计 活塞销座用以支承活塞，并由此传递功率。销座应当有足够的强度和适当的刚度，使销座能够适应活塞销的变形，避免销座产生应力集中而导致疲劳断裂；同时要有

54、足够的承压表面和较高的耐磨性。活塞销座的内径，活塞销座外径一般等于内径的倍，取，活塞销的弯曲跨度越小，销的弯曲变形就越小，销销座系统的工作越可靠，所以，一般设计成连杆小头与活塞销座开挡之间的间隙为，但当制造精度有保证时，两边共就足够了，取间隙为。4.3.2 验算比压力销座比压力为： （4.9）一般。4.4 活塞环设计及计算4.4.1 活塞环形状及主要尺寸设计该发动机采用三道活塞环，第一和第二环为气环，第三环为油环。第一道活塞环为桶形扭曲环，材料为球墨铸铁，表面镀铬。桶形环与缸筒为圆弧接触，对活塞摆动适应性好，并容易形成楔形润滑油膜。第二道活塞环为鼻形环，材料为铸铁，鼻形环可防止泵油现象，活塞向

55、上运动时润滑效果好。第三道是油环，是钢带组成环，重量轻，比压高，刮油能力强。 活塞环的主要尺寸为环的高度、环的径向厚度。气环，油环，取，。活塞环的径向厚度，一般推荐值为：当缸径为时，取。4.4.2 活塞环强度校核活塞环在工作时，因剪应力和轴向力影响较小，所以只计算弯矩。活塞环的平均半径与径向厚度之比一般都大于5，所以可按直杆弯曲正应力公式计算9。1、工作状态下的弯曲应力活塞断面的最大弯矩为： （4.10）由此可得最大弯曲应力为： （4.11）对于断面均压环其开口间隙与活塞环平均接触压力之间有如下关系： （4.12）将式（4.12）带入（4.11）并整理得： （4.13）式中：材料的弹性模量，对

56、合金铸铁；活塞环的开口间隙，取为；气缸直径，；活塞环径向厚度，则 活塞环工作时的许用弯曲应力为，则校核合格。2、套装应力活塞环往活塞上套装时，要把切口扳得比自由状态的间隙还大，对于均压环，此时的正对切口处的最大套装弯曲应力为： （4.14）式中：与套装方法有关的系数，根据套装方法的不同，其值为，一般取，则 因环的套装时在常温下进行的，承受的应力时间甚短，所以套装应力的许用值大于工作应力的许用值，所以校核合格。4.5 连杆的设计4.5.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用1、工作情况连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起做往复运动，连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起做旋转运动。因此，连杆体除有上下运动

57、外，还左右摆动，做复杂的平面运动。2、设计要求 连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷，因此，在设计时应首先保证连杆具有在足够的疲劳强度和结构钢度。如果强度不足，就会发生连杆螺栓、大头盖或杆身的断裂，造成严重事故，同样，如果连杆组刚度不足，也会对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响。所以设计连杆的一个主要要求是在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。为此，必须选用高强度的材料；合理的结构形状和尺寸。3、材料的选择 为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，采用精选含碳量的优质中碳结构钢45模锻，表面喷丸强化处理，提高强度。4.5.2 连杆长度的确定 设计连杆时首先要确定连杆大小

58、头孔间的距离，即连杆长度它通常是用连杆比来说明的，通常0.3125，取，则。4.5.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算1、连杆小头的结构设计连杆小头主要结构尺寸如图4.1所示，小头衬套内径和小头宽度已在活塞组设计中确定，。为了改善磨损，小头孔中以一定过盈量压入耐磨衬套，衬套大多用耐磨锡青铜铸造，这种衬套的厚度一般为，取，则小头孔直径，小头外径，取。2、连杆小头的强度校核以过盈压入连杆小头的衬套，使小头断面承受拉伸压力。若衬套材料的膨胀系数比连杆材料的大，则随工作时温度升高，过盈增大，小头断面中的应力也增大。此外，连杆小头在工作中还承受活塞组惯性力的拉伸和扣除惯性力后气压力的压缩，可见工作载荷具有交变性。上述载荷的联合作用可能使连杆小头及其杆身过渡处产生疲劳破坏，故必须进行疲劳强度计算9。图4.4 连杆小头主要结果尺寸（1）衬套过盈配合的预紧力及温度升高