畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-捷達(dá)EA113四缸汽油機(jī)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

1、優(yōu)秀設(shè)計(jì)摘 要木文以捷達(dá)ea113汽油機(jī)的相關(guān)參數(shù)作為參考，對(duì)四缸汽油機(jī)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)的 主要零部件進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算，并對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行了有關(guān)運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)的理 論分析與計(jì)算機(jī)仿真分析。首先，以運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)的理論知識(shí)為依據(jù)，對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律以及在 運(yùn)動(dòng)屮的受力等問題進(jìn)行詳盡的分析，并得到了精確的分析結(jié)果。其次分別對(duì)活塞組、 連桿組以及曲軸進(jìn)行詳細(xì)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，并進(jìn)行了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度的校核。再次，應(yīng)用 三維cad軟件：pro/engineer建立了曲柄連桿機(jī)構(gòu)各零部件的幾何模型，在此工作的 基礎(chǔ)上，利用pro/e軟件的裝配功能，將iii【柄連桿機(jī)構(gòu)的各組成零件裝配成活塞組件、 連桿組

2、件和曲軸紐件，然后利用pro/e軟件的機(jī)構(gòu)分析模塊(pro/mechanism),建立曲 柄連桿機(jī)構(gòu)的多剛體動(dòng)力學(xué)模型，進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析和動(dòng)力學(xué)分析模擬，研究了在不考 慮外力作用并使加軸保持勻速轉(zhuǎn)動(dòng)的情況下，活塞和連桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律以及曲柄連桿機(jī) 構(gòu)的運(yùn)動(dòng)包絡(luò)。仿真結(jié)果的分析表明，仿真結(jié)果與發(fā)動(dòng)機(jī)的實(shí)際工作狀況基本一致， 文章介紹的仿真方法為曲柄連桿機(jī)構(gòu)的選型、優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了一種新思路。關(guān)鍵詞：發(fā)動(dòng)機(jī)；曲柄連桿機(jī)構(gòu)；受力分析；仿真建模；運(yùn)動(dòng)分析；pro/eabstractthis article refers to by the jeeta ea113 gasoline engine' re

3、lated parameter achievement, it has carried on the structural design compution for main parts of the crank link mechanism in the gasoline engine with four cylinders, and has carried on theoretical analysis and simulation analysis in computer in kinematics and dynamics for the crank link mechanism.fi

4、rst, motion laws and stress in movement about the crank link mechanism are analyzed in detail and the precise analysis results are obtained. next separately to the piston group, the linkage as well as the crank carries on the detailed structural design, and has carried on the structural strength and

5、 the rigidity examination. once more, applys three-dimensional cad software pro/engineer establishing the geometry models of all kinds of parts in the crank link mechanism, then usei ng the pro/e software assembling function assembles the components of crank link into the piston module, the connecti

6、ng rod module and the crank module, then using pro/e software mechanism analysis module (pro/mechanism), establishes the multi-rigid dynamics model of the crank link, and carries on the kinematics analysis and the dynamics analysis simulation, and it studies the piston and the connecting rod movemen

7、t rule as well as crank link motion gear movement envelopment. the analysis of simulation results shows that those simulation results are meet to true working state of engine. it also shows that the simulation method introduced here can offer a new efficient and convenient way for the mechanism choo

8、sing and optimized design of crank-connecting rod mechanism in engine.key words: engine； crankshaft-connecting rod mechanism； analysis of force； modelingof simulation； movement analysis； pro/e目 錄摘要iabstractii第1章緒論11. 1選題的忖的和意義11.2國(guó)內(nèi)外的研究現(xiàn)狀11.3設(shè)計(jì)研究的主要內(nèi)容3第2章曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析42. 1曲柄連桿機(jī)構(gòu)的類型及方案選擇42.2曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)42.

9、 1. 1活塞位移52. 1.2活塞的速度62. 1.3活塞的加速度62.2曲柄連桿機(jī)構(gòu)中的作用力72. 2. 1氣缸內(nèi)工質(zhì)的作用力72. 2.2機(jī)構(gòu)的慣性力72. 3本章小結(jié)14第3章活塞組的設(shè)計(jì)153. 1活塞的設(shè)計(jì)153.1.1活塞的工作條件和設(shè)計(jì)要求153. 1.2活塞的材料163. 1.3活塞頭部的設(shè)計(jì)163.1.4活塞裙部的設(shè)計(jì)213.2活塞銷的設(shè)計(jì)233.2. 1活塞銷的結(jié)構(gòu)、材料233.2.2活塞銷強(qiáng)度和剛度計(jì)算233. 3活塞銷座243. 3.1活塞銷座結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)243.3.2驗(yàn)算比壓力243.4活塞環(huán)設(shè)計(jì)及計(jì)算253.4. 1活塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)計(jì)253. 4. 2活塞環(huán)強(qiáng)

10、度校核253. 5本章小結(jié)26第4章連桿組的設(shè)計(jì)274. 1連桿的設(shè)計(jì)274.1.1連桿的工作情況、設(shè)計(jì)要求和材料選用274. 1.2連桿長(zhǎng)度的確定274.1.3連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度、剛度計(jì)算274. 1.4連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算304. 1.5連桿人頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度、剛度計(jì)算334.2連桿螺栓的設(shè)計(jì)354. 2.1連桿螺栓的t作負(fù)荷與預(yù)緊力354. 2.2連桿螺栓的屈服強(qiáng)度校核和疲勞計(jì)算354. 3本章小結(jié)36第5章曲軸的設(shè)計(jì)375. 1曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇375.1.1曲軸的工作條件和設(shè)計(jì)要求375. 1.2曲軸的結(jié)構(gòu)型式375. 1.3曲軸的材料375. 2illi軸的

11、主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)設(shè)計(jì)385.2. 1曲柄銷的直徑和長(zhǎng)度385.2.2主軸頸的直徑和長(zhǎng)度385.2.3 曲柄395.2.4平衡重395. 2. 5油孔的位置和尺寸405.2.6曲軸兩端的結(jié)構(gòu)405.2.7曲軸的止推405.3曲軸的疲勞強(qiáng)度校核415.3.1作用于單元曲拐上的力和力矩415.3.2名義應(yīng)力的計(jì)算455. 4本章小結(jié)47第6章曲柄連桿機(jī)構(gòu)的創(chuàng)建486. 1對(duì)pro/e軟件基本功能的介紹486. 2活塞的創(chuàng)建486. 2. 1活塞的特點(diǎn)分析486. 2.2活塞的建模思路486. 2. 3活塞的建模步驟496.3連桿的創(chuàng)建506.3. 1連桿的特點(diǎn)分析506. 3. 2連桿的建模

12、思路506.3.3連桿體的建模步驟516.3.4連桿蓋的建模526.4曲軸的創(chuàng)建526. 4. 1曲軸的特點(diǎn)分析526. 4.2曲軸的建模思路526. 4.3曲軸的建模步驟536.5曲柄連桿機(jī)構(gòu)其它零件的創(chuàng)建556.5.1活塞銷的創(chuàng)建556.5.2活塞銷卡環(huán)的創(chuàng)建556.5.3連桿小頭襯套的創(chuàng)建556.5.4大頭軸瓦的創(chuàng)建556.5.5連桿螺栓的創(chuàng)建566. 6本章小結(jié)56第7章曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析577. 1活塞及連桿的裝配577. 1. 1組件裝配的分析與思路577. 1.2活塞組件裝配步驟577. 1.3連桿組件的裝配步驟587.2定義曲軸連桿的連接597.3定義伺服電動(dòng)機(jī)607.4建立

13、運(yùn)動(dòng)分析607.5進(jìn)行干涉檢驗(yàn)與視頻制作617.6獲取分析結(jié)果627.7對(duì)結(jié)果的分析647. 8本章小結(jié)64結(jié)論65參考文獻(xiàn)66致謝67附錄68第1章緒 論1.1選題的目的和意義illi柄連桿機(jī)構(gòu)是發(fā)動(dòng)機(jī)的傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的機(jī)構(gòu)，通過它把活塞的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng) 轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)而輸出動(dòng)力。因此，曲柄連桿機(jī)構(gòu)是發(fā)動(dòng)機(jī)屮主耍的受力部件, 其工作可靠性就決定了發(fā)動(dòng)機(jī)工作的可靠性。隨著發(fā)動(dòng)機(jī)強(qiáng)化指標(biāo)的不斷提高，機(jī)構(gòu) 的工作條件更加復(fù)雜。在多種周期性變化載荷的作用下，如何在設(shè)計(jì)過程中保證機(jī)構(gòu) 具有足夠的疲勞強(qiáng)度和剛度及良好的動(dòng)靜態(tài)力學(xué)特性成為曲柄連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵性 問題。通過設(shè)計(jì)，確定發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)

14、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(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析、材料的選取等，以滿足實(shí)際生產(chǎn)的需要。在傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)模式中，為了滿足設(shè)計(jì)的需要須進(jìn)行大量的數(shù)值計(jì)算，同時(shí)為了滿 足產(chǎn)品的使用性能，須進(jìn)行強(qiáng)度、剛度、穩(wěn)定性及可靠性等方面的設(shè)計(jì)和校核計(jì)算， 同時(shí)要滿足校核計(jì)算，還需要對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析。為了真實(shí)全面地了解機(jī)構(gòu)在實(shí)際運(yùn)行工況下的力學(xué)特性，本文采用了多休動(dòng)力學(xué) 仿真技術(shù)，針對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行了實(shí)時(shí)的，高精度的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)分析與計(jì)算，因此木研究所 采用的高效、實(shí)時(shí)分析技術(shù)對(duì)提高分析精度，提高設(shè)計(jì)水平具有重要意義，而且可以 更直觀清晰地了解曲柄連桿機(jī)構(gòu)在運(yùn)行過程中的受力狀態(tài)，便于進(jìn)行精確計(jì)

15、算，對(duì)進(jìn) 一步研究發(fā)動(dòng)機(jī)的平衡與振動(dòng)、發(fā)動(dòng)機(jī)增壓的改造等均有較為實(shí)用的應(yīng)用價(jià)值。1.2國(guó)內(nèi)外的研究現(xiàn)狀多剛體動(dòng)力學(xué)模擬是近十年發(fā)展起來(lái)的機(jī)械計(jì)算機(jī)模擬技術(shù)，提供了在設(shè)計(jì)過程 中對(duì)設(shè)計(jì)方案進(jìn)行分析和優(yōu)化的有效手段，在機(jī)械設(shè)計(jì)領(lǐng)域獲得越來(lái)越廣泛的應(yīng)用。 它是利用計(jì)算機(jī)建造的模型對(duì)實(shí)際系統(tǒng)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，將分析的方法用于模擬實(shí)驗(yàn)， 充分利用已有的基木物理原理，采用與實(shí)際物理系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)相似的研究方法，在計(jì)算機(jī) 上運(yùn)彳亍仿真實(shí)驗(yàn)。目前多剛體動(dòng)力學(xué)模擬軟件主要有pro/mechanics, working model 3d, adams等。多剛體動(dòng)力學(xué)模擬軟件的最大優(yōu)點(diǎn)在于分析過程中無(wú)需編寫復(fù)雜仿 真程序，在

16、產(chǎn)品的設(shè)計(jì)分析時(shí)無(wú)需進(jìn)行樣機(jī)的生產(chǎn)和試驗(yàn)。對(duì)內(nèi)燃機(jī)產(chǎn)品的部件裝配 進(jìn)行機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)仿真，可校核部件運(yùn)動(dòng)軌跡，及時(shí)發(fā)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)干涉；對(duì)部件裝配進(jìn)行動(dòng)力 學(xué)仿真，可校核機(jī)構(gòu)受力情況；根據(jù)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)約束及保證性能最優(yōu)的目標(biāo)進(jìn)行機(jī)構(gòu)設(shè) 計(jì)優(yōu)化，可最大限度地滿足性能要求，對(duì)設(shè)計(jì)提供指導(dǎo)和修正。忖前國(guó)內(nèi)大學(xué)和企 業(yè)已經(jīng)已進(jìn)行了機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力學(xué)仿真方面的研究和局部應(yīng)用，能在設(shè)計(jì)初期及時(shí)發(fā) 現(xiàn)內(nèi)燃機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)干涉，校核配氣機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力學(xué)性能等，為設(shè)計(jì)人員提供了 基本的設(shè)計(jì)依據(jù)®屮。目前國(guó)內(nèi)外對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)分析的方法很多，而且己經(jīng)完善和成 熟。其中機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析是研究?jī)蓚€(gè)或兩個(gè)以上物體間的相對(duì)

17、運(yùn)動(dòng)，即位移、速度和 加速度的變化關(guān)系：動(dòng)力學(xué)則是研究產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)的力。發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)分 析主要包括氣體力、慣性力、軸承力和曲軸轉(zhuǎn)矩等的分析，傳統(tǒng)的內(nèi)燃機(jī)工作機(jī)構(gòu)動(dòng) 力學(xué)、運(yùn)動(dòng)學(xué)分析方法主要有圖解法和解析法。1、解析法解析法是對(duì)構(gòu)件逐個(gè)列出方程，通過齊個(gè)構(gòu)件z間的聯(lián)立線性方程組來(lái)求解運(yùn)動(dòng) 副約束反力和平衡力矩，解析法又包括單位向量法、直角坐標(biāo)法等。2、圖解法圖解法形彖比較直觀，機(jī)構(gòu)齊組成部分的位移、速度、加速度以及所受力的大小 及改變趨勢(shì)均能通過圖解一目了然。圖解法作為解析法的輔助手段，可用于對(duì)計(jì)算機(jī) 結(jié)果的判斷和選擇。解析法取點(diǎn)數(shù)值較少，繪制曲線精度不高。不經(jīng)任何計(jì)算，對(duì)曲 柄連桿機(jī)

18、構(gòu)直接圖解其速度和加速度的方法最早由克萊茵提出，但方法十分復(fù)雜。3、復(fù)數(shù)向量法復(fù)數(shù)向量法是以各個(gè)桿件作為向量，把在復(fù)平面上的連接過程用復(fù)數(shù)形式加以表 達(dá)，對(duì)于包括結(jié)構(gòu)參數(shù)和時(shí)間參數(shù)的解析式就時(shí)間求導(dǎo)后，可以得到機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)性能。 該方法是機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析的較好方法。通過對(duì)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)、動(dòng)力學(xué)的分析，我們可以清楚了解內(nèi)燃機(jī)工作機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)性 能、運(yùn)動(dòng)規(guī)律等，從而可以更好地對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行性能分析和產(chǎn)胡設(shè)計(jì)。但是過去曲于手 段的原因，大部分復(fù)雜的機(jī)械運(yùn)動(dòng)盡管能夠給出解析表達(dá)式，卻難以計(jì)算出供工程設(shè) 計(jì)使用的結(jié)果，不得不用粗糙近似的圖解法求得數(shù)據(jù)。近年來(lái)隨著計(jì)算機(jī)的發(fā)展，可 以利用復(fù)雜的計(jì)算表達(dá)式來(lái)精確求解各種運(yùn)動(dòng)

19、過程和動(dòng)態(tài)過程，從而形成了機(jī)械性能 分析和產(chǎn)品設(shè)計(jì)的現(xiàn)代理論和方法。通過對(duì)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析，我們可以清楚了解內(nèi)燃機(jī)工作機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)性能、 運(yùn)動(dòng)規(guī)律等，從而可以更好地對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行性能分析和產(chǎn)品設(shè)計(jì)。但是過去由于手段的 原因，大部分復(fù)雜的機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)盡管能夠給出解析式，卻難以計(jì)算出供工程使用的計(jì)算 結(jié)果，不得不用粗糙的圖解法求得數(shù)據(jù)。隨著計(jì)算機(jī)的發(fā)展，可以利用復(fù)雜的計(jì)算表 達(dá)式來(lái)精確求解各種運(yùn)動(dòng)過程和動(dòng)態(tài)過程，從而形成機(jī)械性能分析和產(chǎn)品設(shè)計(jì)的現(xiàn)代 理論和方法。機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)態(tài)仿真技術(shù)的核心是利用計(jì)算機(jī)輔助技術(shù)進(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng) 力學(xué)分析，以確延系統(tǒng)各構(gòu)件在任意時(shí)刻的位置、速度和加速度，進(jìn)而確泄系統(tǒng)

20、及其 及其各構(gòu)件運(yùn)動(dòng)所需的作用力岡。目前，在對(duì)內(nèi)燃機(jī)|柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析時(shí), 人多采用的是專業(yè)的虛擬樣機(jī)商業(yè)軟件，如adams等。這些軟件的功能重點(diǎn)是在力 學(xué)分析上，在建模方面述是有很多不足，尤其是對(duì)這些復(fù)雜的曲柄連桿機(jī)構(gòu)零部件的 三維建模很難實(shí)現(xiàn)。因而在其仿真分析過程中對(duì)于結(jié)構(gòu)復(fù)雜的模型就要借助cad軟 件來(lái)完成，如pro/e、ug、solidworks等。當(dāng)考慮到對(duì)多柔體系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析時(shí), 有時(shí)還需要結(jié)合ansys等專業(yè)的有限元分析軟件來(lái)進(jìn)行。這一過程十分復(fù)雜，不僅 需要對(duì)這些軟件有一定了解，還需要處理好軟件接口之間的數(shù)據(jù)傳輸問題，而且軟件 使用成本也很高。1.3設(shè)計(jì)研究的主要內(nèi)

21、容對(duì)內(nèi)燃機(jī)運(yùn)行過程中曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析進(jìn)行深入研究，其主要的研究?jī)?nèi)容有:(1) 對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析，分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)中各種力的作 用情況，并根據(jù)這些力對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要零部件進(jìn)行強(qiáng)度、剛度等方面的計(jì)算和 校核，以便達(dá)到設(shè)計(jì)要求；(2) 分析曲柄連桿機(jī)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(jì)要 求，進(jìn)行合理選材，確定出主耍的結(jié)構(gòu)尺寸，并進(jìn)行相應(yīng)的尺寸檢驗(yàn)校核，以符合零 件實(shí)際加工的要求；(3) 應(yīng)用pro/e軟件對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的零件分別建立實(shí)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(jī)構(gòu)，并進(jìn)行 運(yùn)動(dòng)仿真分析，檢測(cè)其運(yùn)動(dòng)

22、t涉，獲取分析結(jié)果；(4) 應(yīng)用pro/e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)工程圖上的各類信息，以使實(shí)現(xiàn)對(duì)機(jī)構(gòu)的進(jìn)一步精確設(shè)計(jì)和檢驗(yàn)。第2章曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析研究曲柄連桿機(jī)構(gòu)的受力，關(guān)鍵在于分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)中各種力的作用情況，并 根據(jù)這些力對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要零件進(jìn)行強(qiáng)度、剛度、磨損等方面的分析、計(jì)算和 設(shè)計(jì)，以便達(dá)到發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速的要求。2. 1曲柄連桿機(jī)構(gòu)的類型及方案選擇內(nèi)燃機(jī)屮采用曲柄連桿機(jī)構(gòu)的型式很多，按運(yùn)動(dòng)學(xué)觀點(diǎn)可分為三類，即:屮心曲柄 連桿機(jī)構(gòu)、偏心曲柄連桿機(jī)構(gòu)和主副連桿式曲柄連桿機(jī)構(gòu)。1、中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)其特點(diǎn)是氣缸屮心線通過曲

23、軸的旋轉(zhuǎn)屮心，并垂直于曲柄的回轉(zhuǎn)軸線。這種型式 的1山柄連桿機(jī)構(gòu)在內(nèi)燃機(jī)屮應(yīng)用最為廣泛。一般的單列式內(nèi)燃機(jī)，采用并列連桿與叉 形連桿的v形內(nèi)燃機(jī)，以及對(duì)置式活塞內(nèi)燃機(jī)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)都屬于這一類。2、偏心曲柄連桿機(jī)構(gòu)其特點(diǎn)是氣缸屮心線垂直于1山軸的回轉(zhuǎn)屮心線，但不通過川i軸的回轉(zhuǎn)屮心，氣缸 中心線距離曲軸的回轉(zhuǎn)軸線具有一偏移量eo這種曲柄連桿機(jī)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(shí)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(jī)構(gòu)其特點(diǎn)是內(nèi)燃機(jī)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

24、裝在主連桿的大頭上，形成了“關(guān)節(jié)式” 運(yùn)動(dòng)，所以這種機(jī)構(gòu)有時(shí)也稱為“關(guān)節(jié)曲柄連桿機(jī)構(gòu)”。在關(guān)節(jié)曲柄連桿機(jī)構(gòu)屮，一個(gè) 曲柄可以同時(shí)帶動(dòng)幾套副連桿和活塞，這種結(jié)構(gòu)可使內(nèi)燃機(jī)長(zhǎng)度縮短，結(jié)構(gòu)緊湊，廣 泛的應(yīng)用于大功率的坦克和機(jī)車用v形內(nèi)燃機(jī)。經(jīng)過比較，本設(shè)計(jì)的型式選擇為中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)。2.2曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)屮心曲柄連桿機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖2. 1所示，圖2. 1中氣缸中心線通過曲軸屮心0, 0b 為曲柄，ab為連桿，b為曲柄俏中心，a為連桿小頭孔中心或活塞銷中心。當(dāng)曲柄按等角速度e旋轉(zhuǎn)時(shí)，曲柄0b上任意點(diǎn)都以o點(diǎn)為圓心做等速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)， 活塞a點(diǎn)沿氣缸中心線做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，連桿ab則做復(fù)合的平面運(yùn)動(dòng)，其大頭b點(diǎn)

25、與曲 柄一端相連，做等速的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，而連桿小頭與活塞相連，做往復(fù)運(yùn)動(dòng)。在實(shí)際分析中，為使問題簡(jiǎn)單化，一般將連桿簡(jiǎn)化為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個(gè)集中質(zhì)量, 認(rèn)為它們分別做旋轉(zhuǎn)和往復(fù)運(yùn)動(dòng)，這樣就不需要對(duì)連桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律進(jìn)行單獨(dú)研究。圖2.1曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖活塞做往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)，英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(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)以及發(fā)動(dòng)機(jī)整體丄作有很人影響，因此，研究曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn) 動(dòng)規(guī)律的主要任務(wù)就是研究活塞的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。2. 1.1活塞位移假設(shè)在某一時(shí)刻，曲柄轉(zhuǎn)角為并按順時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)，連桿軸線在其運(yùn)動(dòng)平面 內(nèi)偏離氣缸軸線的角度為0,如圖2.1所示。當(dāng)q = 時(shí)，活塞銷屮心

26、a在最上面的位置街，此位置稱為上止點(diǎn)。當(dāng)僅=180°時(shí),a點(diǎn)在最下面的位置a2,此位置稱為下止點(diǎn)。此時(shí)活塞的位移x為：x= aa = a0 - ao 二(葉 z)-(r cos a + 1 cos 0)(2. 1)=r(l 一 cos a) (1 - cos /?)a式中：幾連桿比。式（2. 1）可進(jìn)一步簡(jiǎn)化，由圖2.1可以看出:rsina = / sin廠即sin 0 = 了 sin a = asina又由于cos 0 二 jl - sin $ 0 = jl - 才 sin 2 a（2. 2）將式（2.2）帶入式（2. 1）得:x= rl -cos6r + （1-7/12 sin2

27、 a）（2. 3）2式（2.3）是計(jì)算活塞位移x的精確公式,為便于計(jì)算，可將式（2 3）屮的根號(hào)按牛頓 二項(xiàng)式定理展開，得：71 - a2 sin2 a = 1 - a2 sin2 a 24 sinaa6 sin6 a - .8 16考慮到a<l/3,其二次方以上的數(shù)值很小，可以忽略不計(jì)。只保留前兩項(xiàng)，則j1 一才 sin? a « 1 a2 sin2 a（2. 4）2將式（2.4）帶入式（2.3）得x = r（l-cosc? + sin2 a）（2. 5）22. 1.2活塞的速度將活塞位移公式（2.1）對(duì)時(shí)間t進(jìn)行微分，即可求得活塞速度v的精確值為(2. 6)dx dx da

28、 z . a sin 2a、v =x =s(sin a +)dt cla dt2 cos /?將式（2.5）對(duì)時(shí)間/微分，便可求得活塞速度得近似公式為：v « r69（sina + sin2cr） = rcosina + rcosin2a = v + v2（2. 7）2 2從式（2.7）可以看出，活塞速度可視為由vj = r co sin a與冬=（2/2）ssin 2a兩部分簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)所組成。當(dāng)a = 0°或180"時(shí)，活塞速度為零，活塞在這兩點(diǎn)改變運(yùn)動(dòng)方向。當(dāng)q = 90°時(shí),v = r,此時(shí)活塞得速度等于曲柄銷屮心的圓周速度。2. 1.3活塞的加速度

29、將式（2.6）對(duì)時(shí)間f微分，可求得活塞加速度的精確值為:(2. 8)dv dv da 2rcos2a a3 sin2 2a=x = r 69" cos a + a-jdt da dtcos0 4 cos 0將式（2.7）對(duì)時(shí)間f為微分，可求得活塞加速度的近似值為:a « rco2 (cos a + a cos 2a) = rco2 cos a + rco2acos2a = ax +a2(2. 9)因此，活塞加速度也可以視為兩個(gè)簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)加速度之和，即由與ci2 = rco2 a cos 2a兩部分組成。2.2曲柄連桿機(jī)構(gòu)中的作用力作用于川1柄連桿機(jī)構(gòu)的力分為：缸內(nèi)氣壓力、運(yùn)動(dòng)

30、質(zhì)量的慣性力、摩擦阻力和作 用在發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸上的負(fù)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(shí)把摩擦阻力忽略不計(jì)。而負(fù)載阻力與主動(dòng)力處于平衡狀態(tài)，無(wú)需另外計(jì)算，因此 主要研究氣壓力和運(yùn)動(dòng)質(zhì)量慣性力變化規(guī)律對(duì)機(jī)構(gòu)構(gòu)件的作用。計(jì)算過程中所需的相 關(guān)數(shù)據(jù)參照ea1113汽油機(jī)，如附表1所示。2. 2. 1氣缸內(nèi)工質(zhì)的作用力作用在活塞上的氣體作用力p,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jrr）2p& =r（p_p）（2 10）"4式中：匕一活塞上的氣體作用力，n；° 一缸內(nèi)絕對(duì)壓力，mpa；p'大氣壓力，mpa ；d 活塞直徑

31、，mm o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p - p',對(duì)于四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)來(lái)說(shuō)，一般取pf =0.1 mpa , d = 80.985m/?,對(duì)于 缸內(nèi)絕對(duì)壓力”，在發(fā)動(dòng)機(jī)的四個(gè)沖程屮，計(jì)算結(jié)果如表2.1所示：則由式（2.10）計(jì)算氣壓力/如表2. 2所示。2. 2.2機(jī)構(gòu)的慣性力慣性力是由于運(yùn)動(dòng)不均勻而產(chǎn)生的，為了確定機(jī)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(yùn)動(dòng)學(xué)中已經(jīng)知道，現(xiàn)在需要知道質(zhì)量分布。實(shí)際機(jī)構(gòu)質(zhì) 量分布很復(fù)雜，必須加以簡(jiǎn)化。為此進(jìn)行質(zhì)量換算。1、機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)件的質(zhì)量換算質(zhì)量換算的原則是保持系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)等效性。質(zhì)量換

32、算的冃的是計(jì)算零件的運(yùn)動(dòng)質(zhì)量，以便進(jìn)一步計(jì)算它們?cè)谶\(yùn)動(dòng)中所產(chǎn)生的慣性力。表2.1缸內(nèi)絕對(duì)壓力卩計(jì)算結(jié)果四個(gè)沖程終點(diǎn)壓力計(jì)算公式計(jì)算結(jié)果/mr?進(jìn)氣終點(diǎn)壓力pdepde =(075 0.90)p0.08壓縮終點(diǎn)壓力pc）pco = pde£e1.46膨脹終點(diǎn)壓力pex_ "max 卩狀-嚴(yán)0.45排氣終點(diǎn)壓力prpr =115卩0.115注：也一平均壓縮指數(shù)，©=1.321.38； £壓縮比，£=9.3；心一平均膨脹指數(shù)，/?. =1.2- 1.30； 3 = -；幾迪最大爆發(fā)壓力，pm/35mpd，取 pmxk=4.5mpa ；此吋?jí)毫?p角

33、& = 10 15,取 « = 13 o表2.2氣壓力/計(jì)算結(jié)果四個(gè)沖程pjn進(jìn)氣終點(diǎn)77.23壓縮終點(diǎn)-102.97膨脹終點(diǎn)7001.933排氣終點(diǎn)1801.968（1）連桿質(zhì)量的換算連桿是做復(fù)雜平面運(yùn)動(dòng)的零件。為了方便計(jì)算，將整個(gè)連桿（包扌舌有關(guān)附屬零件） 的質(zhì)量加厶用兩個(gè)換算質(zhì)量ma和-來(lái)代換，并假設(shè)是m集中作用在連桿小頭中心處， 并只做往復(fù)運(yùn)動(dòng)的質(zhì)量；加2是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓周做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng) 的質(zhì)量，如圖2. 2所示：圖2. 2連桿質(zhì)量的換算簡(jiǎn)圖為了保證代換后的質(zhì)量系統(tǒng)與原來(lái)的質(zhì)量系統(tǒng)在力學(xué)上等效，必須滿足下列三個(gè) 條件: 連桿總質(zhì)量不變,即ml =+

34、m2 o 連桿重心g的位置不變，即= m2(/ - /j o 連桿相對(duì)重心g的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量不變,即+m2(/ -z2)2 = igo其中，/連桿長(zhǎng)度，人為連桿重心g至小頭中心的距離。由條件可得下列換算公式:/-/.i、= ml x - m2 = rnl 用平衡力系求合力的索多邊形法求岀重心位置g。將連桿分成若干簡(jiǎn)單的兒何圖 形，分別計(jì)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(gè)連 桿的重心位置以及折算到連桿大小頭中心的重量g和g2 ,如圖2. 3所示：（2）往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)部分的質(zhì)量加/活塞（包括活塞上的零件）是沿氣缸屮心做往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)的。它們的質(zhì)量可以看 作是集屮在活塞銷中心上，并

35、以®表示。質(zhì)量與換算到連桿小頭中心的質(zhì)量“z和，稱為往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量加廠即m. = mh + o（3）不平衡冋轉(zhuǎn)質(zhì)量花曲拐的不平衡質(zhì)量及其代換質(zhì)量如圖2. 4所示:kl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(shí)，曲柄銷和一部分曲柄臂的質(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(jì)算，所有這些質(zhì)量都按離心力相等的條件，換算到回轉(zhuǎn)半徑為廠的連桿軸頸中心處，以®表示，換算質(zhì)量為：mk = m + 2mh -r式中：mk曲拐換算質(zhì)量，kg ;叫連桿軸頸的質(zhì)量，kg ;mh一個(gè)曲柄臂的質(zhì)量，kg ;£一曲柄臂質(zhì)心位置與曲拐中心的距離，加。質(zhì)量加r與換

36、算到大頭中心的連桿質(zhì)量加2之和稱為不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量mr，即mr = mk + m2出上述換算方法計(jì)算得：往復(fù)有線運(yùn)動(dòng)部分的質(zhì)量少=0.583檢,不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量mr =0.467kg。2、曲柄連桿機(jī)構(gòu)的慣性力把曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)件的質(zhì)量簡(jiǎn)化為二質(zhì)量®和®后，這些質(zhì)量的慣性力可以從運(yùn)動(dòng)條件求出，歸結(jié)為兩個(gè)力。往復(fù)質(zhì)量加）的往復(fù)慣性力什和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量®的旋轉(zhuǎn)慣性力pr o(1) 往復(fù)慣性力= -m .a = -mra)coscif + rco cos2cr) =coscr-am cos2(7 (2. 11)jjjj式中：® 往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量，kg ;2連桿比；r一曲柄半徑

37、，加;q 曲柄旋轉(zhuǎn)角速度,rad / s : a一曲軸轉(zhuǎn)角。©是沿氣缸中心線方向作用的，公式（2.11）前的負(fù)號(hào)表示耳方向與活塞加速度a的方向相反。其屮曲柄的角速度為：式中：n一曲軸轉(zhuǎn)數(shù)，r/min ；2mco =60tui30(2. 12)已知額定轉(zhuǎn)數(shù)« =5800 z /min，則"彎2 = 607.07 5 ；曲柄半徑r =40.23 mm,連桿比2=0.25-0.315,取2=0.27,參照附錄表2：四缸機(jī)工作循環(huán)表，將每一工況的曲軸轉(zhuǎn)角q代入式（2.11）,計(jì)算得往復(fù)慣性力匕，結(jié)果如表2. 3所不：表2. 3往復(fù)慣性力計(jì)算結(jié)果四個(gè)沖程pjn進(jìn)氣終點(diǎn)-10

38、519.68壓縮終點(diǎn)6324.5膨脹終點(diǎn)-10519.68排氣終點(diǎn)6324.51（2）旋轉(zhuǎn)慣性力(2. 13)pr = -mrra)=-0.467 x 0.04023 x 607.072 = -6923.799 n3、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(shí)作用著氣體作用力/和往復(fù)慣性力什，由于作用力的方向都沿著屮心線，故只需代數(shù)相加，即可求得合力(2. 14)計(jì)算結(jié)果如表2. 4所示。4、活塞上的總作用力冬分解與傳遞如圖2. 5所示，首先，將冬分解成兩個(gè)分力：沿連桿軸線作用的力k,和把活塞壓向氣缸壁的側(cè)向力w,其中沿連桿的作用力k為：(2. 15)而側(cè)向力n為:(2. 16)表

39、2.4作用在活塞上的總作用力冬四個(gè)沖程氣壓力pjn往復(fù)慣性力巧/n總作用力冬/n進(jìn)氣終點(diǎn)77.23-10519.681-10442.45壓縮終點(diǎn)-102.976324.56221.54膨脹終點(diǎn)7001.933-10519.681-3517.747排氣終點(diǎn)1801.9686324.58126.478a圖2. 5作用在機(jī)構(gòu)上的力和力矩連桿作用力k的方向規(guī)定如下：使連桿受壓時(shí)為正號(hào)，使連桿受拉時(shí)為負(fù)號(hào)，缸 壁的側(cè)向力n的符號(hào)規(guī)定為：當(dāng)側(cè)向力所形成的反扭炬與曲軸旋轉(zhuǎn)方向相反時(shí)，側(cè)向 力為正值，反之為負(fù)值。當(dāng)a = 13°時(shí),根據(jù)正弦定理,可得:sin a sin 0+ 俎q 廠sin

40、9;. 40.23xsin 13° _ 心。水得p - arcsin= arcsin= 3.48/149將0分別代入式（2.15）、式（2.16）,計(jì)算結(jié)果如表2.5所示:表2. 5連桿力k、側(cè)向力n的計(jì)算結(jié)果四個(gè)沖程連桿力k/n側(cè)向力n/n進(jìn)氣終點(diǎn)-10717.128-2410.83壓縮終點(diǎn)6385.191436.356膨脹終點(diǎn)-3610.278-812.136排氣終點(diǎn)8340.2371896.923力k通過連桿作用在曲軸的曲柄臂上，此力也分解成兩個(gè)力，即推動(dòng)曲軸旋轉(zhuǎn)的切向力t,(2. 17)即“ksins + 0) = /v 凹&也1 cos 0和壓縮曲柄臂的徑向力z,即

41、z = kc。如0)=人竺&也cos 0(2. 18)規(guī)定力t和曲軸旋轉(zhuǎn)方向一致為正，力z指向曲軸為正。求得切向力t、徑向力z見如表2. 6所示：表2.6切向力t、徑向力z的計(jì)算結(jié)果四個(gè)沖程切向力t/n徑向力z/n進(jìn)氣終點(diǎn)-3040.242-10276.856壓縮終點(diǎn)1811.3556122.8789膨脹終點(diǎn)-1024.17-346.964排氣終點(diǎn)2365.967997.612.3本章小結(jié)木章首先分析了曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)情況，重點(diǎn)分析了活塞的運(yùn)動(dòng)，在此基礎(chǔ)上 分析了每個(gè)工作過程的氣體壓力變化情況，進(jìn)一步推導(dǎo)出各過程氣體力的理論計(jì)算公 式，進(jìn)行了機(jī)構(gòu)中運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的換算，并根據(jù)ea113型汽

42、汕機(jī)的具體結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算出了 各過程的氣體力，為后面章節(jié)的動(dòng)力仿真提供了理論數(shù)據(jù)的依據(jù)。第3章活塞組的設(shè)計(jì)3. 1活塞的設(shè)計(jì)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(yùn)動(dòng)的零件，它們是發(fā)動(dòng)機(jī) 中t作條件最嚴(yán)酷的組件。發(fā)動(dòng)機(jī)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(jì)要求1、活塞的機(jī)械負(fù)荷在發(fā)動(dòng)機(jī)工作中,活塞承受的機(jī)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(jī)械載荷的作用下，活塞各部位了各種不同的應(yīng)力：活塞 頂部動(dòng)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)

43、機(jī)械負(fù)荷，設(shè)計(jì)活塞時(shí)要求各處有合適的壁厚和合理的形狀，即在保證足 夠的強(qiáng)度、剛度前提下，結(jié)構(gòu)要盡量簡(jiǎn)單、輕巧，截面變化處的過渡要圓滑，以減少 應(yīng)力集中。2、活塞的熱負(fù)荷活塞在氣缸內(nèi)工作時(shí)，活塞頂面承受瞬變高溫燃?xì)獾淖饔?，燃?xì)獾淖罡邷囟瓤蛇_(dá) 2000°c 2500°c。因而活塞頂?shù)臏囟纫埠芨?。活塞不僅溫度高，而且溫度分布不均勻, 各點(diǎn)間有很人的溫度梯度，這就成為熱應(yīng)力的根源，正是這些熱應(yīng)力對(duì)活塞頂部表面 發(fā)生的開裂起了垂耍作用。3、磨損強(qiáng)烈發(fā)動(dòng)機(jī)在工作中所產(chǎn)生的側(cè)向作用力是較大的，同時(shí)，活寒在氣缸中的高速往復(fù) 運(yùn)動(dòng)，活塞組與氣缸表面之間會(huì)產(chǎn)生強(qiáng)烈磨損，曲于此處潤(rùn)滑條件較差，磨

44、損情況比 較嚴(yán)重。4、活塞組的設(shè)計(jì)要求(1) 要選用熱強(qiáng)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(qiáng)度、剛度符合要求，盡量減輕重量, 避免應(yīng)力集屮；(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?xì)馕盏臒崃?，而已吸收的熱雖則能順利地散走；（6）在較低的機(jī)油耗條件下，保證滑動(dòng)面上有足夠的潤(rùn)滑油。3. 1.2活塞的材料根據(jù)上述對(duì)活塞設(shè)計(jì)的要求，活塞材料應(yīng)滿足如下要求：（1）熱強(qiáng)度高。即在300 - 400°c高溫下仍有足夠的機(jī)

45、械性能，使零件不致?lián)p壞；（2）導(dǎo)熱性好，吸熱性差。以降低頂部及環(huán)區(qū)的溫度，并減少熱應(yīng)力；（3）膨脹系數(shù)小。使活塞與氣缸間能保持較小間隙；（4）比重小。以降低活塞組的往復(fù)慣性力，從而降低了 llh軸連桿組的機(jī)械負(fù)荷和 平衡配重；（5）有良好的減磨性能（即與缸套材料間的摩擦系數(shù)較小），耐磨、耐蝕；（6）工藝性好，低廉。在發(fā)動(dòng)機(jī)屮，灰鑄鐵由于耐磨性、耐蝕性好、膨脹系數(shù)小、熱強(qiáng)度高、成木低、 工藝性好等原因，曾廣泛地被作為活塞材料。但近幾十年來(lái)，由于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速日益提 高，工作過程不斷強(qiáng)化，灰鑄鐵活塞因此比重大和導(dǎo)熱性差兩個(gè)根木缺點(diǎn)而逐漸被鋁 基輕合金活塞所淘汰。鋁合金的優(yōu)缺點(diǎn)與灰鑄鐵正相反，鋁合金比重

46、小，約占有灰鑄鐵的1/3,結(jié)構(gòu)重量 僅占鑄鐵活塞的50 - 70% o因此其慣性小，這對(duì)高速發(fā)動(dòng)機(jī)具有重大意義。鋁合金另 一突出優(yōu)點(diǎn)是導(dǎo)熱性好，其熱傳導(dǎo)系數(shù)約為鑄鐵的34倍，使活塞溫度顯著下降。對(duì) 汽油機(jī)來(lái)說(shuō)，采用鋁活塞還為提高壓縮比、改善發(fā)動(dòng)機(jī)性能創(chuàng)造了重要的條件。共晶鋁硅合金是冃前國(guó)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，但出于鑄造性能好，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(dòng)機(jī)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(jì)1、設(shè)計(jì)要點(diǎn)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

47、給連桿，同時(shí)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(jì)要點(diǎn)是：（1）保證它具有足夠的機(jī)械強(qiáng)度與剛度，以免開裂和產(chǎn)生過大變形，因?yàn)榄h(huán)槽的 變形過大勢(shì)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 常丁作創(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?yàn)橐话銐嚎s高度0縮短1單位，整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)高度就可以縮短1.5 2單位，并顯著減輕活塞重量。而耳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的選取將直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)的總高度，以及氣缸套、機(jī)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(dòng)機(jī)活塞設(shè)計(jì)的一個(gè)重要原則，壓縮高度0是由

48、火力岸高度人、環(huán)帶高度他和上裙尺寸心構(gòu)成的，即h = h + h2+h3為了降低圧縮高度，應(yīng)在保證強(qiáng)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(shí)，首先須定出第一環(huán)的位置，即所謂火力 岸高度勺。為縮小耳，當(dāng)然希望盡可能小，但仏過小會(huì)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：在滿足第一環(huán)槽熱載荷 耍求的前提下，盡量取得小些。一般汽油機(jī)h = （0.06 - 0.q, q為活塞直徑，該發(fā) 動(dòng)機(jī)的活塞標(biāo)準(zhǔn)直徑d = 80.985mm，確定火力岸高度為：ha = 0.09d = 0.09 x 80.985 =

49、7.289加加（2）環(huán)帶高度為減小活塞高度，活塞環(huán)槽軸向高度b應(yīng)盡可能小，這樣活塞環(huán)慣性力也小，會(huì) 減輕對(duì)環(huán)槽側(cè)面沖擊，有助于提高環(huán)槽耐久性。但b太小，使制環(huán)工藝?yán)щy。在小型 高速內(nèi)燃機(jī)上，般氣環(huán)高b = 1.52.5mm ,油環(huán)高b = 25mm o該發(fā)動(dòng)機(jī)采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)稱z為壓縮環(huán)（氣環(huán)），第三環(huán)稱z為油環(huán)。取勺=1.5加2, b2= , b. = 3mm o環(huán)岸的高度c,應(yīng)保證它在氣壓力造成的負(fù)荷下不會(huì)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，其它較小。實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)的統(tǒng)計(jì)表明，q =

50、（0.04 - 0.05）0 , $二（1 2）勺,汽油機(jī)接近下限。c = 0.045d = 3.64/72/77,c2 = 1.5z?! = 1.5x 2 = 3mm。因此,環(huán)帶高度他=bi + c +b2 + c2 + b3= 1.5 + 3.64 + 1.75 + 3 + 3 = 2.s9mm o(3) 上裙尺寸確泄好活塞頭部環(huán)的布置以斤，壓縮高度乩最斤決定于活塞銷軸線到最低環(huán)槽(油環(huán)槽)的距離乩。為了保證汕環(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(huì)使油環(huán)卡住而失效。所以在一般設(shè)計(jì)屮，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(qiáng)度不

51、致因開槽而削弱， 同時(shí)也不致因銷座處材料分布不均引起變形，影響汕環(huán)工作。綜上所述，可以決定活塞的壓縮高度0。對(duì)于汽油機(jī)0= (0.35 0.6)d ,所以h, =0.4xd = 0.4x80.985 = 32.394加加。貝ih. =h -/?,-h2 = 32.394-7.289-12.89 = 12.761mm o3、活塞頂和環(huán)帶斷面(1) 活寒頂活塞頂?shù)男螤钪饕Q于燃燒室的選擇和設(shè)計(jì)。僅從活塞設(shè)計(jì)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(jiǎn)單的活塞頂形狀，即平 頂。大多數(shù)汽油機(jī)正是采用平頂活塞，由tea113 5v1.6l發(fā)動(dòng)機(jī)為高壓縮比£ = 9

52、.3, 因而采用近似于平頂?shù)幕钊?。?shí)際統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)表明，活塞頂部最小厚度，汽油機(jī)為 5 = (00601)£>,即8 = (0.074x 80.985) = 5.993/nm o活塞頂接受的熱量，主要通過活 塞環(huán)傳出。專門的實(shí)驗(yàn)表明，對(duì)無(wú)強(qiáng)制冷卻的活塞來(lái)說(shuō)，經(jīng)活塞環(huán)傳到氣缸壁的熱量 占7080%,經(jīng)活塞本身傳到氣缸壁的占1020%,而傳給曲軸箱空氣和機(jī)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，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。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)

53、7),取0.076z)為 6.16mm,活塞頂與側(cè)壁z間應(yīng)該采用較大的過渡圓角，一般取廠=(0.050.1)£>,取 0.074d為5.993mm.為了減少積炭和受熱，活塞頂表面應(yīng)光潔，在個(gè)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。(2) 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f使導(dǎo)熱良好，不讓熱屋過多地集中 在最高一環(huán)，其平均值為夕=(1.52.0)幾正確設(shè)計(jì)環(huán)槽斷面和選擇環(huán)與環(huán)槽的配合間 隙，對(duì)于環(huán)和環(huán)槽工作的可靠性與耐久性十分重耍。槽底圓角一般為0.20.5mm?；?塞環(huán)岸銳邊必須有適當(dāng)?shù)牡菇?，否則當(dāng)岸部與缸

54、壁壓緊出現(xiàn)毛刺時(shí)，就可能把活塞環(huán) 卡住，成為嚴(yán)重漏氣和過熱的原因，但倒角過大乂使活塞環(huán)漏氣增加。一般該倒角為 (0.2 0.5) x 45°。(3) 環(huán)岸和環(huán)槽環(huán)岸和環(huán)槽的設(shè)計(jì)應(yīng)保持活塞、活塞環(huán)正常工作，降低機(jī)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(shí)下邊與缸桶 接觸，減小向上竄機(jī)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， 日前，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0.030.07mm, 油環(huán)則更小些，這有利于活塞環(huán)工作穩(wěn)定和降低機(jī)油消耗量，側(cè)隙確定油環(huán)槽中必須 設(shè)有冋油孔，并均勻地布置再主次推力面

55、側(cè)，回油孔對(duì)降低機(jī)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/ mm側(cè)隙/ mm第一道環(huán)0.20 0.400.05 ().09笫二道環(huán)0.20 0.400.03 0.06第三道環(huán)0.25 0.450.03 0.06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) " = 05毫米，油環(huán)的”則更大些，如圖3. 1所示。(4) 環(huán)岸的強(qiáng)度校核在膨脹沖程開始時(shí)，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/;,比卜面壓力人得多，不平衡力會(huì)在岸根產(chǎn)生很人 的彎曲和剪切應(yīng)力

56、，當(dāng)應(yīng)力值超過鋁合金在其工作溫度卜-的強(qiáng)度極限或疲勞極限時(shí)， 岸根有可能斷裂，專門的試驗(yàn)表明，當(dāng)活塞頂上作用著最高爆發(fā)壓力幾癲時(shí)， pi « 0.9pniax, p2 « 0.2pmax,如圖 3. 2 所示。已矢n pinax =4.5 mpa ,貝lj pl u 0.9 x 4.5 = 4.05mpa , p2 « 0.2 x 4.5 = 0.9mpa ,ptlxx.圖3.1環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及壞槽結(jié)構(gòu)圖3. 2第一環(huán)岸的受力情況門°】環(huán)岸是一個(gè)厚c內(nèi)外圓直徑為d'、d的圓環(huán)形板，沿內(nèi)圓柱面固定，要精確計(jì) 算固定面的應(yīng)力比較復(fù)雜，可以將其簡(jiǎn)化為一個(gè)簡(jiǎn)單的懸臂梁進(jìn)行大致的計(jì)算。在通 常的尺寸比例下，可假定槽底（岸根）直徑d = 0.9/） = 0.9x80.985 = 72.89加加，環(huán)槽 深廠為：f = 0.05d = 0.05 x