車用柴油機總體設(shè)計及曲柄連桿機構(gòu)設(shè)計畢業(yè)論文

PAGEPAGE1車用柴油機總體設(shè)計及曲柄連桿機構(gòu)設(shè)計畢業(yè)論文目 錄緒論 1柴油機總體設(shè)計方案 3高速柴油機設(shè)計的要求 3柴油機設(shè)計的內(nèi)容 3高速柴油機用途的確定 3柴油機類型的確定 3柴油機主要設(shè)計參數(shù)的確定 4主要零部件設(shè)計及計算 9連桿組的設(shè)計 9連桿的工作情況 9連桿組的設(shè)計要求 9在設(shè)計中應(yīng)注意的地方 9連桿的材料 10連桿長度的確定 10連桿小頭的設(shè)計 11連桿桿身的設(shè)計 12連桿大頭的設(shè)計 13活塞組的設(shè)計 15活塞設(shè)計 15活塞環(huán) 23活塞銷 24連桿強度校核 26連桿小頭計算 26連桿桿身的強度計算 27連桿大頭蓋的計算 285 結(jié)論 30參考文獻(xiàn) 31致 謝 32第Ⅱ頁共Ⅱ頁2014第第1頁共32頁緒論柴油機的發(fā)展，已有八十多年的歷史。通過這一長時期的不斷改進(jìn)和提高，已經(jīng)發(fā)展到了比較完善的程度。由于它的熱效率高，適應(yīng)性好，功率范圍廣，已廣泛應(yīng)用于農(nóng)業(yè)，工業(yè)交通運輸業(yè)和國防建設(shè)事業(yè)。因此，柴油機的工業(yè)發(fā)展，對國民經(jīng)濟和國防建設(shè)都有十分重要的意義。目前，各國在農(nóng)業(yè)機械方面，功率在10PS以上時，柴油機獲得了廣泛的應(yīng)用。在拖拉機方面，各國幾乎均采用柴油機，重型載重汽車也基本上都用柴油機作為動力。另外英國、法國、日本等國還生產(chǎn)應(yīng)用于小客車上的高速柴油機。由此可見柴油機的使用范圍廣泛，發(fā)展?jié)摿薮?。近二十多年來，柴油機朝著提高單機功率，降低油耗、污染和噪聲以及提高工作可靠性和延長使用壽命等方向發(fā)展。就高速柴油機而言從西德苯茨設(shè)計出一臺功率為1200PS，轉(zhuǎn)速為1650rpm的16缸V型柴油機開始到現(xiàn)在柴油機的速度系數(shù)可達(dá)到120m2/min2左右，短短的幾年中高速柴油機有了驚人的發(fā)展。可見其應(yīng)用范圍之廣，發(fā)展速度之快。375柴油機是我國三缸柴油機系列中的主要產(chǎn)品，是我國經(jīng)濟體制改革不斷深入，農(nóng)村生產(chǎn)飛速發(fā)展的產(chǎn)物。傳統(tǒng)的375柴油機母型是六十年代后期開發(fā)的產(chǎn)品，笨重而且燃油高、經(jīng)濟動力性能差，為此作者在國內(nèi)的現(xiàn)有生產(chǎn)條件下，借鑒國內(nèi)外先進(jìn)設(shè)計375375直列四沖程，水冷直噴，高速柴油機，在提高發(fā)動機的經(jīng)濟、動力性能的同時降低有害物的排放，同時仍然保持原機可靠性、耐久性、經(jīng)濟實用、使用維修方便的優(yōu)點，廣泛應(yīng)用于農(nóng)用運輸機、拖拉機、小型機械，這些優(yōu)點使其更好的融入農(nóng)村生產(chǎn)，備受購買力相對較弱的農(nóng)民群體的歡迎，因此該產(chǎn)品的開發(fā)擁有很廣闊的市場。375一。375柴油機一般用于農(nóng)用運輸和動力，國內(nèi)農(nóng)用機械配套動力要求動力充足可靠性高、經(jīng)濟性好，柴油機以其低速扭矩大、經(jīng)濟性好、可靠性高等優(yōu)點占據(jù)主流，在農(nóng)業(yè)20142014第第10頁共32頁機械化的大背景下，原來柴油機笨重，油耗高，功率低等已不能夠滿足新時代的要求，為了適應(yīng)國內(nèi)農(nóng)用機械功率增長的需要，在原來的基礎(chǔ)上開發(fā)出來的375柴油機，該發(fā)動機在排量、功率、動力性能等都有一定的增加，并且節(jié)省材料。該柴油機可以配套拖小型發(fā)電機組等。柴油機作為各種機械的動力裝置，活塞是其主要的配件之一，由于它在氣缸內(nèi)以高速作勻速往復(fù)運動，且在高溫、高壓和液體潤滑困難等條件下工作，所以是一種容易磨機械加工能力越強，發(fā)動機性能越好。所以活塞的工藝設(shè)計對發(fā)動機性能有至關(guān)重要的影響。目前，在中小型柴油機方面開展的研究工作大都放在減少廢氣排放，因此出現(xiàn)深盆頂活塞的應(yīng)用，這是專為改善燃燒狀況減少碳?xì)浠衔锒O(shè)計的。近十年來，開發(fā)能Pz25Mpa的活塞的要求越來越迫切。與球鐵相比，鍛鋼具有更高的機械強度和延伸率，只有選材和工藝處理適當(dāng)，即能保證活塞工作安全可靠，由此產(chǎn)生了可以承Pz:40%柴油機總體設(shè)計方案高速柴油機設(shè)計的要求高速柴油機設(shè)計應(yīng)滿足下列基本要求：1、最佳的使用性能 包括最佳的動力性能、最小的外形尺寸、最輕的總質(zhì)量，滿足各種特定用途對發(fā)動機性能的要求。2、最佳的經(jīng)濟性能 主要可以概括為下列三方面：量；具有良好的裝拆工藝性，易于裝拆、維修，減少維修費用的支出。選用價廉適用的制造材料；選用優(yōu)質(zhì)、價廉的零配件；降低不必要的加工精度。和材料的配對等。3、最佳的環(huán)保性能目的在于減少有害物質(zhì)的排放。日益嚴(yán)格的環(huán)保法規(guī)對柴油機的廢氣排放提出了更高的要求。因此在設(shè)計階段，在燃燒過程的組織、排放后處理等方面，應(yīng)考慮采取相應(yīng)的措施[1]。柴油機設(shè)計的內(nèi)容高速柴油機用途的確定發(fā)動機的具體用途是設(shè)計的重要依據(jù)，不針對具體用途無法設(shè)計一臺優(yōu)秀的發(fā)動375柴油機是針對車輛進(jìn)行配套設(shè)計的，同時它也可以用于其它領(lǐng)域。柴油機類型的確定1、四沖程及兩沖程 目前我國使用的機型均為四沖程，國外絕大部分機型也是四沖程。四沖程柴油機四個行程完成一個工作循環(huán)，在相同的活塞排量和轉(zhuǎn)速下，非增時功率比二沖程柴油機低，但易于組織增壓，增壓比比較高。在轉(zhuǎn)速不變的情況下通增壓可較大幅度的提高發(fā)動機的功率?；钊M熱負(fù)荷低，工作過程易于組織，啟動性能較好，動力性和燃油經(jīng)濟性好，燃油消耗率低，機油消耗率低，且低速性能好，可以有較大的扭矩儲備，可以在較寬廣的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)獲得良好經(jīng)濟性能。燃油噴射系統(tǒng)轉(zhuǎn)速較低，便于設(shè)計制造，且壽命較長，可靠性好。因此，我們選擇的機型為四沖程柴油機。2、冷卻方式 目前世界各國生產(chǎn)的機型仍以水冷為主。中、小型有風(fēng)冷品種，但品種不多。簽于風(fēng)冷機型在制造上要求較高、難度較大，大批量生產(chǎn)和銷售均有難度此次設(shè)計為水冷方式。水冷冷卻較均勻，熱負(fù)荷低，充氣效率、平均有效壓力及升功高，氣缸冷卻效率高，且較均勻，活塞與缸套間隙較小，機油消耗率較低，這些都有于柴油機的進(jìn)一步強化和降低廢氣排放。3、氣缸布置氣缸布置形式有直列立式，臥式；V型；W型；X型。其所以有各V型布置6設(shè)計為三缸，小缸徑柴油機，故采用直列立式氣缸布置。4、進(jìn)氣系統(tǒng)是否增壓 采用增壓可改善排放，增大功率，降低燃油消耗等，特別在改善排放方面，增壓及增壓中冷具有決定性的作用。但由于技術(shù)和成本的原因，此設(shè)計暫且不用增壓系統(tǒng)。5、氣門數(shù) 常規(guī)高速柴油機多為二氣門，而實踐證明，多氣門對高速柴油機工作過程，特別是進(jìn)氣和燃燒的改善有很好的作用，但其鑄造要求高，成本高，在目前排指標(biāo)不是很高的情況下我們?nèi)圆捎枚忾T。6、燃燒室類型 燃燒室類型對于高速柴油機的燃燒過程和性能的影響很大，直接體現(xiàn)在燃油消耗率上。由于直噴式燃燒系統(tǒng)動力性好，燃油、機油消耗率低、啟動性好，以及壽命長等特點，它比分開式燃燒室燃油消耗率低5%—10%左右。在節(jié)約能源上有巨大優(yōu)勢，所以此次設(shè)計采用直噴式，燃燒室形狀為型。7、凸輪軸側(cè)置與頂置 側(cè)置凸輪軸是現(xiàn)代高速柴油機傳統(tǒng)設(shè)計的標(biāo)準(zhǔn)模式，被泛采用。此次設(shè)計為側(cè)置式，用齒輪傳動。柴油機主要設(shè)計參數(shù)的確定高速柴油機的主要設(shè)計參數(shù)有如下眾所周知的關(guān)系PniVPme s （2-1）e Pe為有效功率kPme為平均有效壓力kpn為轉(zhuǎn)速r/mini為氣缸數(shù)；Vs為每缸活塞排量；τ為沖程數(shù)[2]。對上述參數(shù)的正確選擇是設(shè)計一臺優(yōu)秀發(fā)動機的前提。1、有效功率的確定在確定高速柴油機有效功率（kw）時，必須考慮另一與功率有密切聯(lián)系的扭矩值（N·m）及其儲備，功率與扭矩均隨發(fā)動機的用途而異。對于車用高速柴油12～15kw/t10～12kw/t6～10kw/t；載貨車的扭矩儲備要求略低，但亦應(yīng)達(dá)到10%以上。拖拉機用發(fā)動機的功率由15%30～35kw；540～45k20%～30%以上，有些機型要求高40%～50%[1]。2、轉(zhuǎn)速的選定100~6000rpm。各種類型柴油機的使用轉(zhuǎn)速范圍亦不相同。轉(zhuǎn)速提高可使柴油機體積小，重量輕和功率大。但是從而影響柴油機的經(jīng)濟性，可靠性和使用壽命。3200r/min右，少數(shù)機型達(dá)3600r/min；中型車用柴油機約為2500～2800r/min2400～2800r/min2000～2300r/min[1]。375柴油機設(shè)計目標(biāo)為低速農(nóng)用車柴油機，所以轉(zhuǎn)速取2400r/min。3、氣缸數(shù)的確定素：性和啟動性能較好?？蓽p輕。選用較多的氣缸數(shù)后，零件數(shù)量和制造工時增加，成本增高。柴油機的功率范圍等因素?？紤]以上綜合因素，我們選取氣缸數(shù)為：3。4、活塞平均速度的確定和主要零件結(jié)構(gòu)型式影響甚大?；钊钠骄俣扔嬎愎剑篊m=Sn/30 （2-2）其中，S為活塞行程；n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速[2]。在功率給定以后，可以算出平均有效壓力?；钊谐毯透讛?shù)維持不變，提高活塞平均速度可使氣缸直徑減小。柴油機體積小、重量輕。但提高活塞平均速度受到下列因素限制：提高活塞平均速度后，使運動件的慣性力增大，柴油機的機械負(fù)荷增大。提高活塞平均速度使柴油機零件的磨損加快，縮短了柴油機大修期。升高。進(jìn)、排氣阻力隨活塞平均速度的提高而增加，使充氣效率降低。柴油機的噪聲強度與轉(zhuǎn)速的三次方成正比。因此，選擇活塞平均速度應(yīng)綜合各方面的因素，不能一味的提高。一般活塞平均速度為：6.5～12m/s。本機的活塞平均速度為：8.49m/s。5、平均有效壓力的確定e

225Ne

/inVh(2-3)PPP1P/PPP

(2-4)e i t t i i im提高沖氣系數(shù)，改善工作過程，減少機械損失和熱損失，是提高非增壓柴油機Pe值的主要措施，但非增壓柴油機的Pe值的提高是有限的。促使Pe值增長的原因，一方面是提高單機功率的迫切需要，另一方面是因為Pe值的增加，對柴油機噪聲和壽命的影響比提高活塞平均速度的影響要小的多。提高Pe值可使功率增加，比重量下降。然而機械效率和熱負(fù)荷也隨之提高，影響柴油機的可靠性和壽命。同時，對排氣的有害成分、噪聲、振動等都有不利影響。車用柴油機的一般范圍為6.5～10.5Mpa本機平均有效壓力為7.16。較大幅度的提高平均有效壓力后，要注意零件的熱應(yīng)力和機械應(yīng)力過高的問題，一般措施是：采用強制冷卻活塞、組合式活塞來加強氣缸蓋和氣缸套的冷卻，降低壓縮比以及增強零件的剛度和強度等[3]。6、氣缸直徑的確定柴油機功率與氣缸直徑的平方成正比。選用較大的缸徑是提高功率的一個措施。但缸徑增大后柴油機外形尺寸與比重量相應(yīng)增大。而氣缸直徑與缸數(shù)和轉(zhuǎn)速有著密切的關(guān)系。同樣的功率下，缸數(shù)越多，缸徑可縮小，轉(zhuǎn)速可提高[1]?？紤]到此發(fā)動機為農(nóng)用運輸車，我們所選擇的缸徑為80～100。7、行程及其與缸徑的比值S/D自然吸氣柴油機的升功率：Nl103kw/L (2-5)e ePeS/DPe的提高有限，升功率很難輕易突破，因此提高柴油機轉(zhuǎn)速成為提高升功率的主要途徑。采用不大的S/D，可以獲得較大的進(jìn)排氣門面積與氣缸容積之比，使進(jìn)排氣流速，既氣門口馬赫數(shù)處于較低水平，以改善充氣效率。同時有利于S/D的選擇應(yīng)根據(jù)發(fā)動機的具體要求[3]375S/D為8、氣缸中心距氣缸中心距是柴油機設(shè)計中對整體結(jié)構(gòu)強度、緊湊性、重量和配套適應(yīng)性最具影響的幾何尺寸。決定氣缸中心距合理性主要是下列三大因素，并在此基礎(chǔ)上可能共同達(dá)到的最小值。足以保證燃?xì)饪煽棵芊獾臍飧咨w總截面積和分布均勻性。足夠的曲軸疲勞強度的軸承承載能力。有必要的水流空間，使缸套上部、缸蓋底部和排氣道獲得充分的冷卻。此外還應(yīng)注意機體的氣缸體部分有必要的空間容納足夠截面積的壁和筋，以保證氣缸套支承面擠壓應(yīng)力處于可靠限度內(nèi)。所以氣缸中心距是決定結(jié)構(gòu)強度的整機緊湊性的綜合因素，而兩者又是矛盾的。只要將所有各項尺寸參數(shù)與氣缸中心距建立一系列經(jīng)驗公式，從中便可以獲得合理的中心距尺寸和其它相關(guān)尺寸。用氣缸中心距來表征能實現(xiàn)的單缸功率，實質(zhì)上是該氣缸中心距在保證充分的結(jié)構(gòu)強度可靠性的前提下所能包容的氣缸直徑。nPV 7.8

4CD

784102Ncy eh

em

em （2-6）e

R2s其中：Pe為平均有效壓力（kPa，Cm為活塞平均速度（m/s，D為缸徑（mm，τRs=L/D，L為氣缸中心距（mm對非增壓柴油機：C=(10.3～11.0)×10-4 （2-7）可以由以上式子估算氣缸中心距，如果設(shè)計得當(dāng)，能夠在結(jié)構(gòu)強度充分保證的前提下，形成所需的氣缸排量和獲得所算得的功率水平[2,3]。此次設(shè)計氣缸中心距為：L=100mm。主要零部件設(shè)計及計算連桿組的設(shè)計連桿的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。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。pppg cr co

（2-1）j式中Pg——氣體作用力；P——活塞連桿組的往復(fù)慣性力；jβ——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。連桿組的設(shè)計要求1、結(jié)構(gòu)簡單，可靠耐用，尺寸緊湊2、在保證具有足夠強度和剛度的前提下，盡可能減輕重量以降低慣性力3、盡量縮短長度以降低發(fā)動機的總體尺寸和總體重量4、大小頭軸承工作可靠，耐磨性好5、易于制造成本低連桿既是傳力構(gòu)件又是運動件，因此不能單靠加大連桿尺寸來提高其承載性能。必須從材料選用構(gòu)型設(shè)計，熱處理及表面強化等方面采取措施來解決連桿尺寸，重量，強度和剛度之間的矛盾。因此連桿設(shè)計過程中應(yīng)該廣泛采用實驗應(yīng)力分析。針對連桿的應(yīng)力分析決定連桿的構(gòu)型，使材料合理利用，滿足連桿既輕巧又耐用的要求。在設(shè)計中應(yīng)注意的地方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)鋼度。如果強度不足，就會發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成嚴(yán)重事故，同樣，如果連桿組剛度不足，也會對曲柄連桿機構(gòu)的工作帶來不好的影響。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。在設(shè)計時應(yīng)首先保證連桿具有足夠的疲勞強度和結(jié)構(gòu)剛度。如果強度不足，就會發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋和桿身的斷裂，造成嚴(yán)重事故。連桿的材料高速柴油機的連桿一般采用碳鋼或合金鋼經(jīng)模鍛而成最常用的連桿材料有：45,40Cr,40CrMo等。37540Cr但鍛造毛刺要磨光，磨削方向應(yīng)沿連桿桿身的縱向，因為橫向磨痕可能引起連桿桿身斷裂的危險，一般采用噴丸處理來消除連桿內(nèi)部的內(nèi)應(yīng)力和提高連桿強度。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R/l（R為連桿長度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。S≤120mm0.25～0.30156mm，即0.256可取的。圖3.1連桿小頭的尺寸連桿小頭的設(shè)計一、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。其結(jié)構(gòu)如圖2-1所示。二、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，d=(0.28~0.42)D,所以取0.36，即d=0.36*75=27mm,其公稱直徑是27mm。襯套的厚度一般是=（0.04～0.08）d。選=0.09d=2.5，即為2.5mm，所以小頭的內(nèi)徑d1為32mm。小頭外徑d2的選取范圍一般是d2=（1.2～1.4）d1，取d2=1.31d1=42mm。b1B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=1.11d=30mm，這樣小頭寬度和銷座之間每側(cè)的間隙為2mm。三、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，如：錫青銅，鉛青銅，鋼背高錫鋁合金，本設(shè)計采用鉛青銅，其優(yōu)點是強度較高，耐磨性好，適用于熱負(fù)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jdjejb3jc3等。過盈太大會使材設(shè)計為320.016mm，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0320.060.049

mm。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270.055mm。0.033、襯套的潤滑在小頭上方開集油孔或集油槽，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(dá)到冷卻的效果。在小頭和襯套上都開有集油孔和集油槽，用來連桿桿身的設(shè)計連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。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腻懺旃に嚪矫婵?，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，鍛造這種連桿時模具磨損也較大。具有邊緣厚并倒圓的工字型截面是比較有利的。y-yxJxyJyJx=(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。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。考慮上面所述，綜合考慮，確定出下列尺寸：連桿桿身橫截面的形狀如圖3.2所示。其中截面寬B=20mm t=5mm截面的高H=（1.5～1.8）B，取H=1.4B=28mm2014第第13頁共32頁HHhBt圖3.2連桿桿身橫截面形狀連桿大頭的設(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(fù)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。3、斜切口連桿長叉口一側(cè)變形較大，除了采用大圓弧過渡外，還可以用單筋和桿身連接，以提高大頭剛度。一、連桿大頭的剖分形式采用斜切口的剖分方式，切口角為45度。這樣的剖分形式的優(yōu)點是滿足連桿組能從氣缸裝拆的條件下，可增大曲柄銷直徑，有利于提高曲軸的剛度和連桿軸承的工作能力，也就是說它在解決曲柄銷直徑和從氣缸中抽出連桿之間的矛盾。減小了連桿螺釘承受的慣性拉伸負(fù)荷但同時在結(jié)合面上產(chǎn)生較大的切向力，使連桿螺釘承受剪切作用。二、連桿大頭的定位方式斜切口連桿當(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。（一舌一槽）加工成的，所以體與蓋上舌槽間的距離精度較高，定位可靠，尺寸緊湊。當(dāng)然它有不好的地方，就是其拆裝不便，且只有在采用拉刀加工時才能保證較高的定位精度，還有舌槽要注意減少應(yīng)力集中。這樣的定位方式常用在車用柴油機的斜切口的連桿上。其優(yōu)點是提高了結(jié)合處的剛度，縮小了連桿螺栓之間的距離，減小了螺栓尺寸。三、連桿大頭的主要尺寸1、大頭孔直徑D1根據(jù)曲軸曲柄銷的設(shè)計尺寸為48mm，再考慮到軸瓦的尺寸，取D1=53mm2、大頭寬度b0.59D2

0.595332mm3、連桿軸瓦厚度''3mm4、連桿螺栓直徑dMd 0.13D0.137510mmM5、連桿螺栓孔中心線

=1.34D，1 1 1 1即l=71mm，螺紋外側(cè)邊后不小于2～4mm。大頭采用鋸齒定位時，螺孔外側(cè)至少有一1個完整的受力鋸齒。6、大頭高度H,H1 2H(0.19~0.24)D1

取0.21 H1

0.21D1

11mmH(0.41~0.58)D2

取0.5 H2

0.5D1

26mm圖3.3連桿大頭的主要尺寸活塞組的設(shè)計驅(qū)動汽車車輪轉(zhuǎn)動?；钊O(shè)計一、活塞的工作條件1、活塞的機械負(fù)荷槽及裙部還有較大的磨損。集中。2、熱負(fù)荷活塞的主要作用是承受氣缸中的氣體壓力，并將此力通過活塞銷傳給連桿，以推動曲軸旋轉(zhuǎn)?；钊敳窟€有氣缸蓋、氣缸壁共同組成燃燒室。2500K。高溫一方面使活塞的機配合。3、磨損強烈20142014第第16頁共32頁活塞頂部在做功行程時，承受著燃?xì)獾膸_擊性的高壓力。對于汽油機活塞，瞬時3～6MPa大值可達(dá)13～15MPa活塞的變形?；钊跉飧字凶髯兯龠\動，其平均速度9.07m/s它將使曲柄連桿機構(gòu)的各零件和軸承承受附加的載荷?；钊惺艿臍鈮毫蛻T性力是周期性變化的，因此活塞的不同部分會受到交變的拉伸、壓縮和彎曲載荷；并且由于活塞各部分的溫度極不均勻，活塞內(nèi)部將產(chǎn)生一定的熱應(yīng)力。二、活塞的設(shè)計要求性、工藝性的材料；避免應(yīng)力集中；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；在不同工況下都能保持活塞與缸套的最佳配合；減少活塞從燃?xì)馕盏臒崃浚盐盏臒崃縿t能順利地散走；三、活塞的材料根據(jù)上述對活塞設(shè)計的要求，活塞材料應(yīng)滿足如下要求：熱強度高。即在300~400C高溫下仍有足夠的機械性能，使零件不致?lián)p壞；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；膨脹系數(shù)小。使活塞與氣缸間能保持較小間隙；平衡配重；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；工藝性好，低廉。為此，汽車發(fā)動機目前采用的活塞材料是鋁合金，在個別汽車柴油機上的活塞采用高級鑄鐵或耐熱鋼鑄造。根據(jù)以上要求，我們選擇共晶鋁硅合金66-1作為375的活塞的材料。（1/3，這樣采用鋁作為活塞用合金的基本材料，在活塞往復(fù)運動時可使慣性力盡可能小。同時活塞用鋁合金的導(dǎo)熱性約為鑄鐵的3倍，這樣高的導(dǎo)熱600℃2000～2500K機械加工或熱處理上采用各種措施加以彌補。鋁活塞的成形方法有鍛造、鑄造和液態(tài)模鍛等幾種。鑄造鋁活塞在高溫時強度下降較小，制造成本低，但容易出現(xiàn)各種氣孔、縮松等鑄造缺陷。鍛造鋁活塞的強度比鑄造活塞高，導(dǎo)熱性也較好，適用于強化的發(fā)動機上，但制造成本高。液態(tài)模鍛即是將定量的液體金屬澆入金屬模具里，用沖頭加壓，使液體金屬以比壓鑄中低得多的速度充填型腔，并在壓力的作用下結(jié)晶凝固，從而獲得組織致密的無縮孔、縮松等缺陷的活塞。這種工藝兼有鍛造和鑄造的特點，能達(dá)到少切削甚至無切削、提高金屬利用率、擴大合金使用范圍、消除鑄造缺陷和提高毛坯質(zhì)量等目的[7]。活塞的基本構(gòu)造可分為頂部、頭部和裙部三部分。四、活塞頂部活塞頂部的形狀主要取決于燃燒室的選擇與設(shè)計，而燃燒室的選擇取決于活塞直凹坑，其具體形狀、位置和大小都必須于柴油機混合氣的形成或燃燒要求相適應(yīng)。1、本設(shè)計采用ω型的燃燒室。燃燒室的形狀和尺寸：根據(jù)喉口側(cè)面角β，可將ω型的燃燒室分成開口型(β>90°)，直口型(β=90°)及收口型(β<90°)三種，收口型dk較小（一般dk/D=0.5～0.65）本設(shè)計采用β=90°的直口型，因為喉口的熱負(fù)荷很高，這樣做是為了防止喉口開裂，便于制造。2014第第18頁共32頁一般dk

/D=0.5～0.65，取dk

/D=0.533，即dk

=40mm2、在ω型的燃燒室的底部設(shè)計一隆起的凸尖，這樣是為了幫助形成渦流及使燃燒室與油束相配合。這里應(yīng)特別注意的是油束和燃燒室的正確配合，油束射程不足或過大都會使混合不均勻，影響排煙極限。3、燃燒室、噴油器和氣缸最好是同心布置，但由于本次設(shè)計的特殊情況，將燃燒室中心線向噴油器的一側(cè)偏離。一般偏移量e/D<0.1,即e<10,取e=5mm。燃燒室的尺寸如圖3.4所示。圖3.4燃燒室的主要尺寸空氣系數(shù)a時有較好的燃燒過程，從而獲得較好的性能指標(biāo)。與淺盆形燃燒室相比，深坑形燃燒室對燃油系統(tǒng)要求降低，由于利用進(jìn)氣渦流加強混合氣形成，使空氣利用率大大提高，一般a=1.3～1.5，并保持燃油消耗率低和啟動容易的優(yōu)點，所以在小型高速柴油機上獲得廣泛應(yīng)用[3]。接觸，可以減少散熱損失。對于2得不將燃燒室、噴油器及氣缸三者的中心線相互錯開。圖3.5活塞的結(jié)構(gòu)圖五、活塞頭部1H活塞高度取決于下列因素;對柴油機高度尺寸的要求（與柴油機用途有關(guān)）n；燃燒室形狀及尺寸；活塞裙部承壓面積。應(yīng)在保證結(jié)構(gòu)布置合理和所需的承壓面積條件下，盡量選擇較小的活塞高度。目前發(fā)展趨勢：不斷縮短活塞高度，特別是高速柴油機。近十年來，由于成功地減活塞環(huán)數(shù)目，使活塞高度H縮短約10%。H1.2D1.28096mm2、壓縮高度H1壓縮高度H，決定活塞銷的位置。H取決于第一道活塞環(huán)至頂面的距離h、環(huán)帶高1 1度H及上裙高度H。在保證氣環(huán)良好工作的條件下，宜縮短H，以力求降低整機的高5 4 1度尺寸。H10.7D0.78056mm3、頂岸高度h（即第一道活塞環(huán)槽到活塞頂?shù)木嚯x）（1）h使第一道活塞環(huán)約工作溫度不超過允許極限（18℃～2200℃。h/D高速槳油機鋁活塞20142014第第20頁共32頁0.14～0.20組合活塞0.07～0.20h0.18D0.188015mm4、活塞環(huán)的數(shù)目及排列活塞環(huán)數(shù)目一般為:高速機 氣環(huán)2～3道，油環(huán)1～2道;中速機 氣環(huán)3～4道，油環(huán)2道(少數(shù)用一道)(二道氣環(huán)、一道油環(huán))須從活塞及活塞環(huán)的結(jié)構(gòu)上采取措施，以確保良好的密封性能和防竄油性能。本次設(shè)計選用兩道氣環(huán)，一道油環(huán)。5、環(huán)槽尺寸環(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)粘減小向上竄機油的可能性。環(huán)槽的軸向高度(名義尺寸)等于活寒環(huán)的軸向高度b。環(huán)槽底徑D'取決于活塞環(huán)的背面間隙(即活塞環(huán)內(nèi)圓面與環(huán)槽底之間的間隙)，背盈大小與活塞的熱膨脹有關(guān)，并對環(huán)的背壓有一定影響。D'可按下式估算氣環(huán)槽D'=〔D－(2t﹢KD)+0.5〕油環(huán)槽D'=〔D－(2t﹢KD)+1.5〕式中D—活塞名義直徑；t—活塞環(huán)的徑向厚度；K—K=0.006K=0.0040.2～0.5mm。6、環(huán)岸高度(第一道氣環(huán)下面的環(huán)岸)h1一般比其余環(huán)岸高度要大一些。必須保證環(huán)岸有足夠的機械強度，并進(jìn)行驗算。環(huán)岸高度的范圍鋁活塞高速機 高速大功率 h1/D=0.04～0.06鋼頂組合活塞 7、活塞頂厚度根據(jù)活塞頂部應(yīng)力、剛度及散熱要求來決定的，小型高速柴油機的鋁活塞，如滿足頂部有足夠的傳熱截面，則頂部的機械強度一般也是足夠的。熱應(yīng)力隨活塞頂厚度增加而增大，活塞頂厚度(特別是鋼頂)只要厚到能承受燃?xì)鈮毫纯?。s的一般范圍小型高速 h1/D=0.04～0.06hChHChHH高速大功率 h1/D=0.04～0.06hChHChHH六、活塞裙部

圖3.6活塞的部分主要尺寸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，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所以熱膨脹比較嚴(yán)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。在這些因素中，機械變形影響一般來說并不嚴(yán)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(dāng)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小；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)。目前，為了使活塞具有最佳性能，多采用如下措施。1、將活塞直徑制成上小下大的錐形、階梯形或桶形。就整個活塞而言，在內(nèi)燃機工作時活塞的溫度沿軸線方向自上而下降低，其頂部溫度高，壁厚，熱膨脹量大；裙部相反。因此，將活塞頂部的直徑設(shè)計得小一些，而由頂部向下直徑逐漸增大，以保證活塞在氣缸中工作時熱膨脹后上下配合間隙均勻一致。2、將活塞裙部徑向制成橢圓形。活塞裙部沿活塞銷座方向壁厚較大，故熱膨脹量較大。內(nèi)燃機工作時，活塞裙部在熱載荷和側(cè)壓力的共同作用下變成橢圓形，沿活塞銷軸方向略有伸長，垂直銷軸方向略有縮短。因此，為了防止因活塞變形而造成活塞卡死或缸壁拉傷，一般將活塞裙部預(yù)先加工成橢圓形，并是長軸與活塞銷軸方向垂直。為了減少銷座附近處的熱變形量，有的活塞將銷座附近的裙部外表面制成下陷0.5～1.0mm。裙部的縱向設(shè)計為桶形，同樣是出于對活塞熱變形的考慮[9]。為了改善鋁合金活塞的耐磨性，通常對活塞裙部進(jìn)行表面處理。柴油機鑄鋁活塞的裙部外表面磷化；對于鍛鋁活塞，在裙部的外表面上可涂以石墨。七、活塞銷座活塞的銷孔與活塞銷組成一對摩擦副，它將活塞頂部氣體作用力通過活塞銷座傳給活塞銷，然后再傳遞到連桿和曲軸。因此，銷座必須與活塞銷有足夠的強度、足夠的承壓面積和耐磨性。銷座通常有肋片與活塞內(nèi)壁相連，以提高其剛度。銷座孔的中心線一般位于活塞中心線的平面內(nèi)。但也有些活塞銷孔中心線偏離活塞中心線平面，如本次設(shè)計的活塞?；钊N座軸線向在做功行程中受測向力的一面偏移了1mm，這是因為如果活塞銷對中布置，則當(dāng)活塞越過上止點時側(cè)壓力的作用方向改變，會使活塞敲擊氣缸壁發(fā)出噪聲。如果把活塞銷偏移布置，則可使活塞較平穩(wěn)地從壓向氣兩端的尖角負(fù)荷增大，引起這些部位的磨損或變形增大。這就要求活塞的間隙盡可能的小?；钊h(huán)一、活塞環(huán)的設(shè)計要求具有足夠的強度。密封性能好。刮油能力強，除改進(jìn)油環(huán)結(jié)構(gòu)外，要求氣環(huán)也能夠其控制機油的作用。要耐磨，特別是提高抗熔著磨損（抗拉缸）的能力。磨合性能和抗結(jié)膠性能良好。降低環(huán)的高度，減少環(huán)數(shù)，盡量減少摩擦損失。合適的環(huán)槽側(cè)隙，減小環(huán)對環(huán)槽的沖擊。熱穩(wěn)定性好，即在高溫時能保證環(huán)的彈力和形狀。二、活塞環(huán)的種類及作用氣缸后與氣缸壁緊貼。按功用不同，活塞環(huán)分為氣環(huán)（密封環(huán)）和油環(huán)（刮油環(huán)。曲軸箱，同時將活塞頂上的熱量傳給氣缸壁，再由冷卻液或空氣帶走。磨損和摩擦阻力，使機器可靠工作。此外油環(huán)還起到封氣的輔助作用。三、活塞環(huán)的選擇375的活塞環(huán)設(shè)計有兩道氣環(huán)和一道油環(huán)。第一道氣環(huán)的工作條件最為惡劣，它的好壞對活塞組竄氣、竄油將產(chǎn)生影響。因此選用抗拉缸及抗膠結(jié)性能好的桶面環(huán)內(nèi)扭曲環(huán)。它可以滿足密封性好、迅速磨合、刮油能力強的要求。第二道氣環(huán)除考慮到密封外，還應(yīng)具有一定的刮油能力。因此采用兼有氣環(huán)密封和油環(huán)刮油雙重作用的錐面內(nèi)扭曲環(huán)。最后一道油環(huán)選用螺旋撐簧油環(huán)，在油環(huán)背面加有撐簧，不但提高了環(huán)的壓力，而且環(huán)壓均勻、彈性穩(wěn)定，從而使油膜均勻磨損下降，機油耗下降。活塞銷一、活塞銷的尺寸與機構(gòu)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。尺寸如下：外徑： d0.36D0.348027mm內(nèi)徑： d0.55d0.552715mm0長度： l0.85D0.858068mm二、活塞銷的材料活塞銷的功用是連接活塞和連桿小頭，將活塞承受的氣體作用力傳給連桿?；钊N在高溫下承受很大的周期性沖擊載荷，潤滑條件很差（一般靠飛濺潤滑），容易疲勞和磨損。因此，活塞銷的材料應(yīng)具有足夠的剛度、強度、表面硬度和沖擊韌性活塞銷一般用低碳鋼或低碳合金鋼制造，先經(jīng)表面滲碳處理以提高表面硬度而獲得良好的耐磨性，并保證芯部有足夠的韌性以抗沖擊，然后再進(jìn)行精磨和拋光。為了減輕質(zhì)量，從而減小往復(fù)慣性力，活塞通常做成中空的圓柱體?；钊N的內(nèi)孔形狀有圓柱形、兩段截錐形以及兩段截錐與一段圓柱的組合形（如本次設(shè)計，圖3.7）等。圓柱形內(nèi)孔容易加工，但活塞銷質(zhì)量較大。兩段截錐形內(nèi)孔的活塞銷質(zhì)量較小，又接近于等強度梁的要求，但孔的加工較復(fù)雜。組合形內(nèi)孔的結(jié)構(gòu)介于兩者之間。圖3.7活塞銷的結(jié)構(gòu)圖同時，在活塞兩端還裝有彈性卡環(huán)，以防止其軸向竄動，刮傷氣缸壁。全浮式連接有利于將飛濺來的潤滑油分布到摩擦表面上，以使活塞銷各部分的磨損較為均勻，提高了活塞銷的疲勞強度和使用壽命。2014第第26頁共32頁連桿強度校核連桿小頭計算由于壓配襯套和溫度過盈而產(chǎn)生的溫度過盈量tt=dt()B式中:d--小頭內(nèi)徑 d=32毫米；t—連桿小頭溫升,取t=110°C --襯套錫青銅線膨脹系數(shù) =1.8105(1/°C)B B--小頭鋼的線膨脹系數(shù) =1105(1/°C)t=32 110(1.8105-1105)=0.02816毫米襯套與小頭配合面上由總過盈量所產(chǎn)生的單位壓力P= t （4-1）D2d2 D2d2

d2d12d2d2d[ E

E1 ]B式中:--襯套壓配時的最大過盈量 =0.052毫D--小頭外徑 D=42毫米d--小頭內(nèi)徑 d=32毫米d--襯套內(nèi)徑 d=27毫米1 1--泊桑系數(shù)45號鋼取0.3E--連桿材料鋼的抗拉彈性模數(shù)，E=2.2106公斤/厘米2E--錫青銅抗拉彈性模數(shù)， E=1.15106公斤/厘米2B B0.0520.02816P=332公斤/厘米24223220.3 3222720.332[422322 322272 ]2.2106P外表面應(yīng)力

1.15106=Pa

2d2D2d2

=332

2322422322

=919bar內(nèi)表面應(yīng)力PD2d2=332i D2d2

422322=1250bar422322斯捷潘諾夫推薦[故本計算滿足要求

]和[a

]為1000~1500bari連桿桿身的強度計算I取I-I斷面為計算截面已知:H=28毫米，B=20毫米，h=16毫米，b=5毫米，F(xiàn)=2.8cm2。cp1、斷面對其垂直于擺動平面軸線的慣性矩和應(yīng)力：1I[BH3(Bt)h3]1x 121[2.02.83(2.00.5)1.63]123.05cm4P l2 cC P1662kgf/cm22 F I x經(jīng)計算，Ix=3.05厘米4 σ2=1662bar。斷面對其位于擺動平面內(nèi)軸線的慣性矩和應(yīng)力：1I[(Hh)B3ht3]1y 121[(2.81.6)2.031.60.53]120.81cm4P l'2cC P1746kgf/cm21 F 4J y經(jīng)計算，Iy=0.8厘米4 σ1=1746bar式中C為系數(shù)，對于各種鋼材C0.0002~0.0005在垂直于擺動平面內(nèi)的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力 2 a1 2

974kgf/cm2 2 m1 2

772kgf/cm2桿身中間截面在擺動平面內(nèi)的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力 1 a2 2

932kgf/cm2 1 m2 2

730kgf/cm2oa1=974bar,σa2=932barσm1=772bar,σ2、安全系數(shù)

2500n

974

=1.3x 0.33772aa1''