汽車發(fā)動機曲柄連桿機構結構設計的問題和策略

汽車發(fā)動機曲柄連桿機構結構設計的問題和策略

引言

曲柄連桿機構即活塞組、連桿組和曲軸組。曲柄連桿機構是發(fā)動機中的能源轉化機構,它將化學能轉化為機械能,將活塞的往復運動傳遞給曲軸帶動外設運轉。

1曲柄連桿機構的結構設計

活塞的結構設計

活塞的載荷

在內(nèi)燃機中,活塞組是工作強度最大的組件之一。活塞的工作條件比較惡劣,其受到的主要載荷有以下幾點:

1)承受很大的機械載荷

在內(nèi)燃機工作中,活塞組承受的機械載荷包括氣體壓力、慣性力以及由此產(chǎn)生的側向作用力。

近代內(nèi)燃機中,汽油機的最大氣體壓力Pgmax約為3-6MPa,非增壓柴油機Pgmax值約為6-9MPa,而增壓柴油機Pgmax值約為13-15MPa。

由于內(nèi)燃機的轉速不斷提高,活塞的往復運動也日益增大,一般車用內(nèi)燃機活塞平均速度一般可高達9~13m/s。由于加速度很大,活塞組在往復運動中會產(chǎn)生很大的慣性力,同時,內(nèi)燃機在速燃期,其壓力升高率dp/dφ可達/(°)。所以對曲柄連桿機構來說,具有很大的沖擊作用。

活塞各部位在機械載荷的作用下產(chǎn)生不同的壓力:活塞頂部有動態(tài)彎曲壓力,活塞銷座承受拉力及彎曲,環(huán)岸承受彎曲及剪應力。此外,在環(huán)槽及裙部還有較大的磨損。

2)承受很高的熱載荷

在內(nèi)燃機工作過程中,內(nèi)室中燃氣的最高溫度一般可達到20XX℃左右,因為活塞頂是直接和燃氣接觸的,因此活塞承受的溫度很高。除此之外,它還需要接受摩擦生成的熱量。同時,由于活塞向汽缸壁散熱的條件不好導致活塞的工作溫度達到更高。內(nèi)燃機活塞溫度狀況與很多因素有關,例如內(nèi)燃機的類型、功率大小、采用的燃燒系統(tǒng)、活塞的結構形式以及采用的材料等。

活塞基本尺寸的確定

活塞的主要尺寸參數(shù)如圖1所示。

圖1活塞的主要尺寸參數(shù)

1)壓縮高度H■

壓縮高度的選取將直接影響內(nèi)燃機的總高度,以及汽缸套、機體的尺寸和質(zhì)量。從圖1可以看出壓縮高度H■是由頂岸高度h1、環(huán)帶高度h2和上裙尺寸h3構成的,即:

H■=h■+h■+h■

(1)頂岸高度h■

頂岸高度確定了第一環(huán)的位置,由于第一環(huán)最靠近燃燒室,熱載荷很高,h■值應取得大些,可使第一環(huán)離燃燒室遠一些,以減輕第一環(huán)槽的熱載荷。但為了減小活塞組質(zhì)量和降低壓縮高度,以縮小活塞頭部與氣缸套件的間隙容積,又希望h■值取得小些。同時h■取小些,還可有利于充分利用燃燒室容積,并減小在此間隙內(nèi)因不完全燃燒而產(chǎn)生的炭化氫。頂岸高度還受到頂部形狀和冷卻腔位置的影響?？傊?頂岸高度的選取原則是:在滿足第一環(huán)槽熱載荷要求的前提下,盡量取得小些。

(2)環(huán)帶高度h■

環(huán)帶高度h■主要取決于活塞環(huán)數(shù)目,活塞環(huán)高度和環(huán)岸高度。在保證密封燃氣和防止機油上躥的前提下,為了減少摩擦損失、減小活塞質(zhì)量和降低內(nèi)燃機高度,總希望減少環(huán)數(shù)。目前中速內(nèi)燃機一般用3-4道氣環(huán)和1-2道油環(huán)。

(3)上裙尺寸h■

選取活塞上裙尺寸一般應使銷座上方油環(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消弱,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,可以得到活塞的壓縮高度H■的計算方法。對大功率柴油機而言,活塞壓縮高度H■的大致范圍為:

d≤200mm時,H■=(~)d

d>200mm時,H■=(~)d

2)裙步高度場

活塞裙部的主要功能是引導活塞運動并承受側壓力。因此,在決定活塞裙部長度時應保證足夠的承壓面積,以減少比壓和磨損。一般按下式校核比壓q:

q=P■/D·H■

式中:P■為最大側作用力,有動力計算求得,可近似取最大氣體壓力的8%-12%,N;D為活塞直徑,m;H■為裙部高度,m。

一般內(nèi)燃機活塞裙部比壓值約為,強化內(nèi)燃機、鍛鋁活塞裙部q值可達2MPa。

力,MPa。

2)圓角扭轉形狀系數(shù)

圓角扭轉形狀系數(shù)α■可定義為:

α■=τ■/τ■

式中:τ■為曲軸圓角出實測的最大剪切應力,MPa。

3曲柄連桿機構設計算例

本文以四行程汽油機為研究對象,排量,最大功率112kw,轉速6000r/min。下面給出曲柄連桿機構各主要尺寸參數(shù)的選定過程。

氣缸直徑的確定

根據(jù)所選研究對象汽油機發(fā)動機的排量為,平均有效壓力:P=,活塞平均速度Cm<18m/s。內(nèi)燃機學的基本計算公式如下:

P■=P■·V■·i·n/30τ

?自■=S·n/30

V■=D2·S·π/4

式中:P■為發(fā)動機的有效功率;P■為發(fā)動機的平均有效壓力,依據(jù)研究對象為;V■為氣缸的工作容積,依據(jù)研究對象為;i為發(fā)動機的氣缸數(shù)目,本文中為4;n為發(fā)動機的轉速,本論文中為6000r/min;?自■為活塞的平均速度,本文中<18m/s;S為發(fā)動機的行程;D為發(fā)動機氣缸直徑;τ為發(fā)動機的行程數(shù),本文中為4。

將上訴條件代入上述三式得:

85=■

計算化簡后取D=85mm,S=90nun。

缸徑行程比S/D

汽油機S/D的取值范圍為,本文中S/D=。

缸心距的確定

由于汽油機缸套的缸心矩LO/D為,所以初選LO/D=,得LO=102mm。

活塞主要尺寸的確定

根據(jù)活塞的主要尺寸比例如表1所示,確定活塞主要尺寸:

表1活塞主要尺寸比例

活塞高度H=D=85mm;壓縮高度H1==68mm;頂部高度h==;環(huán)帶高度取15mm。

活塞頂部厚度σ為~,取σ為6mm。

活塞頭部要安裝活塞環(huán),側壁必須加厚,一般取()D,取,厚度則為。

為改善散熱狀況,活塞頂與側壁之間應該采用較大的過度圓角,一般取R=,則圓角半徑取為4mm。

活塞銷座間距B一般取,則取活塞銷座間距為34mm。

活塞銷外徑d一般取,則取d==。

活塞銷內(nèi)徑d2一般取,則取d2=。

活塞銷長度l一般取,則取l=80mm。

連桿主要尺寸確定

連桿長度L與結構參數(shù)λ=R/L有關,根據(jù)本文研究對象的參數(shù),選擇λ=則取L=134mn。

連桿小頭孔內(nèi)徑R11=,本文取為12mm。

連桿大頭孔內(nèi)徑R22=,本文取為48mm。

曲軸主要的尺寸確定

根據(jù)前面的計算我們知道:曲軸是全支承的,曲軸對稱布置,但是平衡重是不對稱布置的,曲軸半徑R=,連桿長度l=。根據(jù)有關曲軸各部分的主要結構關系,曲軸軸頸的外徑我們?nèi)∠铝星S曲拐的主要參數(shù):

D4==,長度l1==。

連桿軸頸的外徑D3==50,1max==;

曲柄臂的計算截面,寬度b==85mm,厚度h==17mm。

4結束語

總之,隨著汽車行業(yè)的不斷進步對汽車各種性能要求也在不斷提高