s195柴油机整机设计说明书

1、 中南林业科技大学本科毕业设计 s195柴油机整机设计目 录1 绪论12 柴油机工作过程的热力学分析计算12.1 原始参数12.2 选取参数22.3 计算参数33 柴油机动力计算及平衡53.1 已知数据53.2 动力计算73.3 平衡计算174 燃烧系统184.1 燃烧室的选型184.2 涡流室结构194.3 主燃烧室形状194.4 涡流室镶块194.5 改善冷启动性能的措施205 活塞组的设计205.1 概述205.2 活塞的选型205.3 活塞的基本设计215.3.1 活塞的主要尺寸215.3.2 活塞头部设计225.3.3 活塞销座的设计225.3.4 活塞裙部及其侧表面形状设计225.

2、3.5 活塞与缸套配合间隙235.3.6 活塞重量的参考值235.3.7 活塞强度计算235.3.8 活塞的冷却245.5.9 活塞的材料及工艺245.4 活塞销的设计245.4.1 活塞销的结构及尺寸245.4.2 轴向定位245.4.3 活塞销和销座的配合255.4.4 活塞销的强度校核255.4.5 活塞销材料及强化工艺266 连杆组的设计266.1 概述266.2 连杆的结构类型266.3 连杆的基本设计266.3.1 主要尺寸比例266.3.2 连杆长度276.4 连杆小头设计276.4.1 连杆小头结构276.4.2 小头结构尺寸276.4.3 连杆衬套286.5 连杆杆身296.

3、6 连杆大头296.6.1 连杆大头结构296.6.2 大头尺寸296.7 连杆强度的计算校核306.7.1 连杆小头的校核306.7.2 连杆杆身的校核377 配气凸轮的设计397.1 凸轮外形设计得任务和要求397.2 凸轮设计主要参数的选择和限制条件397.3 缓冲曲线设计397.4 凸轮的选型及计算408 机体的设计478.1 机体结构形式的选择478.2 机体材料的选择488.3 机体外形轮廓尺寸的决定488.4 提高机体刚度与强度的措施489 油底壳设计4910 气缸套设计5010.1 设计要求5010.2 结构设计50结论52致谢53参考文献54第55页1 绪论从1860年首台内

4、燃机诞生以来，经过了百余年的发展，其给人类带来的生产力的提高和对生活得便利使得内燃机工业业已成为人类文明中不可替代的部分。但是，人类追求进步的脚步远没有停止，内燃机的发展远远没有达到其顶点，在动力性、经济性和排放性方面还在不断地改进。作为动力输出源的内燃机，柴油机，其在动力性以及油耗性上比汽油机的优越性以使其成为工程机械、农用机械套动力装置中不二的选择，因此对柴油机的研究和改进已成为各大发动机生产商的重大战略。s195型柴油机是小型卧式、单缸、四冲程、蒸发水冷式发动机。具有结构轻巧、移动方便、安装简单、运转平稳、操作简易和工作可靠等特点，除基本型外，还有电起动、凝汽水冷却等多个变型品种，适宜多

5、种配套。可配套手扶拖拉机、小四轮拖拉机、小型排灌、船用机组、发电机组、空压机组以及农副业加工的动力装置，如脱粒机、碾米机、磨粉机、饲料粉碎机等，在我国工农业生产中得到广泛应用。本课题在参考国内现有同型号柴油机经典结构的基础上进行整机设计，力争使得柴油机的性能达到较好的水平，结构力争紧凑。2 柴油机工作过程的热力学分析计算2.1 原始参数原始参数及已知条件1） 柴油机型号：s195；2） 燃烧室型式：涡流式；3） 增压方式：非增压；4） 气缸数：z: 1；5） 冲程数：4；6） 气缸直径d：95mm；7） 活塞行程s：115mm；8） 排量：0.815l；9） 标定功率：8.8kw （12ps）

6、；10） 标定转速：2000 rpm；11） 怠速转速：800 rpm；12） 额定功率时最低燃油消耗率：258.4g/kw.h；13） 压缩比：20；14） 冷却方式：水冷；15） 净质量：145kg；16） 润滑方式：压力润滑+飞溅润滑；17） 启动方式：电启动；18） 燃料重量成分：0.86c0.13h0.01o；19） 燃料低热值：10140kcal/kg；20） 环境温度：293k；21） 环境压力：1.0。2.2 选取参数1） 最高爆发压力：75；2） 过量空气系数：1.20；3） 残余废气系数：0.034） 进气受热增加温度：20 ；5） 排气温度：800k；6） 排气管压力：1

7、.1；7） 进气系统压力：1.0；8） 压缩多变指数：1.368；9） 膨胀多变指数：1.22；10） 热量利用系数：0.7；11） 示功图丰满系数：0.94；12） 机械效率：0.72；13） 扫气系数：1.0；14） 压缩始点压力：0.85；15） 进排气重叠角：2.3 计算参数1） 汽缸工作容积： ；2） 压缩终点容积： ；3） 燃烧1公斤燃料理论所需空气量：0.945；4） 进气充量公斤摩尔数：；5） 燃烧产物公斤摩尔数：；6） 理论分子变更系数：；7） 实际分子变更系数：；8） 进气系统温度：；9） 压缩始点温度：=326 k；10） 充量系数：；11） 压缩终点气缸压力：；12）

8、压缩终点温度：；13） 压力升高比：；14） 定容燃烧终点温度：；15） 最高燃烧温度：其中可由图2-1查得：图2-1 不同值时，柴油完全燃烧产物平均摩尔比热值与温度的关系=8.50；故=2230 k；16） 初期膨胀比：；17） 燃烧终点气缸容积：；18） 膨胀终点气缸压力：；19） 膨胀终点温度：；20） 理论平均指示压力：=10.03；21） 实际平均指示压力：；22） 平均有效压力：；23） 有效功率：；24） 指示热效率：；25） 有效热效率：；26） 有效燃油消耗率：；27） 进气流量：。3 柴油机动力计算及平衡3.1 已知数据1）气缸直径d：95mm；活塞行程s：115mm；曲柄

9、半径r：57.5mm；连杆长度：210mm；曲柄半径与连杆长度比；活塞面积；标定功率：8.8kw （12ps）；标定转速：2000 rpm；曲轴旋转角速度 ；曲轴销中心的切向速度；曲柄销中心的切向加速度；活塞平均速度；2）往复运动质量活塞组实测重量1.365kg。其中，活塞0.9kg，活塞销0.365kg，挡圈（两只）0.005kg，油环（一只）0.03kg，气环（三只）0.065kg。连杆组质量的换算：连杆组实测重量=2.315kg。其中，连杆体（包括连杆盖、套管及连杆衬套）1.893kg，连杆轴瓦（两片）0.11kg，连杆螺钉（两只）0.124kg，保险铅丝（一根）0.008kg。将连杆体

10、用称重法得其重量分配比为0.600 : 1.293。因此，=0.6kg，=1.293+0.11+0.124+0.008=1.535kg。因此=3）旋转运动质量曲柄质量的换算见图3-1：图中曲柄臂的椭圆部分对称于曲轴旋转中心，故不必换算。计算曲柄图示部分的重量及其重心至曲轴旋转中心线的距离为：图3-1 曲柄质量换算用图，；，；，；其中，i部分表示平衡块，即，。故3.2 动力计算1）运动分析及动力计算（1）运动参数的计算 活塞运动规律计算公式：活塞位移：活塞速度：活塞加速度：连杆摆角：以上个参数具体位置见图3-2 曲柄连杆机构简图所示。计算活塞在一个循环内各位置的运动规律，结果如表3-1所示。画出

11、活塞运动规律曲线图，如图3-3所示。 图3-2 曲柄连杆机构简图表3-1 s195柴油机活塞运动规律计算表曲轴转角连杆摆角00.000.000.003230.04102.731.112.663149.64205.374.395.192914.68307.879.687.472543.174010.1416.739.392063.065012.1125.2110.881509.396013.7234.7411.89920.737014.9144.9012.41335.428015.6455.2912.46-212.099015.8965.5312.08-694.2910015.6475.2611

12、.33-1092.7511014.9184.2410.28-1399.1312013.7292.249.03-1615.0213012.1199.137.62-1750.5114010.14104.836.13-1821.941507.87109.274.61-1848.881605.37112.463.07-1850.971702.73114.361.53-1844.811800.00115.000.00-1841.46190-2.73114.36-1.53-1844.81200-5.37112.46-3.07-1850.97210-7.87109.27-4.61-1848.88220-10

13、.14104.83-6.13-1821.94230-12.1199.13-7.62-1750.51240-13.7292.24-9.03-1615.02250-14.9184.24-10.28-1399.13260-15.6475.26-11.33-1092.75270-15.8965.53-12.08-694.29280-15.6455.29-12.46-212.09290-14.9144.90-12.41335.42300-13.7234.74-11.89920.73310-12.1125.21-10.881509.39320-10.1416.73-9.392063.06330-7.879

14、.68-7.472543.17340-5.374.39-5.192914.68350-2.731.11-2.663149.643600.000.000.003230.04图3-3 s195柴油机活塞运动规律曲线（2）动力参数的计算i.计算在一个循环中活塞连杆曲轴所受的运动分力。结果如表3-2所示。绘制的变化曲线，如图3-4所示；绘制的变化曲线，如图3-5所示；绘制的变化曲线，如图3-6所示。绘制曲轴输出扭矩曲线，如图3-7所示。可见，单缸柴油机曲轴的输出扭矩曲线与其曲柄切向力曲线形状完全一样，只是纵坐标值相差倍。表3-2 动力计算结果项目单位00.147-9.141-8.9940-8.9940

15、.000-8.994010-0.150-8.913-9.063-0.4314-9.074-1.999-8.851-81520-0.150-8.249-8.399-0.79-8.436-3.615-7.622-147330-0.150-7.197-7.347-1.0154-7.417-4.553-5.855-185640-0.150-5.838-5.988-1.0707-6.083-4.669-3.899-190350-0.150-4.272-4.422-0.9485-4.522-3.997-2.116-162960-0.150-2.606-2.756-0.6726-2.837-2.723-0.

16、795-111070-0.150-0.949-1.099-0.2927-1.138-1.133-0.101-46280-0.1500.6000.4500.126060.4680.465-0.04619090-0.1501.9651.8150.516641.8871.815-0.517740100-0.1503.0922.9420.823933.0562.755-1.3221123110-0.1503.9603.8101.01433.9423.233-2.2561318120-0.1504.5714.4211.078954.5503.289-3.1451340130-0.1504.9544.80

17、41.030524.9133.018-3.8771230140-0.1505.1565.0060.895025.0852.532-4.4101032150-0.1505.2325.0820.702385.1311.933-4.753788160-0.1505.2385.0880.478595.1111.291-4.945526170-0.1505.2215.0710.241365.0770.643-5.036262180-0.1505.2115.0611.7e-165.0610.000-5.0610190-0.1445.2215.077-0.24175.083-0.644-5.042-2622

18、00-0.1255.2385.113-0.4815.136-1.297-4.969-529210-0.0925.2325.141-0.71045.189-1.955-4.807-797220-0.0425.1565.115-0.91445.196-2.587-4.506-10542300.0304.9544.984-1.06925.097-3.131-41304.5714.701-1.14734.839-3.497-3.344-14252500.2693.9604.229-1.1264.376-3.589-2.504-14632600.4653.0923.557-0

19、.99613.694-3.330-1.599-13572700.7441.9652.709-0.77122.817-2.709-0.771-11042801.1540.6001.754-0.49121.822-1.813-0.179-7392901.776-0.9490.827-0.22020.856-0.8530764-2.6060.158-0.03870.163-0.1570.046-643104.416-4.2720.145-0.03110.148-0.1310.069-533207.351-5.8381.512-0.27031.536-1.1790.985-4

20、8133012.857-7.1975.660-0.78225.714-3.5074.511-142934023.275-8.24915.027-1.413415.093-6.46813.637-263635039.654-8.91330.740-1.463230.775-6.77930.019-276336050.195-9.14141.054-3e-1541.0540.00041.0540370108.847-8.91399.9334.7567100.04722.03897.589898238068.355-8.24960.1075.6535460.37225.87054.548105443

21、9041.066-7.19733.8694.680734.19120.98826.991855440025.777-5.83819.9393.5647920.25515.54712.983633641017.201-4.27212.9302.7736513.22411.6886.186476342012.157-2.6069.5512.331269.8329.4372.75738464309.029-0.9498.0802.151338.3628.3290.74233944406.9970.6007.5982.127447.8907.852-0.77632004505.6261.9657.59

22、02.160837.8927.590-2.16130944604.6713.0927.7632.173798.0627.268-3.48929624703.9913.9607.9502.116828.2276.747-4.70827504803.5004.5718.0701.969768.3076.004-5.74124474903.1434.9548.0971.736838.2815.086-6.53520735002.8855.1568.0411.437558.1684.067-7.08416585102.7035.2327.9351.096618.0103.018-7.420123052

23、02.5825.2387.8200.735537.8541.983-7.6008085302.5135.2217.7330.36817.7420.980-7.6804005402.4905.2117.7017.8e-167.7010.000-7.70105502.2005.2217.421-0.35327.429-0.941-7.369-3835601.6005.2386.838-0.64326.868-1.734-6.646-7075700.9005.2326.132-0.84756.191-2.332-5.735-9515800.7005.1565.856-1.0475.949-2.962

24、-5.159-12075900.5004.9545.454-1.175.578-3.426-4.402-13966000.4004.5714.971-1.21325.116-3.698-3.536-15076100.1473.9604.107-1.09344.250-3.485-2.432-14206200.1473.0923.239-0.90713.364-3.033-1.456-12366300.1471.9652.112-0.60122.196-2.112-0.601-8616400.1470.6000.747-0.20920.776-0.772-0147-0.

25、949-0.8020.2136-0.8300.827-0.0743376600.147-2.606-2.4590.60011-2.5312.429-0.7109906700.147-4.272-4.1250.88478-4.2183.728-1.97315206800.147-5.838-5.6911.01755-5.7824.438-3.70618096900.147-7.197-7.0500.97434-7.1174.369-5.61817817000.147-8.249-8.1020.76202-8.1373.487-7.35214217100.147-8.913-8.7660.4172

26、7-8.7761.933-8.5617887200.147-9.141-8.9941.2e-15-8.9940.000-8.9940图3-4的变化曲线图3-5 的变化曲线图3-6 的变化曲线图3-7 曲轴输出扭矩曲线当时，。取，则 ps。3）飞轮矩的计算根据s195型柴油机的多种用途，选取。查表 ，。ps，n=2000rpm。3.3 平衡计算1）离心惯性力的平衡平衡块产生的离心惯性力柴油机不平衡的离心惯性力因为，故可在校正平衡时，从平衡块的边缘处（）钻去适当的重量。2）一级往复惯性力的平衡因此，必须采用以角速度正、反转的双轴平衡装置，才能把一级往复惯性力完全平衡。s195型柴油机采用的双轴平衡

27、装置。其中，每根平衡轴重量为、旋转半径为。3）二级往复惯性力的平衡因此，必须采用以角速度正、反转的双轴平衡装置，才能把二级往复惯性力完全平衡。如果在平衡一级往复惯性力的双轴平衡装置基础上再增添一对以角速度旋转的平衡轴，势必会使机构复杂化。鉴于农用，且二级往复惯性力又较小，故在s195型柴油机上对二级往复惯性力不采取平衡措施。4 燃烧系统4.1 燃烧室的选型本次设计选用涡流室形式。该形式的特点为采用切向连接通道，产生强力的有规则的压缩涡流，促使喷入涡流室中燃料的分布和混合。在膨胀行程中，涡流室中的混合物喷入主燃烧室产生二次涡流，与主燃烧室中的空气进一步混合燃烧。涡流室与主燃烧室的最大压差约为12

28、，最高流速达100180m/s。与直喷式相比，涡流室具有下列特点：1） 对转速不敏感，高速性能好，在4000rpm的柴油机上仍有较好的性能指标。2） 采用轴针式喷油器，针阀开启压力为120140，对燃油系统的要求较低，喷油器故障较少。 3） 运转平稳，排气污染较少。4） 易于调试，使用性能稳定，对农村使用条件较容易适应。5） 涡流室的散热损失及流动损失较大，燃油消耗率较高，冷启动困难，处选用较高的压缩比外，一般还需启动辅助装置。6） 组成燃烧室零件的热负荷较高，涡流室镶块容易产生开裂、烧损等故障。7） 涡流室推荐用于d100mm,n=20004500rpm的小型高速柴油机。-4.2 涡流室结构

29、涡流室上部为半球形，下部通过镶块的变化获得各种变形。将涡流室做成平底，对压缩涡流有减弱作用，有利于改善高速性能。结构如图4-1。图4-1 涡流室结构4.3 主燃烧室形状为了充分利用主燃烧室中的空气，活塞顶制成如图4-2所示的铲击式图4-2 活塞顶主燃烧室形状4.4 涡流室镶块1）采用镶块结构，可以使涡流室承受更高的热负荷，便于涡流室内表面和通道的加工，以及使涡流室容积易于准确控制。本设计采用圆盘形镶块，结构简单，应用较多。2）镶块材料选用导热系数高，热 疲劳强度高，弹性模数小，热膨胀系数小的材料，一般用耐热钢或耐热合金铸铁制造。镶块结构如图5-3所示图4-3 镶块结构4.5 改善冷启动性能的措

30、施1）适当加大通道截面积，减少节流损失。2）开启动小孔。5 活塞组的设计5.1 概述活塞组包括活塞、活塞销和活塞环等在气缸里作往复运动的零件，它们是活塞式发动机中工作条件最严酷的组件。活塞组件与气缸一起保证发动机工质的可靠密封，否则活塞式发动机就不能正常的运转。活塞组的作用归结为：1） 传力、导向。承受燃烧室内气体的压力，将压力传递给连杆，并保证活塞在气缸内顺畅运动。2） 密封。通过活塞环和活塞密封气体，保证缸内工质不泄露或者很少泄露。3） 传热。在密封的基础上，通过活塞环和活塞裙部向缸壁传递热量；4） 配气。完成进气、压缩和排气功能，在二冲程发动机中还起到配气润滑作用。5.2 活塞的选型首先

31、从经济性上考虑，由于整体铝活塞成本最低且铝活塞散热好，故考虑优先采用。其次根据平均有效压力：=6.78 可知，大大低于铝活塞的平均有效压力上限：14（铸铝）17（锻铝）。根据活塞比功率选择活塞冷却方式，由比功率计算公式 其值小于 无油冷方式的上限值 0.3 ，故无需对活塞进行油冷却。5.3 活塞的基本设计5.3.1 活塞的主要尺寸根据同类型发动机和统计数据进行选取，结果如表5-1所示。各参数意义参见图5-1 。表5-1 活塞主要尺寸比例h/dh1/dh2/dh/dh1/d1.160.630.730.150.032/dd/db/d/d0.130.370.380.04图5-1 活塞尺寸参数5.3.

32、2 活塞头部设计1）活塞顶形状活塞顶的形状根据燃烧系统的要求进行设计。采用铲击式燃烧室2）活塞头部截面形状活塞头部截面形状影响热流及温度分布，铝活塞头部常设计成“热流型”，采用大圆弧过渡，增加从顶部到裙部的传热截面。5.3.3 活塞销座的设计1）销座结构的选用采用 宽体整体支承筋的刚性销座，该结构传力情况好，活塞变形小，锻造和铸造工艺性好，可以避免因凹陷引起的应力集中。2）为提高活塞销座抗裂能力，需将销孔内缘加工成倒角，以减小销孔内缘的应力集中。 3）销座轴承的润滑 图5-2 销座结构由于采用浮式活塞销，其在销孔中相对转动，故需要对销孔进行润滑。其结构如图5-2所示。5.3.4 活塞裙部及其侧

33、表面形状设计1）下裙结构采用圆筒形的裙部其与曲轴平衡块其最小间隙在34mm。见图5-3。2）裙部椭圆活塞在气体压力和侧压力作用下的变形，以及活塞温度场的不均匀产生的热变形，均使活塞裙部沿活塞销轴线方向变长，为适应这种变形，须将裙部加工成椭圆。 图5-3 下裙结构其椭圆形状采用正矢曲线椭圆(如图5-4)：此法可使活塞与气缸有较大的贴合面积，降低比压，减少磨损。图中为活塞椭圆度。现有铝活塞为=0.251.45 mm。取=1 mm。 图5-4 裙部椭圆5.3.5 活塞与缸套配合间隙由于活塞侧表面形状及椭圆的要求，活塞间隙沿高度及圆周方向有不同的数值，其中重要的是活塞顶部间隙和垂直销孔方向的裙部间隙。

34、由统计数据可知，对于共晶铝硅合金，推荐值为，。5.3.6 活塞重量的参考值中小功率高速柴油机的活塞比重量5.3.7 活塞强度计算表5-2 活塞强度计算用表项目计算公式许用值 活塞顶机械应力铝合金有筋顶 500第一环岸弯曲应力剪切应力总应力=245=63.6=269铝合金300400裙部比压=高速柴油机 58销座比压=211400600注： 经计算表明，活塞强度满足要求。5.3.8 活塞的冷却活塞比功率 其值小于 无油冷方式的上限值 0.3 ，故无需对活塞进行油冷却。5.5.9 活塞的材料及工艺采用共晶铝硅合金 66-1铸造，材料的综合性能较好。5.4 活塞销的设计5.4.1 活塞销的结构及尺寸

35、1）结构的选用采用如图5-5典型结构2）尺寸外径：d = 0.37d=35 mm；内径：d0=20 mm；长度： l = 80 mm； 图5-5 活塞销结构5.4.2 轴向定位由于采用浮式活塞销，工作时在销座内有相对滑动，为防止活塞销轴向串动，擦伤气缸，用弹性挡圈定位的方式。此法简单，广为应用。矩形弹性挡圈按 gb 893.11986选用。5.4.3 活塞销和销座的配合查表可知 当活塞销外径：d = 0.35d=35 mm；选择活塞销和销座的配合间隙为 5 5.4.4 活塞销的强度校核表5-3 活塞销强度计算用表项目计算公式许用值弯曲变形椭圆变形纵向弯曲应力横向弯曲应力总应力经校核，活塞销强度

36、满足。5.4.5 活塞销材料及强化工艺1）材料：20cr2）强化工艺：冷挤压成型，双面渗碳，提高表面光洁度。6 连杆组的设计6.1 概述连杆组在工作时主要承受下列载荷；1） 由连杆力引起的拉压疲劳载荷；2） 在连杆摆动平面内，由连杆力矩引起的横向弯曲载荷；3） 由于压入连杆衬套，拧紧连杆螺栓，压紧轴瓦等产生的装配静载荷。6.2 连杆的结构类型1）采用斜切口连杆；2）定位方式： 销套定位；3）连杆材料：45钢；4)成型方法：精锻；5)强化工艺：调质，表面喷丸。6.3 连杆的基本设计6.3.1 主要尺寸比例参考现有柴油机的尺寸比例，选定参数如表6-1所示。各参数意义参见图6-1所示。表6-1 连杆

37、主要尺寸比例=r/ld/d/dd2/d1d1/db1/d0.2740.3680.0571.2820.7370.971b2/d1l1/d1dm/dh/db/ht/h0.5431.2860.1260.3160.6670.2图6-1 连杆尺寸参数6.3.2 连杆长度由上表参数=r/l=0.274 及s=2r可知，l=210 mm。6.4 连杆小头设计6.4.1 连杆小头结构选用圆环型小头，如图6-2所示。该形式构型简单，制造方便，材料能充分利用，在小型高速柴油机上广泛应用。图6-2 连杆小头结构6.4.2 小头结构尺寸由=0.971，得小头宽度=34 mm ，由此可知销座与连杆小头的间隙为=2 mm

38、。此处需校核小头轴承的比压，由公式，而高速柴油机的青铜衬套的许用比压为630，故强度满足。6.4.3 连杆衬套1）衬套结构如图6-3所示图6-3 小头衬套结构2）衬套与小头孔和活塞销的配合参见表6-2（单位：mm）表6-2 衬套与小头孔和活塞销的配合活塞销外径d连杆衬套内径连杆衬套外径连杆小头孔径活塞销与衬套间隙衬套与小头孔过盈量0.0250.0750.0180.0683）衬套的润滑方式在小头上方开集油孔，利用曲轴箱中飞溅的油雾进行润滑，该方式在小型高速柴油机上应用较广泛。4)衬套材料采用锡青铜，zqsn5-5-5 ，该材料在中小功率柴油机上应用较广。6.5 连杆杆身1）杆身结构高速柴油机上广

39、泛采用工字型截面。形式如图6-4所示。图6-4 连杆杆身截面6.6 连杆大头6.6.1 连杆大头结构采用斜切口大头（如图6-5所示）：该形式在满足活塞连杆组能从气缸装拆条件下，可以增大曲柄销直径，有利于提高曲轴刚度及连杆轴承的工作能力，切口角取。图6-5 连杆大头结构6.6.2 大头尺寸1)连杆大头尺寸主要取决于曲柄销直径、长度及连杆轴瓦厚度和连杆螺栓直径。、等尺寸，由曲轴和轴承设计决定，则根据强度要求设计。2)为使活塞连杆组能从气缸中装拆，要求大头的最大横向尺寸小于气缸直径。3)连杆螺栓孔中心线应尽量靠近轴瓦，连杆螺栓孔中心距一般为。螺孔外侧边厚不小于24mm。4)连杆大头高度、，对于斜切口

40、连杆：6.7 连杆强度的计算校核6.7.1 连杆小头的校核1、由衬套过盈配合及受热膨胀产生的应力由衬套过盈配合及受热膨胀产生的径向均布压力其中衬套压配过盈量。=0.0180.068mm；取最大值。衬套小头热膨胀不均产生的过盈量。连杆的弹性模量。 衬套的弹性模量。 代入上式=93.8 由引起的小头应力内表面 外表面 2、由惯性力拉伸时引起的小头应力各截面的弯矩与法向力按下列公式求得1）在的截面上弯矩 法向力其中：固定角小头平均半径 活塞组最大惯性力。计算得：2）当时3）当4）当4） 在任意截面上的应力为：外表面内表面其中：小头壁厚小头截面积衬套截面积 故上式可化简为外表面 （）内表面 （）5）

41、拉伸时的最大应力当时，外表面达到最大当时，内表面达到最大故受拉伸载荷时满足要求3、由最大压缩力引起的小头应力1)最大压缩力=5316.2+(-447.6)=4868.6 2)求各截面的弯矩和法向力当时其中，由图6-6辅助计算得，则，则故 图6-6 辅助计算用图当时3)压缩时的最大应力当时，外表面达到最大当时，内表面达到最大故受压缩载荷时强度满足。4、小头的安全系数1)仅考虑工艺因素对疲劳强度的影响其中材料在对称循环下的拉压疲劳极限；应力幅；考虑表面加工情况的工艺因素；平均应力；角系数，；材料在对称循环下的弯曲疲劳极限；材料在脉动循环下的弯曲疲劳极限，=（1.41.6）。2)小头应力按不对称循环

42、变化，在固定角截面处外表面应力变化较大，通常只计算该处安全系数。循环最大应力 循环最小应力 应力幅 平均应力 查表值 45钢的=6000 ，则3)在固定角截面的外表面处应力幅 平均应力 则小头的安全系数小头的安全系数不应小于1.5，故满足要求。5、小头横向直径的减小量由公式计算其中 代入上式得为使活塞销与连杆衬套不致咬死，应使（为活塞销与衬套的配合间隙）由4.4节可知=0.0250.075mm，故=0.01250.0375mm，满足。6.7.2 连杆杆身的校核1、杆身计算力1)最大拉伸力其中，分别为活塞组重量（1400g）和位于计算截面以上部分的连杆组的重量（2400g）；代入2)最大压缩力

43、2、杆身中间截面ii处的应力与安全系数1)由引起的拉伸应力 ，式中杆身中间截面积，经计算=3.17代入得2)由压缩和纵弯曲引起的合成应力在摆动平面内式中=0.00035；则在垂直于摆动平面内式中则3)在杆身中间截面的应力幅和平均应力在摆动平面内应力幅 平均应力在垂直于摆动平面的应力幅 平均应力4)在摆动平面和垂直于摆动平面内的安全系数7 配气凸轮的设计7.1 凸轮外形设计得任务和要求凸轮外形设计的任务是根据发动机的性能要求选择适当的凸轮廓线。一个良好的配气凸轮，既应使发动机具有良好的充气性能，又要保证配气机构工作平稳，安全可靠。 发动机凸轮外形设计从保证较大的时间面积值和较佳的配气机构动力学特

44、性出发，预先给定挺柱升程规律而后求出凸轮的几何形状。7.2 凸轮设计主要参数的选择和限制条件配气相位与凸轮作用角选取决定于发动机的性能要求，并与发动机气流通道的形状和断面尺寸相适应。凸轮作用角 （deg）进气或排气的提前开启角（）；进气或排气的滞后关闭角（）。参考同类型柴油机，选定s195柴油机的配气正时角，见表7-1表7-1 s195柴油机配气正时的选定进气排气开关开关上止点前下止点后下止点前上止点后174343177.3 缓冲曲线设计 为控制气门开启端得冲击和关闭端得落座速度，凸轮廓线两端必须设有等加速等速型缓冲曲线。（挺柱升程、速度、加速度）等加速段（时） （mm） 加速段（时） （mm

45、） 本设计中取等加速等速型缓冲曲线具有如下特点：（1） 缓冲段终点的加速度为0，因而冲击噪声小。（2） 无论在气门的开启或降落侧，如气门间隙和配气机构刚度不同，不会影响挺柱的速度和加速度。（3） 由于气门间隙发生变化或配气机构刚度、凸轮制造尺寸有差异而引起的气门开启和落座点的变化较小，因而对配气正时的影响不大。（4） 由于缓冲曲线终点时挺柱升程对凸轮转角的二阶、三阶等导数皆为0.所以它与凸轮基本段廓线衔接的光滑性较好。7.4 凸轮的选型及计算采用等加速等速型缓冲曲线的对称型七项式多项动力凸轮，函数凸轮的主要特点是运动的规律性，加速度曲线连续，不会引起惯性力突变，从而减小配气机构产生跳动或振动倾向。1）凸轮计算参数的选取：发动机转速；凸轮轴转速；气门最大升程；缓冲段终点挺柱升程；缓冲段张角；缓冲段等加速部分凸轮转角与缓冲段张角之比；提前开启角，滞后关闭角，凸轮作用角；凸轮半作用角；摇臂比，凸轮基圆半径；进气门弹簧刚度；自由项系数；幂指数p=14、q=20、r=32、s=40，采用第一种边界条件。2）配气机构刚度计算 摇臂变形量； 摇臂轴变形量； 摇臂座变形量； 推杆变形量； 凸轮轴变形