毕业设计（论文）-捷达EA113四缸汽油机的曲柄连杆机构设计

1、优秀设计摘 要木文以捷达ea113汽油机的相关参数作为参考，对四缸汽油机的曲柄连杆机构的 主要零部件进行了结构设计计算，并对曲柄连杆机构进行了有关运动学和动力学的理 论分析与计算机仿真分析。首先，以运动学和动力学的理论知识为依据，对曲柄连杆机构的运动规律以及在 运动屮的受力等问题进行详尽的分析，并得到了精确的分析结果。其次分别对活塞组、 连杆组以及曲轴进行详细的结构设计，并进行了结构强度和刚度的校核。再次，应用 三维cad软件：pro/engineer建立了曲柄连杆机构各零部件的几何模型，在此工作的 基础上，利用pro/e软件的装配功能，将iii【柄连杆机构的各组成零件装配成活塞组件、 连杆组

2、件和曲轴纽件，然后利用pro/e软件的机构分析模块(pro/mechanism),建立曲 柄连杆机构的多刚体动力学模型，进行运动学分析和动力学分析模拟，研究了在不考 虑外力作用并使加轴保持匀速转动的情况下，活塞和连杆的运动规律以及曲柄连杆机 构的运动包络。仿真结果的分析表明，仿真结果与发动机的实际工作状况基本一致， 文章介绍的仿真方法为曲柄连杆机构的选型、优化设计提供了一种新思路。关键词：发动机；曲柄连杆机构；受力分析；仿真建模；运动分析；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 录摘要iabstractii第1章绪论11. 1选题的忖的和意义11.2国内外的研究现状11.3设计研究的主要内容3第2章曲柄连杆机构受力分析42. 1曲柄连杆机构的类型及方案选择42.2曲柄连杆机构运动学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曲柄连杆机构中的作用力72. 2. 1气缸内工质的作用力72. 2.2机构的惯性力72. 3本章小结14第3章活塞组的设计153. 1活塞的设计153.1.1活塞的工作条件和设计要求153. 1.2活塞的材料163. 1.3活塞头部的设计163.1.4活塞裙部的设计213.2活塞销的设计233.2. 1活塞销的结构、材料233.2.2活塞销强度和刚度计算233. 3活塞销座243. 3.1活塞销座结构设计243.3.2验算比压力243.4活塞环设计及计算253.4. 1活塞环形状及主要尺寸设计253. 4. 2活塞环强

10、度校核253. 5本章小结26第4章连杆组的设计274. 1连杆的设计274.1.1连杆的工作情况、设计要求和材料选用274. 1.2连杆长度的确定274.1.3连杆小头的结构设计与强度、刚度计算274. 1.4连杆杆身的结构设计与强度计算304. 1.5连杆人头的结构设计与强度、刚度计算334.2连杆螺栓的设计354. 2.1连杆螺栓的t作负荷与预紧力354. 2.2连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算354. 3本章小结36第5章曲轴的设计375. 1曲轴的结构型式和材料的选择375.1.1曲轴的工作条件和设计要求375. 1.2曲轴的结构型式375. 1.3曲轴的材料375. 2illi轴的

11、主要尺寸的确定和结构细节设计385.2. 1曲柄销的直径和长度385.2.2主轴颈的直径和长度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曲轴两端的结构405.2.7曲轴的止推405.3曲轴的疲劳强度校核415.3.1作用于单元曲拐上的力和力矩415.3.2名义应力的计算455. 4本章小结47第6章曲柄连杆机构的创建486. 1对pro/e软件基本功能的介绍486. 2活塞的创建486. 2. 1活塞的特点分析486. 2.2活塞的建模思路486. 2. 3活塞的建模步骤496.3连杆的创建506.3. 1连杆的特点分析506. 3. 2连杆的建模

12、思路506.3.3连杆体的建模步骤516.3.4连杆盖的建模526.4曲轴的创建526. 4. 1曲轴的特点分析526. 4.2曲轴的建模思路526. 4.3曲轴的建模步骤536.5曲柄连杆机构其它零件的创建556.5.1活塞销的创建556.5.2活塞销卡环的创建556.5.3连杆小头衬套的创建556.5.4大头轴瓦的创建556.5.5连杆螺栓的创建566. 6本章小结56第7章曲柄连杆机构运动分析577. 1活塞及连杆的装配577. 1. 1组件装配的分析与思路577. 1.2活塞组件装配步骤577. 1.3连杆组件的装配步骤587.2定义曲轴连杆的连接597.3定义伺服电动机607.4建立

13、运动分析607.5进行干涉检验与视频制作617.6获取分析结果627.7对结果的分析647. 8本章小结64结论65参考文献66致谢67附录68第1章绪 论1.1选题的目的和意义illi柄连杆机构是发动机的传递运动和动力的机构，通过它把活塞的往复直线运动 转变为曲轴的旋转运动而输出动力。因此，曲柄连杆机构是发动机屮主耍的受力部件, 其工作可靠性就决定了发动机工作的可靠性。随着发动机强化指标的不断提高，机构 的工作条件更加复杂。在多种周期性变化载荷的作用下，如何在设计过程中保证机构 具有足够的疲劳强度和刚度及良好的动静态力学特性成为曲柄连杆机构设计的关键性 问题。通过设计，确定发动机曲柄连杆机构

14、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。为了真实全面地了解机构在实际运行工况下的力学特性，本文采用了多休动力学 仿真技术，针对机构进行了实时的，高精度的动力学响应分析与计算，因此木研究所 采用的高效、实时分析技术对提高分析精度，提高设计水平具有重要意义，而且可以 更直观清晰地了解曲柄连杆机构在运行过程中的受力状态，便于进行精确计

15、算，对进 一步研究发动机的平衡与振动、发动机增压的改造等均有较为实用的应用价值。1.2国内外的研究现状多刚体动力学模拟是近十年发展起来的机械计算机模拟技术，提供了在设计过程 中对设计方案进行分析和优化的有效手段，在机械设计领域获得越来越广泛的应用。 它是利用计算机建造的模型对实际系统进行实验研究，将分析的方法用于模拟实验， 充分利用已有的基木物理原理，采用与实际物理系统实验相似的研究方法，在计算机 上运彳亍仿真实验。目前多刚体动力学模拟软件主要有pro/mechanics, working model 3d, adams等。多刚体动力学模拟软件的最大优点在于分析过程中无需编写复杂仿 真程序，在

16、产品的设计分析时无需进行样机的生产和试验。对内燃机产品的部件装配 进行机构运动仿真，可校核部件运动轨迹，及时发现运动干涉；对部件装配进行动力 学仿真，可校核机构受力情况；根据机构运动约束及保证性能最优的目标进行机构设 计优化，可最大限度地满足性能要求，对设计提供指导和修正。忖前国内大学和企 业已经已进行了机构运动、动力学仿真方面的研究和局部应用，能在设计初期及时发 现内燃机曲柄连杆机构干涉，校核配气机构运动、动力学性能等，为设计人员提供了 基本的设计依据®屮。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，而且己经完善和成 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

17、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，通过齐个构件z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、图解法图解法形彖比较直观，机构齐组成部分的位移、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

18、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胡设计。但是过去曲于手 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。近年來随着计算机的发展，可 以利用复杂的计算表达式来精确求解各种运动

19、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。通过对机构运动学和动力学分析，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，大部分复杂的机构运动尽管能够给出解析式，却难以计算出供工程使用的计算 结果，不得不用粗糙的图解法求得数据。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，从而形成机械性能分析和产品设计的现代 理论和方法。机械系统动态仿真技术的核心是利用计算机辅助技术进行机械系统的运动学和动 力学分析，以确延系统各构件在任意时刻的位置、速度和加速度，进而确泄系统

20、及其 及其各构件运动所需的作用力冈。目前，在对内燃机|柄连杆机构进行动力学分析时, 人多采用的是专业的虚拟样机商业软件，如adams等。这些软件的功能重点是在力 学分析上，在建模方面述是有很多不足，尤其是对这些复杂的曲柄连杆机构零部件的 三维建模很难实现。因而在其仿真分析过程中对于结构复杂的模型就要借助cad软 件来完成，如pro/e、ug、solidworks等。当考虑到对多柔体系统进行动力学分析时, 有时还需要结合ansys等专业的有限元分析软件来进行。这一过程十分复杂，不仅 需要对这些软件有一定了解，还需要处理好软件接口之间的数据传输问题，而且软件 使用成本也很高。1.3设计研究的主要内

21、容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，确定出主耍的结构尺寸，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

22、t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，以使实现对机构的进一步精确设计和检验。第2章曲柄连杆机构受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。2. 1曲柄连杆机构的类型及方案选择内燃机屮采用曲柄连杆机构的型式很多，按运动学观点可分为三类，即:屮心曲柄 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屮心线通过曲

23、轴的旋转屮心，并垂直于曲柄的回转轴线。这种型式 的1山柄连杆机构在内燃机屮应用最为广泛。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屮心线垂直于1山轴的回转屮心线，但不通过川i轴的回转屮心，气缸 中心线距离曲轴的回转轴线具有一偏移量eo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

24、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屮，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。经过比较，本设计的型式选择为中心曲柄连杆机构。2.2曲柄连杆机构运动学屮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屮心0, 0b 为曲柄，ab为连杆，b为曲柄俏中心，a为连杆小头孔中心或活塞销中心。当曲柄按等角速度e旋转时，曲柄0b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

25、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活塞做往复运动时，英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丄作有很人影响，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。2. 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0,如图2.1所示。当q = 时，活塞销屮心

26、a在最上面的位置街，此位置称为上止点。当仅=180°时,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= aa = a0 - ao 二(叶 z)-(r cos a + 1 cos 0)(2. 1)=r(l 一 cos a) (1 - cos /?)a式中：几连杆比。式（2. 1）可进一步简化，由图2.1可以看出:rsina = / sin厂即sin 0 = 了 sin a = asina又由于cos 0 二 jl - sin $ 0 = jl - 才 sin 2 a（2. 2）将式（2.2）带入式（2. 1）得:x= rl -cos6r + （1-7/12 sin2

27、 a）（2. 3）2式（2.3）是计算活塞位移x的精确公式,为便于计算，可将式（2 3）屮的根号按牛顿 二项式定理展开，得：71 - a2 sin2 a = 1 - a2 sin2 a 24 sinaa6 sin6 a - .8 16考虑到a<l/3,其二次方以上的数值很小，可以忽略不计。只保留前两项，则j1 一才 sin? a « 1 a2 sin2 a（2. 4）2将式（2.4）带入式（2.3）得x = r（l-cosc? + sin2 a）（2. 5）22. 1.2活塞的速度将活塞位移公式（2.1）对时间t进行微分，即可求得活塞速度v的精确值为(2. 6)dx dx da

28、 z . a sin 2a、v =x =s(sin a +)dt cla dt2 cos /?将式（2.5）对时间/微分，便可求得活塞速度得近似公式为：v « r69（sina + sin2cr） = rcosina + rcosin2a = v + v2（2. 7）2 2从式（2.7）可以看出，活塞速度可视为由vj = r co sin a与冬=（2/2）ssin 2a两部分简谐运动所组成。当a = 0°或180"时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当q = 90°时,v = r,此时活塞得速度等于曲柄销屮心的圆周速度。2. 1.3活塞的加速度

29、将式（2.6）对时间f微分，可求得活塞加速度的精确值为:(2. 8)dv dv da 2rcos2a a3 sin2 2a=x = r 69" cos a + a-jdt da dtcos0 4 cos 0将式（2.7）对时间f为微分，可求得活塞加速度的近似值为:a « rco2 (cos a + a cos 2a) = rco2 cos a + rco2acos2a = ax +a2(2. 9)因此，活塞加速度也可以视为两个简谐运动加速度之和，即由与ci2 = rco2 a cos 2a两部分组成。2.2曲柄连杆机构中的作用力作用于川1柄连杆机构的力分为：缸内气压力、运动

30、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。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ea1113汽油机，如附表1所示。2. 2. 1气缸内工质的作用力作用在活塞上的气体作用力p,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jrr）2p& =r（p_p）（2 10）"4式中：匕一活塞上的气体作用力，n；° 一缸内绝对压力，mpa；p'大气压力，mpa ；d 活塞直径

31、，mm o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p - p',对于四冲程发动机来说，一般取pf =0.1 mpa , d = 80.985m/?,对于 缸内绝对压力”，在发动机的四个冲程屮，计算结果如表2.1所示：则由式（2.10）计算气压力/如表2. 2所示。2. 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

32、算的冃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2.1缸内绝对压力卩计算结果四个冲程终点压力计算公式计算结果/mr?进气终点压力pdepde =(075 0.90)p0.08压缩终点压力pc）pco = pde£e1.46膨胀终点压力pex_ "max 卩狀-严0.45排气终点压力prpr =115卩0.115注：也一平均压缩指数，©=1.321.38； £压缩比，£=9.3；心一平均膨胀指数，/?. =1.2- 1.30； 3 = -；几迪最大爆发压力，pm/35mpd，取 pmxk=4.5mpa ；此吋压力 p角

33、& = 10 15,取 « = 13 o表2.2气压力/计算结果四个冲程pjn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（包扌舌有关附属零件） 的质量加厶用两个换算质量ma和-來代换，并假设是m集中作用在连杆小头中心处， 并只做往复运动的质量；加2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2. 2所示：图2. 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ml =+

34、m2 o 连杆重心g的位置不变，即= m2(/ - /j o 连杆相对重心g的转动惯量不变,即+m2(/ -z2)2 = igo其中，/连杆长度，人为连杆重心g至小头中心的距离。由条件可得下列换算公式:/-/.i、= ml x - m2 = rnl 用平衡力系求合力的索多边形法求岀重心位置g。将连杆分成若干简单的儿何图 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g和g2 ,如图2. 3所示：（2）往复直线运动部分的质量加/活塞（包括活塞上的零件）是沿气缸屮心做往复直线运动的。它们的质量可以看 作是集屮在活塞销中心上，并

35、以®表示。质量与换算到连杆小头中心的质量“z和，称为往复运动质量加厂即m. = mh + o（3）不平衡冋转质量花曲拐的不平衡质量及其代换质量如图2. 4所示:kl图2. 4曲拐的不平衡质量及其代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，换算到回转半径为厂的连杆轴颈中心处，以®表示，换算质量为：mk = m + 2mh -r式中：mk曲拐换算质量，kg ;叫连杆轴颈的质量，kg ;mh一个曲柄臂的质量，kg ;£一曲柄臂质心位置与曲拐中心的距离，加。质量加r与换

36、算到大头中心的连杆质量加2之和称为不平衡回转质量mr，即mr = mk + m2出上述换算方法计算得：往复有线运动部分的质量少=0.583檢,不平衡回转质量mr =0.467kg。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。往复质量加）的往复惯性力什和旋转质量®的旋转惯性力pr o(1) 往复惯性力= -m .a = -mra)coscif + rco cos2cr) =coscr-am cos2(7 (2. 11)jjjj式中：® 往复运动质量，kg ;2连杆比；r一曲柄半径

37、，加;q 曲柄旋转角速度,rad / s : a一曲轴转角。©是沿气缸中心线方向作用的，公式（2.11）前的负号表示耳方向与活塞加速度a的方向相反。其屮曲柄的角速度为：式中：n一曲轴转数，r/min ；2mco =60tui30(2. 12)已知额定转数« =5800 z /min，则"彎2 = 607.07 5 ；曲柄半径r =40.23 mm,连杆比2=0.25-0.315,取2=0.27,参照附录表2：四缸机工作循环表，将每一工况的曲轴转角q代入式（2.11）,计算得往复惯性力匕，结果如表2. 3所不：表2. 3往复惯性力计算结果四个冲程pjn进气终点-10

38、519.68压缩终点6324.5膨胀终点-10519.68排气终点6324.51（2）旋转惯性力(2. 13)pr = -mrra)=-0.467 x 0.04023 x 607.072 = -6923.799 n3、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/和往复惯性力什，由于作用力的方向都沿着屮心线，故只需代数相加，即可求得合力(2. 14)计算结果如表2. 4所示。4、活塞上的总作用力冬分解与传递如图2. 5所示，首先，将冬分解成两个分力：沿连杆轴线作用的力k,和把活塞压向气缸壁的侧向力w,其中沿连杆的作用力k为：(2. 15)而侧向力n为:(2. 16)表

39、2.4作用在活塞上的总作用力冬四个冲程气压力pjn往复惯性力巧/n总作用力冬/n进气终点77.23-10519.681-10442.45压缩终点-102.976324.56221.54膨胀终点7001.933-10519.681-3517.747排气终点1801.9686324.58126.478a图2. 5作用在机构上的力和力矩连杆作用力k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n的符号规定为：当侧向力所形成的反扭炬与曲轴旋转方向相反时，侧向 力为正值，反之为负值。当a = 13°时,根据正弦定理,可得:sin a sin 0+ 俎q 厂sin

40、9;. 40.23xsin 13° _ 心。水得p - arcsin= arcsin= 3.48/149将0分别代入式（2.15）、式（2.16）,计算结果如表2.5所示:表2. 5连杆力k、侧向力n的计算结果四个冲程连杆力k/n侧向力n/n进气终点-10717.128-2410.83压缩终点6385.191436.356膨胀终点-3610.278-812.136排气终点8340.2371896.923力k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t,(2. 17)即“ksins + 0) = /v 凹&也1 cos 0和压缩曲柄臂的径向力z,即

41、z = kc。如0)=人竺&也cos 0(2. 18)规定力t和曲轴旋转方向一致为正，力z指向曲轴为正。求得切向力t、径向力z见如表2. 6所示：表2.6切向力t、径向力z的计算结果四个冲程切向力t/n径向力z/n进气终点-3040.242-10276.856压缩终点1811.3556122.8789膨胀终点-1024.17-346.964排气终点2365.967997.612.3本章小结木章首先分析了曲柄连杆机构的运动情况，重点分析了活塞的运动，在此基础上 分析了每个工作过程的气体压力变化情况，进一步推导出各过程气体力的理论计算公 式，进行了机构中运动质量的换算，并根据ea113型汽

42、汕机的具体结构参数计算出了 各过程的气体力，为后面章节的动力仿真提供了理论数据的依据。第3章活塞组的设计3. 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t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。3.1.1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。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

43、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 2000°c 2500°c。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, 各点间有很人的温度梯度，这就成为热应力的根源，正是这些热应力对活塞顶部表面 发生的开裂起了垂耍作用。3、磨损强烈发动机在工作中所产生的侧向作用力是较大的，同时，活寒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，曲于此处润滑条件较差，磨

44、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, 避免应力集屮；(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，而已吸收的热虽则能顺利地散走；（6）在较低的机油耗条件下，保证滑动面上有足够的润滑油。3. 1.2活塞的材料根据上述对活塞设计的要求，活塞材料应满足如下要求：（1）热强度高。即在300 - 400°c高温下仍有足够的机

45、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 llh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。在发动机屮，灰铸铁由于耐磨性、耐蚀性好、膨胀系数小、热强度高、成木低、 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，灰铸铁活塞因此比重大和导热性差两个根木缺点而逐渐被铝 基轻合金活塞所淘汰。铝合金的优缺点与灰铸铁正相反，铝合金比重

46、小，约占有灰铸铁的1/3,结构重量 仅占铸铁活塞的50 - 70% o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34倍，使活塞温度显著下降。对 汽油机來说，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。共晶铝硅合金是冃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，但出于铸造性能好，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。3. 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，并通过销座把它传

47、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 常丁作创造良好条件，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0缩短1单位，整个发动机高度就可以缩短1.5 2单位，并显著减轻活塞重量。而耳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0是由

48、火力岸高度人、环带高度他和上裙尺寸心构成的，即h = h + h2+h3为了降低圧缩高度，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 岸高度勺。为缩小耳，当然希望尽可能小，但仏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 耍求的前提下，尽量取得小些。一般汽油机h = （0.06 - 0.q, q为活塞直径，该发 动机的活塞标准直径d = 80.985mm，确定火力岸高度为：ha = 0.09d = 0.09 x 80.985 =

49、7.289加加（2）环带高度为减小活塞高度，活塞环槽轴向高度b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b太小，使制环工艺困难。在小型 高速内燃机上，般气环高b = 1.52.5mm ,油环高b = 25mm o该发动机采用三道活塞环，第一和第二环称z为压缩环（气环），第三环称z为油环。取勺=1.5加2, b2= , b. = 3mm o环岸的高度c,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，q =

50、（0.04 - 0.05）0 , $二（1 2）勺,汽油机接近下限。c = 0.045d = 3.64/72/77,c2 = 1.5z?! = 1.5x 2 = 3mm。因此,环带高度他=bi + c +b2 + c2 + b3= 1.5 + 3.64 + 1.75 + 3 + 3 = 2.s9mm o(3) 上裙尺寸确泄好活塞头部环的布置以斤，压缩高度乩最斤决定于活塞销轴线到最低环槽(油环槽)的距离乩。为了保证汕环工作良好，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。所以在一般设计屮，选取活塞上裙尺寸一般应 使销座上方油环槽的位置处于销座外径上面，并且保证销座的强度不

51、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，影响汕环工作。综上所述，可以决定活塞的压缩高度0。对于汽油机0= (0.35 0.6)d ,所以h, =0.4xd = 0.4x80.985 = 32.394加加。贝ih. =h -/?,-h2 = 32.394-7.289-12.89 = 12.761mm o3、活塞顶和环带断面(1) 活寒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tea113 5v1.6l发动机为高压缩比£ = 9

52、.3, 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 5 = (00601)£>,即8 = (0.074x 80.985) = 5.993/nm o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來说，经活塞环传到气缸壁的热量 占7080%,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r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。活塞头部要安装活塞环，侧壁必须加厚，一般取(0.05 0.1)

53、7),取0.076z)为 6.16mm,活塞顶与侧壁z间应该采用较大的过渡圆角，一般取厂=(0.050.1)£>,取 0.074d为5.993mm.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f使导热良好，不让热屋过多地集中 在最高一环，其平均值为夕=(1.52.0)几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耍。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

54、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，但倒角过大乂使活塞环漏气增加。一般该倒角为 (0.2 0.5) x 45°。(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， 日前，第一环与环槽侧隙一般为0.05-0.1mm,二、三环适当小些，为0.030.07mm, 油环则更小些，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 设有冋油孔，并均匀地布置再主次推力面

55、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3. 1活塞环的开口间隙及侧隙活塞环开口间隙/ mm侧隙/ mm第一道环0.20 0.400.05 ().09笫二道环0.20 0.400.03 0.06第三道环0.25 0.450.03 0.06活塞环的背隙"比较大,以免环与槽底圆角干涉。一般气环 " = 05毫米，油环的”则更大些，如图3. 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/;,比卜面压力人得多，不平衡力会在岸根产生很人 的弯曲和剪切应力

56、，当应力值超过铝合金在其工作温度卜-的强度极限或疲劳极限时， 岸根有可能断裂，专门的试验表明，当活塞顶上作用着最高爆发压力几癫时， pi « 0.9pniax, p2 « 0.2pmax,如图 3. 2 所示。已矢n pinax =4.5 mpa ,贝lj pl u 0.9 x 4.5 = 4.05mpa , p2 « 0.2 x 4.5 = 0.9mpa ,ptlxx.图3.1环与环槽的配合间隙及坏槽结构图3. 2第一环岸的受力情况门°】环岸是一个厚c内外圆直径为d'、d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d = 0.9/） = 0.9x80.985 = 72.89加加，环槽 深厂为：f = 0.05d = 0.05 x