车用柴油机总体设计及曲柄连杆机构设计毕业论文

PAGEPAGE1车用柴油机总体设计及曲柄连杆机构设计毕业论文目 录绪论 1柴油机总体设计方案 3高速柴油机设计的要求 3柴油机设计的内容 3高速柴油机用途的确定 3柴油机类型的确定 3柴油机主要设计参数的确定 4主要零部件设计及计算 9连杆组的设计 9连杆的工作情况 9连杆组的设计要求 9在设计中应注意的地方 9连杆的材料 10连杆长度的确定 10连杆小头的设计 11连杆杆身的设计 12连杆大头的设计 13活塞组的设计 15活塞设计 15活塞环 23活塞销 24连杆强度校核 26连杆小头计算 26连杆杆身的强度计算 27连杆大头盖的计算 285 结论 30参考文献 31致 谢 32第Ⅱ页共Ⅱ页2014第第1页共32页绪论柴油机的发展，已有八十多年的历史。通过这一长时期的不断改进和提高，已经发展到了比较完善的程度。由于它的热效率高，适应性好，功率范围广，已广泛应用于农业，工业交通运输业和国防建设事业。因此，柴油机的工业发展，对国民经济和国防建设都有十分重要的意义。目前，各国在农业机械方面，功率在10PS以上时，柴油机获得了广泛的应用。在拖拉机方面，各国几乎均采用柴油机，重型载重汽车也基本上都用柴油机作为动力。另外英国、法国、日本等国还生产应用于小客车上的高速柴油机。由此可见柴油机的使用范围广泛，发展潜力巨大。近二十多年来，柴油机朝着提高单机功率，降低油耗、污染和噪声以及提高工作可靠性和延长使用寿命等方向发展。就高速柴油机而言从西德苯茨设计出一台功率为1200PS，转速为1650rpm的16缸V型柴油机开始到现在柴油机的速度系数可达到120m2/min2左右，短短的几年中高速柴油机有了惊人的发展。可见其应用范围之广，发展速度之快。375柴油机是我国三缸柴油机系列中的主要产品，是我国经济体制改革不断深入，农村生产飞速发展的产物。传统的375柴油机母型是六十年代后期开发的产品，笨重而且燃油高、经济动力性能差，为此作者在国内的现有生产条件下，借鉴国内外先进设计375375直列四冲程，水冷直喷，高速柴油机，在提高发动机的经济、动力性能的同时降低有害物的排放，同时仍然保持原机可靠性、耐久性、经济实用、使用维修方便的优点，广泛应用于农用运输机、拖拉机、小型机械，这些优点使其更好的融入农村生产，备受购买力相对较弱的农民群体的欢迎，因此该产品的开发拥有很广阔的市场。375一。375柴油机一般用于农用运输和动力，国内农用机械配套动力要求动力充足可靠性高、经济性好，柴油机以其低速扭矩大、经济性好、可靠性高等优点占据主流，在农业20142014第第10页共32页机械化的大背景下，原来柴油机笨重，油耗高，功率低等已不能够满足新时代的要求，为了适应国内农用机械功率增长的需要，在原来的基础上开发出来的375柴油机，该发动机在排量、功率、动力性能等都有一定的增加，并且节省材料。该柴油机可以配套拖小型发电机组等。柴油机作为各种机械的动力装置，活塞是其主要的配件之一，由于它在气缸内以高速作匀速往复运动，且在高温、高压和液体润滑困难等条件下工作，所以是一种容易磨机械加工能力越强，发动机性能越好。所以活塞的工艺设计对发动机性能有至关重要的影响。目前，在中小型柴油机方面开展的研究工作大都放在减少废气排放，因此出现深盆顶活塞的应用，这是专为改善燃烧状况减少碳氢化合物而设计的。近十年来，开发能Pz25Mpa的活塞的要求越来越迫切。与球铁相比，锻钢具有更高的机械强度和延伸率，只有选材和工艺处理适当，即能保证活塞工作安全可靠，由此产生了可以承Pz:40%柴油机总体设计方案高速柴油机设计的要求高速柴油机设计应满足下列基本要求：1、最佳的使用性能 包括最佳的动力性能、最小的外形尺寸、最轻的总质量，满足各种特定用途对发动机性能的要求。2、最佳的经济性能 主要可以概括为下列三方面：量；具有良好的装拆工艺性，易于装拆、维修，减少维修费用的支出。选用价廉适用的制造材料；选用优质、价廉的零配件；降低不必要的加工精度。和材料的配对等。3、最佳的环保性能目的在于减少有害物质的排放。日益严格的环保法规对柴油机的废气排放提出了更高的要求。因此在设计阶段，在燃烧过程的组织、排放后处理等方面，应考虑采取相应的措施[1]。柴油机设计的内容高速柴油机用途的确定发动机的具体用途是设计的重要依据，不针对具体用途无法设计一台优秀的发动375柴油机是针对车辆进行配套设计的，同时它也可以用于其它领域。柴油机类型的确定1、四冲程及两冲程 目前我国使用的机型均为四冲程，国外绝大部分机型也是四冲程。四冲程柴油机四个行程完成一个工作循环，在相同的活塞排量和转速下，非增时功率比二冲程柴油机低，但易于组织增压，增压比比较高。在转速不变的情况下通增压可较大幅度的提高发动机的功率。活塞组热负荷低，工作过程易于组织，启动性能较好，动力性和燃油经济性好，燃油消耗率低，机油消耗率低，且低速性能好，可以有较大的扭矩储备，可以在较宽广的转速范围内获得良好经济性能。燃油喷射系统转速较低，便于设计制造，且寿命较长，可靠性好。因此，我们选择的机型为四冲程柴油机。2、冷却方式 目前世界各国生产的机型仍以水冷为主。中、小型有风冷品种，但品种不多。签于风冷机型在制造上要求较高、难度较大，大批量生产和销售均有难度此次设计为水冷方式。水冷冷却较均匀，热负荷低，充气效率、平均有效压力及升功高，气缸冷却效率高，且较均匀，活塞与缸套间隙较小，机油消耗率较低，这些都有于柴油机的进一步强化和降低废气排放。3、气缸布置气缸布置形式有直列立式，卧式；V型；W型；X型。其所以有各V型布置6设计为三缸，小缸径柴油机，故采用直列立式气缸布置。4、进气系统是否增压 采用增压可改善排放，增大功率，降低燃油消耗等，特别在改善排放方面，增压及增压中冷具有决定性的作用。但由于技术和成本的原因，此设计暂且不用增压系统。5、气门数 常规高速柴油机多为二气门，而实践证明，多气门对高速柴油机工作过程，特别是进气和燃烧的改善有很好的作用，但其铸造要求高，成本高，在目前排指标不是很高的情况下我们仍采用二气门。6、燃烧室类型 燃烧室类型对于高速柴油机的燃烧过程和性能的影响很大，直接体现在燃油消耗率上。由于直喷式燃烧系统动力性好，燃油、机油消耗率低、启动性好，以及寿命长等特点，它比分开式燃烧室燃油消耗率低5%—10%左右。在节约能源上有巨大优势，所以此次设计采用直喷式，燃烧室形状为型。7、凸轮轴侧置与顶置 侧置凸轮轴是现代高速柴油机传统设计的标准模式，被泛采用。此次设计为侧置式，用齿轮传动。柴油机主要设计参数的确定高速柴油机的主要设计参数有如下众所周知的关系PniVPme s （2-1）e Pe为有效功率kPme为平均有效压力kpn为转速r/mini为气缸数；Vs为每缸活塞排量；τ为冲程数[2]。对上述参数的正确选择是设计一台优秀发动机的前提。1、有效功率的确定在确定高速柴油机有效功率（kw）时，必须考虑另一与功率有密切联系的扭矩值（N·m）及其储备，功率与扭矩均随发动机的用途而异。对于车用高速柴油12～15kw/t10～12kw/t6～10kw/t；载货车的扭矩储备要求略低，但亦应达到10%以上。拖拉机用发动机的功率由15%30～35kw；540～45k20%～30%以上，有些机型要求高40%～50%[1]。2、转速的选定100~6000rpm。各种类型柴油机的使用转速范围亦不相同。转速提高可使柴油机体积小，重量轻和功率大。但是从而影响柴油机的经济性，可靠性和使用寿命。3200r/min右，少数机型达3600r/min；中型车用柴油机约为2500～2800r/min2400～2800r/min2000～2300r/min[1]。375柴油机设计目标为低速农用车柴油机，所以转速取2400r/min。3、气缸数的确定素：性和启动性能较好。可减轻。选用较多的气缸数后，零件数量和制造工时增加，成本增高。柴油机的功率范围等因素。考虑以上综合因素，我们选取气缸数为：3。4、活塞平均速度的确定和主要零件结构型式影响甚大。活塞的平均速度计算公式：Cm=Sn/30 （2-2）其中，S为活塞行程；n为发动机转速[2]。在功率给定以后，可以算出平均有效压力。活塞行程和缸数维持不变，提高活塞平均速度可使气缸直径减小。柴油机体积小、重量轻。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，使运动件的惯性力增大，柴油机的机械负荷增大。提高活塞平均速度使柴油机零件的磨损加快，缩短了柴油机大修期。升高。进、排气阻力随活塞平均速度的提高而增加，使充气效率降低。柴油机的噪声强度与转速的三次方成正比。因此，选择活塞平均速度应综合各方面的因素，不能一味的提高。一般活塞平均速度为：6.5～12m/s。本机的活塞平均速度为：8.49m/s。5、平均有效压力的确定e

225Ne

/inVh(2-3)PPP1P/PPP

(2-4)e i t t i i im提高冲气系数，改善工作过程，减少机械损失和热损失，是提高非增压柴油机Pe值的主要措施，但非增压柴油机的Pe值的提高是有限的。促使Pe值增长的原因，一方面是提高单机功率的迫切需要，另一方面是因为Pe值的增加，对柴油机噪声和寿命的影响比提高活塞平均速度的影响要小的多。提高Pe值可使功率增加，比重量下降。然而机械效率和热负荷也随之提高，影响柴油机的可靠性和寿命。同时，对排气的有害成分、噪声、振动等都有不利影响。车用柴油机的一般范围为6.5～10.5Mpa本机平均有效压力为7.16。较大幅度的提高平均有效压力后，要注意零件的热应力和机械应力过高的问题，一般措施是：采用强制冷却活塞、组合式活塞来加强气缸盖和气缸套的冷却，降低压缩比以及增强零件的刚度和强度等[3]。6、气缸直径的确定柴油机功率与气缸直径的平方成正比。选用较大的缸径是提高功率的一个措施。但缸径增大后柴油机外形尺寸与比重量相应增大。而气缸直径与缸数和转速有着密切的关系。同样的功率下，缸数越多，缸径可缩小，转速可提高[1]。考虑到此发动机为农用运输车，我们所选择的缸径为80～100。7、行程及其与缸径的比值S/D自然吸气柴油机的升功率：Nl103kw/L (2-5)e ePeS/DPe的提高有限，升功率很难轻易突破，因此提高柴油机转速成为提高升功率的主要途径。采用不大的S/D，可以获得较大的进排气门面积与气缸容积之比，使进排气流速，既气门口马赫数处于较低水平，以改善充气效率。同时有利于S/D的选择应根据发动机的具体要求[3]375S/D为8、气缸中心距气缸中心距是柴油机设计中对整体结构强度、紧凑性、重量和配套适应性最具影响的几何尺寸。决定气缸中心距合理性主要是下列三大因素，并在此基础上可能共同达到的最小值。足以保证燃气可靠密封的气缸盖总截面积和分布均匀性。足够的曲轴疲劳强度的轴承承载能力。有必要的水流空间，使缸套上部、缸盖底部和排气道获得充分的冷却。此外还应注意机体的气缸体部分有必要的空间容纳足够截面积的壁和筋，以保证气缸套支承面挤压应力处于可靠限度内。所以气缸中心距是决定结构强度的整机紧凑性的综合因素，而两者又是矛盾的。只要将所有各项尺寸参数与气缸中心距建立一系列经验公式，从中便可以获得合理的中心距尺寸和其它相关尺寸。用气缸中心距来表征能实现的单缸功率，实质上是该气缸中心距在保证充分的结构强度可靠性的前提下所能包容的气缸直径。nPV 7.8

4CD

784102Ncy eh

em

em （2-6）e

R2s其中：Pe为平均有效压力（kPa，Cm为活塞平均速度（m/s，D为缸径（mm，τRs=L/D，L为气缸中心距（mm对非增压柴油机：C=(10.3～11.0)×10-4 （2-7）可以由以上式子估算气缸中心距，如果设计得当，能够在结构强度充分保证的前提下，形成所需的气缸排量和获得所算得的功率水平[2,3]。此次设计气缸中心距为：L=100mm。主要零部件设计及计算连杆组的设计连杆的工作情况连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起做往复运动，连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起做旋转运动。因此，连杆体除有上下运动外，还左右摆动，做复杂的平面运动。连杆主要承受以下载荷：1、由连杆力Pcr引起的拉压疲劳载荷。pppg cr co

（2-1）j式中Pg——气体作用力；P——活塞连杆组的往复惯性力；jβ——连杆摆角。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。此外，连杆还可能承受由于加工不准确，承压面对连杆轴线不对称等引起的附加弯曲载荷。连杆组的设计要求1、结构简单，可靠耐用，尺寸紧凑2、在保证具有足够强度和刚度的前提下，尽可能减轻重量以降低惯性力3、尽量缩短长度以降低发动机的总体尺寸和总体重量4、大小头轴承工作可靠，耐磨性好5、易于制造成本低连杆既是传力构件又是运动件，因此不能单靠加大连杆尺寸来提高其承载性能。必须从材料选用构型设计，热处理及表面强化等方面采取措施来解决连杆尺寸，重量，强度和刚度之间的矛盾。因此连杆设计过程中应该广泛采用实验应力分析。针对连杆的应力分析决定连杆的构型，使材料合理利用，满足连杆既轻巧又耐用的要求。在设计中应注意的地方连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷，因此，在设计时应首先保证连杆具有在足够的疲劳强度和结构钢度。如果强度不足，就会发生连杆螺栓、大头盖或杆身的断裂，造成严重事故，同样，如果连杆组刚度不足，也会对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响。所以设计连杆的一个主要要求是在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。为此，必须选用高强度的材料；合理的结构形状和尺寸。在设计时应首先保证连杆具有足够的疲劳强度和结构刚度。如果强度不足，就会发生连杆螺栓、大头盖和杆身的断裂，造成严重事故。连杆的材料高速柴油机的连杆一般采用碳钢或合金钢经模锻而成最常用的连杆材料有：45,40Cr,40CrMo等。37540Cr但锻造毛刺要磨光，磨削方向应沿连杆杆身的纵向，因为横向磨痕可能引起连杆杆身断裂的危险，一般采用喷丸处理来消除连杆内部的内应力和提高连杆强度。连杆长度的确定连杆长度是设计时应慎重选择的一个结构参数，它一般用连杆比来表示，即R/l（R为连杆长度轻活塞件重量和整机重量，能很好的适应发动机的高转速。但的增大使二级往复惯性力及气缸侧压力增大，并增加曲轴平衡块与活塞、气缸套相碰的可能性。所以为使发动机的结构紧凑，最合适的连杆长度应该是，在保证连杆及相关机件在运动时不与其他机件相碰的情况下，选取最小的连杆长度。S≤120mm0.25～0.30156mm，即0.256可取的。图3.1连杆小头的尺寸连杆小头的设计一、小头结构形式小头采用薄壁圆环型结构，它的形状简单，制造方便，材料能充分利用，受力时应力分布较均匀。小头到杆身的过渡采用单圆弧过渡。其结构如图2-1所示。二、小头尺寸小头的主要尺寸为小头内径d1，小头外径d2,小头宽度b1,衬套内径的d。由于衬套内径d要和活塞销相配合，d=(0.28~0.42)D,所以取0.36，即d=0.36*75=27mm,其公称直径是27mm。衬套的厚度一般是=（0.04～0.08）d。选=0.09d=2.5，即为2.5mm，所以小头的内径d1为32mm。小头外径d2的选取范围一般是d2=（1.2～1.4）d1，取d2=1.31d1=42mm。b1B和销座与连杆小头的端面间隙。在确定小头的宽度时候，应使小头与活塞销座之间每侧都留约1～2mm的间隙，用来弥补机体、曲轴活塞和连杆等零件在轴向尺寸上可能出现的制造误差和由于热膨胀所引起的轴向相对位置的变化。应该尽量使小头具有足够的承压面积，以便使小头孔与活塞销之间相互压紧的单位面积压力不超过许用值。一般小头宽度 b1的范围是b1=（0.9～1.2）d，取b1=1.11d=30mm，这样小头宽度和销座之间每侧的间隙为2mm。三、连杆衬套为了减小活塞销对连杆小头的磨损，应在小头内装入衬套。1、衬套的材料衬套大多用耐磨锡青铜铸造，如：锡青铜，铅青铜，钢背高锡铝合金，本设计采用铅青铜，其优点是强度较高，耐磨性好，适用于热负荷比较大的柴油机。2、衬套与小头孔的配合衬套与连杆小头孔为过盈配合，常用的配合为jdjejb3jc3等。过盈太大会使材设计为320.016mm，确定衬套与小头孔的过盈量为0.033～0.06mm，则衬套外径尺寸为0320.060.049

mm。衬套与活塞销的配合间隙应尽量小，以不发生咬合为原则。青铜衬套与活塞销的配合间隙△大致在（0.0004～0.0015）d的范围内，即0.014～0.053mm全浮式活塞销，故可使销和衬套的间隙梢大，选用0.030～0.060mm，即衬套的内径为270.055mm。0.033、衬套的润滑在小头上方开集油孔或集油槽，靠机体上的喷油嘴喷出的油冷却活塞的同时，一部分油通过孔流入衬套，达到冷却的效果。在小头和衬套上都开有集油孔和集油槽，用来连杆杆身的设计连杆杆身采用工字型截面，工字型截面的长轴位于连杆的摆动平面内。因为工字型截面对材料利用的最为合理，所以应用的也很广。连杆杆身在膨胀行程中承受作用在活塞上的气体压力的压缩作用，在吸气行程中承受往复惯性力的拉伸作用，当连杆受压时，有可能发生不稳定弯曲，此外当连杆作高速摆动运动时还要承受本身的横向惯性力的弯曲作用。实验证明，弯曲应力实际上不大。可忽略。从锻造工艺方面看，工字型截面两臂过薄和圆角半径过小都是不利的。因为这种连杆锻造时变形比较大，就有可能产生锻造裂纹的危险，特别时在工字型截面两臂边缘上更易出现裂纹。此外，锻造这种连杆时模具磨损也较大。具有边缘厚并倒圆的工字型截面是比较有利的。y-yxJxyJyJx=(2～3)Jy，这样符合杆身实际受力情况，并有利于杆身向大、小头过渡。连杆杆身的最大应力一般发生在杆身与大、小头圆角过渡处，最大压应力发生在杆身中部。考虑上面所述，综合考虑，确定出下列尺寸：连杆杆身横截面的形状如图3.2所示。其中截面宽B=20mm t=5mm截面的高H=（1.5～1.8）B，取H=1.4B=28mm2014第第13页共32页HHhBt图3.2连杆杆身横截面形状连杆大头的设计连杆大头联结连杆和曲轴，要求有足够的强度和刚度，否则将影响薄壁轴瓦和连杆螺栓，甚至整机工作可靠性。为了便于维修，对于像本设计的高速柴油机，连杆必须能从气缸中取出，故要求大头在摆动平面内的总宽必须小于气缸直径，大头的外型尺寸又决定了凸轮轴位置和曲轴箱形状，大头的重量产生的离心力会使连杆轴径、主轴承负荷增大，摩擦加剧，有时还为此还不得不增大平衡重，给曲轴设计带来困难，因此在设计连杆大头时，应在保证强度、刚度的条件下，尺寸尽量小，重量尽量轻。合理确定大头的结构尺寸和形状，就是大头设计的任务。大头的结构与尺寸基本上决定与曲柄销直径、长度和连杆轴瓦厚度和连杆螺栓直剖分形式和定位方式以及大头盖的结构设计。在设计大头构形的时候针对一些薄弱环节，应注意以下问题：1、连杆盖上要设置合适的加强筋，加强筋到螺栓孔支承面处要圆滑过渡。2、螺栓头支承面和螺母支承面要圆弧过度，避免加工尖角，可采用锻造圆角或圆弧沉割来减少应力集中，但必须尽量提高圆弧沉割处的光洁度。3、斜切口连杆长叉口一侧变形较大，除了采用大圆弧过渡外，还可以用单筋和杆身连接，以提高大头刚度。一、连杆大头的剖分形式采用斜切口的剖分方式，切口角为45度。这样的剖分形式的优点是满足连杆组能从气缸装拆的条件下，可增大曲柄销直径，有利于提高曲轴的刚度和连杆轴承的工作能力，也就是说它在解决曲柄销直径和从气缸中抽出连杆之间的矛盾。减小了连杆螺钉承受的惯性拉伸负荷但同时在结合面上产生较大的切向力，使连杆螺钉承受剪切作用。二、连杆大头的定位方式斜切口连杆当承受惯性力拉伸时，沿连杆体与连杆盖的结合面方向作用着很大的横向力，使连杆螺栓承受剪切力。为此必须采用能承受较大剪切力的定位方式，才能保证工作可靠。（一舌一槽）加工成的，所以体与盖上舌槽间的距离精度较高，定位可靠，尺寸紧凑。当然它有不好的地方，就是其拆装不便，且只有在采用拉刀加工时才能保证较高的定位精度，还有舌槽要注意减少应力集中。这样的定位方式常用在车用柴油机的斜切口的连杆上。其优点是提高了结合处的刚度，缩小了连杆螺栓之间的距离，减小了螺栓尺寸。三、连杆大头的主要尺寸1、大头孔直径D1根据曲轴曲柄销的设计尺寸为48mm，再考虑到轴瓦的尺寸，取D1=53mm2、大头宽度b0.59D2

0.595332mm3、连杆轴瓦厚度''3mm4、连杆螺栓直径dMd 0.13D0.137510mmM5、连杆螺栓孔中心线

=1.34D，1 1 1 1即l=71mm，螺纹外侧边后不小于2～4mm。大头采用锯齿定位时，螺孔外侧至少有一1个完整的受力锯齿。6、大头高度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图3.3连杆大头的主要尺寸活塞组的设计驱动汽车车轮转动。活塞设计一、活塞的工作条件1、活塞的机械负荷槽及裙部还有较大的磨损。集中。2、热负荷活塞的主要作用是承受气缸中的气体压力，并将此力通过活塞销传给连杆，以推动曲轴旋转。活塞顶部还有气缸盖、气缸壁共同组成燃烧室。2500K。高温一方面使活塞的机配合。3、磨损强烈20142014第第16页共32页活塞顶部在做功行程时，承受着燃气的带冲击性的高压力。对于汽油机活塞，瞬时3～6MPa大值可达13～15MPa活塞的变形。活塞在气缸中作变速运动，其平均速度9.07m/s它将使曲柄连杆机构的各零件和轴承承受附加的载荷。活塞承受的气压力和惯性力是周期性变化的，因此活塞的不同部分会受到交变的拉伸、压缩和弯曲载荷；并且由于活塞各部分的温度极不均匀，活塞内部将产生一定的热应力。二、活塞的设计要求性、工艺性的材料；避免应力集中；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；在不同工况下都能保持活塞与缸套的最佳配合；减少活塞从燃气吸收的热量，而已吸收的热量则能顺利地散走；三、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：热强度高。即在300~400C高温下仍有足够的机械性能，使零件不致损坏；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；膨胀系数小。使活塞与气缸间能保持较小间隙；平衡配重；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；工艺性好，低廉。为此，汽车发动机目前采用的活塞材料是铝合金，在个别汽车柴油机上的活塞采用高级铸铁或耐热钢铸造。根据以上要求，我们选择共晶铝硅合金66-1作为375的活塞的材料。（1/3，这样采用铝作为活塞用合金的基本材料，在活塞往复运动时可使惯性力尽可能小。同时活塞用铝合金的导热性约为铸铁的3倍，这样高的导热600℃2000～2500K机械加工或热处理上采用各种措施加以弥补。铝活塞的成形方法有锻造、铸造和液态模锻等几种。铸造铝活塞在高温时强度下降较小，制造成本低，但容易出现各种气孔、缩松等铸造缺陷。锻造铝活塞的强度比铸造活塞高，导热性也较好，适用于强化的发动机上，但制造成本高。液态模锻即是将定量的液体金属浇入金属模具里，用冲头加压，使液体金属以比压铸中低得多的速度充填型腔，并在压力的作用下结晶凝固，从而获得组织致密的无缩孔、缩松等缺陷的活塞。这种工艺兼有锻造和铸造的特点，能达到少切削甚至无切削、提高金属利用率、扩大合金使用范围、消除铸造缺陷和提高毛坯质量等目的[7]。活塞的基本构造可分为顶部、头部和裙部三部分。四、活塞顶部活塞顶部的形状主要取决于燃烧室的选择与设计，而燃烧室的选择取决于活塞直凹坑，其具体形状、位置和大小都必须于柴油机混合气的形成或燃烧要求相适应。1、本设计采用ω型的燃烧室。燃烧室的形状和尺寸：根据喉口侧面角β，可将ω型的燃烧室分成开口型(β>90°)，直口型(β=90°)及收口型(β<90°)三种，收口型dk较小（一般dk/D=0.5～0.65）本设计采用β=90°的直口型，因为喉口的热负荷很高，这样做是为了防止喉口开裂，便于制造。2014第第18页共32页一般dk

/D=0.5～0.65，取dk

/D=0.533，即dk

=40mm2、在ω型的燃烧室的底部设计一隆起的凸尖，这样是为了帮助形成涡流及使燃烧室与油束相配合。这里应特别注意的是油束和燃烧室的正确配合，油束射程不足或过大都会使混合不均匀，影响排烟极限。3、燃烧室、喷油器和气缸最好是同心布置，但由于本次设计的特殊情况，将燃烧室中心线向喷油器的一侧偏离。一般偏移量e/D<0.1,即e<10,取e=5mm。燃烧室的尺寸如图3.4所示。图3.4燃烧室的主要尺寸空气系数a时有较好的燃烧过程，从而获得较好的性能指标。与浅盆形燃烧室相比，深坑形燃烧室对燃油系统要求降低，由于利用进气涡流加强混合气形成，使空气利用率大大提高，一般a=1.3～1.5，并保持燃油消耗率低和启动容易的优点，所以在小型高速柴油机上获得广泛应用[3]。接触，可以减少散热损失。对于2得不将燃烧室、喷油器及气缸三者的中心线相互错开。图3.5活塞的结构图五、活塞头部1H活塞高度取决于下列因素;对柴油机高度尺寸的要求（与柴油机用途有关）n；燃烧室形状及尺寸；活塞裙部承压面积。应在保证结构布置合理和所需的承压面积条件下，尽量选择较小的活塞高度。目前发展趋势：不断缩短活塞高度，特别是高速柴油机。近十年来，由于成功地减活塞环数目，使活塞高度H缩短约10%。H1.2D1.28096mm2、压缩高度H1压缩高度H，决定活塞销的位置。H取决于第一道活塞环至顶面的距离h、环带高1 1度H及上裙高度H。在保证气环良好工作的条件下，宜缩短H，以力求降低整机的高5 4 1度尺寸。H10.7D0.78056mm3、顶岸高度h（即第一道活塞环槽到活塞顶的距离）（1）h使第一道活塞环约工作温度不超过允许极限（18℃～2200℃。h/D高速桨油机铝活塞20142014第第20页共32页0.14～0.20组合活塞0.07～0.20h0.18D0.188015mm4、活塞环的数目及排列活塞环数目一般为:高速机 气环2～3道，油环1～2道;中速机 气环3～4道，油环2道(少数用一道)(二道气环、一道油环)须从活塞及活塞环的结构上采取措施，以确保良好的密封性能和防窜油性能。本次设计选用两道气环，一道油环。5、环槽尺寸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，防止活塞环粘减小向上窜机油的可能性。环槽的轴向高度(名义尺寸)等于活寒环的轴向高度b。环槽底径D'取决于活塞环的背面间隙(即活塞环内圆面与环槽底之间的间隙)，背盈大小与活塞的热膨胀有关，并对环的背压有一定影响。D'可按下式估算气环槽D'=〔D－(2t﹢KD)+0.5〕油环槽D'=〔D－(2t﹢KD)+1.5〕式中D—活塞名义直径；t—活塞环的径向厚度；K—K=0.006K=0.0040.2～0.5mm。6、环岸高度(第一道气环下面的环岸)h1一般比其余环岸高度要大一些。必须保证环岸有足够的机械强度，并进行验算。环岸高度的范围铝活塞高速机 高速大功率 h1/D=0.04～0.06钢顶组合活塞 7、活塞顶厚度根据活塞顶部应力、刚度及散热要求来决定的，小型高速柴油机的铝活塞，如满足顶部有足够的传热截面，则顶部的机械强度一般也是足够的。热应力随活塞顶厚度增加而增大，活塞顶厚度(特别是钢顶)只要厚到能承受燃气压力即可。s的一般范围小型高速 h1/D=0.04～0.06hChHChHH高速大功率 h1/D=0.04～0.06hChHChHH六、活塞裙部

图3.6活塞的部分主要尺寸保证活塞得到良好的导向，具有足够的实际承压面积，能形成足够厚的润滑油膜，既不因间隙过大发生敲缸，引起噪音和加速损伤，也不因间隙过小而导致活塞拉伤。分析活塞在发动机中工作时裙部的变形情况。首先，活塞受到侧向力的作用。承受侧向力作用的裙部表面，一般只是在两个销孔之间的弧形表面。这样，裙部就有被压偏的倾向，使它在活塞销座方向上的尺寸增大；其次，由于加在活塞顶上的爆发压力和惯性力的联合作用，使活塞顶在活塞销座的跨度内发生弯曲变形，使整个活塞在销座方向所以热膨胀比较严重。三种情况共同作用的结果都使活塞在工作时沿销座方向涨大，使裙部截面的形状变成为“椭圆”形，使得在椭圆形长轴方向上的两个端面与气缸间的间隙消失，以致造成拉毛现象。在这些因素中，机械变形影响一般来说并不严重，主要还是受热膨胀产生变形的影响比较大。因此，为了避免拉毛现象，在活塞裙部与气缸之间必须预先流出较大的间隙。当然间隙也不能留得过大，否则又会产生敲缸现象。解决这个问题的比较合理的方法应该使尽量减少从活塞头部流向裙部的热量，使裙部的膨胀减低至最小；活塞裙部形状应与活塞的温度分布、裙部壁厚的大小等相适应。目前，为了使活塞具有最佳性能，多采用如下措施。1、将活塞直径制成上小下大的锥形、阶梯形或桶形。就整个活塞而言，在内燃机工作时活塞的温度沿轴线方向自上而下降低，其顶部温度高，壁厚，热膨胀量大；裙部相反。因此，将活塞顶部的直径设计得小一些，而由顶部向下直径逐渐增大，以保证活塞在气缸中工作时热膨胀后上下配合间隙均匀一致。2、将活塞裙部径向制成椭圆形。活塞裙部沿活塞销座方向壁厚较大，故热膨胀量较大。内燃机工作时，活塞裙部在热载荷和侧压力的共同作用下变成椭圆形，沿活塞销轴方向略有伸长，垂直销轴方向略有缩短。因此，为了防止因活塞变形而造成活塞卡死或缸壁拉伤，一般将活塞裙部预先加工成椭圆形，并是长轴与活塞销轴方向垂直。为了减少销座附近处的热变形量，有的活塞将销座附近的裙部外表面制成下陷0.5～1.0mm。裙部的纵向设计为桶形，同样是出于对活塞热变形的考虑[9]。为了改善铝合金活塞的耐磨性，通常对活塞裙部进行表面处理。柴油机铸铝活塞的裙部外表面磷化；对于锻铝活塞，在裙部的外表面上可涂以石墨。七、活塞销座活塞的销孔与活塞销组成一对摩擦副，它将活塞顶部气体作用力通过活塞销座传给活塞销，然后再传递到连杆和曲轴。因此，销座必须与活塞销有足够的强度、足够的承压面积和耐磨性。销座通常有肋片与活塞内壁相连，以提高其刚度。销座孔的中心线一般位于活塞中心线的平面内。但也有些活塞销孔中心线偏离活塞中心线平面，如本次设计的活塞。活塞销座轴线向在做功行程中受测向力的一面偏移了1mm，这是因为如果活塞销对中布置，则当活塞越过上止点时侧压力的作用方向改变，会使活塞敲击气缸壁发出噪声。如果把活塞销偏移布置，则可使活塞较平稳地从压向气两端的尖角负荷增大，引起这些部位的磨损或变形增大。这就要求活塞的间隙尽可能的小。活塞环一、活塞环的设计要求具有足够的强度。密封性能好。刮油能力强，除改进油环结构外，要求气环也能够其控制机油的作用。要耐磨，特别是提高抗熔着磨损（抗拉缸）的能力。磨合性能和抗结胶性能良好。降低环的高度，减少环数，尽量减少摩擦损失。合适的环槽侧隙，减小环对环槽的冲击。热稳定性好，即在高温时能保证环的弹力和形状。二、活塞环的种类及作用气缸后与气缸壁紧贴。按功用不同，活塞环分为气环（密封环）和油环（刮油环。曲轴箱，同时将活塞顶上的热量传给气缸壁，再由冷却液或空气带走。磨损和摩擦阻力，使机器可靠工作。此外油环还起到封气的辅助作用。三、活塞环的选择375的活塞环设计有两道气环和一道油环。第一道气环的工作条件最为恶劣，它的好坏对活塞组窜气、窜油将产生影响。因此选用抗拉缸及抗胶结性能好的桶面环内扭曲环。它可以满足密封性好、迅速磨合、刮油能力强的要求。第二道气环除考虑到密封外，还应具有一定的刮油能力。因此采用兼有气环密封和油环刮油双重作用的锥面内扭曲环。最后一道油环选用螺旋撑簧油环，在油环背面加有撑簧，不但提高了环的压力，而且环压均匀、弹性稳定，从而使油膜均匀磨损下降，机油耗下降。活塞销一、活塞销的尺寸与机构活塞销的结构为一圆柱体，中空形式，可减少往复惯性质量，有效利用材料。尺寸如下：外径： d0.36D0.348027mm内径： d0.55d0.552715mm0长度： l0.85D0.858068mm二、活塞销的材料活塞销的功用是连接活塞和连杆小头，将活塞承受的气体作用力传给连杆。活塞销在高温下承受很大的周期性冲击载荷，润滑条件很差（一般靠飞溅润滑），容易疲劳和磨损。因此，活塞销的材料应具有足够的刚度、强度、表面硬度和冲击韧性活塞销一般用低碳钢或低碳合金钢制造，先经表面渗碳处理以提高表面硬度而获得良好的耐磨性，并保证芯部有足够的韧性以抗冲击，然后再进行精磨和抛光。为了减轻质量，从而减小往复惯性力，活塞通常做成中空的圆柱体。活塞销的内孔形状有圆柱形、两段截锥形以及两段截锥与一段圆柱的组合形（如本次设计，图3.7）等。圆柱形内孔容易加工，但活塞销质量较大。两段截锥形内孔的活塞销质量较小，又接近于等强度梁的要求，但孔的加工较复杂。组合形内孔的结构介于两者之间。图3.7活塞销的结构图同时，在活塞两端还装有弹性卡环，以防止其轴向窜动，刮伤气缸壁。全浮式连接有利于将飞溅来的润滑油分布到摩擦表面上，以使活塞销各部分的磨损较为均匀，提高了活塞销的疲劳强度和使用寿命。2014第第26页共32页连杆强度校核连杆小头计算由于压配衬套和温度过盈而产生的温度过盈量tt=dt()B式中:d--小头内径 d=32毫米；t—连杆小头温升,取t=110°C --衬套锡青铜线膨胀系数 =1.8105(1/°C)B B--小头钢的线膨胀系数 =1105(1/°C)t=32 110(1.8105-1105)=0.02816毫米衬套与小头配合面上由总过盈量所产生的单位压力P= t （4-1）D2d2 D2d2

d2d12d2d2d[ E

E1 ]B式中:--衬套压配时的最大过盈量 =0.052毫D--小头外径 D=42毫米d--小头内径 d=32毫米d--衬套内径 d=27毫米1 1--泊桑系数45号钢取0.3E--连杆材料钢的抗拉弹性模数，E=2.2106公斤/厘米2E--锡青铜抗拉弹性模数， E=1.15106公斤/厘米2B B0.0520.02816P=332公斤/厘米24223220.3 3222720.332[422322 322272 ]2.2106P外表面应力

1.15106=Pa

2d2D2d2

=332

2322422322

=919bar内表面应力PD2d2=332i D2d2

422322=1250bar422322斯捷潘诺夫推荐[故本计算满足要求

]和[a

]为1000~1500bari连杆杆身的强度计算I取I-I断面为计算截面已知:H=28毫米，B=20毫米，h=16毫米，b=5毫米，F=2.8cm2。cp1、断面对其垂直于摆动平面轴线的惯性矩和应力：1I[BH3(Bt)h3]1x 121[2.02.83(2.00.5)1.63]123.05cm4P l2 cC P1662kgf/cm22 F I x经计算，Ix=3.05厘米4 σ2=1662bar。断面对其位于摆动平面内轴线的惯性矩和应力：1I[(Hh)B3ht3]1y 121[(2.81.6)2.031.60.53]120.81cm4P l'2cC P1746kgf/cm21 F 4J y经计算，Iy=0.8厘米4 σ1=1746bar式中C为系数，对于各种钢材C0.0002~0.0005在垂直于摆动平面内的应力幅和平均应力 2 a1 2

974kgf/cm2 2 m1 2

772kgf/cm2杆身中间截面在摆动平面内的应力幅和平均应力 1 a2 2

932kgf/cm2 1 m2 2

730kgf/cm2oa1=974bar,σa2=932barσm1=772bar,σ2、安全系数

2500n

974

=1.3x 0.33772aa1''