曲柄连杆机构设计课件

曲柄连杆机构设计曲柄连杆机构设计1目录一、曲轴飞轮组设计二、连杆组设计三、活塞组设计目录一、曲轴飞轮组设计2曲柄连杆机构CrankshaftandConnectingRod将活塞的直线往复运动变为曲轴的旋转运动，并输出动力。曲柄连杆机构将活塞的直线往复运动变为曲轴的旋转运动，并输出动3

连杆曲轴组件是内燃机主要的受力运动件，它们在缸内气压力的压缩及往复和旋转惯性力拉伸作用下应具有足够的强度，以防疲劳破坏，这是它们的设计焦点。连杆和曲轴的轴承应保持工作可靠而耐久，而这些轴承可以说是机械制造业中工作条件最严酷的轴承。

4工作条件：

高温（2500K以上）高压（5～9MPa）

高速(3000～6000r/min)(100～200冲程/秒)(线速度大)化学腐蚀(如气缸、气缸盖、活塞组等)

工作条件：5

曲柄连杆机构：高压、变速运动作用力（复杂）：气体作用力往复惯性与离心力摩擦力外界阻力

一、曲柄连杆机构的受力曲柄连杆机构：高压、变速运动一、曲柄连杆机构的受力6（1）气体作用力

Gasforce四个冲程：气体压力始终存在。进气、排气两冲程：气体压力较小，对机件影响不大。作功和压缩两冲程：气体作用力大（1）气体作用力Gasforce四个冲程：气体压力始终7作功冲程

(Powerstroke)：气体压力推动活塞向下运动的力。高压燃气直接作用在活塞顶部。

Fp

活塞

活塞销

Fp1、Fp2 Fp1

连杆

曲柄销

R、S。 R

曲柄方向

主轴颈与主轴承压紧

S

垂直方向(压紧力)转矩T

旋转

Fp2

侧压力

翻倒

机体下部应支承

作功冲程(Powerstroke)：8压缩冲程

(CompressionStroke)气体压力：阻碍活塞向上运动F’p

F’p1、F’p2 F’p1

R’，S’ R’

压紧力；S’

旋转阻力矩T’， F’p2

将活塞压向气缸的另一侧壁。压缩冲程(CompressionStroke)9（2）往复惯性力与离心力

Partsinertiaandcentrifugalforce往复运动的物体，当运动速度变化时，就要产生往复惯性力。

物体绕某一中心作旋转运动时，就会产生离心力。（2）往复惯性力与离心力10活塞和连杆小头往复直线运动，速度高、不断变化上止点

下止点，速度变化规律： 零

增大

最大(临近中间)

减小

零活塞向下运动:前半行程加速运动，惯性力向上，Fj；

后半行程减速运动，惯性力向下，F’j活塞向上运动: 前半行程惯性力向下后半行程惯性力向上活塞和连杆小头11往复惯性力与离心力

Partsinertiaandcentrifugalforce往复惯性力与离心力12往复惯性力

(Partsinertiaforce)活塞、活塞销和连杆小头

质量大、转速大

往复惯性力大

使曲柄连杆机构的各零件和所有轴颈承受周期性的附加载荷，加快轴承的磨损；

末被平衡的变化着的惯性力传到气缸体后，还会引起发动机的振动。往复惯性力(Partsinertiaforce)活塞13离心力

(Partscentrifugalforce)：

偏离轴线的曲柄、曲柄销和连杆大头

方向沿曲柄半径向外 大小

曲柄半径、旋转质量、转速。 半径长、质量大、转速高

离心力大。

垂直方向分力与往复惯性力方向一致，加剧了发动机的上、下振动。

水平方向分力使发动机产生水平方向振动。

离心力使连杆大头的轴瓦和曲柄销，曲轴主轴颈及其轴承受到又一附加载荷，增加它们的变形和磨损。离心力(Partscentrifugalforce)：14（3）摩擦力

(Friction)

摩擦力是任何一对互相压紧并作相对运动的零件表面之间必定存在的，其最大值决定于上述各种力对摩擦面形成的正压力和摩擦系数。（3）摩擦力(Friction)摩擦力是任何一对互相压紧15(4)受力与变形

(Forceanddistortion)压缩拉伸弯曲扭转(4)受力与变形(Forceanddistortio16第一节曲轴的工作情况、结构型式和材料选择1.、曲轴的工作情况、设计要求

曲轴是内燃机中价格最贵的重要零件。曲轴的成本大致占整机成本的

1/10

。

曲轴承受着不断周期性变化的缸内气体作用力、往复惯性力和旋转惯性力引起的周期性变化的弯曲和扭转负荷。

曲轴还可能承受扭转振动引起的附加扭转应力

。

曲轴最常见的损坏原因是弯曲疲劳。所以，保证曲轴有足够的疲劳强度是曲轴设计的首要问题。曲轴各轴颈的尺寸还应满足轴承承压能力和润滑条件的要求。另一方面，曲轴轴颈直径加大会使摩擦损失增加。

二、曲轴飞轮组设计

第一节曲轴的工作情况、结构型式和材料选择二、曲轴飞轮17曲轴破坏形式：弯曲疲劳裂纹----从轴颈根部表面的圆角处发展到曲柄上，基本上成45°折断曲轴；扭转疲劳破坏----通常是从机械加工不良的油孔边缘开始，约成45°剪断曲柄销。

弯曲疲劳断口弯曲疲劳断口18总结起来，曲轴的工作条件为：1）受周期变化的力、力矩共同作用，曲轴既受弯曲又受扭转，承受交变疲劳载荷，重点是弯曲载荷。曲轴的破坏80%是弯曲疲劳破坏。2）由于曲轴形状复杂，应力集中严重，特别是在曲柄与轴颈过渡的圆角部分。3）曲轴轴颈比压大，摩擦磨损严重。总结起来，曲轴的工作条件为：19设计曲轴时要求：

1）有足够的耐疲劳强度。

2）有足够的承压面积，轴颈表面要耐磨。

3）尽量减少应力集中。

4）刚度要好，变形小，否则使其他零件的工作条件恶化。设计曲轴时要求：

1）有足够的耐疲劳强度。

2）有足够的承压202、曲轴的材料曲轴材料要根据用途和强化程度正确选用。1）中碳钢。如选用45钢（碳的质量分数为0.42%~0.47%），绝大多数采用模锻制造。2）合金钢。在强化程度较高的发动机中采用，通常加入Cr、Ni、Mo、V、W等合金元素以提高曲轴的综合力学性能。3）球墨铸铁。球墨铸铁的力学性能和使用性能优于一般铸铁，在强度和刚度能够满足的条件下，使用球墨铸铁材料能够减少制造成本，而且由于材料本身的阻尼特性，还能够减小扭转振动的幅值。2、曲轴的材料211、曲轴的结构型式

曲轴从总体结构看可分为整体式和组合式两种。随着复杂结构铸造和锻造技术的进步，现代中、小功率高速内燃机几乎都用整体曲轴，因为它结构简单，加工容易。

第二节曲轴主要尺寸的确定和结构细节设计1、曲轴的结构型式第二节曲轴主要尺寸的确定和结构细节设计222、曲轴的长度曲轴的长度都是由总体布置来决定的，主要决定于：缸心矩L0、气缸直径D以及曲轴的支承形式。曲轴采用全支承时，曲轴的长度就要大一些。曲轴总长度定下来后，曲轴其他部位长度的确定就是如何合理分配的问题了。2、曲轴的长度23为了降低曲拐旋转惯性力引起的曲轴内弯矩和主轴承的附加动负荷

,曲轴大多带有平衡块(图11-22)。多缸内燃机的曲轴一般由多个相同的曲拐以及前端、后端构成。

一个曲拐的主要尺寸参数有：曲柄销直径

dcp

(D2)和长度

lcp(L2)；主轴颈直径dcj(D1)和长度

lcj(L1)；曲柄臂的厚度hcw和宽度

bcw；轴颈到曲柄臂的过渡圆角

R

(图11-22)。为了降低曲拐旋转惯性力引起的曲轴内弯矩和主轴承的附加动负荷243、曲柄销（连杆颈）直径

D2

和长度L2曲轴尺寸中最值得关注的是曲柄销（连杆颈）直径

D2

和曲柄臂厚

hcw。

曲柄销（连杆颈）直径

D2

增大使连杆轴承工作条件改善

,曲轴强度和刚度提高

,但同时使连杆尺寸增大

,曲轴旋转质量增大

,平衡块加大；

使曲轴扭振频率下降

,所以要特别慎重地选择。3、曲柄销（连杆颈）直径D2和长度L225当前的设计趋势是：增加D2，减小L2。这样设计的优点是：1）L2一定时，D2增加，比压下降，耐磨性提高。2）D2增加时，弯曲刚度增加，扭转刚度增加。3）L2下降时，纵向尺寸下降，曲轴刚度提高。从润滑理论来讲，希望L2/D2≈0.4。因为L2/D2过小，润滑油很容易从滑动轴承两端泄掉，油膜压力建立不起来，轴承的承载能力下降。如果L2/D2过大，润滑油流动不畅，导致油温升高，润滑油粘度下降和承载能力下降。而且L2过大时曲轴变形大，容易形成棱缘负荷。当前的设计趋势是：增加D2，减小L2。26提高D2受到两个限制：1）D2增加导致离心力增加，转动惯量增加。2）受到连杆大头及剖分面形式的影响，一般D2/D的取值为

承压面积（cm2）A2=0.01D2L2，一般与活塞顶投影面积A的比值为A2/A=0.2~0.5，对于汽油机取值偏下。提高D2受到两个限制：承压面积（cm2）A2=0.01D2L274、主轴颈直径D1和长度L1

从曲轴全长等刚度出发，应该设计成D1=D2；

从曲轴等强度出发，D1＜D2。但是实际结构中，主轴颈D1都大于连杆轴颈D2。这样做的原因是：1）D1增加，可以提高曲轴刚度，增加了曲柄刚度，不增加离心力。2）D1增加，可增加扭转刚度，固有频率ωe增加，转动惯量I增加不多。但是，D1增加，主轴承圆周速度增加，摩擦损失增加，油温提高。一般D1/D2≈1.05~1.25，L1＜L2，L1/D1≥0.3。多缸发动机的曲柄销长度是相等的，但是主轴颈的长度则不一定相等。负荷较大的主轴颈应该长一些，安装止推轴承的主轴承也要长一些。4、主轴颈直径D1和长度L1285、轴颈到曲柄臂的过渡圆角半径

R

R对曲轴弯曲和扭转的应力集中有很大影响，是决定曲轴弯曲疲劳强度的主要参数。增大

R对提高曲轴疲劳强度非常有效。但增大

R意味着缩小轴承承压长度

,所以这里又存在一个强度与耐磨性之间的矛盾

,要合理折中。过渡圆角半径不仅要足够大,而且要仔细加工

,形状必须圆滑

,表面必须光洁。圆角加工后再进行滚压

,不但可以减小表面粗糙度值

,而且在表层造成残余压缩应力

,因而可提高弯曲疲劳强度

30~60%。R=(0.05～0.10)dR>2mm5、轴颈到曲柄臂的过渡圆角半径RR=(0.05～0.296、曲柄在确定曲柄的尺寸时，应该考虑到曲柄往往是整体式曲柄中的最薄弱环节。疲劳裂纹往往起源于高度应力集中的过渡圆角处。曲柄在曲拐平面内的抗弯能力以其矩形断面的抗弯断面模数Wσ来衡量：（5-2）增加曲柄的厚度h要比增加曲柄的宽度b要好的多。6、曲柄307、平衡重设计平衡重时：①应尽可能使平衡重的重心远离曲轴旋转中心。即用较轻的重量达到较好的效果。②平衡重的径向尺寸和厚度应以不碰活塞裙底和连杆大头能通过为限度。燕尾槽结构：螺钉不承受平衡重的离心力，仅起拉紧作用。纵向切槽：为了增加弹性，槽下方的小圆孔则是为了减小应力集中和退力。为了消除螺钉可能承受剪切力，要设计定位凸台或定位齿。

7、平衡重318、油孔的位置和尺寸将润滑油输送到曲轴油道中去的供油方法有两种：①集中供油②分路供油①润滑油一般从机体上的主轴油道通过主轴承的上轴瓦引入。因为上轴瓦仅承受惯性力的作用，比下轴瓦受力要低一些。②从主轴颈向曲柄销供油一般采用斜油道。直的斜油道结构最简单，但有两个主要缺点：一是油道位于曲拐平面内，油道出口处应力集中现象严重。二是斜油道相对轴承摩擦面是倾斜的，润滑油中的杂质受离心力的作用总是冲向轴承的一边。8、油孔的位置和尺寸32油孔的布置应该由曲轴强度、轴承负荷分布和加工工艺综合确定：1）设在低负荷区，保证润滑油出口阻力小，供油充分。2）从强度来讲，应该在曲拐平面运转前方

=45°~90°处，即弯曲的中性面上，使得加工方便，曲轴切应力最小。油孔的布置应该由曲轴强度、轴承负荷分布和加工工艺综合确定：339、曲轴两端的结构曲轴上带动辅助系统的驱动齿轮和皮带轮一般装在曲轴的前端，当曲轴因受离合器的作用力、斜齿的轴向力和热膨胀而产生轴向位移时，将影响配气和供油定时。多缸发动机由于曲轴较长，往往把传动齿轮装在曲轴后端。曲轴后端设有法兰或加粗的轴颈，飞轮与后端用螺栓和定位销连接。定位销用来保证重装飞轮时保持飞轮与曲轴的装配位置。故定位销的布置是不对称的或只有一个。9、曲轴两端的结构3410、曲轴的止推曲轴由于受热膨胀而伸长或受斜齿轮及离合器等的轴向力会产生轴向移动，为防止曲轴的轴向位移，在曲轴与机体之间设置止推轴承。止推轴承只能设置一个，以使曲轴相对于机体能自由地沿轴向作热膨胀。从减小轴向移动对配气定时和供油定时的影响出发，希望把止推轴承设在前端。止推轴承设置在后端则可以避免曲轴各曲拐承受功率消耗者的轴向推力的作用。从降低曲轴和机体加工尺寸链精度要求出发，也可设在曲轴中央。10、曲轴的止推3511、曲轴的油封装置发动机工作时，为了防止曲轴前后端沿着轴向漏油，曲轴应有油封装置。在高速内燃机上采用的油封结构都是组合式的，常用的有：1）甩油盘和反油螺纹；2）甩油盘和填料（石棉绳）油封；3）甩油盘和橡胶骨架式油封；11、曲轴的油封装置36曲柄销直径D2和长度L2；主轴颈直径D1和长度

L1；曲柄臂的厚度h和宽度

b；轴颈到曲柄臂的过渡圆角

RL2/D2≈0.4D1/D2≈1.05~1.25，L1＜L2，L1/D1≥0.3R=(0.05～0.10)dR>2mm曲柄销直径D2和长度L2；L2/D2≈0.4D1/D2≈371、结构措施在载荷不变的情况下，要降低最大弯曲应力值，提高曲轴的弯曲强度就应设法:①降低轴的应力集中效应；②适当减小单拐中间部分的弯曲刚度；使应力分布较为均匀，即用结构措施使形状弯曲部分的应力集中最大限度地下降。

第三节提高曲轴强度的结构措施和工艺措施1、结构措施第三节提高曲轴强度的结构措施和工艺措施38（一）加大轴颈重叠度A采用短行程是增加重叠度的有效方法，它比通过加大主轴颈来增加重叠度的作用大。为了使重叠度A成为无量纲参数，以便对不同发动机进行比较，引用轴颈重叠系数φ

：图5-30表示轴颈重叠度系数φ随S/D而变化的趋势。（一）加大轴颈重叠度A39（二）加大轴颈附近的过渡圆角过渡圆角的尺寸、形状、材料组织、表面加工质量和表面粗糙度等对曲轴应力的影响十分明显。为了减小圆角部位的应力集中效应，必须增大圆角半径。但随着圆角半径的增大，轴颈有效承压长度缩短。为解决这一矛盾，设计了变曲率过渡曲线（例如用1/4椭圆狐）的方法或者用几段相互相切的圆弧近似代替，如图6-7所示。但是这种过渡曲线要求对精磨圆角的砂轮进行专门的修整，工艺复杂。如果砂轮修整得不准，可能会弄巧成拙，所以应用得不广。（二）加大轴颈附近的过渡圆角40（三）采用空心曲轴若以提高曲轴抗弯强度（降低曲柄圆角最大弯曲应力）为主要目标，采用主轴颈为空心的半空心结构就行了。若同时要减轻曲轴的重量和减小曲柄销的离心力，从而降低主轴承负荷，则宜采用全空心结构（图6-8），且将曲柄销内孔向外侧偏离。

（三）采用空心曲轴41（四）开卸载槽所谓卸载槽，就是在曲柄销下方或主轴颈上方曲柄内挖一凹槽（图6-10）。一般称前者为曲柄销卸载槽，后者为主轴颈卸载槽。适当地选择槽的形状、边距、槽深、圆角以及张角，在相同的载荷条件下，可使曲柄销圆角最大应力值有所降低。因为卸载槽挖去的金属比空心结构相对较少，对曲柄的弯曲刚度影响不大，对其应力状态几乎没有影响。（四）开卸载槽42（五）沉割圆角为了能增加圆角半径R的同时保证轴颈的有效承压长度，可采用曲轴沉割圆角（图6-9）。图6-9a所示为把过渡圆弧移到曲柄里，形成的组合内凹圆角，这时最大应力点移向曲柄内侧，因此要注意内凹圆角不能太深，否则会过多地削弱曲柄的强度反而使曲轴强度降低。（五）沉割圆角432、工艺措施工艺措施就是采用局部强化的方法来充分发挥材料强度的潜力2、工艺措施44（一）圆角滚压强化曲轴圆角滚压强化是近年来应用越来越广的圆角强化方法。圆角滚压强化的原理：表面产生剩余压应力，抵消部分工作拉伸应力，提高曲轴的疲劳强度。钢轴的疲劳强度可提高30%，球墨铸铁轴的疲劳强度可提高30%～60%。曲轴圆角滚压强化（图6-11）之后，还可以降低圆角的表面粗糙度值，消除显微表面裂纹和针孔、气孔等表面缺陷。（一）圆角滚压强化45（二）轴颈和圆角表面同时进行淬火强化

一般都用高周波电流感应加热的方法进行表面淬火。一般锻钢曲轴感应淬火的效果比球铁好。但曲轴圆角淬火容易引起曲轴变形。所以粗磨后进行感应淬火，用精磨来消除变形。（二）轴颈和圆角表面同时进行淬火强化46（三）喷丸强化处理它与滚压强化方法一样，亦属于利用冷作变形，在金属表面上留下压应力，而且使表层硬度提高，从而提高曲轴疲劳强度的方法。喷丸比滚压优越的地方是使曲轴整个表面都能得到强化，甚至包括未加工的高应力区，同时适于大批生产。（三）喷丸强化处理47（四）氮化处理氮化处理是指利用辉光离子氮化或气体软氮化方法，使氮气渗入曲轴表面，由于氮的扩散作用，使金属体积增大，因而产生挤压应力。氮化处理是一种化学热处理化金属表面的方法。氮化处理后，由于氮的扩散作用，在曲轴表面形成一层由氮化铁及碳化铁组成的化合层，它有极高的耐磨性，并且抗咬合、耐腐蚀。化合成层内部为氮的扩散层（总渗氮层深0.2～0.3mm），由于氮不断向内部扩散，使金属体积增大。曲轴经氮化处理后其疲劳强度可提高30%。

（四）氮化处理48

第四节飞轮的设计1、飞轮的作用任何往复式内燃机，其输出扭矩即使在稳定工况下也是不断周期性变化的。通常用扭矩不均匀系数μ来判断发动机合成（指示）扭矩的均匀程度。发动机所带动的从动装置的有效阻力矩一般是定值（它与发动机的平均扭矩相平衡）。因此，当曲拐在某一位置时，发动机的输出扭矩有可能大于或小于由其所带动的阻力矩。根据动力学基本定律，扭矩M的变化与曲轴速度ω的波动有如下的关系：（5-41）由上式可见，当发动机的输出扭矩大于有效阻力矩时，曲轴就加速，反之则减速，造成曲轴转速的波动。第四节飞轮的设计49曲柄连杆机构设计ppt课件502、飞轮转动惯量的确定

2、飞轮转动惯量的确定51曲柄连杆机构设计ppt课件523、飞轮的设计要点一般飞轮的外径D2和内径D1根据结构布置决定，而飞轮的结构必须考虑输出装置的需要，所需要飞轮矩的大小用改变断面厚度b来调整。在汽车拖拉机等运输式发动机中，飞轮实际上就是摩擦片式离合器的主动盘，所以其外径和内径尺寸必须与摩擦片尺寸协调。飞轮的外径D2是它最重要的尺寸。在选择D2时首先应该考虑到D2越大，在同样的惯量下飞轮可以越轻。但是另一方面D2的加大又受到一系列因素的限制。飞轮加大可能使汽车或拖拉机的离地间隙过小，影响车辆的通过性。此外，飞轮上都压有起动齿圈，所以最后确定D2时必须考虑起动电机的布置以及起动齿轮与齿圈的啮合。高速内燃机D2=（3～4）D（D—缸径）。

高速柴油机D2=（400～600）mm。3、飞轮的设计要点53

内燃机的连杆组包括连杆体、连杆盖、连杆轴瓦和连杆螺栓。连杆体又常分为连杆小头、杆身和大头三部分。连杆组的作用：是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞组上的力传给曲轴。三、连杆组设计

内燃机的连杆组包括连杆体、连杆盖、连杆轴瓦和54

第一节连杆的设计

1、连杆的工作情况、设计要求和材料

（一）工作情况

连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起作往复运动；连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起作旋转运动。

第一节连杆的设计

1、连杆的工作情况、设计要求和材料55最大拉伸载荷出现在进气冲程开始的上止点附近，其数值为活塞组和计算断面以上部分连杆质量的往复惯性力。

(6-1)式中G′、G1′——分别为活塞组和计算端面以上那部分连杆往复运动重量。②最大压缩载荷出现在膨胀冲程开始的上止点附近，其数值是爆发压力产生的推力减去前述的惯性力。（6-2）式中Pz——作用在活塞上的气压力。最大拉伸载荷出现在进气冲程开始的上止点附近，其数值为活塞组和56③由于连杆摆动的角加速度和转动惯量而产生的惯性力矩，也使连杆承受附加弯矩。③由于连杆摆动的角加速度和转动惯量而产生的惯性力矩，也使连杆57（二）设计要求

连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷。

首先保证连杆具有足够的疲劳强度和结构刚度。

连杆大头的变形使连杆螺栓承受附加弯曲;

大头孔的失圆使连杆轴承的润滑受到影响。

对强化程度不高的发动机来说，刚度比强度更重要。

在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。

1.选用高强度的材料

2.合理的结构形状和尺寸

3.采用提高强度的工艺措施

（二）设计要求

连杆主要承受气体压力和往复惯性58（三）材料的选择

连杆材料的选择就是要保证在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度。所以一般有如下材料可供选择：

（1）中碳钢（45钢，40钢）、中碳合金钢（40Cr，40MnB，40MnVB）锻造后进行调质，机械加工后探伤。现在连杆辐锻工艺已经很成熟，不需要大的锻压设备，制造成本更低。

（2）球墨铸铁其硬度在210～250HBW之间，具有300～500N/mm2的抗弯强度，与中碳钢差不多。

（3）铸铝合金它主要用于小型发动机。

（三）材料的选择

连杆材料的选择就是要保证在结构轻巧的59（四）连杆的设计要点连杆的结构型式如图11-21所示。其基本尺寸有：连杆长度

l小头和大头孔直径

d1、d2

小头和大头孔宽度

B1、B3,杆身工字形断面尺寸

Hg

和

Bg

由于连杆小头孔通过小头衬套与活塞销相配

,而连杆大头孔通过连杆轴瓦与曲轴相配

,因而

d1、

d2、

B1、

B2等尺寸(图11-21a)基本上决定于活塞销和曲轴的设计。（四）连杆的设计要点602、连杆长度的确定

连杆长度----连杆大、小头孔间的距离。

通常是用连杆比λ=r/l来说明，λ值越大，连杆越短，则发动机总高度(立式发动机）或总宽度(卧式发动机）越小。

为使发动机紧凑轻巧，现代高速发动机设计中的总趋势是尽量缩短连杆长度。

目前λ值已大到1/3.2，常用范围为1/4

～

1/3.2。连杆长度必须根据发动机的总体布置才能最后确定。

①过短的连杆在运动过程中有可能与气缸套的下端相碰。

②在S/D比值很小的短行程发动机中，要求有很大的平衡块得以保证运转平稳，连杆过短容易引起活塞裙部与曲轴平衡块相碰。

连杆缩短会引起活塞侧压力加大，可能增加活塞与气缸的摩擦和磨损。

对于四冲程高速内燃机来说，最合理的连杆长度应该是保证连杆及相关机件在运动时不与其他机件相碰情况下的最短长度。2、连杆长度的确定

连杆长度----连杆大、小头孔间的距离。61连杆长度

l是内燃机最重要的尺寸参数之一

,它影响内燃机的总体设计。连杆长度当然是越短越好

,连杆缩短不仅缩小了内燃机的总高度

,而且增强了连杆的结构刚度。不过,l减小使曲柄连杆比

λ

增大

,使二阶惯性力增大

,同时由于连杆最大摆角βmax

增大

,

使活塞侧向力增大。短连杆内燃机的主要问题是曲轴平衡块可能与活塞裙在下止点附近相碰。在相关零件表面均经机加工的条件下

,运动件之间最小间隙不得小于

1-2mm

。连杆长度l是内燃机最重要的尺寸参数之一,它影响内燃机623、连杆小头的结构设计

（一）连杆小头的结构设计

连杆小头一般采用薄壁圆环形结构。

结构简单轻巧、制造方便、工作时应力分布均匀、材料利用率高。3、连杆小头的结构设计

（一）连杆小头的结构设计

连杆小头63设计连杆的主要任务是确定其结构尺寸：小头轴承孔直径d1和宽度B1、外形尺寸D1、衬套直径d和润滑方式。

承压面比压：

（6-3）

设计连杆的主要任务是确定其结构尺寸：小头轴承孔直径d1和宽度64连杆小头到杆身过渡处的形状及尺寸对小头强度、刚度影响也很大（如图6-6）连杆小头到杆身过渡处的形状及尺寸对小头强度、刚度影响也很大（65为改善磨损，小头孔中以一定过盈量压入耐磨衬套。

铜基粉末冶金由于有较低的硬度和摩擦系数，因而具有较好的磨合性、抗咬合性和较高的导热性。加上它的耐腐蚀性好，对磨粒不甚敏感。

粉末冶金在压碎强度方面还需要进一步提高，以过盈压入小头孔后甚内孔的尺寸变化还要进一步研究，以避免装配后的机械加工，否则会破坏其表面的存油孔隙。

小头衬套外径与连杆小头孔的配合：

过盈太大会使材料屈服而松弛；

太小则会造成压配松动，使衬套与小头孔可能会相对转动。

泵吸作用可以促成油膜恢复，故在连杆小头和衬套上应设有油孔或油槽。

为改善磨损，小头孔中以一定过盈量压入耐磨衬套。

66连杆小头孔要有足够的壁厚外

,还要特别注意小头到杆身过渡的圆滑性

,尽量减小这里的应力集中。连杆小头孔中压入由锡青铜板材卷制的衬套

,其厚度为：

0.5-1.5mm(汽油机) 1.5-3mm(柴油机)

。连杆小头孔要有足够的壁厚外,还要特别注意小头到杆身过渡的674、连杆杆身的结构设计

为了在较小重量下得到较大的刚度，高速内燃机的连杆杆身断面都是“工”字形的，而且其长轴应在连杆摆动平面内。

在垂直摆动平面的方向，其上、下两头的连接则相当于两端固定的压杆。

为使连杆从小头到大头传力比较均匀，一般把杆身断面从小头到大头逐渐加大。4、连杆杆身的结构设计

为了在较小重量下得到较大68连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑

,多用工字形断面。中央断面的工字形高度

Hg与宽度

Bg之比多为

1.4-1.8,而

Hg/D=0.2～0.3（汽油机），0.3～

0.4（柴油机）。现代汽油机连杆杆身平均断面积等于活塞面积的

2～3.5%柴油机为

3

～5%。连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑,多用工字形断面。695、连杆大头的结构设计

连杆大头连接连杆和曲轴,要求有足够的强度和刚度,否则将影响薄壁轴瓦、连杆螺栓等。为了便于维修，高速内燃机的连杆必须能从缸中取出，故要求：

①大头在摆动平面内的总宽必须小于气缸直径

②大头的外形尺寸又决定了曲轴位置和曲轴箱形状

③大头的重量产生的离心力会使连杆轴承、主轴承负荷增大，磨损加剧

因此，在设计连杆大头时，应在保证强度、刚度条件下，尺寸尽量小，重量尽量轻。

5、连杆大头的结构设计

连杆大头连接连杆和曲轴,要701.大头的结构型式与主要尺寸

平切口连杆——连杆大头与连杆盖的分开面大多垂直连杆轴线。（图6-13）

为了减少应力集中，连杆大头各处形状都应圆滑，特别是螺栓头支承面到杆身或大头盖的过渡必须避免尖角（图6-13a)，尽可能用大的圆角（图6-13b)。也可以用大半径沉割消除严重的应力集中（图6-13c)。1.大头的结构型式与主要尺寸

平切口连杆——连杆大头与连杆盖71连杆大头剖分式结构平切口连杆(图11-21a)

连杆体与连杆盖的剖分面垂直连杆轴线

,结构简单、对称。不过

,从内燃机装拆

要求连杆大头在拆卸连杆盖后应能通过气缸孔

,即

Bo<D(最小空隙应为

0.5mm左右

)。

当曲柄销的直径大于

0.65D时

,具有足够强度的平切口连杆大头一般就不能满足上述要求。斜切口连杆（图11-21b-d)大头结构不对称

,两叉一长一短

,较长的一叉刚度不足。同时

,斜切口连杆承受惯性力拉伸时,沿连杆体与连杆盖的接合面方向作用着很大的横向力(图11-21b),故要求采用强有力的定位元件才能保证工作可靠

,可以用止口定位（图11-21b）、销套定位（图11-21c）或多齿定位（图11-21d）,但都使结构复杂化。现代高速内燃机的发展趋势是尽量采用平切口连杆。连杆大头剖分式结构72

斜切口连杆螺栓上精密加工的定位环带就是连杆体与连杆盖之间的对中定位元件。连杆螺栓承受剪切力，为此，必须采用其它能承受较大剪切力的定位元件，才能保证工作可靠。常用的定位方式有：

（1）止口定位（图6-15a）

优点：工艺简单，成本低。

缺点：不能防止大头盖止口向外变形，

连杆体止口向内变形，这种盖与体都是

单向定位，定位不可靠。

止口易变形；

止口因加工误差或装拆变形对大头孔影

响较大；

大头横向尺寸较大，不紧凑。

95系列柴油机连杆采用这种定位方式。斜切口连杆螺栓上精密加工的定位环带就是连杆体73

（2）销套定位（图6-15b)

连杆体与连杆盖上的定位孔要分别加工，且加工要求高，工艺复杂；

孔距不准时易因过定位使大头孔严重失圆；

大头横向尺寸大。故近来较少应用。

135系列柴油机连杆即采用此结构。

（2）销套定位（图6-15b)

连杆体与74（3）锯齿定位（图6-15c)

这是目前国内外广泛应用的一种结构。

优点：其定位可靠，尺寸紧凑

缺点：齿槽加工精度要求高，否则中间会有锯齿脱空，大大影响结合刚度，引起大头孔失圆。

齿节公差应限制在0.05mm，最好在0.01mm以内。

齿形角一般为60°～90°，对于D＜250mm的柴油机，齿距在3～6mm范围内。

这种齿槽用拉削加工比较理想，用铣削加工精度较差。锯齿定位时，接合面上不能加垫片调整轴承间隙，不便维修。

105型、180型柴油机均采用这种连杆。（3）锯齿定位（图6-15c)

这是目前国内外广泛应用的一75

（4）舌槽（矩形单齿）定位（图6-15d)

连杆体和盖上均有一舌一槽，它们是由同一把拉刀（带一舌一槽）加工成，所以体与盖上舌槽间的距离精度较高，定位可靠，尺寸紧凑。

缺点：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。

舌槽部位要注意减少应力集中。

这种定位方式常用于车用柴油机上。

85系列柴油机用此结构。

（4）舌槽（矩形单齿）定位（图6-15d)

连杆体和盖上76

第二节连杆螺栓的设计

连杆螺栓的布置位置非常有限，其尺寸不能太大，而所受载荷又很大，所以要尽可能提高其结构强度和抗疲劳能力。这可通过：

适当选用材料

合理设计结构形状

采取相应工艺措施等来实现。

第二节连杆螺栓的设计

连杆螺栓的布置771、受力情况

四冲程发动机工作时，连杆螺栓承受的最大拉伸载荷按照式（7-7）计算，假定连杆用个螺栓，则每个螺栓所受的工作载荷为

（7-7）

式中，为活塞组质量；为连杆组往复部分质量；为连杆组旋转质量；为大头盖质量

对斜切口连杆来说，连杆螺栓所承受的拉伸载荷相应减少为

（7-8）

1、受力情况

四冲程发动机工作时，连杆螺栓承受的最大拉782、连杆螺栓、连接件的载荷-变形关系

要正确地选择F0，必须进一步分析内燃机螺栓和大头的载荷与变形的情况。为了简化问题，暂不考虑轴瓦的影响。

设螺栓抗拉刚度为C1，大头抗压刚度为C2，

在预紧力F0作用下，螺栓拉伸变形为λ01，大头相应压缩变形为λ02。

图7-9所示为它们各自的载荷-变形关系。

2、连杆螺栓、连接件的载荷-变形关系

要正确地选择F791）如图7-9所示，预紧力F0作用后，连杆螺栓的变形为λ01，连杆大头的变形为λ02，则刚度分别为

2）在工作载荷作用下，螺栓被进一步拉长Δλ，而大头的弹性压缩变形则减少Δλ，于是原来螺栓与大头之间的互为反作用的预紧力F0就被部分卸载，变为残余预紧力。因此螺栓所受载荷为

（7-9）

式中，为动载部分，决定应力幅值的大小，为基本动载系数，。1）如图7-9所示，预紧力F0作用后，连杆螺栓的变形为λ0180曲柄连杆机构设计ppt课件81

预紧力Fo既是螺栓承受的拉伸力，也是连杆与大头盖的压缩力，二者互为反作用。

把这两个负荷一变形图合并就成为图6-27a，

B点----表示连杆螺栓连接部件的预紧状态。

工作时螺栓承受的最大载荷:仅为工作载荷和残余预紧力之和，

或者说是预紧力F0与部分工作载荷

之和，

而不是预紧力F0与工作载荷的直接叠加。

C点----螺栓最大载荷工作点

D点----大头最小载荷工作点。

预紧力Fo既是螺栓承受的拉伸力，也是连杆与大头盖的压缩力，82

所以（7-10）

从上式可以看出，螺栓抗拉刚度C1增

加，基本动载系数增加，即动载荷变大，

疲劳应力变大。

在实践中，提高连接件的柔度和被连接件的刚度。

这从图7-10中也可以明显看出来。

所以83据统计资料，有

一般

式中,F2为压紧轴瓦的预紧力。

据统计资料，有

一般

式中,F2为压紧轴瓦的预843）考虑超速、拉缸、轴瓦过盈量的影响因素。由于连杆螺栓的预紧力F0对其工作可靠性有很大影响，必须在装配时对F0值严加控制。目前在生产中都是通过用扭力扳手控制预紧力矩M（N.m）来间接控制F0的，而这两者之间的关系与螺纹中以及螺母（或螺钉头）端面与支承面之间的摩擦有很大关系。

（7-11）

式中，为连杆螺栓螺纹外径（mm）；为螺距（mm）；为摩擦因数；为螺母或螺钉头支承环面平均半径。

在一般情况下，，则得

（7-12）

3）考虑超速、拉缸、轴瓦过盈量的影响因素。由于连杆螺栓的预紧853、设计要求

根据以上的分析，连杆螺栓在设计时应：

首先满足有足够的抗拉强度，在预紧力和工作载荷下不产生塑性变形

要有足够的耐疲劳载荷能力，没有应力集中

采用细牙螺纹，螺栓刚度要小于被联接件刚度。

3、设计要求

根据以上的分86

第三节提高螺栓强度的措施

连杆螺栓工作时受到交变载荷的作用，处于疲劳应力状态，它的尺寸受到空间限制，又存在严重的应力集中，它的破坏又会引起整机重大事故。因此，连杆螺栓设计和加工时就要对一些细节倍加注意，要从这些细节考虑提高连杆螺栓的疲劳强度。通常有以下措施：

1）降低螺杆刚度C1，主要是通过光杆直径进行调整，一般=（0.8～0.85）。

2）提高被联接件的刚度C2。

3）增加过渡圆角半径，降低应力集中。

4）采用细牙滚压螺纹。

5）严格控制螺栓和被联接件的形位公差，减少附加弯矩。

第三节提高螺栓强度的措施

连杆螺栓工作时受到交变87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。活塞组零件工作情况的共同特点：工作温度很高在很高的机械负荷下高速滑动润滑不良。这决定了它们遭受强烈的磨损，并且可能产生滑动表面的拉毛、烧伤等故障。四、活塞组设计

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88（2）活塞头部

(PistonHead)

指活塞环槽以上的部分。它有数道环槽，用以安装活塞环，起密封作用。（2）活塞头部(PistonHead)指活塞环槽以上89（2）活塞头部

(PistonHead)

头部工作条件最恶劣，应离顶部远些。1、安装活塞环、与活塞环一起密封气缸、2、防止可燃混合气漏到曲轴箱内，3、将顶部吸收的热量通过活塞环传给气缸壁。（2）活塞头部(PistonHead)头部工作条件最90（3）活塞裙部

(PistonSkirt)

位置：从油环槽下端面起至活塞最下端的部分，包括销座孔。作用：对活塞在气缸内的往复运动起导向作用，并承受侧压力，防治破坏油膜。裙部燃烧压力大大高于压缩压力，作功行程中的侧压力也大大高于压缩行程中的侧压力。活塞裙部承受侧压力的两个侧面称为推力面，它们处于与活塞销轴线相垂直的方向上。（3）活塞裙部(PistonSkirt)位91曲柄连杆机构设计ppt课件921.活塞的热负荷-高温

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2000～2500℃.因而活塞顶的温度也很高，图8-2表示一组实验结果。

活塞不仅温度高，而且温度分布很不均匀，

各点间有很大的温度梯度，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

生的开裂起了重要作用。

第一节活塞设计

一、活塞的工作条件

1.活塞的热负荷-高温

活塞在气93柴油机的活塞热负荷尤为严重。

喷射式柴油机活塞顶上都有相当深的凹坑，活塞实际受热面积大大增加，其热负荷更加严重。

因此，设计活塞时要求选用导热性好的材料，并且在300～400℃时仍有足够的机械性能，在结构上尽量减小活塞顶的吸热量，而已吸收的热量则应能很好地散走；适当加大传热断面，使活塞顶和环区的最高温度限制在一定范围内，减小温度梯度。柴油机的活塞热负荷尤为严重。

942.活塞的机械负荷---高压

1）活塞组在工作中受周期性变化的气压力直接作用，一般在膨胀冲程上止点附近达到最大值Pz

（8-1）

式中Fp——活塞投影面积（cm2)

D——气缸直径（mm)

pz——气缸内工质的最高燃烧压力（bar），可由实测发动机示功图得出。一般汽油机pz为30～50bar；柴油机为60～90bar；增压柴油机为80～120bar。2.活塞的机械负荷---高压

1）活塞组在工作中受周期性变95

2）活塞组在气缸里作高速往复运动，产生极大的往复惯性力，其最大值

（8-2）

式中G′——活塞组的重量（N）

目前，发动机向高速发展，活塞组的最大惯性力一般已达活塞本身重量的1000～2000倍（汽油机）和300～600倍（柴油机）。周期性变化的惯性力引起发动机的振动，并使连杆组、曲轴组零件，特别是轴承负荷加重，导致发动机耐久性下降。

由于连杆的摆动，作用在活塞式的力传给连杆时，活塞还受一个交变的侧压力PN，使活塞不断撞击缸套，往往导致裙部变形，缸套振动。

为适应机械负荷，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。此外希望采用强度好，比重小的材料。

2）活塞组在气缸里作高速往复运动，产生极大的往复惯性力，963.活塞高速滑动，润滑不良

活塞在侧压力作用下，在气缸内高速滑动（活塞平均速度已高达12m/s），而缸壁一般均靠飞溅润滑，因此润滑条件差，摩擦损失大（活塞组的摩擦损失约占发动机全部摩擦损失的40%），磨损严重，易使活塞和活塞环磨损失效。

活塞组与缸套的磨损除了与侧压力的大小和平均速度有关，还与摩擦面间的润滑情况和摩擦副材料匹配有关。因此，设计活塞时，要正确选择活塞和活塞环的材料，使它们有足够的减摩性；选择合理的活塞环断面和活塞裙部型线及必要的工艺措施。使活塞环、活塞裙部与缸套间保持良好的油膜，减少摩擦损失及磨损，改善活塞对缸套的撞击，使发动机运转平衡。

由于活塞在不同工况下具有非常不同的温度，所以在不同工况下始终保持最佳的配合间隙成为十分复杂的问题。如果冷态下间隙合适，在热态下由于活塞温度大小超过气缸温度，很可能使间隙过小而拉缸或咬死；反之则冷态下可能间隙太大，发生敲击，使裙部变形，缸套振动，引起穴蚀。因此，一般希望活塞材料的热膨胀系数要小，防止过大的热变形。3.活塞高速滑动，润滑不良

活塞在侧压力作974.交变的侧压力

由于活塞上下行程时活塞要改变压力面因此侧向力是不断变化方向的，这就造成了活塞在工作时承受交变的侧向载荷，因此产生如下的工作后果：

1）造成侧向拍击，引起机体振动，产生机体表面辐射噪声。

2）由于润滑不良使摩擦磨损较大。

3）使裙部产生变形，垂直销轴方向压扁，销轴方向变长。

4）缸套表面产生振动，容易引起缸套穴蚀。

4.交变的侧压力

由于活塞上下行程时活塞要改变压力98曲柄连杆机构设计ppt课件99曲柄连杆机构设计ppt课件100曲柄连杆机构设计ppt课件101曲柄连杆机构设计ppt课件102曲柄连杆机构设计ppt课件103曲柄连杆机构设计ppt课件104二、设计要求

活塞是在高负荷、高温、高速、润滑不良的条件下工作的，对它的设计要求：

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，避免应力集中；

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，而已吸收的热量则能顺利的散走；

6）在较低的机油耗条件下，保证滑动面上有足够的润滑油。二、设计要求

活塞是在高负荷、高温、高速、润105

当进行活塞的结构设计时，应着重解决的问题是：

1）改善活塞顶及第一环的工作条件，防止顶部热裂和环粘结、卡死和过渡磨损；

2）改善活塞销和销座的实际承载能力，减少磨损，防止破裂；

3）确定合适的裙部外形和热膨胀控制措施，提高裙部承载能力和减小配缸间隙，改善磨损并使运转平顺。

近几十年来，就活塞结构而言以发生了巨大变化。图8-4a、b是两个活塞。对比它们的结构，无论在环数、活塞总高、活塞销直径，还是在环断面、环槽结构、销座设计、裙部外形等方面，都有显著的变化。显然，这些改进都是向上述设计要求的迈进。

当进行活塞的结构设计时，应着重解决的问题是：

106三、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：

1）热强度高。即在300～400℃高温下仍有足够的机械性能，使零件不致损坏；

2）导热性好，吸热性差。已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，从而降低了曲轴连杆组的机械负荷和平衡配重；

5）有良好的减摩性能（即与缸套材料间的摩擦系数较小），耐磨、耐蚀；

6）工艺性好，价廉。

由于上述要求往往是互相矛盾的，因此，到目前为止，还没有一种能全面满足上述要求的单一材料，现在常用的活塞材料是铸铁、铝合金和钢。

在活塞式发动机中，灰铸铁由于耐磨性、耐蚀性好、膨胀系数小、热强度高、成本低、工艺性好等原因，曾广泛地被作为活塞材料。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107铝合金的优缺点与灰铸铁正好相反，铝合金：

1.比重小，约只有灰铸铁的1/3，结构重量仅铸铁活塞的50～70%。因此其惯性小，这对高速发动机具有重大意义。

2.导热性好，其热传导系数约为铸铁的3～4倍，使活塞温度显著下降。

铝合金的缺点：

1.温度升高时，强度和硬度下降较快，线膨胀系数β较大，为控制热变形使结构设计复杂化；

2.其成本较高。铝合金的优缺点与灰铸铁正好相反，铝合金：

1.108铝合金一般可分为两大类：

1.铝铜合金

铝铜合金中最有名的是Y合金，它以Al-Cu-Ni-Mn系为基础，其高温强度（特别是疲劳强度）、导热性、延展性都很好，锻造性能也好，易加工。

但比重大，尤其是热膨胀系数大，成本高，因此在铸造活塞中几乎已不采用，近在锻造活塞中尚有使用。2.铝硅合金

铝硅合金中最有名的是含硅12%左右的共晶铝硅合金。因为它膨胀系数很低，国外经常称为Lo-Ex合金。铝硅合金中，硅的作用是使膨胀系数和比重下降，耐磨性、耐蚀性、硬度（特别是工作温度下硬度）、刚度和疲劳强度提高铸造流动性改善（直到共晶为止）。但硅使铝合金导热性下降，塑性减小，切削性和锻造性恶化。铝合金一般可分为两大类：

1.铝铜合金

铝铜109

铝合金活塞毛坯的最通用生产方法是金属型铸造，保证毛坯尺寸精度较高，生产率高，成本低。为了保证起模方便，金属型芯必须分成很多块（例如三块、五块或七块），比较复杂且使用不耐久。所以，在设计活塞内腔形状时必须注意到型芯制造的方便。因为铝合金的收缩率大，凝固时间长，又容易吸气，所以用这种仅有重力作用的铸造法时，有时会产生热裂、气孔、针孔及缩松等缺陷。为了得到优质的毛坯，可以采用压铸法。

在强化发动机中，可以采用锻造铝合金活塞。铝合金活塞毛坯的最通用生产方法是金属型铸造，110第二节活塞的结构设计

活塞的结构如图8-2、图8-3所示，根据用途的不同，可以分为如下几个部分：第二节活塞的结构设计

活塞的结111（1）活塞高度H

活塞高度与顶岸高度、环带高度及各部高度有关。

上述这些参数决定后，H也就确定了。总的原则是尽可能选择较小的H值，这样可以减小往复运动质量并降低内燃机的高度。

（2）压缩高度Hl

压缩高度为活塞销中心到活塞顶的高度，决定了活塞销的位置，它与顶岸高度、环带高度及上裙高度有关。

在保证气环有较好的工作条件下，应该尽量缩短压缩高度值，这样可使内燃机的高度降低。压缩高度在制造时必须保证很高的精度，这是由于压缩高度的精度对压缩比有直接的影响。

（1）活塞高度H

活塞高度与顶岸高度、环带112（3）顶岸高度h1

顶岸（也称火力岸）高度确定了第一环的位置。

由于第一环最靠近燃烧室，热负荷很高，hl值应在保证第一环工作温度不超过允许极限（180～220℃）的条件下尽可能取得小些，这不仅对降低活塞重量有好处，对于降低HC排放也有明显好处。

（4）环带高度h2

环带高度取决于活塞环数、环高及环岸高度。环岸高度主要根据机械强度来确定。

第一六环岸由于气体压力较大而工作温度又较高，其高度往往可稍大于其他环岸。

（3）顶岸高度h1

顶岸（也称火力岸）高113一、活塞头部设计

活塞头部包括顶部与环带部两部分。

活塞顶部的形状，对于四冲程内燃机主要取决于燃烧室形式；对于某些二冲程内燃机则要考虑换气的需要。

为了改善活塞的散热状况，过去曾利用活塞顶下面加肋的方法，并认为加肋可以提高活塞顶的刚度。实践证明肋条对顶部温度的降低作用不大，而在锻压时肋条根部容易产生裂纹，由于应力集中还会产生疲劳裂纹。因此，目前活塞顶的内部大多数不加肋条，而做成光滑的内顶。

活塞顶的厚度δ是根据强度、刚度及散热条件来确定的。由于δ值越大，顶部热应力也越大，因此在满足强度要求的条件下，尽量使δ值取得小些。对于直径较小的活塞若能满足散热要求，一般也能满足强度要求。活塞顶厚度随活塞材料的不同而有较大的差别。铝活塞的δ值：

汽油机为（0.06～0.10）D，柴油机为（0.1～0.2）D。

铸铁活塞的δ值约为（0.06～0.08）D。一、活塞头部设计

活塞头部包括顶部与环带部两部分。114

对于带有燃烧室的活塞顶部，由于其温度最大值发生在燃烧室的边缘，常在燃烧室边缘处产生疲劳裂纹。因此在某些高热负荷的柴油机上，在燃烧室边缘处采用耐热钢。

据测定，对于非增压柴油机来说，活塞组吸人的热量约占供入内燃机总热量的2%～4%，这部分热量的散发主要通过环带部（约占60%～75%）和裙部（约占20%～30%），仅有很少部分（约占5%～10%）通过活塞内腔由飞溅的机油带走。由环带部散发的热量大多数是由第一环传出的，这使第一环槽的热负荷过高，强度降低，并使机油炭化，造成积炭，使环槽严重磨损。

对于带有燃烧室的活塞顶部，由于其温度最大值发115为了使第一环槽能正常地工作而不至过早地损坏，除了适当地选择顶岸高度外，采取如下一些措施：

1）保证活塞在上止点时，第一环的位置处于冷却水套之中（图8-4a）。

为了使第一环槽能正常地工作而不至过早地损坏，除了适当地选择1162）将第一环槽安排在活塞顶厚度以下，如图8-4b所示。

2）将第一环槽安排在活塞顶厚度以下，如图8-4b所示。

1173）在第一环槽之上开一个槽（图8-4c），这个槽称为隔热槽，其目的是改变活塞顶到第一环槽之间的热流形式，降低第一环槽的温度。其缺点是活塞温度过高时，槽内容易积炭失去隔热作用。

3）在第一环槽之上开一个槽（图8-4c），这个槽称为隔热槽，1184）减小顶岸和缸套之间的间隙，减小气流通往第一环槽的流通面积，降低第一环槽处的温度。为防止间隙小了以后引起的故障，可在顶岸甚至直到第一环岸的区域车出退让槽（图8-4d）。槽中积炭后能吸附机油，当在失油状况下工作时，可防止活塞与气缸咬合，从而避免出现拉缸现象。

4）减小顶岸和缸套之间的间隙，减小气流通往第一环槽的流通面积1195）在铝活塞环槽处加镶块（图8-4d），由于第一环槽底部的磨损最严重，因此常在第一环槽处镶上一个镶块，有时镶块也包括第二环槽。镶块是在浇铸活塞时用铝铁包铸法使镶块与铝分子结合。所谓铝铁包铸法，是将熔块清洗后放入加热的铝槽中渗铝，渗铝厚度约为0.001～0.005mm，然后放在铝活塞铸模中与铝活塞一起浇铸，由于分子力作用将铝活塞和熔块结合起来。结合的情况可以用超声波进行检查。为了避免铸件冷却时形成过大的应力，镶块应当采用与铝相近的高膨胀系数的奥氏体铸铁。当铝合金活塞头部采用奥氏体铸铁活塞环镶块后，可使环槽寿命提高10倍。在有些强化柴油机的具有凹坑的活塞顶上，为了防止活塞顶部凹坑边缘处出现裂纹，常将第一环槽镶块与凹坑边缘处的防护镶块连成一体。

6）在活塞顶部采用等离子喷镀陶瓷，可起到耐高温、防腐蚀和减少吸热的作用。

7）在活塞顶部进行硬模阳极氧化处理，可提高活塞顶面耐热性及其硬度，并增加热阻，使顶部降温。

5）在铝活塞环槽处加镶块（图8-4d），由于第一环槽120

活塞环带高度h2取决于气环与油环的数目以及各环槽和环岸的高度。

活塞环数取决于密封的要求，它与内燃机的气体压力及转速有关。由于漏气量随气体压力和气缸直径的增大而增加，随内燃机转速的增大而减少，因此高速内燃机的环数比低速内燃机的少，汽油机的环数比柴油机的少。一般汽油机和高速柴油机采用两道气环、一道油环；中速柴油机采用三道气环、一道油环；转速低的柴油机采用3～4道气环、1～2道油环。为了减少摩擦损失，降低环带高度，应在保证密封的条件下力争减少环数。目前，国外已出现采用一道气环和一道油环的高速柴油机。

除了环的数目外，为减小环带高度就要从减小环槽高度和环岸高度着手。环岸高度已于前述，主要取决于机械强度。环槽的高度取决于环高b，环高值现在最薄已经达到1.5mm，小型发动机和摩托车发动机的环高已经小于1mm。

活塞环带高度h2取决于气环与油环的数目以及各环槽和环121

提高活塞环槽加工质量和正确选择环与环槽的侧隙

对于环槽和环的可靠性及耐久性十分重要。环与环槽的侧隙过大，会加剧环对环槽的冲击。侧隙过小使环易于粘接在环槽中而失去密封作用。在热负荷和机械负荷都很高的柴油机中，为了保证活塞环有较高的抗粘接性，常把第一环侧隙增大到0.1～0.2mm。其余环的侧隙约为0.04～0.13mm。

活塞环与环槽的背隙一般比较大，以免环与槽底圆角干涉。气环的背隙可取为0.5mm。

活塞一般为整体式，用金属模浇注，个别情况也有组合式活塞。

提高活塞环槽加工质量和正确选择环与环槽的侧隙122减轻活塞热负荷的设计措施：

1）尽量减小顶部受热面积；

强化顶面，采用不同的材料或将表面进行处理。

2）保证热流畅通。

3）采用适当的火力岸高度。

4）顶部内侧喷油冷却（图8-5a）。

5）顶部设油腔冷却（图8-5b、c、d）。

减轻活塞热负荷的设计措施：

1）尽量减小顶部受热面积；

强化123二、活塞的传力结构设计

活塞的传力结构主要由活塞销座和活塞销组成，因此这里主要介绍活塞销座和活塞销的设计。

1.活塞销座的设计

活塞销座与活塞销是一对摩擦副。活塞销座承受周期变化的气体作用力和活塞销座以上部分的往复惯性力的作用，这些力都是带有冲击性的；从运动情况看，活塞销在活塞销座中由于连杆小头的制约，其转动角度很小，在这样小的转动角度下，很难在销与销孔之间形成一层良好的油膜，所以润滑条件较差。

在膨胀冲程中，如图8-6所示，活塞顶上作用着气体压力，而活塞销座部分则承受着活塞销的反作用力。在这两种力的作用下，活塞产生如图8-6a所示的变形。活塞销由于承受活塞销座传递的气体作用力而产生如图8-6b所示的弯曲变形。这两种变形的不协调结果，使销与销座之间的接触情况大为恶化，在销孔内侧处产生很大的棱缘负荷，导致活塞销座开裂。

二、活塞的传力结构设计

活塞的传力结构主要由活塞销座和活塞销124

125

为了减轻销孔内侧的压力集中（图8-7a），在设计时应使活塞销有较大的刚度，由此减小它的弯曲变形。对活塞销座从总体上应增加它的刚度，减小它的变形。但从局部来说应使它有一定的弹性以适应局部变形。具体可采取以下一些措施：

1）在活塞销J座与顶部连接处设置加强肋，这可增加活塞销座的刚度。采用单肋时，由于加强肋在中央，使活塞销座弹性较差，易在销孔内侧上部产生较高的局部应力。当采用双肋时，由于两个肋条斜置，其中间有一凹穴，这使活塞销座有一定的弹性，能较好地适应活塞销的弹性变形。

为了减轻销孔内侧的压力集中（图8-7a），在设计时应1262）将销孔内缘加工成圆角或倒棱，或将活塞销座内侧上部加工出一个弹性凹槽（图8-7b）。这些措施都能减轻活塞销座的棱缘负荷。

3）将销孔中心相对活塞销座外圆向下偏心3～4mm，使活塞销座的厚度上面比下面大些，以加强活塞销座承压强度。为了同样的目的，有时将活塞销座设计成上长下短的形式，相应地将