2022年曲柄连杆机构设计方案 .pdf

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1、1 / 45 课程设计说明书题目：曲柄连杆机构设计姓名：班级：学号：指导老师：完成时间：目录第 1 章 绪论 4 1.1题目分析4 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 45 页2 / 45 1.2设计研究的主要内容4 第2章 连杆组的设计15 2.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用15 2.2 连杆长度的确定16 2.3 连杆小头的设计16 2.4 连杆杆身的设计17 2.5 连杆大头的设计17 2.6 连杆强度计算18 2.7 连杆螺栓设计25 2.8 本章小结27 第3章 活塞组的设计5 3.1 活塞的工作条件和设计

2、要求5 3.2 活塞的材料6 3.3 活塞的主要尺寸7 3.4 活塞的头部设计9 3.5 活塞的销座设计9 3.6 活塞的裙部设计10 3.7 活塞强度计算11 3.8 活塞销的设计12 3.9 活塞环的设计13 3.10 本章小结15 第4章 曲轴组的设计27 4.1 曲轴的结构型式和材料的选择27 4.2 曲轴的主要尺寸确定28 4.3 曲轴油孔位置30 4.4 曲轴端部结构30 4.5 曲轴平衡块31 4.6 曲轴的轴向定位31 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 45 页3 / 45 4.7 曲轴疲劳强度计算32 4

3、.8 飞轮的设计41 4.9 本章小结42 总结43 参考文献44 致谢45 第1章 绪论精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 45 页4 / 45 1.1 题目分析曲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中主要的受力部件，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

4、性问题。通过设计，确定发动机曲柄连杆机构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，本文采用了多体动力学仿真技术，针对机构进行了实时的，高精度的动力学响应分析与计算，因此本研究所采用的高效、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

5、中的受力状态，便于进行精确计算，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。本次设计柴油机型号为4105 型柴油机，基本参数为：2zkgf/cm70prpn1500nmm120105最高爆发压力转速行程缸径Sm mD1.2 设计研究的主要内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：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 45 页5 / 45 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

6、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，确定出主要的结构尺寸，并进行相应的尺寸检验校核，以符合零件实际加工的要求。第 2 章 连杆组的设计2.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用1、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。2、设计要求1）结构简单，尺寸紧凑，可靠耐用。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重量。4）大小头

7、轴承工作可靠，耐磨性好。5）连杆螺栓疲劳强度高，连接可靠。6）易于制造，成本低。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。3、材料的选择精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 45 页6 / 45 为了保证连杆在结

8、构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，采用精选含碳量的优质中碳结构钢45 模锻，表面喷丸强化处理，提高强度。2.2 连杆长度的确定近代中小型告诉柴油机，为使发动机结构紧凑，最适合的连杆长度应该是，在保证连杆及相关机件在运动不与其他机件相碰的情况下，选取最小的连杆长度。连杆 长度 l 与 结 构 参 数lRR 为 曲柄 半径 ）有 关 ， 此 次 设 计 选取286.0。mmSRl210286.0212022.3 连杆小头的设计小头主要尺寸为连杆衬套内径d 和小头宽度1b。1. 连杆衬套内径 dmmDd3810536.036.02. 衬套厚度mmd5 .238066.0066.03. 小头内径1dm

9、mdd435.2238214. 小头宽度1bmmdb403805.105.115. 小头外径2dmmdd524321.121.1122.4 连杆杆身的设计精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 45 页7 / 45 连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形截面。1. 杆身截面高度 HmmDH3410532.032.02. 杆身截面宽度 BmmHB223465.065.03. 杆身截面中间宽度 tmmHt53415.015.0为使连杆从小头到大头传力比较均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的圆角半径。2.5 连杆大头的设

10、计本次大头采用斜切口大头的结构形式，切口角451. 大头孔直径1DmmDD7610572.072.012. 大头宽度2bmmDb457659.059.0123. 连杆轴瓦厚度mm34. 连杆螺栓直径MdmmDdM1410513.013.05. 连杆螺栓孔中心距1lmmDl927621.121.11螺栓孔外侧壁厚不小于2 毫 M，取 3 毫 M，螺栓头支承面到杆身或大头盖的过渡采用尽可能大的圆角。6. 大头高度21,HH精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页，共 45 页8 / 45 11)24.019.0(DH取 0.21 mmDH

11、1621.01112)58.041.0(DH取 0.50 mmDH385 .0127. 定位方式定位方式采用锯齿定位，齿形角为60，齿距为mm42.6 连杆强度计算1. 连杆小头计算（1）由衬套过盈配合和受热膨胀产生的应力衬套最大装配过盈量mm0304.0381084衬套温度过盈量mmtdt041.04312010)0.18. 1()(51式中为连杆材料线膨胀系数，对于钢C1100 .15为衬套材料线膨胀系数，对于青铜C1108 .15由总过盈量产生的径向均布压力26222262222221221212221221/2.1791015.13.08 .33 .48.33 .4102.23.03.

12、42.53.42 .53 .40041.0003.0cmkgfEddddEdddddpt式中 E 为连杆材料的弹性模量，对于钢26/102.2cmkgfEE为衬套材料的弹性模量，对于青铜26/1015.1cmkgfE为泊桑比，3.0小头外表面由 p 引起的应力精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页，共 45 页9 / 45 2222212221/07.7752.1793 .42.53. 422cmkgfpddda（2）由惯性力拉伸引起的小头应力活塞组的最大惯性力kgfRgGPj494)286.01(06. 015781.955.2)

13、1 (22max式中G为活塞组重量为角速度固定角118502650234arccos902arccos902rHc小头平均半径cmddr375.244.32.5412小头中心截面 0 ）上的弯矩cmkgfrPMcj84.10)0297.011800033.0(375.2494)0297.000033.0(max0小头中心截面 0 ）上的法向力kgfPNcj93.235)1180008.0572.0(494)0008.0572.0(max0小头固定截面 c）上的弯矩cmkgfrPrNMMccjc12.41352.1375.24945.0)118cos1 (375.293.23584.10)cos

14、(sin5.0)cos1(max002查表可知352.1118cos118sin小头固定截面 c）上的法向力精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 45 页10 / 45 kgfPNNccjc18.223352.14945.0118cos93.235)cos(sin5.0cosmax02小头壁厚cmddh45.023.42.5212小头截面积21126. 30 .4) 3. 42.5()(cmbddF衬套截面积2120 .4)8.33 .4()(cmbddF系数 K77. 021015.16.3102.26.3102.2666F

15、EEFEFK小头受拉时固定截面处外表面应力2122/49.38245. 00 .4118.22377. 0)45. 0375.22(45.045.0375. 2612.4121)2(62cmkgfhbKNhrhhrMaj（3）由最大压缩力cP引起的应力小头承受的最大压缩力kgfPDpPjzc556449445 .1014.37042max2辅助参数ccPNrPM00和查表可得0025.00010.000ccPNrPM小头受压时中央截面上的弯矩和法向力精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页，共 45 页11 / 45 kgfPNcm

16、kgfrPMcc91.1355640025.00025.021.13375. 255640010.00010.000小头固定截面处 c）的)(f值查表得01228.0)118()(ffc小头受压时固定截面处 c）的弯矩和法向力cmkgfrfPrNMMccc94.12601228.0375.25564)118cos1 (375.291.1321.13)()cos1(002kgfNfPNccc80.61118cos91.1301228.05564cos)(02小头受压时固定截面处外表面应力2122/85845.00.418 .6177.0)45.0375.22(45. 045. 0375. 26)

17、94.126(21)2(62cmkgfhbKNhrhhrMac（4）小头安全系数材料的机械性能查表可得 45钢2/60cmkgfB2110211121/45005.1)6.14.1 (/24008.0)9.07.0(/30005 .0)55.045.0(cmkgfcmkgfcmkgfzBB角系数33.045004500300022001在固定角c截面的外表面处应力幅2/2.620)858(49.38221)(21cmkgfacaja平均应力2/3.53707.7752)858(49.38221)2(21cmkgfaacajm小头安全系数精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳

18、总结 - - - - - - -第 11 页，共 45 页12 / 45 69.13 .53733.05 .02 .62024001maazn小头安全系数应不小于1.5 ，所以满足要求（5）小头横向直径减小量小头平均直径cmrdm75. 42小头截面的惯性矩43310304.01245.00.412cmhbJ横向直径减小量cmEJdPcmj000621.00304.0102.210)90118(75.449410)90(6623623max1为保证活塞销和连杆衬套不致咬死，应使21，实际计算结果21，所以满足要求。2. 连杆杆身计算1）杆身中间截面处最大拉伸力jP 和最大压缩力cPkgfRgG

19、GPj708)286.01(06. 015781.91.155.2)1 (22kgfPDpPjzc535070845 .1014.370422式中GG ,分别为活塞组重量和位于计算截面以上那一部分连杆重量。（2）杆身中间截面处的应力和安全系数由最大拉伸力引起的拉伸应力精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页，共 45 页13 / 45 2/25.2212 .3708cmkgfFPjj式中 F 为杆身中间截面积，计算约为：22.3)88.04.3(5.0244.02 . 2cmF杆身中间截面的惯性矩4333394. 452. 2)5.

20、 02. 2(4 .32 . 2121)(121cmhtBBHJx4333381.05. 052.22 .2)52.24. 3(121)(121cmhtBhHJy由最大压缩力引起的合成应力2221/1839535094.41.200035. 02 .35350cmkgfPJlCFPcxc2222/1803535081. 0405.1500035. 02.353504cmkgfPJlCFPcyc式中C为系数，对于各种钢材0005.00002.0CcmDdll05.1526.73.421211杆身中间截面在摆动平面内的应力幅和平均应力2121/8092)221(18392/10302)221(18

21、392cmkgfcmkgfjmxjax在垂直于摆动平面内的应力幅和平均应力2222/7912)221(18032/10122)221(18032cmkgfcmkgfjmyjay精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页，共 45 页14 / 45 在摆动平面和垂直于摆动平面内的安全系数23.179133.06.01012240021.180933.06.01030240011myayzymxaxzxnn安全系数满足要求。（3）连杆大头计算大头盖所受惯性力kgfRgGGgGGPj95606. 015781.965.1)286. 01 (

22、81.965.3)1 (2232max根据大头盖截面图 图 1）计算重心坐标cmFyFyiic75.07.07.022.15.4)2 .127.0(7 .07.0222.12.15.4大头盖截面的惯性矩42233244.1)75.027.02.1 (7.07 .02)22.175.0(5 .42.17.0127.022 .1125.4cmrFJJiii大头盖计算截面的抗弯断面模数3max25.175.09.144.1cmyJZ精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页，共 45 页15 / 45 轴瓦计算截面的惯性矩433 0081.

23、0123 .06.312cmbJ大头盖中央截面上的应力2max/21208.138.64 .0)44.10081. 01(25.12 .9023.09564 .0)1(023. 0cmkgfFFJJZlPj大头盖横向直径减小值cmJJElPj0006. 0)44. 10081.0(1022.99560024.0)(0024. 0633max1经轴承选择，1值小于轴承间隙的一半，所以满足要求。2.7 连杆螺栓设计1. 连杆螺栓的结构尺寸和材料选择根据气缸直径D初选连杆螺纹直径MdmmDdM1410513.013.0根据Md选择螺栓，螺母，垫片标准件如下：螺栓 GB/T 5782 M14x80 螺

24、母 GB/T 6170 M14 垫片 GB/T 848 14 螺栓与螺母材料均采用40Cr。2. 螺栓装配预紧力和屈服强度校核1）装配预紧力每个螺栓由惯性力引起的工作负荷kgfiPPjjl338245sin956sinmax式中为斜切口大头的切口角。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页，共 45 页16 / 45 发动机工作时连杆螺栓受到两种力的作用：预紧力P和最大拉伸载荷jP，预紧力由两部分组成：一是保证连杆轴瓦过盈度所必须具有的预紧力1P；二是保证发动机工作时，连杆大头与大头盖之间的结合面不致因惯性力而分开所必须具有的预紧力

25、0P。kgfPPPjl19443382.21200)5.22(10（2）材料屈服强度校核确定0P后，校核螺栓材料是否屈服，应满足：nFPsmin0式中minF为螺栓最小截面积，经计算2min86.153mmFs为材料的屈服极限，一般2/80mmkgfsn为安全系数，一般为0 .25.1于是经计算22/7.4575.180/6.1286.1531944mmkgfnmmkgfs得ns，所以满足要求。2.8 本章小结本章在设计连杆的过程中，首先分析了连杆的工作情况，设计要求，并选择了适当的材料，然后分别确定了连杆小头、连杆杆身、连杆大头的主要结构参数，并进行了强度了刚度的校核，使其满足实际加工的要求

26、，最后根据工作负荷和预紧力选择了连杆螺栓，并行检验校核。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页，共 45 页17 / 45 第3章活塞组的设计3.1 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

27、，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。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。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，活塞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，由于此处润滑条件较差，磨损情况比较严重。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

28、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地散走；精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页，共 45 页18 / 45 6）在较低的机油耗条件下，保证滑动面上有足够的润滑油。3.2 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C400300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。以降低

29、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。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本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，铝合金比重小，约占有灰铸铁的1/3，结构重量仅占铸铁活塞的%7050。因此其惯性小，这对高

30、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43倍，使活塞温度显著下降。对汽油机来说，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。共晶铝硅合金是目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，但由于铸造性能好，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。3.3 活塞的主要尺寸精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 18 页，共 45 页19 / 45 1. 活塞高度 H活塞高度取决于下列因素：（1）对柴油

31、机高度尺寸的要求（2）转速 n （3）燃烧室形状与尺寸（4）活塞裙部承压面积mmDH1261052.12.12. 压缩高度1H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。mmDH741057.07.013. 顶岸高度 h ( 即第一道活塞环槽到活塞顶的距离）（1） h 越小，第一道环本身的热负荷也越高，应根据热负荷与活塞冷却状况确定 h 。（2）在保证第一道环工作可靠的情况下，尽量缩小h ，以力求降低活塞高度和重量。（3）高速柴油机铝活塞Dh /一般为20.014.0。mmDh1910518.018.04.

32、活塞环的数目及排列数目选择为 4 道活塞环，前三道为气环，最后一道为油环。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。环槽的轴向高度等于活塞环的轴向高度：气环mmb3油环mmb6精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 19 页，共 45 页20 / 45 环槽底径D取决于活塞环的背面间隙，D按下式估算：气环槽mmKDtDD025.0025.047.96 5. 0)2(油环槽mmKDtDD025.10

33、25. 147.97 5. 1)2(6. 环岸高度第一环岸温度较高，承受的气体压力最大，又容易受环的冲击而断裂。所以第一环岸高度1h一般比其余环岸高度要大一些。mmDh4105038.0038.017. 活塞顶厚度是根据活塞顶部应力，刚度及散热要求来决定的。mmD7105067.0067.08. 裙部长度2HmmDH7910575.075.029. 裙部壁厚gmmDg3105028.0028.010. 活塞销直径 d 和销座间隔 B高 速 机mmD100，Dd /应 在40.033.0之 间 ， 普 通 销 座DB /应 在42.035.0之间。mmDBmmDd4310541.041.0381

34、0536.036.03.4 活塞的头部设计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：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 20 页，共 45 页21 / 45 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，为活塞环的正常工作创造良好条件，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1H缩短 1 单位，

35、整个发动机高度就可以缩短25.1单位，并显著减轻活塞重量。而1H则直接受头部尺寸的影响。2. 活塞顶形状根据燃烧系统要求和活塞的热负荷，采用半开式燃烧室结构。3. 活塞头部截面形状头部设计成导热良好的“热流型”，即根据活塞的热流通路，采用大圆弧过渡，以增加从头部到裙部的传热截面，从而将头部热流迅速传出，使活塞头部的温度迅速降低。温度降低的同时也有利于消除应力集中，这样，可提高活塞的承载能力3.5 活塞的销座设计活塞销座用以支承活塞，并由此传递功率。销座应当有足够的强度和适当的刚度，使销座能够适应活塞销的变形，避免销座产生应力集中而导致疲劳断裂；同时要有足够的承压表面和较高的耐磨性。本次柴油机采

36、用普通销座，销座轴承的润滑采用油孔润滑。3.6 活塞的裙部设计1. 裙部椭圆设计活塞裙部是指活塞头部最低一个环槽以下的那部分活塞。活塞沿气缸往复运动时，依靠裙部起导向作用，并承受由于连杆摆动所产生的侧压力N 。所以裙部的设计要求，是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。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 21 页，共 45 页22 / 45 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

37、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上的尺寸变大；再次，由于温度升高引起热膨胀，其中销座部分因壁厚较其它部分要厚，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

38、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。活塞裙部的横断面设计成与裙部变形相适应的形状。在设计时把裙部横断截面制成长轴是在垂直与活塞销中心线方向上，短轴平行于销轴方向的椭圆形。常用的椭圆形状是按下列公式设计的：)2cos1 (421DDe式中21, DD为椭圆长短轴，椭圆度21DD，取mm1精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 22 页，共 45 页23 / 45 活塞侧表

39、面形状采用头部正圆锥，裙部椭圆锥。第2章 销孔的位置活塞销与活塞裙轴线不相交，而是向承受膨胀侧压力的一面称为主推力面，相对的一面称为次推力面）偏移了mm21，这是因为，如果活塞销中心布置，即销轴线与活塞轴线相交，则在活塞越过上止点，侧压力作用方向改变时，活塞从次推力面贴紧气缸壁的一面突然整个地横扫过来变到主推力面贴紧气缸壁的另一面，与气缸发生“拍击”，产生噪音，有损活塞耐久性。如果把活塞销偏心布置，则能使瞬时的过渡变成分布的过渡，并使过渡时刻先于达到最高燃烧压力的时刻，因此改善了发动机的工作平顺性。3.7 活塞强度计算1. 活塞顶机械应力2221/6 .388)7240(7068.0)2(68

40、.0cmkgfDpzu2/500cmkgfuu满足要求。2. 第一环岸弯曲应力232321/21710)4105(705.410)(5.4cmkgfhDpz剪切应力2221/5810)4105(7014.310)(14.3cmkgfhDpz总应力22222/2395832173cmkgf2/400cmkgf满足要求。3. 裙部比压22222max1/3.779105704010514.340cmkgfDHpDDHNqz的范围内，满足要求在8511qq。4. 销座比压精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 23 页，共 45 页24 / 45

41、 2222/2004038270105414.3242cmkgfdlpDdlPqzz222/600cmkgfqq满足要求。3.8 活塞销的设计1. 活塞销的结构和尺寸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mmDd3810536.036.0内径mmdd213855.055. 00长度mmDl9010585.085.02. 活塞销的材料活塞销材料为低碳合金钢，表面渗碳处理，硬度高、耐磨、内部冲击韧性好。表面加工精度及粗糙度要求极高，高温下热稳定性好。3. 活塞销的强度校核1）弯曲变形mmcmddEbaaDpfz012.00012.0)2138(102.

42、2)40652(6510570601)()2(6014462240422mmDff0158.0100015.0满足要求。（2）椭圆变形mmcmddElddDpdz016.00016.0)2138(90102. 2)2138(1057032014.3)()(320363230302mmDd0256.0100)100(5.0100025.0满足要求。（3）纵向弯曲应力244240421/139621383810570)40652()2(cmkgfdddDpbaz（4）横向弯曲应力精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 24 页，共 45 页25

43、 / 45 22220022/1031)2138(90)2138(105701614. 33)()(163cmkgfddlddDpz（5）总应力2222221/173510311396cmkgf2/5000cmkgf满足要求。4. 活塞销的强化工艺为了提高活塞销的疲劳强度，充分发挥材料的强度潜力，可采用下列强化措施：8. 活塞销冷挤压成形冷挤压的活塞销，其机械强度可提高25% 以上（2)活塞销双面渗碳或氰化（3)提高活塞销表面光洁度，如外圆抛光，内圆磨削等，外圆表面光洁度不应低于1093.9 活塞环的设计1. 活塞环的设计要求（1）具有足够的强度。（2）密封性能好。（3）刮油能力强，除改进油环

44、结构外，要求气环也能够其控制机油的作用。（4）要耐磨，特别是提高抗熔着磨损抗拉缸）的能力。（5）磨合性能和抗结胶性能良好。（6）降低环的高度，减少环数，尽量减少摩擦损失。（7）合适的环槽侧隙，减小环对环槽的冲击。（8）热稳定性好，即在高温时能保证环的弹力和形状。（9）成本低，工艺性好。2. 活塞环形状及主要尺寸该发动机采用 4 道活塞环，第一，第二和第三环为气环，第四环为油环。第一道活塞环为矩形环，表面镀铬，结构简单，易于制造。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 25 页，共 45 页26 / 45 第二道和第三道活塞环为直面正扭曲环，

45、在矩形环内圆上部切槽或倒角而成。第四道为开槽油环，材料为合金铸铁，制造成本低。活塞环的主要尺寸为环的高度h 、环的径向厚度t，环自由开口尺寸s。气环mmh3mmt2.4mms15油环mmh6mmt2.4mms153. 活塞环的强度计算（1）平均径向压力0p23630/76.12.4105) 12 .4105(2.415102.1142. 0)1(142.0cmkgftDtDtsEpE 为合金铸铁弹性模量，取26/102.1cmkgfE对于气环0p一般为2/25 .1cmkgf，对于油环0p应小于2/5cmkgf，所以平均径向压力满足要求。（2）工作应力最大工作应力2262max/3155) 1

46、2.4105(2 .415102 .1424.0)1(424.0cmkgftDtsE活塞环工作时的许用工作应力为2/45002000cmkgf，所以满足要求。（3）套装应力活塞环往活塞上套装时，要把切口扳得比自由状态的间隙还大，对于均压环，此时的正对切口处的最大套装应力为：2262max/3921) 12 .4105(2 .415125.01102.14. 3)1(125.014. 3cmkgftDtsE因环的套装时在常温下进行的，承受的应力时间甚短，所以套装应力的许用 值 大 于 工 作 应 力 的 许 用 值%3010， 即 许 用 套 装 应 力 约 为2/50002500cmkgf，所

47、以满足要求。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 26 页，共 45 页27 / 45 3.10 本章小结在活塞的设计过程中，分别确定了活塞、活塞销、活塞销座和活塞环的主要的结构参数，分析了其工作条件，总结了设计要求，选择合适的材料，并分别进行了相关的强度和刚度校核，使其符合实际要求。第 4 章 曲轴组的设计4.1 曲轴的结构型式和材料的选择1. 曲轴的工作条件和设计要求曲轴是在不断周期性变化的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态。由于曲轴弯曲与扭转振动而产生附加应力，再加上

48、曲轴形状复杂，结构变化急剧，产生的严重的应力集中。特别在曲柄至轴颈的圆角过渡区、润滑油孔附近以及加工粗糙的部位应力集中现象尤为突出。所以在设计曲轴时，要使它具有足够的疲劳强度，尽量减小应力集中现象，克服薄弱环节，保证曲轴可靠工作。如果曲轴弯曲刚度不足，就会大大恶化活塞、连杆的工作条件，影响它们的工作可靠性和耐磨性，曲轴扭转刚度不足则可能在工作转速范围内产生强烈的扭转振动，所以设计曲轴时，应保证它有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度。此外，曲轴主轴颈与曲柄销时再高比压下进行高速转动的，因而还会产生强烈的磨损。所以设计曲轴时，要使其各摩擦表面耐磨，各轴颈应具有足够的承压面积同时给予尽可能好的工作条件。2

49、. 曲轴的结构型式曲轴的设计从总体结构上选择整体式，它具有工作可靠、质量轻的特点，精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 27 页，共 45 页28 / 45 而且刚度和强度较高，加工表面也比较少。为了提高曲轴的弯曲刚度和强度，采用全支撑半平衡结构11，即四个曲拐，每个曲拐的两端都有一个主轴颈，如图 5.1 所示：图 2 曲轴的结构型式3. 曲轴的材料在结构设计和加工工艺正确合理的条件下，主要是材料强度决定着曲轴的体积、重量和寿命，作为曲轴的材料，除了应具有优良的机械性能以外，还要求高度的耐磨性、耐疲劳性和冲击韧性。同时也要使曲轴的加工容易

50、和造价低廉。在保证曲轴有足够强度的前提下，尽可能采用一般材料。以铸代锻，以铁代钢。高强度球墨铸铁的出现为铸造曲轴的广泛采用提供了前提。球墨铸铁就其机械性能和使用性能而言，比其它多种铸铁都要好。球墨铸铁曲轴可以铸成复杂的合理的结构形状，使其应力分布均匀，金属材料更有效地利用，加上球铁材料对断面缺口的敏感性小，使得球铁曲轴的实际弯曲疲劳强度与正火中碳钢相近。该发动机曲轴采用球墨铸铁铸造而成。4.2 曲轴的主要尺寸确定1. 主轴颈为了最大限度地增加曲轴的刚度，适当地加粗主轴颈，这样可以增加曲轴轴颈的重叠度，从而提高曲轴刚度，其次，加粗主轴颈后可以相对缩短其长度，从而给加厚曲柄提高其强度提供可能。对于