汽車曲柄連桿機構設計【2013年最新整理畢業(yè)論文】

I 摘 要 本文 以 捷達 EA113 汽油機 的相關參數(shù)作為參考， 對四缸汽油機的曲柄連桿機構的主要零部件進行了結構設計計算，并對曲柄連桿機構進行了 有關 運動學和動力學的理論分析與計算機 仿真 分析。 首先，以運動學和動力學的理論知識為依據(jù) ， 對曲柄連桿機構的運動規(guī)律以及在運動中的受力等問題進行詳盡的分析 ， 并得到了精確的分析結果。其次分別對活塞組、連桿組以及曲軸進行詳細的結構設計 ， 并進行了結構強度和剛度的校核。再次，應用三維 CAD 軟件： Pro/Engineer 建立了曲柄連桿機構 各零部件 的幾何模型，在此工作的基礎上，利用 Pro/E 軟件的裝配功能，將曲柄連桿機構的各組成零件裝配成活塞組件、連桿組件和曲軸組件，然后利用 Pro/E 軟件的機構分析模塊 (Pro/Mechanism)，建立曲柄連桿機構的多剛體動力學模型，進行運動學分析和動力學分析模擬，研究了在不考慮外力作用并使曲軸保持勻速轉動的情況下，活塞和連桿的運動規(guī)律以及曲柄連桿機構的運動包絡 。仿真結果的 分析表明，仿真結果與發(fā)動機的實際工作狀況基本一致，文章介紹的仿真方法為曲柄連桿機構的選型、優(yōu)化設計提供了一種新思路。 關鍵詞： 發(fā)動機；曲柄連桿機構；受力分析； 仿真建模；運動分析； Pro/E II ABSTRACT This article refers to by the Jeeta EA113 gasoline engines related 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. First, 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 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 useing the Pro/E software assembling function assembles the components of crank link into the piston module, the connecting 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 movement 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 choosing and optimized design of crank-connecting rod mechanism in engine. Key words: Engine； Crankshaft-Connecting Rod Mechanism； Analysis of Force； Modeling of Simulation； Movement Analysis； Pro/E 目 錄 摘要 I Abstract II 第 1章 緒論 1 1.1 選題的目的和意義 1 1.2 國內外的研究現(xiàn)狀 1 1.3 設計研究的主要內容 3 第 2章 曲柄連桿機構受力分析 4 2.1 曲柄連桿機構的類型及方案選擇 4 2.2 曲柄連桿機構運動學 4 2.1.1 活塞位移 5 2.1.2 活塞的速度 6 2.1.3 活塞的加速度 6 2.2 曲柄連桿機構中的作用力 7 2.2.1 氣缸內工質的作用力 7 2.2.2 機構的慣性力 7 2.3 本章小結 14 第 3章 活塞組的設計 15 3.1 活塞的設計 15 3.1.1 活塞的工作條件和設計要求 15 3.1.2 活塞的材料 16 3.1.3 活塞頭部的設計 16 3.1.4 活塞裙部的設計 21 3.2 活塞銷的設計 23 3.2.1 活塞銷的結構、材料 23 3.2.2 活塞銷強度和剛度計算 23 3.3 活塞銷座 24 3.3.1 活塞銷座結構設計 24 3.3.2 驗算比壓力 24 3.4 活塞環(huán)設計及計算 25 3.4.1 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設計 25 3.4.2 活塞環(huán)強度校核 25 3.5 本章小結 26 第 4章 連桿組的設計 27 4.1 連桿的設計 27 4.1.1 連桿的工作情況、設計要求和材料選用 27 4.1.2 連桿長度的確定 27 4.1.3 連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算 27 4.1.4 連桿桿身的結構設計與強度計算 30 4.1.5 連桿大頭的結構設計與強度、剛度計算 33 4.2 連桿螺栓的設計 35 4.2.1 連桿螺栓的工作負荷與預緊力 35 4.2.2 連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算 35 4.3 本章小結 36 第 5章 曲軸的設計 37 5.1 曲軸的結構型式和材料的選擇 37 5.1.1 曲軸的工作條件和設計要求 37 5.1.2 曲軸的結構型式 37 5.1.3 曲軸的材料 37 5.2 曲軸的主要尺寸的 確定和結構細節(jié)設計 38 5.2.1 曲柄銷的直徑和長度 38 5.2.2 主軸頸的直徑和長度 38 5.2.3 曲柄 39 5.2.4 平衡重 39 5.2.5 油孔的位置和尺寸 40 5.2.6 曲軸兩端的結構 40 5.2.7 曲軸的止推 40 5.3 曲軸的疲勞強度校核 41 5.3.1 作用于單元曲拐上的力和力矩 41 5.3.2 名義應力的計算 45 5.4 本章小結 47 第 6章 曲柄連桿機構的創(chuàng)建 48 6.1 對 Pro/E 軟件基本功能的介紹 48 6.2 活塞的創(chuàng)建 48 6.2.1 活塞的特點分析 48 6.2.2 活塞的建模思路 48 6.2.3 活塞的建模步驟 49 6.3 連桿的創(chuàng)建 50 6.3.1 連桿的特點分析 50 6.3.2 連桿的建模思路 50 6.3.3 連桿體的建模步驟 51 6.3.4 連桿蓋的建模 52 6.4 曲軸的創(chuàng)建 52 6.4.1 曲軸的特點分析 52 6.4.2 曲軸的建模思路 52 6.4.3 曲軸的 建模步驟 53 6.5 曲柄連桿機構其它零件的創(chuàng)建 55 6.5.1 活塞銷的創(chuàng)建 55 6.5.2 活塞銷卡環(huán)的創(chuàng)建 55 6.5.3 連桿小頭襯套的創(chuàng)建 55 6.5.4 大頭軸瓦的創(chuàng)建 55 6.5.5 連桿螺栓的創(chuàng)建 56 6.6 本章小結 56 第 7章 曲柄連桿機構運動分析 57 7.1 活塞及連桿的裝配 57 7.1.1 組件裝配的分析與思路 57 7.1.2 活塞組件裝配步驟 57 7.1.3 連桿組件的裝配步驟 58 7.2 定義曲軸連桿的連接 59 7.3 定義伺服電動機 60 7.4 建立運動分析 60 7.5 進行干涉檢驗與視頻制作 61 7.6 獲取分析結果 62 7.7 對結果的分析 64 7.8 本章小結 64 結論 65 參考文獻 66 致謝 67 附錄 68 1 第 1 章 緒 論 1.1 選 題的目的和意義 曲柄連桿機構是 發(fā)動 機的傳遞運動和動力的機構，通過它把活塞的往復直線運動轉變?yōu)榍S的旋轉運動而輸出動力。因此，曲柄連桿機構是 發(fā)動 機中主要的受力部件 ，其工作可靠性就決定了 發(fā)動 機工作的可靠性。 隨著發(fā)動機強化指標的不斷提高，機構的工作條件更加復雜。在多種周期性變化載荷的作用下，如何在設計過程中保證機構具有足夠的疲勞強度和剛度及良好的動靜態(tài)力學特性成為曲柄連桿機構設計的關鍵性問題 1。 通過設計，確定發(fā)動機曲柄連桿機構的總體結構 和零部件結構，包括必要的結構尺寸確定、運動學和動力學分析、材料的選取等，以滿足實際生產的需要。 在傳統(tǒng)的設計模式中，為了滿足設計的需要須進行大量的數(shù)值計算，同時為了滿足產品的使用性能，須進行強度、剛度、穩(wěn)定性及可靠性等方面的設計和校核計算，同時 要滿足校核計算， 還需 要對曲柄連桿機構進行動力學分析。 為了真實全面地了解機構在實際運行工況下的力學特性，本文采用了多體動力學仿真技術，針對機構進行了實時的，高精度的動力學響應分析與計算，因此本研究所采用的高效、實時分析技術對提高分析精度，提高設計水平具有重要意義，而且 可以更直觀清晰地了解曲柄連桿機構在運行過程中的受力狀態(tài)，便于進行精確計算，對進一步研究 發(fā)動 機的平衡與振動、 發(fā)動 機增壓的改造等均有較為實用的應用價值。 1.2 國內外的研究現(xiàn)狀 多剛體動力學模擬是近十年發(fā)展起來的機械計算機模擬技術，提供了在設計過程中對設計方案進行分析和優(yōu)化的有效手段，在機械設計領域獲得越來越廣泛的應用。它是利用計算機建造的模型對實際系統(tǒng)進行實驗研究，將分析的方法用于模擬實驗，充分利用已有的基本物理原理，采用與實際物理系統(tǒng)實驗相似的研究方法，在計算機上運行仿真實驗。目前多剛體動力學模擬軟件主要 有 Pro/Mechanics， Working model 3D， ADAMS 等。多剛體動力學模擬軟件的最大優(yōu)點在于分析過程中無需編寫復雜仿真程序，在產品的設計分析時無需進行樣機的生產和試驗。對內燃機產品的部件裝配進行機構運動仿真，可校核部件運動軌跡，及時發(fā)現(xiàn)運動干涉；對部件裝配進行動力學仿真，可校核機構受力情況；根據(jù)機構運動約束及保證性能最優(yōu)的目標進行機構設計優(yōu)化，可最大限度地滿足性能要求，對設計提供指導和修正 2。目前國內大學和企業(yè)已經已進行了機構運動、動力學仿真方面的研究和局部應用，能在設計初期及時發(fā)2 現(xiàn) 內燃機曲柄連桿機構干涉，校核配氣機構運動、動力學性能等，為設計人員提供了基本的設計依據(jù) 3-4。 目前國內外對 發(fā)動 機 曲柄連桿機構 的動力學分析的方法很多，而且已經完善和成熟。其中機構運動學分析是研究兩個或兩個以上物體間的相對運動，即位移、速度和加速度的變化關系 ： 動力學則是研究產生運動的力。 發(fā)動 機曲柄連桿機構的動力學分析主要包括氣體力、慣性力、軸承力和曲軸轉矩等的分析，傳統(tǒng)的內燃機工作機構動力學、運動學分析方法主要有圖解法和解析法 5。 1、解析法 解析法是對構件逐個列出方程，通過各個構件之間的聯(lián)立 線性方程 組 來求解運動副約束反力和平衡力矩，解析法又包括單位向量法、直角坐標法等。 2、圖解法 圖解法形象比較直觀，機構 各 組成部分的位移、速度、加速度以及所受力的大小及改變趨勢均能通過圖解一目了然。圖解法作為解析法的輔助手段，可用于對計算機結果的判斷和選擇。解析法取點數(shù)值較少，繪制曲線精度不高。不經任何計算，對曲柄連桿機構直接圖解其速度和加速度的方法最早由克萊茵提出，但方法十分復雜 6。 3、復數(shù)向量法 復數(shù)向量法是以各個桿件作為向量，把在復平面上的連接過程用復數(shù)形式加以表達，對于包括結構參數(shù)和時間 參數(shù)的解析式就時間求導后，可以得到機構的運動性能。該方法是機構運動分析的較好方法。 通過對機構運動學、動力學的分析，我們可以清楚了解內燃機工作機構的運動性能、運動規(guī)律等，從而可以更好地對機構進行性能分析和產品設計。但是過去由于手段的原因，大部分復雜的機械運動盡管能夠給出解析表達式，卻難以計算出供工程設計使用的結果，不得不用粗糙近似的圖解法求得數(shù)據(jù)。近年來隨著計算機的發(fā)展，可以利用復雜的計算表達式來精確求解各種運動過程和動態(tài)過程，從而形成了機械性能分析和產品設計的現(xiàn)代理論和方法。 通過對機構運動學和動力學分析 ，我們可以清楚了解內燃機工作機構的運動性能、運動規(guī)律等，從而可以更好地對機構進行性能分析和產品設計。但是過去由于手段的原因，大部分復雜的機構運動盡管能夠給出解析式，卻難以計算出供工程使用的計算結果，不得不用粗糙的圖解法求得數(shù)據(jù)。隨著計算機的發(fā)展，可以利用復雜的計算表達式來精確求解各種運動過程和動態(tài)過程，從而形成機械性能分析和產品設計的現(xiàn)代理論和方法。 機械系統(tǒng)動態(tài)仿真技術的核心是利用計算機輔助技術進行機械系統(tǒng)的運動學和動3 力學分析，以確定系統(tǒng)各構件在任意時刻的位置、速度和加速度，進而確定系統(tǒng)及其及其各構件運動 所需的作用力 5。目前，在對內燃機曲柄連桿機構進行動力學分析時，大多采用的是專業(yè)的虛擬樣機商業(yè)軟件，如 ADAMS 等。這些軟件的功能重點是在力學分析上，在建模方面還是有很多不足，尤其是對這些復雜的曲柄連桿機構零部件的三維建模很難實現(xiàn)。因而在其仿真分析過程中對于結構復雜的模型就要借助 CAD 軟件來完成，如 Pro/E、 UG、 Solidworks 等 4。當考慮到對多柔體系統(tǒng)進行動力學分析時，有時還需要結合 Ansys 等專業(yè)的有限元分析軟件來進行 7。這一過程十分復雜，不僅需要對這些軟件有一定了解，還需要處理好軟件 接口之間的數(shù)據(jù)傳輸問題，而且軟件使用成本也很高。 1.3 設計 研究的 主要 內容 對內燃機運行過程中曲柄連桿機構受力分析 進行 深入研究，其主要的研究內容有 ： （ 1） 對曲柄連桿機構進行運動學和動力學分析， 分析曲柄連桿機構中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機構的主要零 部 件進行強度、剛度等方面的計算和校核 ，以便 達到設計要求； （ 2） 分析曲柄連桿機構中主要零部件如活塞，曲軸，連桿等的工作條件和設計要求，進行合理選材，確定出主要的結構尺寸，并進行相應的尺寸檢驗校核，以符合零件實際加工的要求 ； （ 3） 應用 Pro/E 軟 件對曲柄連桿機構的零件分別建立實體模型，并將其分別組裝成活塞組件，連桿組件，然后定義相應的連接關系，最后裝配成完整的機構，并進行運動仿真分析，檢測其運動干涉，獲取分析結果 ； （ 4） 應用 Pro/E 軟件將零件模型圖轉化為相應的工程圖，并結合使用 AutoCAD軟件，系統(tǒng)地反應工程圖上的各類信息，以便實現(xiàn)對機構的進一步精確設計和檢驗。 4 第 2 章 曲柄連桿機構受力分析 研究曲柄連桿機構的受力，關鍵在于分析曲柄連桿機構中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機構的主要零件進行強度、剛度、磨損等方面的分析、計算和設計，以便達到 發(fā)動 機輸出轉矩及轉速的要求。 2.1 曲柄連桿機構的類型 及方案選擇 內燃機中采用曲柄連桿機構的型式很多，按運動學觀點可分為三類，即 :中心曲柄連桿機構、偏心曲柄連桿機構和主副連桿式曲柄連桿機構。 1、中心曲柄連桿機構 其 特點是氣缸中心線通過曲軸的旋轉中心，并垂直于曲柄的回轉軸線。這種型式的曲柄連桿機構在內燃機中應用最為廣泛。一般的單列式內燃機，采用并列連桿與叉形連桿的 V 形內燃機，以及對置式活塞內燃機的曲柄連桿機構都屬于這一類。 2、偏心曲柄連桿機構 其 特點是氣缸中心線垂直于曲軸的回轉中心線，但不 通過曲軸的回轉中心，氣缸中心線距離曲軸的回轉軸線具有一偏移量 e。這種曲柄連桿機構可以減小膨脹行程中活塞與氣缸壁間的最大側壓力，使活塞在膨脹行程與壓縮行程時作用在氣缸壁兩側的側壓力大小比較均勻。 3、主副連桿式曲柄連桿機構 其 特點 是 內燃機的一列氣缸用主連桿，其它各列氣缸則用副連桿，這些連桿的下端不是直接接在曲柄銷上，而是通過副連桿銷裝在主連 桿 的大頭上，形成了 “ 關節(jié)式 ”運動，所以這種機構有時也稱為 “ 關節(jié)曲柄連桿機構 ” 。在關節(jié)曲柄連桿機構中，一個曲柄可以同時 帶動 幾 套 副連桿和活塞，這種結構可使內燃機長度縮短 ，結構緊湊，廣泛的應用于大功率的坦克和機車用 V 形內燃機 8。 經過比較，本設計的型式選擇為中心曲柄連桿機構。 2.2 曲柄連桿機構運動學 中心曲柄連桿機構簡圖如圖 2.1 所示，圖 2.1 中氣缸中心線通過曲軸中心 O， OB為曲柄， AB 為連桿， B 為曲柄銷中心， A 為連桿小頭孔中心或活塞銷中心。 當曲柄按等角速度 旋轉時，曲柄 OB 上任意點都以 O 點為圓心做等速旋轉運動，活塞 A 點沿氣缸中心線做往復運動，連桿 AB 則做復合的平面運動，其大頭 B 點與曲柄一端相連，做等速的旋轉運動，而連桿 小頭與活塞相連，做往復運動。在實際分析5 中，為使問題簡單化，一般將連桿簡化為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個集中質量，認為它們分別做旋轉和往復運動，這樣就不需要對連桿的運動規(guī)律進行單獨研究 9。 圖 2.1 曲柄連桿機構運動簡圖 活塞做往復運動時，其速度和加速度是變化的。它的速度和加速度的數(shù)值以及變化規(guī)律對曲柄連桿機構以及發(fā)動機整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機構運動規(guī)律的主要任務就是研究活塞的運動規(guī)律。 2.1.1 活塞位移 假設在某一時刻，曲柄轉角為 ， 并按順時針方向旋轉，連桿軸線在其運動平面內偏離氣缸軸線的角度為 ，如圖 2.1 所示 。 當 = 0 時，活塞銷中心 A 在最上面的位置 A1，此位置稱為上止點。當 =180 時，A 點在最下面的位置 A2，此位置稱為下止點。 此時活塞的位移 x 為 : x= AA1 = AOOA 1 =(r+l ) )c o sc o s( lr = )c o s1(1)c o s1( r （ 2.1） 式中 ： 連桿比。 式（ 2.1）可進一步簡化，由圖 2.1 可以看出： sinsin lr 6 即 s i ns i ns i n lr 又由于 222 s i n1s i n1c o s （ 2.2） 將式（ 2.2）帶入式（ 2.1）得： x= )s in1(1c o s1 22 r （ 2.3） 式 （ 2.3） 是計算活塞位移 x 的精確公式 ,為便于計算，可將式（ 2.3）中的根號按牛頓二項式定理展開，得： 6642222 s i n16 1s i n81s i n1s i n1 考慮到 13，其二次方以上的數(shù)值很小，可以忽略不計。只保留前兩項，則 2222 s i n211s i n1 （ 2.4） 將式（ 2.4）帶入式（ 2.3）得 )s in2c o s1( 2 rx （ 2.5） 2.1.2 活塞的速度 將活塞位移公式（ 2.1）對時間 t 進行微分，即可求得活塞速度 v 的精確值 為 v )c o s2s i n2( s i n rdtdadadxdtdx (2.6) 將式（ 2.5）對時間 t 微分，便可求得活塞速度得近似公式為 ： 212s i n2s i n)2s i n2( s i n vvrrrv （ 2.7） 從式（ 2.7）可以看出，活塞速度可視為由 sin1 rv 與 2sin)2(2 rv 兩部分簡諧運動所組成。 當 0 或 180 時，活塞速度為零，活塞在這兩點改變運動方向。當 90 時，rv ，此時活塞得速度等于曲柄銷中心的圓周速度。 2.1.3 活塞的加速度 將式（ 2.6）對時間 t 微分，可求得活塞加速度的精確值為 ： c o s 2s i n4c o s 2c o s c o s 3232 rdtdadadvdtdva （ 2.8） 將式（ 2.7）對時間 t 為微分，可求得活塞加速度的近似值為 ： 21222 2co sco s)2co s( co s aarrra （ 2.9） 7 因此，活塞加速度也可以視為兩個簡諧運動加速度之和，即由 cos21 ra 與 2co s22 ra 兩部分組成。 2.2 曲柄連桿機構中的作用力 作用于曲柄連桿機構的力分為：缸內氣壓力、運動質量的慣性力、摩擦阻力和作用在發(fā)動機曲軸上的負載阻力。由于摩擦力的數(shù)值較小且變化規(guī)律很難掌握，受力分析時把摩擦阻力忽略不計。而負載阻 力與主動力處于平衡狀態(tài)，無需另外計算，因此主要研究氣壓力和運動質量慣性力變化規(guī)律對機構構件的作用。 計算過程中所需的相關數(shù)據(jù)參照 EA1113 汽油機，如附表 1 所示。 2.2.1 氣缸內工質的作用力 作用在活塞上的氣體作用力gP等于活塞上、下兩面的空間內氣體壓力差與活塞頂面積的乘積，即 )(4 2 ppDPg （ 2.10） 式中 ：gP活塞上的氣體作用力 ， N ； p 缸內絕對壓力 ， MPa ； p 大氣壓力 ， MPa ； D 活塞直徑 ， mm 。 由于活塞直徑是一定的，活塞上的氣體作用力取決于活 塞上、下兩面的空間內氣體壓力差 pp ，對于四沖程發(fā)動機來說，一般取 p =0.1MPa ， mmD 985.80 ,對于缸內絕對壓力 p ，在發(fā)動機的四個沖程中，計算結果 如 表 2.1 所示： 則 由式（ 2.10） 計算氣壓力gP如 表 2.2 所示。 2.2.2 機構的慣性力 慣性力是由于運動不均勻而產 生的，為了確定機構的慣性力，必須先知道其加速度和質量的分布。加速度從運動學中已經知道，現(xiàn)在需要知道質量分布。實際機構質量分布很復雜，必須加以簡化。為此進行質量換算。 1、機構運動件的質量換算 質量換算的原則是保持系統(tǒng)的動力學等效性。質量換算的目的是計算零件的運動8 質量，以便進一步計算它們在運動中所產生的慣性力 9。 表 2.1 缸內絕對壓力 p 計算結果 四個沖程終點壓力 計算公式 計算結果 /MPa 進氣終點壓力dep )90.075.0( ppde 0.08 壓縮終點壓力cop 1nedeco pp 1.46 膨脹終點壓力exp 2maxnex pp 0.45 排氣終點壓力 rp 15.1 ppr 0.115 注： 1n 平均壓 縮指數(shù)， 1n =1.32 1.38； 壓縮比， =9.3； 2n 平均膨脹指數(shù)，2n =1.2 1.30； ； maxp 最大爆發(fā)壓力 ， maxp =3 5MPa ，取 maxp =4.5MPa ； 此時壓力角 = 1510 ，取 = 13 。 表 2.2 氣壓力gP計算結果 四 個 沖 程 gP /N 進氣終點 77.23 壓縮終點 -102.97 膨脹終點 7001.933 排氣終點 1801.968 （ 1） 連桿質量的換算 連桿是做復雜平面運動的零件。為了方便計算，將整個連桿（包括有關附屬零件）的質量 Lm 用兩個換算質量 1m 和 2m 來代換，并 假設是 1m 集中作用在連桿小頭中心處，并只做往復運動的質量； 2m 是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓周做旋轉運動的質量 ， 如圖 2.2 所示 ： 9 圖 2.2 連桿質量的換算簡圖 為了保證代換后的質量系統(tǒng)與原來的質量系統(tǒng)在力學上等效，必須滿足下列三個條件： 連桿總質量不變，即 21 mmm L 。 連桿重心 G 的位置不變，即 )( 1211 llmlm 。 連桿相對重心 G 的轉動慣量GI不變，即GIllmlm 222211 )(。 其中， l 連桿長度， 1l 為連桿重心 G 至小頭中心的距離。由條件可得下列換算公式： l llmm L 11 llmm L 12 用平衡力系求合力的索多邊形法求出重心位置 G 。將連桿分成若干簡單的幾何圖形，分別計算出各段連桿重量和它的重心位置，再按照索多邊形作圖法，求出整個連桿的重心位置以及折算到連桿大小頭中心的重量 1G 和 2G ，如圖 2.3 所示 ： 圖 2.3 索多邊形法 4 10 （ 2） 往復直線運動部分的質量jm 活塞（包括活塞上的零件）是沿氣缸中心做往復直線運動的。它們的質量可以看作是集中在活塞銷中心上，并以hm表示。質量hm與換算到連桿小頭中心的質量1m之和，稱為往復運動質量jm，即1mmm hj 。 （ 3）不平衡回轉質量rm 曲拐的不平衡質量及其代換質量如圖 2.4 所示 ： 圖 2.4 曲拐的不平衡質量及其代換質量 曲拐在繞軸線旋轉時，曲柄銷和一部分曲柄臂的質量將產生不平衡離心慣性力，稱為曲拐的不平衡質量。為了便于計算，所有這些質量都按離心力相等的條件，換算到回轉半徑為 r 的連桿軸頸中心處，以km表示 ， 換算質量km為： remmm bgk 2 式中 ：km曲拐換算質量， kg ； gm連桿軸頸的質量， kg ； bm一個曲柄臂的質量， kg ； e 曲柄臂質心位置與曲拐中心的距離， m 。 質量km與換算到大頭中心的連桿質量 2m 之和稱為不平衡回轉質量 rm ，即 2mmm kr 由上述換算 方法 計 算 得 ： 往復直線運動部分的質量jm=0.583kg ，不平衡回轉質量 rm =0.467kg 。 11 2、曲柄連桿機構的慣性力 把曲柄連桿機構運動件的質量簡化為二質量jm和rm后，這些質量的慣性力可以從運動條件求出，歸結為兩個力。往復質量jm的往復慣性力jP和旋轉質量rm的旋轉慣性力rP。 （ 1）往復慣性力 2c osc os)2c osc os( 2222 rmrmrrmamPjjjj （ 2.11） 式中 ：jm往復運動質量， kg ； 連桿比； r 曲柄半徑 ， m ； 曲柄旋轉角速度， srad / ； 曲軸轉角。 jP是沿氣缸中心線方向作用 的，公式（ 2.11）前的負號表示jP方向與活塞加速度 a 的方向相反。 其中曲柄的角速度 為 ： 30602 nn （ 2.12） 式中 ： n 曲軸轉數(shù)， min/r ； 已知 額定轉數(shù) n =5800 min/r ，則 07.607305 8 0 0 srad / ； 曲柄半徑 r =40.23mm ，連桿比 =0.250.315，取 =0.27，參照 附錄 表 2： 四缸機工作循環(huán)表，將每一工況的 曲軸轉角 代入式（ 2.11），計算得往復慣性力jP，結果如表 2.3 所示 ： 表 2.3 往復慣性力jP計算結果 四 個 沖 程 jP/N 進氣終點 -10519.68 壓縮終點 6324.5 膨脹終點 -10519.68 排氣終點 6324.51 12 （ 2）旋轉慣性力 2rmPrr （ 2.13） 799.6 9 2 307.6070 4 0 2 3.0467.0 2 N 3、作用在活塞上的總作用力 由前述可知，在活塞銷中心處，同時作用著氣體作用力gP和往復慣性力jP，由于作用力的方向都沿著中心線，故只需代數(shù)相加，即 可求得合力 jg PPP （ 2.14） 計算結果 如 表 2.4 所示 。 4、活塞上的總作用力P分解與傳遞 如圖 2.5 所示， 首先，將P分解成兩個分力：沿連桿軸線作用的力 K ，和把活塞壓向氣缸壁的側向力 N ， 其 中沿連桿的作用力 K 為： cos1PK （ 2.15） 而側向力 N 為： tanPN （ 2.16） 表 2.4 作用在活塞上的總作用力P 四個沖程 氣壓力 gP /N 往復慣性力 jP /N 總作用力 P /N 進氣終點 77.23 681.10519 45.10442 壓縮終點 -102.97 6324.5 54.6221 膨脹終點 7001.933 681.10519 747.3517 排氣終點 1801.968 6324.5 478.8126 13 圖 2.5 作用在機構上的力和力矩 連桿作用力 K 的方向規(guī)定如下：使連桿受壓時為正號，使連桿受拉時為負號，缸 壁的側向力 N 的符號規(guī)定為：當側向力所形成的反扭 矩與曲軸旋轉方向相反時，側向力為正值，反之為負值。 當 = 13 時，根據(jù)正弦定理， 可得： sinsin rl 求得 48.3149 13s in23.40a r c s ins ina r c s in lr 將 分別代入式（ 2.15）、式（ 2.16），計算結果 如 表 2.5 所示： 表 2.5 連桿力 K 、側向力 N 的計算結果 四個沖程 連桿力 K /N 側向力 N /N 進氣終點 128.10717 83.2410 壓縮終點 6385.19 1436.356 膨脹終點 278.3610 136.812 排氣終點 8340.237 1896.923 力 K 通過連桿作用在曲軸的曲柄臂上，此力也分解成兩個力，即推動曲軸旋轉的切向力 T ， 14 即 c o s )s i n ()s i n ( PKT （ 2.17） 和壓縮曲柄臂的徑向力 Z ，即 c o s )c o s ()c o s ( PKZ （ 2.18） 規(guī)定力 T 和曲軸旋轉方向一致為正，力 Z 指向曲軸為正。 求得切向力 T 、徑向力 Z 見 如 表 2.6 所示 : 表 2.6 切向力 T 、徑向力 Z 的計算結果 四個沖程 切向力 T /N 徑向力 Z /N 進氣終點 242.3040 856.10276 壓縮終點 1811.355 6122.8789 膨脹終點 17.1024 964.346 排氣終點 2365.96 7997.61 2.3 本章小結 本章首先分析了曲柄連桿機構的運動情況，重點 分析了活塞的運動，在此基礎上分析了每個工作過程的氣體壓力變化情況，進一步推導出各過程氣體力的理論計算公式，進行了機構中運動質量的換算，并根據(jù) EA113 型汽油機的具體結構參數(shù)計算出了各過程的氣體力，為后面章節(jié)的動力仿真提供了理論數(shù)據(jù)的依據(jù)。 15 第 3 章 活塞組的設計 3.1 活塞的設計 活塞組包括活塞、活塞銷和活塞環(huán)等在氣缸里作往復運動的零件，它們是發(fā)動機中工作條件最嚴酷的組件。發(fā)動機的工作可靠性與使用耐久性，在很大程度上與活塞組的工作情況有關。 3.1.1 活塞的工作條件和設計要求 1、 活塞的機械負荷 在發(fā)動機工作中 ,活塞承受的機械載荷包括周期變化的氣體壓力、往復慣性力以及由此產生的側向作用力。在機械載荷的作用下，活塞各部位了各種不同的應力：活塞頂部動態(tài)彎曲應力；活塞銷座承受拉壓及彎曲 應力 ；環(huán)岸承受彎曲及剪應力。此外，在環(huán)槽及裙部還有較大的磨損。 為適應機械負荷，設計活塞時要求各處有合適的壁厚和合理的形狀，即在保證足夠的強度、剛度前提下，結構要盡量簡單、輕巧 ， 截面變化處的過渡要圓滑，以減少應力集中。 2、活塞的熱負荷 活塞在氣缸內工作時，活塞頂面承受瞬變高溫燃氣的作用，燃氣的最高溫度可達CC 25002000 。因而活塞頂?shù)臏囟纫埠芨??；钊粌H溫度高，而且溫度分布不均勻，各點間有很大的溫度梯度， 這 就成為熱應力的根源，正是這些熱應力對活塞頂部表面發(fā)生的開裂起了重要作用 9。 3、磨損強烈 發(fā)動機在工作中所產生的側 向 作用力是較大的，同時，活塞在氣缸中的高速往復運動，活塞組與氣缸表面之間 會 產生強烈磨損 ， 由于此處潤滑條件較差，磨損情況比較嚴重。 4、活塞組的設計要求 （ 1）要選用熱強度好、耐磨、比重小、熱膨脹系數(shù)小、導熱性好、具有良好減磨性、工藝性的材料； （ 2）有合理的形狀和壁厚。使散熱良 好，強度、剛度符合要求，盡量減輕重量，避免應力集中； （ 3）保證燃燒室氣密性好，竄氣、竄油要少又不增加活塞組的摩擦損失； （ 4）在不同工況下都能保持活塞與缸套的最佳配合； 16 （ 5）減少活塞從燃氣吸收的熱量，而已吸收的熱量則能順利地散走； （ 6）在較低的機油耗條件下，保證滑動面上有足夠的潤滑油。 3.1.2 活塞的材料 根據(jù)上述對活塞設計的要求，活塞材料應滿足如下要求： （ 1） 熱強度高。即在 C400300 高溫下仍有足夠的機械性能，使零件不致?lián)p壞； （ 2） 導熱性好，吸熱性差。以降低 頂部及環(huán)區(qū)的溫度，并減少熱應力； （ 3） 膨脹系數(shù)小。使活塞與氣缸間能保持較小間隙； （ 4） 比重小。以降低活塞組的往復慣性力，從而降低了曲軸連桿組的機械負荷和平衡配重； （ 5） 有良好的減磨性能（即與缸套材料間的摩擦系數(shù)較小），耐磨、耐蝕； （ 6） 工藝性好，低廉。 在發(fā)動機中，灰鑄鐵由于耐磨性、耐蝕性好、膨脹系數(shù)小、熱強度高、成本低、工藝性好等原因，曾廣泛地被作為活塞材料。但近幾十年來，由于發(fā)動機轉速日益提高，工作過程不斷強化，灰鑄鐵活塞因此比重大和導熱性差兩個根本缺點而逐漸被鋁基輕合金活塞所淘汰。 鋁合金的優(yōu) 缺點與灰鑄鐵正相反，鋁合金比重小，約占有灰鑄鐵的 1/3，結構重量僅占鑄鐵活塞的 %7050 。因此其慣性小，這對高速發(fā)動機具有重大意義。鋁合金另一突出優(yōu)點是導熱性好，其熱傳導系數(shù)約為鑄鐵的 43 倍，使活塞溫度顯著下降。對汽油機來說，采用鋁活塞還為提高壓縮比、改善發(fā)動機性能創(chuàng)造了重要的條件。 共晶鋁硅合金是目前國內外應用最廣泛的活塞材料，既可鑄造，也可鍛造。含硅9%左右的亞共晶鋁硅合金，熱膨脹系數(shù)稍大一些，但由于鑄造性能好，適應大量生產工 藝的要求，應用也很廣。 綜合分析， 該發(fā)動機活塞采用鋁硅合金材料鑄造而成。 3.1.3 活塞頭部的設計 1、設計要點 活塞頭部包括活塞頂和環(huán)帶部分，其主要功用是承受氣壓力，并通過銷座把它傳給連桿，同時與活塞環(huán)一起配合氣缸密封工質。因此，活塞頭部的設計要點是： （ 1）保證它具有足夠的機械強度與剛度，以免開裂和產生過大變形，因為環(huán)槽的變形過大勢必影響活塞環(huán)的正常工作； （ 2）保證溫度不過高，溫差小，防止產生過大的熱變形和熱應力，為活塞環(huán)的正常工作創(chuàng)造良好條件，并避免頂部熱疲勞開裂； （ 3）尺寸盡可能緊湊，因為一般 壓縮高度 1H 縮短 1 單位，整個發(fā)動機高度就可17 以縮短 25.1 單位，并顯著減輕活塞重量。而1H則直接受頭部尺寸的影響。 2、壓縮高度的確定 活塞壓縮高度的選取將直接影響發(fā)動機的總高度，以及氣缸套、機體的尺寸和質量。盡量降低活塞壓縮高度是現(xiàn)代發(fā)動機活塞設計的一個重要原則，壓縮高度1H是由火力岸高度1h、環(huán)帶高度2h和上裙尺寸3h構成的，即 1H=1h+2h+3h 為了降低壓縮高度，應在保證強度的基礎上盡量壓縮環(huán)岸、環(huán)槽的高度及銷孔的直徑。 （ 1）第一環(huán)位置 根據(jù)活塞環(huán)的布置確定活塞壓縮高度時，首先須定出第一環(huán)的位置，即所謂火力岸高度 1h 。為縮小 1H ，當然希望 1h 盡可能小，但 1h 過小會使第一環(huán)溫度過高，導致活塞環(huán)彈性松弛、粘結等故障。因此火力岸高度的選取原則是：在滿足第一環(huán)槽熱載荷要求的前提下，盡量取得小些。一般汽油機 Dh )12.006.0(1 ， D 為活塞直徑，該發(fā)動機的活塞標準直徑 mmD 985.80 ，確定火力 岸高度為： mmDh 289.7985.8009.009.01 （ 2）環(huán)帶高度 為減小活塞高度，活塞環(huán)槽軸向高度 b 應盡可能小，這樣活塞環(huán)慣性力也小，會減輕對環(huán)槽側面沖擊，有助于提高環(huán)槽耐久性。但 b 太小，使制環(huán)工藝困難。在小型高速內燃機上，一般氣環(huán)高 mmb 5.25.1 ，油環(huán)高 mmb 52 。 該發(fā)動機采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)稱之為壓縮環(huán)（氣環(huán)），第三環(huán)稱之為油環(huán) 。取 mmb 5.11 ， mmb 75.12 ， mmb 33 。 環(huán)岸的高度 c ，應保證它在氣壓力造成的負荷下不會破壞。當然，第二環(huán)岸負荷要比第一環(huán)岸小得多，溫度也低，只有在第一環(huán)岸已破壞的情況下，它才可能被破壞。因此，環(huán)岸 高度一般 第一環(huán)最 大，其它 較小。實 際發(fā)動機 的統(tǒng)計表 明，Dc )05.004.0(1 ， 12 )21( bc ，汽油機接近下限 。 則 mmDc 64.3045.01 ， mmbc 325.15.1 12 。 18 因此，環(huán)帶高度 mmbcbcbh 89.123375.164.35.1322112 。 （ 3）上裙尺寸 確定好活塞頭部環(huán)的布置以后，壓縮高度 H1 最后決定于活塞銷軸線到最低環(huán)槽（油環(huán)槽）的距離 h1。為了保證油環(huán)工作良好，環(huán)在槽中的軸向間隙是很小的，環(huán)槽如有較大變形就會使油環(huán)卡住而失效。所以在一般設計中，選取活塞上裙尺寸一般應使銷座 上方油環(huán)槽的位置處于銷座外徑上面，并且保證銷座的強度不致因開槽而削弱，同時也不致因銷座處材料分布不均引起變形，影響油環(huán)工作。 綜上所述，可以決定活塞的壓縮高度1H。對于汽油機 DH )0.60.35(1 ，所以mmDH 394.32985.804.04.01 。 則 mmhhHh 761.1289.12289.7394.322113 。 3、活塞頂和環(huán)帶斷面 （ 1）活塞頂 活塞頂?shù)男螤钪饕Q于燃燒室的選擇和設計。僅從活塞設計角度，為了減輕活塞組的熱 負荷和應力集中，希望采用受熱面積最小、加工最簡單的活塞頂形狀，即平頂。大多數(shù)汽油機正是采用平頂活塞，由于 EA113 5V 1.6L 發(fā)動機為高壓縮比 3.9 ，因而采用近似于平頂?shù)幕钊?。實際統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，活塞頂部最小厚度，汽油機為D)0.10.06( ，即 mm993.5)985.80074.0( ?；钊斀邮艿臒崃?，主要通過活塞環(huán)傳出。專門的實驗表明，對無強制冷卻的活塞來說，經活塞環(huán)傳到氣缸壁的熱量占 70 80%，經活塞本身傳到氣缸壁的占 10 20%，而傳給曲軸箱空氣和機油的僅占10%左右。所以活塞頂厚度 應從中央到四周逐漸加大，而且過渡圓角 r 應足夠大，使活塞頂吸收的熱量能順利地被導至第二、三環(huán)，以減輕第一環(huán)的熱負荷，并降低了最高溫度 9。 活塞頭部要安裝活塞環(huán)，側壁必須加厚，一般取 D)0.105.0( ，取 D076.0 為6.16mm，活塞頂與側壁之間應該采用較大的過渡圓角，一般取 Dr )0.105.0( ，取0.074D 為 5.993mm.為了減少積炭和受熱，活塞頂表面應光潔，在個別情況下甚至拋光。復雜形狀的活塞頂要特別注意避免尖角，所有尖角均應仔細修圓，以免在高溫下熔化。 （ 2）環(huán)帶斷面 為了保證高熱負荷活塞的環(huán)帶有足夠的壁厚 使導熱良好，不讓熱量過多地集中19 在最高一環(huán)，其平均值為 )0.25.1( t 。正確設計環(huán)槽斷面和選擇環(huán)與環(huán)槽的配合間隙，對于環(huán)和環(huán)槽工作的可靠性與耐久 性十分重要。槽底圓角一般為 0.20.5mm?；钊h(huán)岸銳邊必須有適當?shù)牡菇?，否則當岸部與缸壁壓緊出現(xiàn)毛刺時，就可能把活塞環(huán)卡住，成為嚴重漏氣和過熱的原因，但倒角過大又使活塞環(huán)漏氣增加。一般該倒角為45)0.52.0( 。 （ 3） 環(huán)岸和環(huán)槽 環(huán)岸和環(huán)槽的設計應保持活塞、活塞環(huán)正常工作，降低機油消耗量，防止活塞環(huán)粘著卡死和異常磨損，氣環(huán)槽下平面應與活塞軸線垂直，以保證環(huán)工作時下邊與缸桶接觸，減小向上竄機油的可能性?；钊h(huán)側隙在不產生上述損傷的情況下愈小愈好，目前，第一環(huán)與環(huán)槽側隙一般為 0.050.1mm，二、三環(huán)適當小些，為 0.030.07mm，油環(huán)則更小些，這有利于活塞環(huán)工作穩(wěn)定和降低機油消耗量，側隙確定油環(huán)槽中必須設有回油孔，并均勻地布置再主次推力面?zhèn)?，回油孔對降低機油消耗量有重要意義，三道活塞環(huán)的開口間隙及側隙 如 表 3.1 所示 : 表 3.1 活塞環(huán)的開口間隙及側隙 活塞環(huán) 開口間隙 /mm 側隙 /mm 第一道環(huán) 40.020.0 09.005.0 第二道環(huán) 40.020.0 06.003.0 第三道環(huán) 45.025.0 06.003.0 活塞環(huán)的背隙 比較大，以免環(huán)與槽底圓角干涉。一般氣環(huán) =0.5 毫 米 ，油環(huán)的 則更大些，如圖 3.1 所 示。 （ 4）環(huán)岸的強度校核 在膨脹沖程開始時，在爆發(fā)壓力作 用下，第一道活塞環(huán)緊壓在第一環(huán)岸上。由于節(jié)流作用，第一環(huán)岸上面的壓力 1p 比下面壓力 2p 大得多，不平衡力會在岸根產生很大的彎曲和剪切應力，當應力值超過鋁合金在其工作溫度下的強度極限或疲勞極限時，岸根有可能斷裂，專門的試驗表明，當活塞頂上作用著最高爆發(fā)壓力maxp時，max1 9.0 pp ， max2 2.0 pp ， 如圖 3.2 所示。 已知 maxp =4.5MPa ，則 M P ap 05.45.49.01 ， M Pap 9.05.42.02 ， 20 圖 3.1 環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及環(huán)槽結構 圖 3.2 第 一 環(huán) 岸 的 受力 情況 1 0 環(huán)岸是一個厚 1c 、內外圓直徑為 D 、 D 的圓環(huán)形板，沿內圓柱面固定，要精確計算固定面的應力比較復雜，可以將其簡化為一個簡單的懸臂梁進行大致的計算。在通常的尺寸比例下，可假定槽底（岸根）直徑 mmDD 89.729 8 5.809.09.0 ，環(huán)槽深 t 為： mmDt 05.49 8 5.8005.005.0 于是作用在岸根的彎矩為 3m a x2221 0026.02)(4)( DptDDpp （ 3.1） 而環(huán)岸根斷面的抗彎斷面系數(shù)近似等于 DcDc 3121 47.09.061 所以環(huán)岸根部危險斷 面上的彎曲應力 21m ax213m ax )(055.047.00026.0cDpDcDp （ 3.2） 23.1)64.3 985.80(5.4055.0 2 2/cmN 同理得剪切應力 為： 04.3764.3 985.805.437.037.0 1m ax cDp 2/cmN （ 3.3） 接合成應力公式 為： 21 64.3804.37323.13 2222 2/mmN （ 3.4） 考慮到鋁合金在高溫下的強度下降以及環(huán)岸根部的應力集中，鋁合金的許用應力4030 2/mmN ， ，校核合格 。 3.1.4 活塞裙部的設計 活塞裙部是指活塞頭部最低一個環(huán)槽以下的那部分活塞?；钊貧飧淄鶑瓦\動時，依靠裙部起導向作用 ， 并承受由于連桿擺動所產生的側壓力 N 。所以裙部的設計要求，是保證 活塞得到良好的導向，具有足夠的實際承壓面積，能形成足夠厚的潤滑油膜，既不因間隙過大發(fā)生敲缸，引起噪音和加速損傷，也不因間隙過小而導致活塞拉傷。 分析活塞在發(fā)動機中工作時裙部的變形情況。首先，活塞受到側向力的作用。承受側向力作用的裙部表面，一般只是在兩個銷孔之間的弧形表面。這樣，裙部就有被壓偏的傾向，使它在活塞銷座方向上的尺寸增大；其次，由于加在活塞頂上的爆發(fā)壓力和慣性力的聯(lián)合作用，使活塞頂在活塞銷座的跨度內發(fā)生彎曲變形，使整個活塞在銷座方向上的尺寸變大；再次，由于溫度升高引起熱膨脹，其中銷座部分因壁厚較其它 部分要厚，所以熱膨脹比較嚴重。三種情況共同作用的結果都使活塞在工作時沿銷座方向漲大，使裙部截面的形狀變成為 “ 橢圓 ” 形，使得在橢圓形長軸方向上的兩個端面與氣缸間的間隙消失，以致造成拉毛現(xiàn)象。在這些因素中，機械變形影響一般來說并不嚴重，主要還是受熱膨脹產生變形的影響比較大 11。 因此，為了避免拉毛現(xiàn)象，在活塞裙部與氣缸之間必須預先流出較大的間隙。當然間隙也不能留得過大，否則又會產生敲缸現(xiàn)象。解決這個問題的比較合理的方法應該使盡量減少從活塞頭部流向裙部的熱量，使裙部的膨脹減低至最?。换钊共啃螤顟c活塞的溫度 分布、裙部壁厚的大小等相適應 12。 本文采用托板式裙部，這樣不僅可以減小活塞質量，而且裙部具有較大的彈性，可使裙部與氣缸套裝配間隙減小很多，也不會卡死。 把活塞裙部的橫斷面設計成與裙部變形相適應的形狀。在設計時把裙部橫斷截面制成長軸是在垂直與活塞銷中心線方向上，短軸平行于銷軸方向的橢圓形。常用的橢圓形狀是按下列公式設計的 ： )2c o s1(4 dD （ 3.4） 式中 D 、 d 分別為橢圓的長短軸，如圖 3.3 所示 。 缸徑小于 mm100 的裙部開槽的活塞，橢圓度（ ）的大小，一般為 mm25.01.0 。 22 圖 3.3 活塞銷裙部的橢圓形狀 9 1、裙部的尺寸 活塞裙部是側壓力 N 的主要承擔者。為保證活塞裙表面能保持住必要厚度的潤滑油膜，其表面比壓 q 不應超過一定的數(shù)值。因此，在決定活塞裙部長度是應保持足夠的承壓面積，以減少比壓和磨損。 在確定裙部長度時，首先根據(jù)裙部比壓最大的允許值，決定需要的最小長度，然后按照結構上的要求加以適當修改。 裙部單位面積壓力（裙部比壓）按下式計算： 2maxDHNq （ 3.5） 式中 ：maxN最大側作用力，由動力計算求得，maxN=2410.83N D 活塞直徑， mm ； 2H 裙部高度， mm 。 取 mmDH 253.37985.8446.046.02 。 則 799.0253.37985.80 83.2410 qMPa 一般發(fā)動機活塞裙部比壓值約為 MPa5.15.0 ，所以設計合適。 2、銷孔的位置 活塞銷與活塞裙軸線不相交，而是向承受膨脹側壓力的一面（稱為主推力面，相23 對的一面稱為次推力面）偏移了 mm21 ，這是因為，如果活塞銷中心布置，即銷軸線與活塞軸線相交，則在活塞越過上止點，側壓力作用方向改變時，活塞從次推力面貼緊氣缸壁的一面突然整個地橫掃過來變到主推力面貼緊氣缸壁的另一面，與氣缸發(fā)生 “ 拍擊 ” ，產生噪音，有損活塞耐久性。如果把活塞銷偏心布置，則能使瞬時的過渡變成分布的過渡，并使過渡時刻先于達到最高 燃燒壓力的時刻，因此改善了發(fā)動機的工作平順性 13。 3.2 活塞銷的設計 3.2.1 活塞銷的結構、材料 1、活塞銷的結構和尺寸 活塞銷的結構為一圓柱體，中空形式，可減少往復慣性質量，有效利用材料?；钊N與活塞銷座和連桿小頭襯套孔的連接配合，采用 “ 全浮式 ” ?；钊N的外直徑Dd )3.025.0(1 ，取 mmDd 22271.01 ， 活塞銷的內直徑 12 )75.065.0( dd ，取mmdd 3 9 3.157.0 12 活塞銷長度 Dl )9.08.0( ，取 mmDl 7 8 8.648.0 2、 活塞銷的材料 活塞銷材料為低碳合金鋼，表面滲碳處理，硬度高、耐磨、內部沖擊韌性好。表面加工精度及粗糙度要求極高，高溫下熱穩(wěn)定性好。 3.2.2 活塞銷強度和剛度計算 由運動學知，活塞銷表面受到氣體壓力gP和往復慣性力jP的共同作用，總的作用力 NP 478.8126，活塞銷長度 mml 788.64 ，連桿小頭高度 mml 388.261 ， 活塞銷跨度 mmlP 4.29 。 1、 最大彎曲應力計算 活塞銷中央截面的彎矩為 )5.12(12 1lllPM P （ 3.6） 空心銷的抗彎斷面系數(shù)為 314 )1(1.0 dW ， 其中 6 9 9 7.022393.1512 dd 所以彎曲應 力為 WM 24 即 )1(2.1)5.12(4311 d lllP P （ 3.7） )6 9 9 7.01(222.1 )388.265.14.292788.64(478.8 1 2 6 43 MPa55.71 2、最大剪切應力計算 最大剪切應力出現(xiàn)在銷座和連桿小頭之間的截面上。橫斷截面的最大剪切應力發(fā)生在中性層上 14，其值按下式計算： )1()1(85.04212m ax dP （ 3.8） )6997.01(22)6997.06997.01(478.812685.0422 MPa09.41 已知許用彎曲應力 MP a500230 ； 許用剪切應力 M Pa220120 ， 那么校核合格。 3.3 活塞銷座 3.3.1 活塞銷座結構設計 活塞銷座用以支承活塞，并由此傳遞功率。銷座應當有足夠的強度和適當?shù)膭偠?，使銷座能夠適應活塞銷的變形，避免銷座產生應 力集中而導致疲勞斷裂；同時要有足夠的承壓表面和較高的耐磨性。 活塞銷座的內徑 mmd 220 ， 活塞銷座外徑 d 一般等于內徑的 6.14.1 倍，取mmdd 335.1 0 ， 活塞銷的彎曲跨度越小，銷的彎曲變形就越小，銷 銷座系統(tǒng)的工作越可靠，所以，一般設計成連桿小頭與活塞銷座開擋之間的間隙為 mm54 ，但當制造精度有保證時，兩邊共 mm32 就足夠了，取間隙為 mm3 。 3.3.2 驗算比壓力 銷座比壓力為： )(2 0 PlldPq )4.29788.64(222 478.8126 MPa3.23 q （ 3.9） 一般 MPaq 6040 。 25 3.4 活塞環(huán)設計及計算 3.4.1 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設計 該發(fā)動機采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)為氣環(huán) ，第三環(huán)為油環(huán)。 第一道活塞環(huán)為桶形扭曲環(huán)，材料為球墨鑄鐵，表面鍍鉻。桶形環(huán)與缸筒為圓弧接觸，對活塞擺動適應性好，并容易形成楔形潤滑油膜。 第二道活塞環(huán)為鼻形環(huán)，材料為鑄鐵，鼻形環(huán)可防止泵油現(xiàn)象，活塞向上運動時潤滑效果好。 第三道是油環(huán)，是鋼帶組成環(huán)，重量輕，比壓高，刮油能力強。 活塞環(huán)的主要尺寸為環(huán)的高度 b 、環(huán)的徑向厚度 t 。氣環(huán) mmb 35.1 ，油環(huán)mmb 53 ，取 mmb 5.11 ， mmb 75.12 ， mmb 33 ?；钊h(huán)的徑向厚度 t ，一般推薦值為：當缸徑 D 為 mm10050 時， 6.045.0/ Dt ，取 mmDt 05.45.0 。 3.4.2 活塞環(huán)強度校核 活塞環(huán)在工作時，因剪應力和軸向力影響較小，所以 只計算彎矩。活塞環(huán)的平均半徑與徑向厚度之比 tr/0一般都大于 5，所以可按直桿彎曲正應力公式計算 9。 1、工作狀態(tài)下的彎曲應力 活塞斷面的最大彎矩為： )(40m ax tDbDpM （ 3.10） 由此可得最大彎曲應力max為 ： 6)(220m a xm a x bttDbDpWM （ 3.11） 對于斷面均壓環(huán)其開口間隙0S與活塞環(huán)平均接觸壓力0p之間有如下關系 ： tDtDtSEp300)1(1414.0 （ 3.12） 將式（ 3.12）帶入（ 3.11）并整理得 ： 26 M P atDtSE20m a x)1(424.0 （ 3.13） 式中 ： E 材料的彈性模量，對合金 鑄鐵 5102.1 E MPa ； 0S活塞環(huán)的開口間隙， mmS 5.02.00 ，取為 mmS 3.00 ； D 氣缸直徑， mm ； t 活塞環(huán)徑向厚度， mm 則 M P a44.10)105.4 985.80(05.43.0102.1424.025m a x 活塞環(huán)工作時的許用彎曲應力為 MPa450200 ，則校核合格。 2、套裝應力 活塞環(huán)往活塞上套裝時，要把切口扳得比自由狀態(tài)的間隙還大，對于均壓環(huán)，此時的正對切口處的最大套裝彎曲應力為： 20m a x)1(3119.3tDtSEm （ 3.14） 式中 ： m 與套裝方法有關的系數(shù)，根據(jù)套裝方法的不同，其值為 21 ，一般取57.1m ， 則 M P a22.49)105.4 985.80(05.43.0)311(102.157.1 9.325m a x 因環(huán)的套裝時在常溫下進行的，承受的應力時間甚短，所以套裝應力的許用值大于工作應力的許用值 %3010 ，所以校核合格。 3.5 本章小結 在活塞的設計過程中， 分別確定了活塞、活塞銷、活塞銷座和活塞環(huán)的主要的結構參數(shù) ， 分析了其工作條件，總結了設計要求，選擇合適的材料，并分別進行了相關的強度和剛度校核， 使其符合實際要 求 。 27 第章 連桿組的設計 4.1 連桿的設計 4.1.1 連桿的工作情況、設計要求和材料選用 1、工作情況 連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復運動，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉運動。因此，連桿體除有上下運動外，還左右擺動，做復雜的平面運動。 2、設計要求 連桿主要承受氣體壓力和往復慣性力所產生的交變載荷，因此，在設計時應首先保證連桿具有在足夠的疲勞強度和結構鋼度。如果強度不足，就會發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成嚴重事故，同樣，如果連桿組剛度不足，也會對曲柄連桿機構的 工作帶來不好的影響。 所以設計連桿的一個主要要求是在盡可能輕巧的結構下保證足夠的剛度和強度。為此，必須選用高強度的材料；合理的結構形狀和尺寸。 3、材料的選擇 為了保證連桿在結構輕巧的條件下有足夠的剛度和強度，采用精選含碳量的優(yōu)質中碳結構鋼 45 模鍛，表面噴丸強化處理，提高強度。 4.1.2 連桿長度的確定 設計連桿時首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長度 l 它通常是用連桿比lr/ 來 說 明 的 ， 通 常 25.0 0.3125 ， 取 27.0 ， mmr 23.40 ，則mml 1 4 923.4027.0 。 4.1.3 連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算 1、 連桿小頭的結構設計 連桿小頭主要結構尺寸如圖 4.1 所示， 小頭襯套內徑 1d 和小頭寬度 1B 已在活塞組設計中確定， mm22d1 ， mm388.26B 1 。 為了改善磨損，小頭孔中以一定過盈量壓入耐磨襯套，襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，這種襯套的厚度一般為 3mm2 ，取 2.2mm ， 則小頭孔直徑 24.2mmd ，小頭外徑 d)35.12.1(D 1 ，取 mm734.302.2427.1D 1 。 2、連桿小頭的強度校核 28 以過盈壓入連桿小頭的襯套，使小頭斷面承受拉伸壓力。若襯套材料的膨脹系數(shù)比連桿材料的大，則隨工作時溫度升 高，過盈增大，小頭斷面中的應力也增大。此外，連桿小頭在工作中還承受活塞組慣性力的拉伸和扣除慣性力后氣壓力的壓縮，可見工作載荷具有交變性。上述載荷的聯(lián)合作用可能使連桿小頭及其桿身過渡處產生疲勞破壞，故必須進行疲勞強度計算 9。 圖 4.1 連桿小頭主要結果尺寸 （ 1）襯套過盈配合的預緊力及溫度升高引起的應力 計算時把連桿小頭和襯套當作兩個過盈配合的圓筒，則在兩零件的配合表面，由于壓入過盈及受熱膨脹，小頭所受的徑向壓力為 ： M P adDdDEdDdDEdd t11)(p21212121221221 （ 4.1） 式中 ： 襯套壓入時的過盈， mm ； 一般青銅襯套 0015.00002.0d 1 ，取 mm0 1 7 6.0220 . 0 0 0 8 ， 其中 ：t工作后小頭溫升 ,約 C 150100 ； 連桿材料的線膨脹系數(shù)，對于鋼 )/1(100.1 5 C ； 襯套材料的線膨脹系數(shù)，對于青銅 )/1(108.1 5 C ； 、 連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)，可取 3.0 ； E 連桿材料的彈性模數(shù)，鋼 M P a102.4.E 5 10； E 襯套材料的彈性模數(shù)，青銅 MPa5 102.2E ； 29 計算 小頭承受的徑向壓力為： 3.0222.24222.24102.213.02.24734.302.24734.30102.412.24100.18.11202.240176.0p22225222255）（ 16.74 N 由徑向均布力 p 引起小頭外側及內側纖維上的應力，可按厚壁筒公式計算， 外表面應力 63.542.24734.302.24274.16D2dp2222212 da2/mmN （ 4.2） 內表面應力 37.712.24734.302.24734.30865.31DdDp2222221221 di2/mmN （ 4.3） i 和a的允許值一般為 150100 2/mmN ，校核合格。 （ 2）連桿小頭的疲勞安全系數(shù) 連桿小頭的應力變化為非對稱循環(huán)，最小安全系數(shù)在桿身到連桿小頭的過渡處的外表面上為 ： ma 1-n （ 4.4）式中 ： 1- 材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限， 21- 105.35.2 2N/mm （合金鋼），取 21- 103 2/mmN ； 材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取=0.2； a應力幅， 632 63.5437.71 a2/mmN ； m平均應力， 87.92 63.5437.71 m2/mmN ； 工藝系數(shù)， 6.04.0，取 0.5； 則 344.287.92.05.063103n 2 連桿小頭的疲勞強度的安全系數(shù)，一般約在 5.02.0 范圍之內 4。 3、連桿小 頭的剛度計算 30 當采用浮動式活塞銷時，必須計算連桿小頭在水平方向由于往復 慣性力而引起的直徑變形，其經驗公式為 : 6233jm a x10)90(P EId m （ 4.5） 式中 ： 連桿小頭直徑變形量， mm ； md連桿小頭的平均直徑， mm ； I 連桿小頭斷面積的慣性矩， 4331 43.61312 534.6388.2612BI mmh 則 mm0 0 5 3.01043.613102.4901052 2.24734.30681.1 0 5 1 9652 ）（ 對于一般發(fā)動機，此變形量的許可值應小于直徑方向間隙的一半，標準間隙一般為 mm031.0012.0 ，則校核合格。 4.1.4 連桿桿身的結構設計與強度計算 1、連桿桿身結構的設計 連桿桿身從彎曲剛度和鍛造工藝性考慮，采用工字形斷面，桿身截面寬度 B 約 等于 D)3.026.0( (D 為氣缸直徑 )，取 mmDB 87.2127.0 ， 截面高度 BH )8.15.1( ，取 mmBH 08.3665.1 。 為使連桿從小頭到大頭傳力比較均勻，在桿身到小頭和大頭的過渡處用足夠大的圓角半徑。 2、連桿桿身的強度校核 連桿桿身在不對稱的交變循環(huán)載荷下工作，它受到位于計算斷面以上做往復運動的質量的慣性力的拉伸，在爆發(fā)行程，則受燃氣壓力和慣性力差值的壓縮，為了計算疲勞強度安全系數(shù)，必須現(xiàn)求出計算 斷面的最大拉伸、壓縮應力。 （ 1）最大拉伸應力 由最大拉伸力引起的拉伸應力為： mj fP max1 （ 4.6） 式中 ： mf 連桿桿身的斷面面積，汽油機 Af m )035.002.0( ， A 為活塞投影面積，取 mmDfm 45.154403.02 。 31 則 最大拉伸應力為： 11.6845.1 5 46 8 1.1 0 5 1 91 MPa （ 2）桿身的壓縮與縱向彎曲應力 桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃氣作用力maxgp時，并可認為是在上止點，最大壓縮力為： jgc PpP max （ 4.7） N614.17521)681.10519(933.7001 連桿承受最大壓縮力時，桿身中間斷面產生縱向彎曲。此時連桿在擺動平面內的彎曲，可認為連 桿兩端為鉸支，長度為 mml 149 ；在垂直擺動平面內的彎曲可認為桿身兩端為固定支點，長度為 mmll 11328.4722.24 ，因此在擺動平面內的合成應力為 ： mcmxx fPfIlc )1( 2 （ 4.8） 式中 ： c 系數(shù)，對于常用鋼材， 004.00003.0c ，取 002.0c ； xI計算斷面對垂直于擺動平面的軸線的慣性矩， 4mm 。 )2 2.24734.30()374.487.21(08.3087.2112 1)(12 1 3333 htBBHI x 902.49155 4mm ； 將式（ 4.8）改為： mcx fPk1 （ 4.9） 式中 1k 連桿系數(shù)， 14.145.154902.4 9 1 5 5149002.011 221 mx fIlck ； 則擺動平面內的合成應力為： 33.12945.154 614.1 7 5 2 114.1 x MPa 同理，在垂直于擺動平面內的合成應力為 ： mcmyy fPfIlc )41(2 （ 4.10） 32 374.42 2.24734.3087.21)2 2.24734.3008.30(12 1)(12 1 3333 htBhHI y 57.23395 4mm 將式 （ 4.10） 改成 mcy fPk2 （ 4.11） 式中 ：2k 連桿系數(shù)， 1.145.15457.233954149002.0141222 myfIlck 。 則 在垂直于擺動平面內的合成應力為 ： 79.12445.154 614.1 7 5 2 11.1 y MPa x和y的 許用值為 400250 MPa ，所以校核合格。 （ 3）連桿桿身的安全系數(shù) 連桿桿身所受的是非對稱的交變循環(huán)載荷，把x或y看作循環(huán)中的最大應力，看作是循環(huán)中的最小應力，即可求得桿身的疲勞安全系數(shù)。 循環(huán)的應力幅a和平均應力m，在連桿擺動平面為 ： 61.302 11.6833.1292 1 xaMPa （ 4.12） 72.982 11.6833.1292 1 xmMPa （ 4.13） 在垂直擺動平面內為 ： 34.282 11.6879.1242 1 yaMPa （ 4.13） 45.962 11.6879.1242 1 ymMPa （ 4.14） 連桿桿身的安全系數(shù)為 ： ma 1-n （ 4.15） 式中 ： 1- 材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限， 21- 105.35.2 2N/mm （合金鋼），33 取 21- 105.2 2N/mm； 材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取=0.2； 工藝系數(shù)， 6.04.0，取 0.45。 則 在連桿擺動平面內 連桿桿身的安全系數(shù)為 ： 8.272.982.045.0 61.30105.2n 2 在垂直擺動平面內連桿桿身的安全系數(shù)為 ： 0.345.962.045.0 34.28105.2n 2 桿身安全系數(shù)許用值在 35.1 的范圍內， 則 校核合格。 4.1.5 連桿大頭的結構設計與強度、剛度計算 1、連桿大頭的結構設計與主要尺寸 連桿大頭的結構與尺寸基本上決定于曲柄銷直徑 2D 、 長度 2B 、 連桿軸瓦厚度 2 和連桿螺栓直徑md。其中在 2D 、 2B 在 曲軸設計中確定， mmD 8.472 ， mmB 73.262 ，則大頭寬度 mmb 73.262 ， 軸瓦厚度 mm）（ 35.12 ，取 mm5.22 ，大頭孔直徑mmd 3.502 。 連桿大頭與連桿蓋的分開面采用平切口，大頭凸臺高度 221 )5.035.0( dHH ，取 mmdH 64.2245.0 21 ，取 mmdH 63.2143.0 22 ，為了提高連桿大頭結構剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離 2)31.124.1( dC ，取 mmdC 881.6327.1 2 ，一般螺栓孔外側壁厚不小于 2 毫米，取 3 毫米，螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過渡采用盡可能大的圓角。 2、連桿大頭的強度校核 假設通過螺栓的緊固連接，把大頭與大頭蓋近似視為一個整體，彈性的大頭蓋支承在剛性的連桿體上，固定角為 0 ， 0 通常取 40 ， 作用力通過曲柄銷作用在大頭蓋上按余弦規(guī)律分布，大頭蓋的斷面假定是不變的，且其大小與中間斷面一致，大頭的34 曲率半徑為 2C 。 連桿蓋的最大載荷是在進氣沖程開始的，計算得： NPPP rj 48.1 7 4 4 3799.6923681.1 0 5 1 9m ax2 作用在危險斷面上的彎矩1M和法向力1N由經驗公式求得： 2.255454000083.00127.02 881.6348.17443)00083.00127.0(2 021 ）（CPM NPN 71.1 1 1 9 8)40003.0522.0(48.1 7 4 4 3)003.0522.0(021 （ 4.16） 由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為 ： IIMM 1 1 （ 4.17） 作用于大頭蓋中間斷面的 法向力為： AANN 1 1 （ 4.18） 式中 ： I ， I 大頭蓋及軸瓦的慣性矩， 4mm ， 433232 727.55791223.50881.63(73.2612)2(12 mmdCBhBI ） 433232 81.3412 5.273.261212 mmBhBI ， A ， A 大頭蓋及軸瓦的斷面面積， 2mm ， 22 51.1812 3.50881.6373.26 mmhBA ， 22 825.665.273.26 mmBA ， 在中間斷面的應力為 ： ANWM （ 4.18） 式中 ： W 大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)， 322 93.13946)2 3.50881.63(73.266 mmhBW 計算 連桿大頭蓋的應力為： 35 29.6351.181 51.181825.66171.1119893.1394727.557981.34118.255451111 A AANWIIM MPa 一般發(fā)動機連桿大頭蓋的應力許用值為 200150 MPa ，則校核合格。 4.2 連桿螺栓的設計 4.2.1 連桿螺栓的工作負荷 與預緊力 根據(jù)氣缸直徑 D 初選連桿螺紋直徑Md，根據(jù)統(tǒng)計 DdM )12.01.0(，取mmDd M 09.81.0 。 發(fā)動機工作時連桿螺栓受到兩種力的作用：預緊力 P 和最大拉伸載荷jP，預緊力由兩部分組成：一是保證連桿軸瓦過盈度所必須具有的預緊力 1P ；二是保證發(fā)動 機工作時，連桿大頭與大頭蓋之間的結合面不致因慣性力而分開所必須具有的預緊力2P15。 連桿上的螺栓數(shù)目為 2，則每個螺栓承受的最大拉伸載荷 jP為往復慣性力jP和旋轉慣性力 rP 在氣缸中心線上的分力之和， 即 NPPP rjj 01.18633213c o s799.6923681.105192 c o s （ 4.19） 軸瓦過盈量所必須具有的預緊力 1P 由軸瓦最小應力 M Pa300200m in ，由實測統(tǒng)計可得 1P 一般為 N6510 ，取 30N ，由于發(fā)動機可能超速，也可能發(fā)生活塞拉缸，2P 應較理論計算值大些，一般取 m ax2 8.075.0 jPP ）（ ，取 NP 11.1304375.0 m a x2 。 4.2.2 連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算 連桿螺 栓預緊力不足不能保證連接的可靠性，但預緊力過大則可能引起材料超出屈服極限，則應校核屈服強度，滿足 nFP s min （ 4.20） 式中 ： minF 螺栓最小截面積， 222m i n 38.51409.84 mmdF M ； 36 P 螺栓的總預緊力， NPPP 11.1 3 0 7 311.1 3 0 4 33021 ； n 安全系數(shù)， 0.25.1n ，取 1.7； s材料的屈服極限，一般在 800MPa 以上 16。 那么 連桿螺栓的屈服強度為： MP a43.25438.51 11.1 3 0 7 3 M P an s 59.4 7 07.18 0 0 則校核合格。 4.3 本章小結 本章在設計連桿的過程中，首先分析了連桿的工作情況，設計要求，并選擇了適當?shù)牟牧?，然后分別確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿 大頭的主要結構參數(shù)，并進行了強度了剛度的校核，使其滿足實際加工的要求，最后根據(jù)工作負荷和預緊力選擇了連桿螺栓，并行檢驗校核。 37 第 5 章 曲軸的設計 5.1 曲軸的結構型式和材料的選擇 5.1.1 曲軸的工作條件和設計要求 曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力、往復和旋轉運動質量的慣性力以及它們的力矩作用下工作的，使曲軸既扭轉又彎曲，產生疲勞應力狀態(tài)。 由于曲軸彎曲與扭轉振動而產生附加應力，再加上曲軸形狀復雜，結構變化急劇，產生的嚴重的應力集中。特別在曲柄至軸頸的圓角過渡區(qū)、潤滑油孔附 近以及加工粗糙的部位應力集中現(xiàn)象尤為突出。所以在設計曲軸時，要使它具有足夠的疲勞強度，盡量減小應力集中現(xiàn)象，克服薄弱環(huán)節(jié)，保證曲軸可靠工作。 如果曲軸彎曲剛度不足，就會大大惡化活塞、連桿的工作條件，影響它們的工作可靠性和耐磨性，曲軸扭轉剛度不足則可能在工作轉速范圍內產生強烈的扭轉振動，所以設計曲軸時，應保證它有盡可能高的彎曲剛度和扭轉剛度。 此外，曲軸主軸頸與曲柄銷時再高比壓下進行高速轉動的，因而還會產生強烈的磨損。所以設計曲軸時，要使其各摩擦表面耐磨，各軸頸應具有足夠的承壓面積同時給予盡可能好的工作條件。 5.1.2 曲軸的結構型式 曲軸的設計從總體結構上選擇整體式，它具有工作可靠、質量輕的特點，而且剛度和強度較高，加工表面也比較少。為了提高曲軸的彎曲剛度和強度，采用全支撐半平衡結構 11，即四個曲拐，每個曲拐的兩端都有一個主軸頸，如圖 5.1 所示： 圖 5.1 曲軸的結構型式 5.1.3 曲軸的材料 在結構設計和加工工藝正確合理的條件下，主要是材料強度決定著曲軸的體積、重量和壽命，作為曲軸的材料，除了應具有優(yōu)良的機械性能以外，還要求高度的耐磨性、耐疲勞性和沖擊韌性。同時也要使曲軸的加工容易和造價低廉。在 保證曲軸有足38 夠強度的前提下，盡可能采用一般材料。以鑄代鍛，以鐵代鋼。高強度球墨鑄鐵的出現(xiàn)為鑄造曲軸的廣泛采用提供了前提。 球墨鑄鐵就其機械性能和使用性能而言，比其它多種鑄鐵都要好。球墨鑄鐵曲軸可以鑄成復雜的合理的結構形狀，使其應力分布均勻，金屬材料更有效地利用，加上球鐵材料對斷面缺口的敏感性小，使得球鐵曲軸的實際彎曲疲勞強度與正火中碳鋼相近。 該發(fā)動機曲軸采用球墨鑄鐵鑄造而成 。 5.2 曲軸的主要尺寸的確定和結構細節(jié)設計 5.2.1 曲柄銷的直徑和長度 在考慮曲軸軸頸的粗細時，首先是確定曲柄銷的直徑 2D 。在現(xiàn)代發(fā)動機設計中，一般趨向于采用較大的 2D 值，以降低曲柄銷比壓，提高連桿軸承工作的可靠性，提高曲軸的剛度。但是，曲柄銷加粗伴隨著連桿大頭加大，使不平衡旋轉質量的離心力增大，隨曲軸及軸承的工作帶來不利，對于汽油機， 65.060.0/2 DD ， D 為氣缸直徑，已知 D =80.985mm ，則，曲柄銷直徑取為 2D =0.60D =47.80mm 。 曲柄銷的長度 2l 是在選定的基礎上考慮的。從增加曲軸的剛性和保證軸承的工作能力出發(fā)，應使 2l 控制在一定范圍內，同時注意曲拐各部分尺寸協(xié)調，根據(jù)統(tǒng)計2l / 2D = 70.050.0 ，取 2l =0.59 2D =28mm 。 軸頸的尺寸，最后可以根據(jù)承壓面的投影面積 222 01.0 lDF 與活塞投影面積24 DF 之比來校核，此比值據(jù)統(tǒng)計在范圍內，而且汽油機偏下限。 那么由26.0985.804288.4701.0401.02222 DlDFF ，則長度取值合適。 5.2.2 主軸頸的直徑和長度 為 了最大限度地增加曲軸的剛度，適當?shù)丶哟种鬏S頸，這樣可以增加曲軸軸頸的重疊度，從而提高曲軸剛度，其次，加粗主軸頸后可以相對縮短其長度，從而給加厚曲 柄 提 高 其 強 度 提 供 可 能 。 從 曲 軸 各 部 分 尺 寸 協(xié) 調 的 觀 點 ， 建 議 取21 )25.105.1( DD ，取 1 =1.13 2D =54mm 。 39 由于主軸承的負荷比連桿軸承輕，主軸頸的長度1l一般比曲柄銷的長 度短，這樣可滿足增強剛性及保證良好潤滑的要求。 據(jù)統(tǒng)計 4.03.0/1 Dl， 取1l=0.31D =25.11mm 。 5.2.3 曲柄 曲柄應選擇適當?shù)暮穸取挾?，以使曲軸有足夠的剛度和強度。為提高曲柄的抗彎能力，適當增加曲柄的厚度，曲柄的形狀采用橢圓形，為了能最大限度地減輕曲軸的重量，并減小曲柄相對于主軸頸中心的不平衡旋轉質量，將曲柄上肩部多余的金屬削去。 根 據(jù)統(tǒng) 計，曲 柄的 寬度 2.175.0/ Db ，取 mmDb 3.891.1 ，厚度25.018.0/ Dh ，取 mmDh 08.1822.0 。 曲柄臂以凸肩接主軸頸和曲柄銷。凸肩的厚度 根據(jù)曲軸加工工藝決定。全加工曲軸 的只有 0.51mm ，取 =1mm 。 曲柄銷和主軸頸至曲柄臂凸肩的過渡圓角對應力集中程度影響最大，加大圓角半徑 可使圓角應力峰值降低，故 宜取大，至少不能小于 0.05 2D 或 2.5 mm ，取 =3mm 。 5.2.4 平衡重 對四拐曲軸來說，作用在第 1、 2 拐和 第 3、 4 拐上的離心慣性力互成力偶。這兩個力偶大小相等、方向相反，所以從整體上講是平衡的，但是這兩個力偶卻還是作用在曲袖上了，曲軸這兩個對稱力偶的作用下可能發(fā)生彎曲變形。由于曲軸是安裝在機體的主軸承中的，所以曲軸發(fā)生彎曲變形時上述