s195柴油機整機設(shè)計說明書

1、1緒論 錯誤!未定義書簽2柴油機工作過程的熱力學分析計算 錯誤!未定義書簽原始參數(shù) 錯誤!未定義書簽選取參數(shù) 錯誤!未定義書簽計算參數(shù) 錯誤!未定義書簽3柴油機動力計算及平衡 錯誤!未定義書簽已知數(shù)據(jù) 錯誤!未定義書簽動力計算 錯誤!未定義書簽平衡計算 錯誤!未定義書簽4燃燒系統(tǒng) 錯誤!未定義書簽燃燒室的選型 錯誤!未定義書簽渦流室結(jié)構(gòu) 錯誤!未定義書簽主燃燒室形狀 錯誤!未定義書簽渦流室鑲塊 錯誤!未定義書簽改善冷啟動性能的措施 錯誤!未定義書簽5活塞組的設(shè)計 錯誤!未定義書簽概述 錯誤!未定義書簽活塞的選型 錯誤!未定義書簽活塞的基本設(shè)計 錯誤!未定義書簽活塞的主要尺寸 錯誤!未定義書簽活

2、塞頭部設(shè)計 錯誤!未定義書簽活塞銷座的設(shè)計 錯誤!未定義書簽活塞裙部及其側(cè)表面形狀設(shè)計 錯誤!未定義書簽活塞與缸套配合間隙 錯誤!未定義書簽活塞重量的參考值 錯誤!未定義書簽活塞強度計算 錯誤!未定義書簽活塞的冷卻 錯誤!未定義書簽活塞的材料及工藝 錯誤!未定義書簽活塞銷的設(shè)計 錯誤!未定義書簽活塞銷的結(jié)構(gòu)及尺寸 錯誤!未定義書簽軸向定位 錯誤!未定義書簽活塞銷和銷座的配合 錯誤!未定義書簽活塞銷的強度校核 錯誤!未定義書簽活塞銷材料及強化工藝 錯誤!未定義書簽6連桿組的設(shè)計 錯誤!未定義書簽概述 錯誤!未定義書簽連桿的結(jié)構(gòu)類型 錯誤!未定義書簽連桿的基本設(shè)計 錯誤!未定義書簽主要尺寸比例 錯

3、誤!未定義書簽連桿長度 錯誤!未定義書簽連桿小頭設(shè)計 錯誤!未定義書簽連桿小頭結(jié)構(gòu) 錯誤!未定義書簽小頭結(jié)構(gòu)尺寸 錯誤!未定義書簽連桿襯套 錯誤!未定義書簽連桿桿身 錯誤!未定義書簽連桿大頭 錯誤!未定義書簽連桿大頭結(jié)構(gòu) 錯誤!未定義書簽大頭尺寸 錯誤!未定義書簽連桿強度的計算校核 錯誤!未定義書簽連桿小頭的校核 錯誤!未定義書簽連桿桿身的校核 錯誤!未定義書簽7配氣凸輪的設(shè)計 錯誤!未定義書簽凸輪外形設(shè)計得任務(wù)和要求 錯誤!未定義書簽凸輪設(shè)計主要參數(shù)的選擇和限制條件 錯誤!未定義書簽緩沖曲線設(shè)計 錯誤!未定義書簽凸輪的選型及計算 錯誤!未定義書簽8機體的設(shè)計 錯誤!未定義書簽機體結(jié)構(gòu)形式的選

4、擇 錯誤!未定義書簽機體材料的選擇 錯誤!未定義書簽機體外形輪廓尺寸的決定 錯誤!未定義書簽提高機體剛度與強度的措施 錯誤!未定義書簽9油底殼設(shè)計 錯誤!未定義書簽10氣缸套設(shè)計 錯誤!未定義書簽設(shè)計要求 錯誤!未定義書簽結(jié)構(gòu)設(shè)計 錯誤!未定義書簽結(jié)論 錯誤!未定義書簽致謝 錯誤!未定義書簽參考文獻 錯誤!未定義書簽1緒論從1860年首臺內(nèi)燃機誕生以來，經(jīng)過了百余年的發(fā)展，具給人類帶來的生產(chǎn)力的提高和對生活得便利使得內(nèi)燃機工業(yè)業(yè)已成為人類文明中不可替代的部 分。但是，人類追求進步的腳步遠沒有停止，內(nèi)燃機的發(fā)展遠遠沒有達到其頂點， 在動力性、經(jīng)濟性和排放性方面還在不斷地改進。作為動力輸出源的內(nèi)燃

5、機，柴 油機，其在動力性以及油耗性上比汽油機的優(yōu)越性以使其成為工程機械、農(nóng)用機械套動力裝置中不二的選擇，因此對柴油機的研究和改進已成為各大發(fā)動機生產(chǎn) 商的重大戰(zhàn)略。S195型柴油機是小型臥式、單缸、四沖程、蒸發(fā)水冷式發(fā)動機。具有結(jié)構(gòu) 輕巧、移動方便、安裝簡單、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、操作簡易和工作可靠等特點，除基本型 外，還有電起動、凝汽水冷卻等多個變型品種，適宜多種配套?？膳涮资址鐾侠?機、小四輪拖拉機、小型排灌、船用機組、發(fā)電機組、空壓機組以及農(nóng)副業(yè)加工 的動力裝置，如脫粒機、碾米機、磨粉機、飼料粉碎機等，在我國工農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中 得到廣泛應(yīng)用。本課題在參考國內(nèi)現(xiàn)有同型號柴油機經(jīng)典結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上進行整機設(shè)計，力

6、爭使得柴油機的性能達到較好的水平，結(jié)構(gòu)力爭緊湊。2柴油機工作過程的熱力學分析計算原始參數(shù)原始參數(shù)及已知條件1) 柴油機型號：S195;2) 燃燒室型式：渦流式；3) 增壓方式：非增壓；4) 氣缸數(shù)：Z: 1 ;5) 沖程數(shù)：4;6) 氣缸直徑D: 95mm7) 活塞行程S: 115mm8) 排量：；9) 標定功率Ne:(12PS);10) 標定轉(zhuǎn)速：2000 rpm；11) 怠速轉(zhuǎn)速：800 rpm；12) 額定功率時最低燃油消耗率：13) 壓縮比：20;14) 冷卻方式：水冷；15) 凈質(zhì)量：145kg;16) 潤滑方式：壓力潤滑+飛濺潤滑；17) 啟動方式：電啟動；18) 燃料重量成分：；

7、19) 燃料低熱值 Hu： 10140kcal/kg ；20) 環(huán)境溫度T0: 293K;21)環(huán)境壓力 p0 ： kgf/cm2。選取參數(shù)1) 最高爆發(fā)壓力Pz : 75 kgf / cm2 ;2) 過量空氣系數(shù)：；3) 殘余廢氣系數(shù)：4) 進氣受熱增加溫度 T : 20 C；5) 排氣溫度： 800K;6) 排氣管壓力 pr : kgf/cm2;7) 進氣系統(tǒng)壓力Ps: kgf/cm2;8) 壓縮多變指數(shù)n1 :;9) 膨脹多變指數(shù)n2 :;11) 示功圖豐滿系數(shù)12) 機械效率m :;13) 掃氣系數(shù)s：；14) 壓縮始點壓力pa : kgf /cm2 ；15) 進排氣重疊角：計算參數(shù)1

8、) 汽缸工作容積：Vh D2S 0.0952 0.115 0.000815 m3; 442)壓縮終點容積：Vc 匕 0.000815 0.000043 m3；120 1 1 CHO3)燃燒1公斤燃料理論所需空氣量：Lo CHkgmol/kg；0.21 124324)進氣充量公斤摩爾數(shù)：M 1 L0 0.593 kgmol/kg ；H O5)燃燒產(chǎn)物公斤摩爾數(shù)：M2L0 H 0.6256 kgmol / kg ；4326)理論分子變更系數(shù)：° 盟 1.055；M17)實際分子變更系數(shù):1.054；8)進氣系統(tǒng)溫度:TsTo293K ；9)壓縮始點溫度:TaTs三二326 K;1 r10

9、)充量系數(shù):13)壓力升高比:PzPc1.50；14)定容燃燒終點溫度：Ty Tc1460K ；15)最高燃燒溫度:tz16)17)18)19)20)21)22)23)24)(cp2)m d Mi(1其中(Cp)m可由圖2-1查得:Pi(cp1)m 1.986(1)圖2-1不同 值時，柴油完全燃燒產(chǎn)物平均摩爾比熱Cp)m=；故tz=2230 K;初期膨脹比:燃燒終點氣缸容積膨脹終點氣缸壓力:膨脹終點溫度：幾理論平均指示壓力:,(1)1n22=kgf / cm ;實際平均指示壓力:平均有效壓力:有效功率：Ne指示熱效率:Pctc 524( d)(Cp)m值與溫度t的關(guān)系25)有效熱效率:d Tz

10、"TTVzPb1.592；Vc 0.00007m3;Pc(-)n23.49 kgf /Tz(-)n211285K ;Pif Pi-1(1r)1 1)29.43 kgf /cm ;m PiPeVh nZ0.926.78 kgf / cm ;12PS ；1.986 M1PiTs0.396；Hu V Ps0.285 ；26)有效燃油消耗率:ge632000Hu e211g/PS?h ;427)進氣流量：Gs pVRr- 120Z s 0.0124kg/s。3柴油機動力計算及平衡已知數(shù)據(jù)1）氣缸直徑D: 95mm活塞行程S: 115mm曲柄半徑R:;連桿長度l : 210mm曲柄半徑與連桿長

11、度比-0.2738；l2活塞面積Fp 78.65cm2;p 4標定功率Ne:（12PS）;標定轉(zhuǎn)速：2000 rpm ;曲軸旋轉(zhuǎn)角速度 210rad /s 2 44100rad 2/s2 ;30曲軸銷中心的切向速度R12.075m/s；曲柄銷中心的切向加速度R 2 2535.75m/s2;活塞平均速度Cm Sn 7.67m/s；302）往復運動質(zhì)量mj活塞組實測重量G0 o其中，活塞，活塞銷，擋圈（兩只），油環(huán)（一只），氣環(huán)（三只）。連桿組質(zhì)量的換算：連桿組實測重量Gc=o其中，連桿體（包括連桿蓋、套管及連桿襯套），連 桿軸瓦（兩片），連桿螺釘（兩只），保險鉛絲（一根）將連桿體用稱重法得其重量

12、分配比為。因止匕，Gca=, Gcb = + + + =b因止匕mj mp mca12=(1.365 0.6) 0.2005(kg?s2/m)gm,0 200522mj j5 0.00283(kg ?s2/m/cm2)Fp 70.883)旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量mr曲柄質(zhì)量的換算見圖3-1 :圖中曲柄臂的橢圓部分對稱于曲軸旋轉(zhuǎn)中心，故不必換算。計算曲柄圖示部分的重量及其重心至曲軸旋轉(zhuǎn)中心線的距離為：圖3-1曲柄質(zhì)量換算用圖GI 0.71kg, I 7.6cm；Gii 0.108kg, II 7.5cm；GIII 0.563kg , III 5.7cm;其中，I部分表示平衡塊，即Gb 0.71kg,7.6c

13、m故GbG GII IIR。563 5.7 0.108 7.5 25.750.276kgmrmd mcb 1(0.276 1.535) 0.1847kg ? s2 / m g動力計算1)運動分析及動力計算(1)運動參數(shù)的計算活塞運動規(guī)律計算公式：活塞位移：12 . 2x r1 cos (1 . 1 sin )活塞速度：v x r (sin sin 2 )2活塞加速度:a x (cos2cos2 )r連桿擺角：arcsin( sin )以上個參數(shù)具體位置見圖3-2曲柄連桿機構(gòu)簡圖所示。計算活塞在一個循環(huán)內(nèi)各位置的運動規(guī)律，結(jié)果如表3-1所示畫出活塞運動規(guī)律曲線圖，如圖3-3所示。圖3-2曲柄連桿

14、機構(gòu)簡圖表3-1 S195柴油機活塞運動規(guī)律計算表曲軸轉(zhuǎn)角（）連桿擺角（）x(mm)v(m/ s),2 . a(m/s )0102030405060708090100110120130140150160170180190200210220230240250260270280290300310320330340350360圖3-3 S195柴油機活塞運動規(guī)律曲線(2)動力參數(shù)的計算i.計算在一個循環(huán)中活塞連桿曲軸所受的運動分力。結(jié)果如表3-2所示。繪制PN f(x)的變化曲線，如圖3-4所示；繪制pgf( )，pj f( )，p f()的變化曲線，如圖3-5所示；繪制p1 f( )，pra f(

15、)的變化曲線，如圖3-6所示。繪制曲軸輸出扭矩曲線，如圖3-7所示?？梢?，單缸柴油機曲軸的輸出扭矩曲線與其曲柄切向力曲線形狀完全一樣, 只是縱坐標值相差RFp倍。p表3-2動力計算結(jié)果項 目pgpjppNPCrppraMt()kgf/ cm2kgf/cm2kgf/ cm2kgf/cm2kgf/cm2kgf/cm2kgf/cm2kgf ?cm00010-81520-147330-185640-190350-162960-111070-4628019090740100112311013181201340130123014010321507881605261702621800190-262200-5

16、29210-797220-1054230-1276240-1425250-1463260-1357270-1104280-739290-347300-64310-53320-481330-1429340-2636350-2763360-3E-15037089823801054439085544006336410476342038464303394440320045030944602962470275048024474902073500165851012305208085304005400550-383560-707570-951580-1207590-1396600-1507610-14206

17、20-1236630-861640-31565033766099067015206801809690178170014217107887200Mtm圖 3-5 Pg圖 3-4 Pn圖3-6380 時，Mtmax0.72,則Nif(),Pjf(f (x)的變化曲線f( ), p f()的變化曲線)，Pra f()的變化曲線圖3-7曲軸輸出扭矩曲線10544kgf .cm。NeN 71620 n1054417.67597MtmaxMtm12.16.67 PS。0.7216.67716202000597kgf ?cm3)飛輪矩GfDm2的計算根據(jù)S195型柴油機的多種用途,1.選取 o查表501.3

18、。Ne12 PS,n=2000rpmt4 Ne103 6.533n1041.3 12r6.36713(2000)350103_2 _3kg ?s2 ?mGfDm24gli 4 9.816.36710 3 2498.4kg ?cm2平衡計算1）離心慣性力的平衡平衡塊產(chǎn)生的離心慣性力20.71Prb2mb20.076 44100 485.2kgf9.81柴油機不平衡的離心慣性力_2 _.PrmrR 0.1827 2535.76468.4kgf因為PrbPr ,故可在校正平衡時，從平衡塊的邊緣處（0 9.5cm）鉆去適當?shù)闹亓縂ooGo(Prb Pr)g20(485.2 468.4) 9819.5

19、4410039g2） 一級往復慣性力的平衡 2 PjImj R cosPrA BiA AejB1 B1e j1 2A B1mj R2 j 因此，必須采用以角速度正、反轉(zhuǎn)的雙軸平衡裝置，才能把一級往復慣性力完全平衡。S195型柴油機采用的雙軸平衡裝置。其中，每根平衡軸重量為G、旋轉(zhuǎn)半徑為。1G - 1.965 5.75 5.6494kg ?cm3）二級往復慣性力的平衡 2 PjIImjR cos2PjIIA2 B2B2B2e j212A2 B2m j R2 j因此，必須采用以角速度2正、反轉(zhuǎn)的雙軸平衡裝置，才能把二級往復慣 性力完全平衡。如果在平衡一級往復慣性力的雙軸平衡裝置基礎(chǔ)上再增添一對以2

20、角速度旋轉(zhuǎn)的平衡軸，勢必會使機構(gòu)復雜化。鑒于農(nóng)用，且二級往復慣性力又較小，故在S195型柴油機上對二級往復慣性力不采取平衡措施。4燃燒系統(tǒng)燃燒室的選型本次設(shè)計選用渦流室形式。該形式的特點為采用切向連接通道， 產(chǎn)生強力的有規(guī)則的壓縮渦流，促使噴 入渦流室中燃料的分布和混合。在膨脹行程中，渦流室中的混合物噴入主燃燒室 產(chǎn)生二次渦流，與主燃燒室中的空氣進一步混合燃燒。渦流室與主燃燒室的最大壓差約為12kgf/cm2,最高流速達100180m/s。與直噴式相比，渦流室具有 下列特點：1）對轉(zhuǎn)速不敏感，高速性能好，在 4000rpm的柴油機上仍有較好的性 能指標。2）采用軸針式噴油器，針閥開啟壓力為 1

21、20140kgf/cm2 ,對燃油系 統(tǒng)的要求較低，噴油器故障較少。3）運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，排氣污染較少。4）易于調(diào)試，使用性能穩(wěn)定，對農(nóng)村使用條件較容易適應(yīng)。5）渦流室的散熱損失及流動損失較大，燃油消耗率較高，冷啟動困難， 處選用較高的壓縮比外，一般還需啟動輔助裝置。6）組成燃燒室零件的熱負荷較高，渦流室鑲塊容易產(chǎn)生開裂、燒損等 故障。7）渦流室推薦用于 D<100mm,n=20g4500rpm的小型高速柴油機。渦流室結(jié)構(gòu)渦流室上部為半球形，下部通過鑲塊的變化獲得各種變形。將渦流室做成平 底，對壓縮渦流有減弱作用，有利于改善高速性能。結(jié)構(gòu)如圖4-1。圖4-1渦流室結(jié)構(gòu)主燃燒室形狀為了充分利用主燃

22、燒室中的空氣，活塞頂制成如圖 4-2所示的鏟擊式圖4-2活塞頂主燃燒室形狀渦流室鑲塊1）采用鑲塊結(jié)構(gòu)，可以使渦流室承受更高的熱負荷，便于渦流室內(nèi)表面和 通道的加工，以及使渦流室容積易于準確控制。本設(shè)計采用圓盤形鑲塊，結(jié)構(gòu)簡 單，應(yīng)用較多。2）鑲塊材料選用導熱系數(shù)高，熱 疲勞強度高，彈性模數(shù)小，熱膨脹系數(shù)小 的材料，一般用耐熱鋼或耐熱合金鑄鐵制造。鑲塊結(jié)才如圖5-3所示圖4-3鑲塊結(jié)構(gòu)改善冷啟動性能的措施1）適當加大通道截面積，減少節(jié)流損失。2）開啟動小孔。5活塞組的設(shè)計概述活塞組包括活塞、活塞銷和活塞環(huán)等在氣缸里作往復運動的零件，它們是活 塞式發(fā)動機中工作條件最嚴酷的組件。 活塞組件與氣缸一起

23、保證發(fā)動機工質(zhì)的可 靠密封，否則活塞式發(fā)動機就不能正常的運轉(zhuǎn)?；钊M的作用歸結(jié)為：1）傳力、導向。承受燃燒室內(nèi)氣體的壓力，將壓力傳遞給連桿，并保證活塞在氣缸內(nèi)順暢運動。2）密封。通過活塞環(huán)和活塞密封氣體，保證缸內(nèi)工質(zhì)不泄露或者很少泄露。3）傳熱。在密封的基礎(chǔ)上，通過活塞環(huán)和活塞裙部向缸壁傳遞熱量；4）配氣。完成進氣、壓縮和排氣功能，在二沖程發(fā)動機中還起到配氣潤滑 作用。活塞的選型首先從經(jīng)濟性上考慮，由于整體鋁活塞成本最低且鋁活塞散熱好，故考慮優(yōu)先采用。其次根據(jù)平均有效壓力：Pe= kgf/cm2可知，大大低于鋁活塞的平均有 效壓力上限：14 （鑄鋁）17 （鍛鋁）kgf/cm2。根據(jù)活塞比功率

24、選擇活塞冷卻 方式，由比功率計算公式312°Np e0.154 PS/cm2p-D2 . S/D 9.52 .11.5/9.544其值小于無油冷方式的上限值PS/cm2,故無需對活塞進行油冷卻?；钊幕驹O(shè)計活塞的主要尺寸根據(jù)同類型發(fā)動機和統(tǒng)計數(shù)據(jù)進行選取，結(jié)果如表5-1所示各參數(shù)意義參見圖5-1 。表5-1活塞主要尺寸比例H/DHi/DH/Dh/Dh1/D/Dd/DB/Dg/D圖5-1活塞尺寸參數(shù)活塞頭部設(shè)計1）活塞頂形狀活塞頂?shù)男螤罡鶕?jù)燃燒系統(tǒng)的要求進行設(shè)計。采用鏟擊式燃燒室2）活塞頭部截面形狀活塞頭部截面形狀影響熱流及溫度分布，鋁活塞頭部常設(shè)計成“熱流型”， 采用大圓弧過渡，增

25、加從頂部到裙部的傳熱截面?；钊N座的設(shè)計1）銷座結(jié)構(gòu)的選用采用寬體整體支承筋的剛性銷座，該結(jié)構(gòu)傳力情況好，活塞變形小，鍛造 和鑄造工藝性好，可以避免因凹陷引起的應(yīng)力集中。2）為提高活塞銷座抗裂能力，需將銷孔內(nèi)緣加工成倒角，以減小銷孔內(nèi)緣 的應(yīng)力集中。3）銷座軸承的潤滑圖5-2銷座結(jié)構(gòu)由于采用浮式活塞銷，其在銷孔中相對轉(zhuǎn)動，故需要對銷孔進行潤滑。其結(jié)構(gòu)如圖5-2所示?；钊共考捌鋫?cè)表面形狀設(shè)計1）下裙結(jié)構(gòu)采用圓筒形的裙部其與曲軸平衡塊其最小間隙在 34mm見圖5-3。2）裙部橢圓活塞在氣體壓力和側(cè)壓力作用下的變形， 以及活塞溫度場的不均勻產(chǎn)生的熱 變形，均使活塞裙部沿活塞銷軸線方向變長，為適應(yīng)這

26、種變形，須將裙部加工成 橢圓。 圖5-3下裙結(jié)構(gòu)其橢圓形狀采用正矢曲線橢圓（如圖5-4）:e D-D2（1 cos2 ）4此法可使活塞與氣缸有較大的貼合面積，降低比壓，減少磨損。圖中 Di D2為活塞橢圓度。現(xiàn)有鋁活塞為= mm 取 =1 mm圖5-4裙部橢圓活塞與缸套配合間隙由于活塞側(cè)表面形狀及橢圓的要求，活塞間隙沿高度及圓周方向有不同的數(shù)值，其中重要的是活塞頂部間隙 。和垂直銷孔方向的裙部間隙。由統(tǒng)計數(shù)據(jù)可知，對于共晶鋁硅合金，推薦值為 0.006, 0.0014DD活塞重量的參考值中小功率高速柴油機的活塞比重量-G 0.9 1.4g/cm3D3活塞強度計算表5-2活塞強度計算用表許用值項

27、目計算公式kgf /cm2活塞頂機械應(yīng) ,D1、271 2u 0.68pz() 0.68 75 (一)328鋁合金228力u有筋頂 500第環(huán)月鋁合金彎曲應(yīng)力 wD 23w 4.5pz(-)2 10 3h1300400 一 一一 ， 95、23= 4.5 75 ()10 =2453.52剪切應(yīng)力D23.14pz() 10工952= 3.14 75 ()10 2 =3.52總應(yīng)力V w2 3 2 =J2452 3 63.62 =269Nmax 531.62裙部比壓qq1=7.9高速柴油機58DH 2 9.5 7.1P7Pj15316.2銷座比壓q2q2j=2114006002dl2 3.5 3.

28、6D2,Nmax 40 pz項目計算公式許用值9.52 75 531.62 kgf40PzD2pz 9.52 75 5316.2 kgf44經(jīng)計算表明，活塞強度滿足要求?；钊睦鋮s活塞比功率Np 0.154 PS/cm2 p其值小于無油冷方式的上限值PS/cm2,故無需對活塞進行油冷卻?；钊牟牧霞肮に嚥捎霉簿тX硅合金66-1鑄造，材料的綜合性能較好?；钊N的設(shè)計活塞銷的結(jié)構(gòu)及尺寸1）結(jié)構(gòu)的選用采用如圖5-5典型結(jié)構(gòu)2）尺寸外徑：d = =35 mm ；內(nèi)徑：d0=20 mm長度：l = 80 mm ;圖5-5活塞銷結(jié)構(gòu)軸向定位由于采用浮式活塞銷，工作時在銷座內(nèi)有相對滑動，為防止活塞銷軸向用動

29、， 擦傷氣缸，用彈性擋圈定位的方式。此法簡單，廣為應(yīng)用。矩形彈性擋圈按GB 1986選用?；钊N和銷座的配合查表可知當活塞銷外徑：d = =35 mm；選擇活塞銷和銷座的配合間隙為 5 m活塞銷的強度校核表5-3活塞銷強度計算用表彎曲義形f_ 22 _f 1 PzD a (2a b)60 E(d4 d04)221 75 9.52 5.82 (2 5.8 3.3)602.2 106(3.5424)1.07 10 4cmf 0.015 D 10009.50.015 1000， 一 一 41.43 10 cm橢圓義形d,PzD2(d d。)3d3320 El(d d°)375 9.52(3

30、.5 2)3320 2.2 106 8 (3.5 2)35.93 10 5cm0.025100_0.5(D_100)1000cc” 100 0.5 (9.5 100)0.025 1000一一 5137 10 cm縱向 彎曲 應(yīng)力1(2a b)pzD2d144d4 d0(2 5.8 3.3) 75 9.52 3.5(3.54 24)1467kgf/cm23500 5000kgf/cm2橫向 彎曲 應(yīng)力23 PzD2(d d°)2一216 l(d d°)23_75 9.52(3.5 2)168 (3.5 2)221219kgf/cm2_ 23500 5000kgf/cm總應(yīng)力2

31、221 12J14672 12192 1907kgf /cm23500 5000kgf/cm2經(jīng)校核，活塞銷強度滿足活塞銷材料及強化工藝1）材料：20Cr2）強化工藝：冷擠壓成型，雙面滲碳，提高表面光潔度。6連桿組的設(shè)計概述連桿組在工作時主要承受下列載荷；1）由連桿力引起的拉壓疲勞載荷；2）在連桿擺動平面內(nèi)，由連桿力矩引起的橫向彎曲載荷；3）由于壓入連桿襯套，擰緊連桿螺栓，壓緊軸瓦等產(chǎn)生的裝配靜載荷。連桿的結(jié)構(gòu)類型1）采用斜切口連桿；2）定位方式：銷套定位；3）連桿材料：45鋼；4）成型方法：精鍛；5）強化工藝：調(diào)質(zhì)，表面噴丸。連桿的基本設(shè)計主要尺寸比例參考現(xiàn)有柴油機的尺寸比例，選定參數(shù)如表

32、6-1所示。各參數(shù)意義參見圖6-1所示。表6-1連桿主要尺寸比例=R/ld/D/dd2/d 1D/Db/dbQ11/D1dM/DH/DB/Ht/H圖6-1連桿尺寸參數(shù)連桿長度由上表參數(shù) =R/l= 及S=2R可知，l=210 mm。連桿小頭設(shè)計連桿小頭結(jié)構(gòu)選用圓環(huán)型小頭，如圖6-2所示。該形式構(gòu)型簡單，制造方便，材料能充分 利用，在小型高速柴油機上廣泛應(yīng)用。圖6-2連桿小頭結(jié)構(gòu)小頭結(jié)構(gòu)尺寸由bi/d 二,得小頭寬度 口=34 mm ,由此可知銷座與連桿小頭的間隙為1 B b1=2 mm。此處需校核小頭軸承的比壓，由公式q旦旦16.2 447 kgf/cm2,而高速柴油機的青銅襯套的許用比壓為d

33、b13.5 3.4630 kgf/cm2,故強度滿足。連桿襯套1）襯套結(jié)構(gòu)如圖6-3所示圖6-3小頭襯套結(jié)構(gòu)2）襯套與小頭孔和活塞銷的配合參見表6-2 （單位：mmi表6-2襯套與小頭孔和活塞銷的配合活塞銷外徑d連桿襯套內(nèi)徑連桿襯套外徑連桿小頭孔徑活塞銷與襯套間隙襯套與小頭孔過盈量35 0.0110.06435 0.025QQ 0.06839 0.0433900.0253）襯套的潤滑方式在小頭上方開集油孔，利用曲軸箱中飛濺的油霧進行潤滑， 該方式在小型高速柴油機上應(yīng)用較廣泛4）襯套材料采用錫青銅，ZQSn5-5-5 ,該材料在中小功率柴油機上應(yīng)用較廣。連桿桿身1）桿身結(jié)構(gòu)高速柴油機上廣泛采用工

34、字型截面。形式如圖6-4所示。圖6-4連桿桿身截面連桿大頭連桿大頭結(jié)構(gòu)采用斜切口大頭（如圖6-5所示）：該形式在滿足活塞連桿組能從氣缸裝拆 條件下，可以增大曲柄銷直徑，有利于提高曲軸剛度及連桿軸承的工作能力，切 口角取45 。圖6-5連桿大頭結(jié)構(gòu)大頭尺寸1）連桿大頭尺寸主要取決于曲柄銷直徑 D2、長度L2及連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑dM。D2、L2、等尺寸，由曲軸和軸承設(shè)計決定，dM則根據(jù)強度要求設(shè)計。2）為使活塞連桿組能從氣缸中裝拆，要求大頭的最大橫向尺寸小于氣缸直 徑。3）連桿螺栓孔中心線應(yīng)盡量靠近軸瓦，連桿螺栓孔中心距一般為ti （1.21.3）Di。螺孔外側(cè)邊厚不小于24mm4）連桿大

35、頭高度Hi、H2,對于斜切口連桿：H1（0.19 0.24）D1;H2 （0.41 0.58）D1連桿強度的計算校核連桿小頭的校核1、由襯套過盈配合及受熱膨脹產(chǎn)生的應(yīng)力由襯套過盈配合及受熱膨脹產(chǎn)生的徑向均布壓力22d2di22d2dit.2-2d1d2T2d1dE36.822523.92-220.340 5-緝l2.2 10內(nèi)表面22d2d122 pd2d152 3.92523.9293.8 385.2 kgf /cm2其中 一襯套壓配過盈量。=；取最大值。t 一襯套小頭熱膨脹不均產(chǎn)生的過盈量。E 一連桿的彈性模量。E 2.2 106kgf/cm22= kgf/cm3.92 3.52 20.3

36、E 襯套的彈性模量。E 1.15 106 kgf/cm2t () td1(10 由p引起的小頭應(yīng)力 1.8 10 5) 100 3.93.12 10 3.92 3.52 1.15 106cm代入上式10 3r 2外表面 a22d122 pd2d1239T 93.8 291.4 kgf /cm23.92、由慣性力拉伸時引起的小頭應(yīng)力各截面的彎矩與法向力按下列公式求得1）在 0的截面上彎矩 M0Pjmaxr(0.00033 c 0.0297)法向力 N。Pjmax(0.572 0.0008 c)其中：H固定角 c 90 ar cos 902小頭平均半徑r d1 d23.9 544302 ar co

37、s252.225cm11.2511.25133Pjmax一活塞組最大慣性力G21.36520002Pimax 一 2R(1) ( 2)2 0.0575 1.274 447.6kgg9.860計算得：14.2kgf / cmM0 447.6 2.225 (0.00033 133 0.0297)N0447.6 (0.572 0.0008 133)208.4kgf2)當090時M1 M0 N0r(1 cos ) 0.5Pjmaxr(1 cos )14.2 208.4 2.225 (1 cos ) 0.5 447.6 2.225 (1 cos )34.3cos20.07N1 N°cos0.5

38、Pj max(1 cos )208.4 cos0.5 447.6 (1 cos )223.8 15.4cos 3)當 90 cM 2 M0 Nor(1 cos ) 0.5Pjmaxr(sincos )14.2 208.4 2.225 (1 cos ) 0.5 447.6 2.225 (sin cos )477.9 34.3cos 498sinN2 N0 cos0.5Pj max (sin cos )208.4 cos0.5 447.6 (sincos )223.8sin15.4cos4)當M( c)90.3kgf .cmN( c)174.2kgf4)在任意截面上的應(yīng)力為:外表面aj6r h2M

39、 h(2r h)1 KN b1 h內(nèi)表面2M6r hh(2rh)1 KN b1h其中:小頭壁厚hd2 d125 3.90.55cm2KEF E F0.84小頭截面積F-一 2d1)b11.1 3.4 3.74cm襯套截面積F(di_ _ 2d)b1(3.9 3.5) 3.4 1.36cmE 2.2 106kgf /2 cmE 1.15 106kgf / cm2故上式可化簡為 外表面aj 5.4M0.45N(kgf/cm2)內(nèi)表面2 .j 6.38M 0.45N( kgf /cm )5）拉伸時的最大應(yīng)力c時，外表面aj達到最大aj max 5.4M ( c) 0.45N( c) 225.4 90

40、.3 0.45 174.2 566kgf/cm2 s 3530kgf/cm2當 90時，內(nèi)表面j達到最大j max 6.38M (90 ) 0.45N(90 ) 22( 6.38) ( 20.7) 0.45 223.8 233kgf/cm2 s 3530kgf/cm2故受拉伸載荷時滿足要求3、由最大壓縮力引起的小頭應(yīng)力1)最大壓縮力PcPz Pj max = + = kgf 2）求各截面的彎矩和法向力當090時Mi M 0 N0r(1 cos )N1 N 0 cos其中Mo, No由圖6-6輔助計算得N0 0.0075 ,則 N00.0075 4868.6 36.5kgfPcM-0-0.002

41、5,則PcrMo ( 0.0025) 4868.6 2.225 27.08kgfcm故乂1 54.14 81.2coskgfcm圖6-6輔助計算用圖N1 44.244cos kgf當90 c時一sin 41M 2 M o Nor(1 cos ) Fcr( - sin_ cos )2N2Pc(sin2-sin1cos ) N 0 cosc時,外表面aj達到最大3)壓縮時的最大應(yīng)力aj max 5.4M2( c) 0.45心(c)5.4 ( 223) 0.45 1241148kgf/cm2 s 3530kgf/cm2當 c時，內(nèi)表面ij達到最大j max 6.38M ( c ) 0.45N( c

42、)(6.38) ( 223) 0.45 124 1479kgf/cm2 s 3530kgf/cm2故受壓縮載荷時強度滿足。4、小頭的安全系數(shù)1)僅考慮工藝因素對疲勞強度的影響1z其中1z 一材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限;a一應(yīng)力幅;一考慮表面加工情況的工藝因素;一角系數(shù),1材料在對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限;0材料在脈動循環(huán)下的彎曲疲勞極限,2)小頭應(yīng)力按不對稱循環(huán)變化，在固定角c截面處外表面應(yīng)力變化較大,通常只計算該處安全系數(shù)循環(huán)最大應(yīng)力max aaj循環(huán)最小應(yīng)力min aac應(yīng)力幅max aminaj ac2平均應(yīng)力max minm 2aj ac 2 a2查表值45鋼的B =6000 kgf

43、 /cm2 ,則i (0.45 0.55) b 0.5 6000 3000kgf/cm2_ _21z (0.7 0.9) 10.8 3000 2400kgf /cm0(1.4 1.6) 11.5 3000 4500kgf / cm22 102 3000 4500450010 0.33 3)在固定角c截面的外表面處aj ac 566 ( 1148)2應(yīng)力幅 a857kgf / cm22aj ac 2 a 566 ( 1148) 2 291.42平均應(yīng)力m 0 0.4kgf / cm22則小頭的安全系數(shù)n1z24008570.80.33 0.42.2小頭的安全系數(shù)不應(yīng)小于，故滿足要求。5、小頭橫向

44、直徑的減小量P d 3(90 )2由公式計算1需)其中 dm 2r 2 2.225 4.45cmh d21 5_J 0.55cm1212E 2.2 106kgf / cm2.33"h 3.4 0.5540.04714cm代入上式得_3Pjmaxdm (-2c 90 )106 EJ_3_ 2447.6 4.4543466 7.03 10 cm106 2.2 106 0.04714隙）為使活塞銷與連桿襯套不致咬死，應(yīng)使 1（為活塞銷與襯套的配合問2由節(jié)可知 二,故2連桿桿身的校核1、桿身計算力1）最大拉伸力G G 2PjR(1)g其中G , G分別為活塞組重量（1400g）和位于計算截面以上部分的連桿組1.4 1.29.8的重量（2400g）;代入(2000 2)2 0.06 1.274 890kgf 602）最大壓縮力Pc2PzDp4_ _ 29.5755316.2 kgf2、桿身中間截面處的應(yīng)力與安全系數(shù)1）由Pj引起的拉伸應(yīng)力Pij 一 ,式中F一桿身中間截面積，經(jīng)計算 F =cm2 j F代入得j -890-