發(fā)動機綜合實踐

1、發(fā)動機綜合實踐設(shè)計說明書姓 名： 班 級： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 劉偉 劉建華 胡準(zhǔn)慶 日 期： 目錄0. 設(shè)計題目及要求1. 傳動裝置的總體設(shè)計1.1 傳動方案的設(shè)計1.2 傳動方案的選擇2.齒輪的設(shè)計計算2.1 高速齒輪的設(shè)計2.2 低速齒輪的設(shè)計2.3圓整中心距后齒輪的校核3. 軸的設(shè)計計算3.1 軸的設(shè)計 3.1.1 中間軸的設(shè)計計算 3.1.2高速軸的設(shè)計計算 3.1.3低速軸的設(shè)計計算 3.2軸的校核 3.2.1 中間軸的校核 3.2.2高速軸的校核 3.2.3低速軸的校核 4.軸承的校核4.1 高速軸承的校核 4.2 低速軸承的校核5. 潤滑方式的選擇5.1 齒輪的潤滑 5.2軸

2、承的潤滑 6. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計7. 設(shè)計小結(jié)8. 參考文獻 一、設(shè)計參數(shù)設(shè)計四沖程汽油機曲柄連桿機構(gòu)，初始條件為：1平均有效壓力：=0.81.2MPa；2活塞的平均速度：18m/s；3缸徑和行程 6缸、缸徑100mm，行程117mm二、設(shè)計要求：1用計算機繪制活塞裝配圖一張和連桿裝配圖一張（A4圖）2設(shè)計說明書一份，包括（1）發(fā)動機冷卻形式、曲柄半徑r、汽缸工作容積、燃燒室容積和汽缸總?cè)莘e、發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速和角速度、發(fā)動機有效功率和升功率等。 （2）每隔1度曲軸轉(zhuǎn)角計算活塞位移、活塞速度及活塞加速度數(shù)據(jù)，繪制曲線并進行解釋（3）根據(jù)參考文獻工程熱力學(xué)和內(nèi)燃機學(xué)確定熱力循環(huán)基本參數(shù)，每隔1度取

3、一個曲軸轉(zhuǎn)角計算P、V，作出理想p-v圖并進行分析。修正最大爆發(fā)壓力、點火提前角、排氣提前角等數(shù)據(jù)并繪制實際p-v圖。計算汽油機指示功。將熱力學(xué)計算中的p-v圖轉(zhuǎn)化為p-圖，即氣缸氣體壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。求出相應(yīng)轉(zhuǎn)角對應(yīng)氣缸壓力p的數(shù)據(jù)，作出p-圖。（4）根據(jù)內(nèi)燃機設(shè)計和汽車構(gòu)造（上冊），確定活塞組材料、活塞直徑、活塞高度、壓縮高度、活塞頂部形狀和厚度、活塞環(huán)選擇及尺寸、活塞裙部長度等并繪圖。確定活塞銷的材料和活塞銷的外徑、內(nèi)徑和長度。（5）根據(jù)內(nèi)燃機設(shè)計，確定曲軸材料和結(jié)構(gòu)、主軸頸直徑和長度、曲柄銷直徑和長度等，進行強度校核并繪簡圖。（6）根據(jù)內(nèi)燃機設(shè)計，確定連桿的材料和長度、連桿小頭

4、軸承孔直徑和寬度、外形尺寸、襯套外徑，確定連桿的潤滑方式，確定連桿桿身尺寸和連桿尺寸并進行強度校核。 設(shè)計計算結(jié)果 1結(jié)構(gòu)參數(shù)計算1.1已知條件 平均有效壓力:0.81.2 取=1.0 活塞平均速度:18m/s，取=16m/s1.2發(fā)動機結(jié)構(gòu)形式經(jīng)計算發(fā)動機的排量為5.5L，四沖程直列6缸，冷卻方式采用水冷。1.3發(fā)動機主要結(jié)構(gòu)壓縮比取壓縮比=10工作容積工作容積為=0.918L燃燒室容積燃燒室容積為=0.102L氣缸總?cè)莘e則氣缸總?cè)莘e為=1.02L額定轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)速4102 r/min額定角速度額定角速度=429.34rad/s曲柄半徑曲柄半徑為S/2=58.5mm升功率升功率34.14Mp有

5、效功率有效功率=188Kw2 熱力學(xué)分析壓縮始點的壓強=0.80.9 ；取=0.092.1 多變指數(shù)的選擇壓縮過程： 取壓縮沖程終點（設(shè)為B點），從A點（壓縮過程始點）到B點的壓縮過程看作是多變的壓縮過程，壓縮多變指數(shù)范圍為=1.281.35， 取=1.30膨脹過程： 取定容增壓的終點（設(shè)為C點），從B點到C點看作為定容壓縮過程，膨脹多變指數(shù)范圍為=1.30-1.40 取=1.35 由 可計算得到壓縮終點壓力為： 2.2壓力升高比的選擇查得壓力升高比=，在69之間。取=7則=12.53，圓整后2.3 P-V圖的繪制將壓縮過程近似看作絕熱過程，由=1.30，并利用PV=const，可以在orgi

6、n中繪出壓縮過程線。混合氣體在氣缸中壓縮后，經(jīng)等容加熱，利用值可得最大爆發(fā)壓力值。膨脹過程類似于壓縮過程，由=1.35，繪出膨脹線。最后連接膨脹終點和壓縮始點。得出理論的P-V圖1。簡化的條件為：假設(shè)工質(zhì)是理想氣體，其物理常數(shù)與標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)下的空氣物理常數(shù)相同。假設(shè)工質(zhì)是在閉口系統(tǒng)中作封閉循環(huán)。假設(shè)工質(zhì)的壓縮及膨脹是絕熱等熵過程。假設(shè)燃燒過程為等容加熱過程，工質(zhì)放熱為定容放熱。 得Pb=0.56MPa =0.102L =1.02LP-V圖P-圖 2.4.P-V圖的圓整處理在發(fā)動機中為了使其動力性和經(jīng)濟型達到最優(yōu)，采取了點火提前、排氣提前，從內(nèi)燃機學(xué)第48頁和汽車構(gòu)造可知，點火提前角常使用的范圍在2

7、030之間，經(jīng)調(diào)整后取=28，此時V=21.323mL, P=0.70723MPa?？紤]實際過程與理論過程的差異，在實際過程中，最大爆發(fā)壓力點不在上止點處，而是在上止點之后1215，這樣才能達到充分利用燃料燃燒的能量。在此選取實際過程中的最大爆發(fā)壓力點發(fā)生在上止點之后13，此時實際的最大爆發(fā)壓力為=29.153=6.1MPa。排氣提前角常使用的范圍是：3080，取=55，此時V=39.7895mL,P=0.3132MPa由于存在點火提前角、排氣提前角，是得P-V圖不在按理論示功圖圖1變化，經(jīng)過上述數(shù)據(jù)處理，將數(shù)據(jù)記錄于附表2中，作出相應(yīng)的實際P-V圖，如圖所示：3 運動學(xué)分析中心曲柄連桿機構(gòu)簡

8、圖如圖下所示，圖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(dāng)曲柄按等角速度旋轉(zhuǎn)時，曲柄OB上任意點都以O(shè)點為圓心做等速旋轉(zhuǎn)運動，活塞A點沿氣缸中心線做往復(fù)運動，連桿AB則做復(fù)合的平面運動，其大頭B點與曲柄一端相連，做等速的旋轉(zhuǎn)運動，而連桿小頭與活塞相連，做往復(fù)運動。在實際分析中，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(zhì)量，認(rèn)為它們分別做旋轉(zhuǎn)和往復(fù)運動，這樣就不需要對連桿的運動規(guī)律進行單獨研究3.1 活塞的位移X通過在EXCEL中輸入活塞的位移公式：，計算出每10曲軸轉(zhuǎn)角所對應(yīng)的活塞位移X，數(shù)據(jù)記錄于附表4中；

9、并利用origin作出活塞的位移曲線。曲線圖如圖所示：3.2 活塞的速度V通過在EXCEL中輸入活塞的位移公式：，計算出每1曲軸轉(zhuǎn)角所對應(yīng)的活塞位移X，數(shù)據(jù)記錄于附表4中；并利用origin作出活塞的位移曲線。曲線圖如圖所示：3.3 活塞的加速度a通過在EXCEL中輸入活塞的位移公式：，計算出每1曲軸轉(zhuǎn)角所對應(yīng)的活塞位移X，數(shù)據(jù)記錄于附表中；并利用origin作出活塞的位移曲線。曲線圖如圖所示：4動力學(xué)計算4.1 質(zhì)量轉(zhuǎn)換沿氣缸軸線作直線運動的活塞組零件，可以按質(zhì)量不變的原則簡單相加，并集中在活塞銷中心。粗略計算，將活塞看做薄壁圓： 其中D=100mm，L為活塞厚度L=8mm，活塞材料為鋁硅合

10、金：=2.7g/cm3，H為活塞高度H=（0.81.0）D=90mm。得勻速旋轉(zhuǎn)的曲拐質(zhì)量，可以按產(chǎn)生離心力不變的原則換算，并集中在曲柄銷的中心。 做平面運動的連桿組，根據(jù)動力學(xué)等效性的質(zhì)量，質(zhì)心和轉(zhuǎn)動慣量守恒三原則進行質(zhì)量換算。3個條件決定三個未知數(shù)，可用位于比較方便的位置上即連桿小頭，大頭和質(zhì)心處三個質(zhì)量來代替連桿。實際結(jié)果表明m與m、m相比很小，為簡化受力分析，常用集中在連桿小頭和大頭的2個質(zhì)量代替連桿 往復(fù)質(zhì)量： 旋轉(zhuǎn)質(zhì)量： 4.2作用在活塞上的力作用在活塞銷中心的力，是Fg和Fj的合力，F(xiàn)g為氣體作用力，F(xiàn)j為往復(fù)慣性力。（1）氣體力 （公式18）P活塞頂上的壓力，P-活塞背壓根據(jù)氣

11、缸內(nèi)壓力與曲軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系，應(yīng)用EXCEL求解相關(guān)數(shù)據(jù)（數(shù)據(jù)記錄在附錄中）作出下圖84連桿的設(shè)計連桿是發(fā)動機的重要組成部分，主要由連桿大頭、大頭蓋、連桿軸瓦及連桿螺栓等部分組成。其作用是將活塞的往復(fù)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運動，并把作用在活塞上的力傳給曲軸。連桿小頭與活塞一起作往復(fù)運動，連桿大頭與曲軸一起作旋轉(zhuǎn)運動，連桿桿身作復(fù)雜的平面擺動。連桿主要承受氣體壓力和往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷。由于受力比較復(fù)雜并且需要實驗來指導(dǎo)，因此設(shè)計時應(yīng)綜合考慮。4.1 連桿主要尺寸的設(shè)計4.1.1連桿長度的確定由連桿比，參考袁兆成內(nèi)燃機設(shè)計第2版，的取值范圍在1/3-1/5,取=0.25，則=4*r=234mm,

12、4.1.2連桿小頭尺寸的確定連桿小頭位于活塞內(nèi)腔，尺寸小、軸承比壓高、溫度較高。本次設(shè)計汽油機的連桿材料選取為45鋼，密度=7.85g/cm. 連桿小頭的內(nèi)徑，參考楊連生版內(nèi)燃機設(shè)計設(shè)計，取，,=2-3mm,d=34mm, 連桿小頭的外徑，參考楊連生版內(nèi)燃機設(shè)計設(shè)計，取， 連桿小頭的寬度，參考楊連生版內(nèi)燃機設(shè)計設(shè)計， 取， 襯套外徑，參考楊連生版內(nèi)燃機設(shè)計設(shè)計， 取4.1.3 連桿大頭尺寸的確定 連桿大頭的結(jié)構(gòu)與尺寸基本上決定了曲柄銷直徑D2、長度B2、連桿軸瓦厚度等等，對曲軸的強度、剛度和承壓能力有很大的 影響。大頭的外形尺寸又決定了凸輪軸位置和曲軸箱形狀，大頭的重量產(chǎn)生的離心力會使連桿軸承

13、、主軸承負(fù)荷增大，磨損加劇，有時還不得不為此而增加平衡重，給曲軸設(shè)計帶來困難，因此在設(shè)計連桿大頭時，應(yīng)在保證強度和剛度的條件下，尺寸盡量小，重量盡量輕。 連桿大頭內(nèi)徑，參考楊連生版內(nèi)燃機設(shè)計設(shè)計，取 連桿大頭外徑，參考楊連生版內(nèi)燃機設(shè)計設(shè)計， 取D2 =0.62D=62mm 連桿螺栓孔間距離，參考楊連生版內(nèi)燃機設(shè)計設(shè)計，C/ D2 =1.21.25, 取C=1.2D2 =74.4mm 高度H3，參考楊連生版內(nèi)燃機設(shè)計設(shè)計，H3 / D2 =0.350.4，取H3 =0.38D2=24mm 高度H4 ，參考楊連生版內(nèi)燃機設(shè)計設(shè)計，H4/ D2 =0.380.44，取H4=0.4D2=25mm4.

14、2 連桿強度計算4.2.1 連桿小頭強度計算襯套過盈配合的預(yù)緊力及溫升產(chǎn)生的應(yīng)力式中小頭外徑，為42.5mm；小頭內(nèi)徑，為30mm；襯套材料的線膨脹系數(shù)，對于青銅，可取=1.81/；連桿小頭材料的線膨脹系數(shù)，對于鋼可取=1.010（1/）；,泊桑比，一般可取=0.3；E連桿小頭材料的彈性模數(shù)對于剛，E=2.2N/mm襯套材料的彈性模數(shù)，對于青銅，=1.15N/mm計算得0.065mm.計算可得：把小頭視為內(nèi)壓厚壁圓筒，在壓力P的作用下外表面的切向應(yīng)力為內(nèi)表面=101.8 N/mm2外表面=79.3 N/mm2經(jīng)檢驗小于100-150 N/mm2小頭應(yīng)力的校核當(dāng)發(fā)動機處于額定工況時，連桿小頭的最

15、大拉伸作用力為：當(dāng)發(fā)動機處于起動工況時固定角 在的截面上 (0.5723213.26=2.63計算截面拉伸力引起的法向力和彎矩為：小頭壁厚為； 由拉伸作用在外表上產(chǎn)生的應(yīng)力為：取點火提前角為：連桿小頭的合力為：計算截面中由壓縮力引起的法向力和彎矩： =不對稱循環(huán)的最大與最小應(yīng)力為：平均應(yīng)力及應(yīng)力幅： 又由n 材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，取=200應(yīng)力幅；平均應(yīng)力；考慮表面加工情況的工藝系數(shù)，其值在0.40.6之間，取角系數(shù)，材料在對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限，對于鋼，則取算得n=2.2 1.5 則小頭合格4.2.2連桿大頭強度校核計算連桿大頭受慣性力拉伸載荷：式中、分別是活塞組、連桿組往復(fù)部分

16、、連桿旋轉(zhuǎn)部分及連桿大頭下半部分的重量。取則彎曲應(yīng)力為： 式中計算斷面的抗彎曲斷面模數(shù)，取計算圓環(huán)的曲率半徑，計算可得、大頭及軸承中央截面面積，計算可得查楊連生內(nèi)燃機設(shè)計的值在1500020000Nm之間，合格。5 活塞組的設(shè)計活塞組主要用來與氣缸、氣缸蓋相配合形成一個容積變化的密閉空間，在這里完成內(nèi)燃機的工作過程；同時活塞組也承受燃?xì)鈮毫?，并把它傳給連桿、曲軸，將活塞的往復(fù)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運動，從而對外輸出扭矩，以驅(qū)動汽車車輪轉(zhuǎn)動.它由活塞、活塞環(huán)、活塞銷等機件組成。5.1活塞5.1.1活塞的工作條件和設(shè)計要求1、活塞的機械負(fù)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

17、復(fù)慣性力以及由此產(chǎn)生的側(cè)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(yīng)力：活塞頂部動態(tài)彎曲應(yīng)力；活塞銷座承受拉壓及彎曲應(yīng)力；環(huán)岸承受彎曲及剪應(yīng)力。此外，在環(huán)槽及裙部還有較大的磨損。為適應(yīng)機械負(fù)荷，設(shè)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(jié)構(gòu)要盡量簡單、輕巧，截面變化處的過渡要圓滑，以減少應(yīng)力集中。2、活塞的熱負(fù)荷活塞在氣缸內(nèi)工作時，活塞頂面承受瞬變高溫燃?xì)獾淖饔?，燃?xì)獾淖罡邷囟瓤蛇_。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(yīng)力的根源，正是這些熱應(yīng)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

18、烈發(fā)動機在工作中所產(chǎn)生的側(cè)向作用力是較大的，同時，活塞在氣缸中的高速往復(fù)運動，活塞組與氣缸表面之間會產(chǎn)生強烈磨損，由于此處潤滑條件較差，磨損情況比較嚴(yán)重。4、活塞組的設(shè)計要求（1）要選用熱強度好、耐磨、比重小、熱膨脹系數(shù)小、導(dǎo)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(yīng)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；（5）減少活塞從燃?xì)馕盏臒崃浚盐盏臒崃縿t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。5.1.2 活塞的

19、材料根據(jù)上述對活塞設(shè)計的要求，活塞材料應(yīng)滿足如下要求：（1）熱強度高。即在高溫下仍有足夠的機械性能，使零件不致?lián)p壞；（2）導(dǎo)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(yīng)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(fù)慣性力，從而降低了曲軸連桿組的機械負(fù)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?。湍?、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(zhuǎn)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(dǎo)熱性差兩個

20、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(jié)構(gòu)重量僅占鑄鐵活塞的。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(dǎo)熱性好，其熱傳導(dǎo)系數(shù)約為鑄鐵的倍，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(nèi)外應(yīng)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(yīng)大量生產(chǎn)工藝的要求，應(yīng)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。5.1.3 活塞頭部的設(shè)計1、設(shè)計要點活塞頭部包括活塞頂和環(huán)帶部

21、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(zhì)。因此，活塞頭部的設(shè)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(chǎn)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(chǎn)生過大的熱變形和熱應(yīng)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，因為一般壓縮高度縮短1單位，整個發(fā)動機高度就可以縮短單位，并顯著減輕活塞重量。而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(zhì)量。盡量降低活塞壓縮高度是現(xiàn)代發(fā)動機活塞設(shè)計的一個重

22、要原則，壓縮高度是由火力岸高度、環(huán)帶高度和上裙尺寸構(gòu)成的，即=+ 為了降低壓縮高度，應(yīng)在保證強度的基礎(chǔ)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。為縮小，當(dāng)然希望盡可能小，但過小會使第一環(huán)溫度過高，導(dǎo)致活塞環(huán)彈性松弛、粘結(jié)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，為活塞直徑，該發(fā)動機的活塞標(biāo)準(zhǔn)直徑，確定火力岸高度為：（2）環(huán)帶高度 為減小活塞高度，活塞環(huán)槽軸向高度應(yīng)盡可能小，這樣活塞環(huán)慣性力也小，會減輕對環(huán)槽側(cè)面沖擊，有助于提高環(huán)槽耐久性。但太小，使制

23、環(huán)工藝?yán)щy。在小型高速內(nèi)燃機上，一般氣環(huán)高，油環(huán)高。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，。環(huán)岸的高度，應(yīng)保證它在氣壓力造成的負(fù)荷下不會破壞。當(dāng)然，第二環(huán)岸負(fù)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，汽油機接近下限。則 ， 。因此，環(huán)帶高度。（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(shè)計中，選取活

24、塞上裙尺寸一般應(yīng)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。對于汽油機，所以。則 。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(shè)計。僅從活塞設(shè)計角度，為了減輕活塞組的熱負(fù)荷和應(yīng)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，由于發(fā)動機為高壓縮比，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，即?；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(jīng)活塞環(huán)傳

25、到氣缸壁的熱量占7080%，經(jīng)活塞本身傳到氣缸壁的占1020%，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(yīng)從中央到四周逐漸加大，而且過渡圓角應(yīng)足夠大，使活塞頂吸收的熱量能順利地被導(dǎo)至第二、三環(huán)，以減輕第一環(huán)的熱負(fù)荷，并降低了最高溫度9。活塞頭部要安裝活塞環(huán)，側(cè)壁必須加厚，一般取，取為7.59mm，活塞頂與側(cè)壁之間應(yīng)該采用較大的過渡圓角，一般取，取0.09為8.995mm.為了減少積炭和受熱，活塞頂表面應(yīng)光潔，在個別情況下甚至拋光。復(fù)雜形狀的活塞頂要特別注意避免尖角，所有尖角均應(yīng)仔細(xì)修圓，以免在高溫下熔化。（2）環(huán)帶斷面為了保證高熱負(fù)荷活塞的環(huán)帶有足夠的壁厚使導(dǎo)熱良好，不讓熱量過多

26、地集中在最高一環(huán)，其平均值為。正確設(shè)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(dāng)?shù)牡菇?，否則當(dāng)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(yán)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。（3）環(huán)岸和環(huán)槽環(huán)岸和環(huán)槽的設(shè)計應(yīng)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(yīng)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(cè)隙在不產(chǎn)生上述損傷的情況下愈小愈好，目前，第一環(huán)與環(huán)槽側(cè)隙一般為0.050.1mm，二、三環(huán)適當(dāng)小些，為

27、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(cè)隙確定油環(huán)槽中必須設(shè)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(cè)隙如表3.1所示:表3.1 活塞環(huán)的開口間隙及側(cè)隙活塞環(huán)開口間隙/側(cè)隙/第一道環(huán)第二道環(huán)第三道環(huán)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)岸上面的壓力比下面壓力大得多，不平衡力會在岸根產(chǎn)生很大的彎曲和剪切應(yīng)力，當(dāng)應(yīng)力值超過鋁合金在其工作溫度下的強

28、度極限或疲勞極限時，岸根有可能斷裂，專門的試驗表明，當(dāng)活塞頂上作用著最高爆發(fā)壓力時，如圖3.2所示。由內(nèi)燃機設(shè)計楊連生版可知汽油機活塞頂最高爆發(fā)壓力為3050Bar,即35Mp,取=4.5，則，圖3.1 環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及環(huán)槽結(jié)構(gòu) 圖3.2第一環(huán)岸的受力情況 環(huán)岸是一個厚、內(nèi)外圓直徑為、的圓環(huán)形板，沿內(nèi)圓柱面固定，要精確計算固定面的應(yīng)力比較復(fù)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，環(huán)槽深為：于是作用在岸根的彎矩為 （3.1）而環(huán)岸根斷面的抗彎斷面系數(shù)近似等于所以環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應(yīng)力 （3.2） 同理得剪切應(yīng)力為： （3.3）接合成

29、應(yīng)力公式為： （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(yīng)力集中，鋁合金的許用應(yīng)力，校核合格。5.1.3活塞裙部的設(shè)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。活塞沿氣缸往復(fù)運動時，依靠裙部起導(dǎo)向作用，并承受由于連桿擺動所產(chǎn)生的側(cè)壓力。所以裙部的設(shè)計要求，是保證活塞得到良好的導(dǎo)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(dǎo)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(cè)向力的作用。承受側(cè)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

30、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(nèi)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(yán)重。三種情況共同作用的結(jié)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(yán)重，主要還是受熱膨脹產(chǎn)生變形的影響比較大。因此，為了避免拉毛現(xiàn)象，在活塞裙部與氣缸之間必須預(yù)先流出較大的間隙。當(dāng)然間隙也不能留得過大，否則又會產(chǎn)生敲缸現(xiàn)象。解決這個問題的比較合理

31、的方法應(yīng)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?yīng)與活塞的溫度分布、裙部壁厚的大小等相適應(yīng)12。本文采用托板式裙部，這樣不僅可以減小活塞質(zhì)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(shè)計成與裙部變形相適應(yīng)的形狀。在設(shè)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(shè)計的： （3.4）式中、分別為橢圓的長短軸，如圖3.3所示。缸徑小于的裙部開槽的活塞，橢圓度（）的大小，一般為。 圖3.3 活塞銷裙部的橢圓形狀1、裙部的尺寸活塞裙部是側(cè)壓力的主要承擔(dān)者。為

32、保證活塞裙表面能保持住必要厚度的潤滑油膜，其表面比壓不應(yīng)超過一定的數(shù)值。因此，在決定活塞裙部長度是應(yīng)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(jié)構(gòu)上的要求加以適當(dāng)修改。裙部單位面積壓力（裙部比壓）按下式計算： （3.5）式中：最大側(cè)作用力，由動力計算求得，=2410.83活塞直徑，；裙部高度，。取則 一般發(fā)動機活塞裙部比壓值約為，所以設(shè)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(cè)壓力的一面（稱為主推力面，相對的一面稱為次推力面）偏移了，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

33、止點，側(cè)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(chǎn)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5.2 活塞銷的設(shè)計5.2.1活塞銷的結(jié)構(gòu)、材料1、活塞銷的結(jié)構(gòu)和尺寸活塞銷的結(jié)構(gòu)為一圓柱體，中空形式，可減少往復(fù)慣性質(zhì)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，取，活塞銷的內(nèi)直徑，取活塞銷長度，取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(nèi)部

34、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。5.2.2 活塞銷強度和剛度計算由運動學(xué)知，活塞銷表面受到氣體壓力和往復(fù)慣性力的共同作用，總的作用力，活塞銷長度，連桿小頭高度，活塞銷跨度。1、最大彎曲應(yīng)力計算活塞銷中央截面的彎矩為 （3.6）空心銷的抗彎斷面系數(shù)為，其中 所以彎曲應(yīng)力為 即 （3.7） 2、最大剪切應(yīng)力計算最大剪切應(yīng)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(yīng)力發(fā)生在中性層上，其值按下式計算： （3.8）已知許用彎曲應(yīng)力；許用剪切應(yīng)力，那么校核合格。5.3 活塞銷座5.3.1 活塞銷座結(jié)構(gòu)設(shè)計 活塞銷座用以支承活塞，并由此傳遞功率。銷座應(yīng)當(dāng)有足夠的強度和

35、適當(dāng)?shù)膭偠?，使銷座能夠適應(yīng)活塞銷的變形，避免銷座產(chǎn)生應(yīng)力集中而導(dǎo)致疲勞斷裂；同時要有足夠的承壓表面和較高的耐磨性?；钊N座的內(nèi)徑，活塞銷座外徑一般等于內(nèi)徑的倍，取，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(shè)計成連桿小頭與活塞銷座開擋之間的間隙為，但當(dāng)制造精度有保證時，兩邊共就足夠了，取間隙為。5.3.2 驗算比壓力銷座比壓力為： （3.9）一般。5.4 活塞環(huán)設(shè)計及計算5.4.1 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)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(yīng)性好，并

36、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、環(huán)的徑向厚度。氣環(huán)，油環(huán)，取，?；钊h(huán)的徑向厚度，根據(jù)楊連生內(nèi)燃機設(shè)計，D=70110的車用汽油機，D/t=2025,取t=D/25=4mm。5.4.2 活塞環(huán)強度校核活塞環(huán)在工作時，因剪應(yīng)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一般都大于5，所以可按直桿彎曲正應(yīng)力公式計算9。1、工作狀態(tài)下的彎曲應(yīng)力活塞斷面的最大彎矩為： （3.10）由此可得最大彎曲應(yīng)力為： （3.11）對于斷面均壓環(huán)其開口間隙與活塞環(huán)平均接觸壓力之間有如下關(guān)系： （3.12）將式（3.12）帶入（3.11）并整理得： （3.13）式中：材料的彈性模量，對合金鑄鐵；活塞環(huán)的開口間隙，取為；氣缸直徑，100；活塞環(huán)徑向厚度，4則 活塞環(huán)工作時的