轎車發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)-以桑塔納2000AJR發(fā)動(dòng)機(jī)為例

PAGEPAGEiv第一章緒論1.1曲柄連桿機(jī)構(gòu)研究現(xiàn)狀汽車作為現(xiàn)代化的交通工具，現(xiàn)如今早就稱為人們出行中不可或缺的一部分。從它被研究出開始到現(xiàn)在，已然有了多年的歷史。汽車發(fā)動(dòng)機(jī)是汽車整個(gè)運(yùn)行中的核心，而曲柄連桿機(jī)構(gòu)在發(fā)動(dòng)機(jī)中具有重要作用，如果說(shuō)發(fā)動(dòng)機(jī)類似于人的心臟，那曲柄連桿機(jī)構(gòu)就類似于心臟附近的供血血管。曲柄連桿機(jī)構(gòu)是往復(fù)式內(nèi)燃機(jī)的主要傳動(dòng)部件，也是汽車發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)現(xiàn)功能轉(zhuǎn)換的主要部件。曲柄連桿機(jī)構(gòu)由三部分組成：（1）發(fā)動(dòng)機(jī)缸體組（2）活塞連桿組（3）曲軸飛輪組。就目前而言，在汽車中應(yīng)用最廣得汽車發(fā)動(dòng)機(jī)是水冷的四沖程往復(fù)式內(nèi)燃機(jī)。在家用車中多數(shù)發(fā)動(dòng)機(jī)用的是汽油機(jī)，在大客車和重型貨車中應(yīng)用的發(fā)動(dòng)機(jī)多數(shù)為柴油機(jī)，小部分家用車也應(yīng)用柴油機(jī)。在此之外，還有馬自達(dá)自研的轉(zhuǎn)子發(fā)動(dòng)機(jī)。隨著人類科技發(fā)展的迅速，汽車在日常生活中也越發(fā)重要，人們對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的要求也越發(fā)的高，這也導(dǎo)致了曲柄連桿機(jī)構(gòu)的要求變得更高。因此對(duì)其進(jìn)行分析、改進(jìn)和設(shè)計(jì)就顯得尤為重要。由于曲柄連桿機(jī)構(gòu)的工作環(huán)境過(guò)于復(fù)雜，所以其承受多種載荷，所以我們既要保證其良好的機(jī)械性能，有要保證其滿足一定的強(qiáng)度和剛度。在對(duì)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)分析設(shè)計(jì)中，查閱相關(guān)資料，分析比對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)各個(gè)零件尺寸和構(gòu)成，對(duì)其進(jìn)行建模，使我們對(duì)其工作原理有更好的深入了解。本次設(shè)計(jì)主要目的為充分了解汽車內(nèi)燃機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)方面知識(shí)，理解其工作原理。曲柄連桿機(jī)構(gòu)的工作機(jī)理:曲臂連桿機(jī)構(gòu)是對(duì)內(nèi)燃機(jī)進(jìn)行工作循環(huán)并進(jìn)行動(dòng)能轉(zhuǎn)化的傳動(dòng)機(jī)構(gòu),用來(lái)傳遞能量并轉(zhuǎn)變?yōu)檫\(yùn)動(dòng)方式。在運(yùn)行中,曲臂連桿機(jī)構(gòu)把氣缸在工作沖程中的往復(fù)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)方式,向外傳遞動(dòng)能。在另外三個(gè)沖程中,即吸氣、壓力。在排氣管中,曲軸的螺旋運(yùn)動(dòng)可以轉(zhuǎn)化為活塞的往復(fù)線性運(yùn)動(dòng)。一般來(lái)說(shuō),曲臂式連桿機(jī)構(gòu)是由發(fā)動(dòng)機(jī)直接產(chǎn)生并輸送動(dòng)能的機(jī)構(gòu),把汽油燃燒產(chǎn)生的熱量轉(zhuǎn)變?yōu)闄C(jī)械能。功能：曲柄連桿機(jī)構(gòu)的功能是提供一個(gè)燃燒場(chǎng)所，使燃料燃燒。燃燒后產(chǎn)生的氣體在活塞頂部的膨脹壓力轉(zhuǎn)化為曲軸旋轉(zhuǎn)的扭矩，持續(xù)輸出動(dòng)力。1.2曲柄連桿機(jī)構(gòu)主要研究方法汽車發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的研究方法多種多樣，需要對(duì)其進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析。其主要方法有圖解法、解析法和復(fù)數(shù)向量法。圖解法圖解法是指位移、速度和加速度，力的分析可以非常直觀地進(jìn)行比較。圖解法通常用作分析法的補(bǔ)充技術(shù)，通常用于獲得計(jì)算機(jī)結(jié)果后的判斷和選擇分析。然而，由于圖解法是以分析法為基礎(chǔ)的，分析法取的點(diǎn)值較少，曲線繪制的精度不高，需要進(jìn)行任何計(jì)算。不用鍵入即可計(jì)算圖表。解析法分析方法是一種基本解，列出每個(gè)組件的應(yīng)用方程，根據(jù)每個(gè)組件之間的關(guān)系構(gòu)建線性方程，并使用它們來(lái)求解運(yùn)動(dòng)對(duì)的約束反作用力和平衡力矩。復(fù)數(shù)向量法復(fù)向量法以每個(gè)構(gòu)件為一個(gè)向量，以復(fù)雜的形式表達(dá)復(fù)雜平面上的連接過(guò)程。它使用數(shù)學(xué)微分等方法來(lái)獲得機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)性能，目前相對(duì)較好。1.3曲柄連桿機(jī)構(gòu)主要研究?jī)?nèi)容本次設(shè)計(jì)發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)主要內(nèi)容以桑塔納2000AJR為例，通過(guò)對(duì)上述研究方法的了解后，擬采用解析法來(lái)對(duì)各個(gè)機(jī)構(gòu)分別進(jìn)行方程計(jì)算，基于各個(gè)零件中，列出線性方程組，從而進(jìn)行解答和設(shè)計(jì)。

第二章曲柄連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)方案2.1桑塔納2000AJR原始參數(shù)此設(shè)計(jì)為針對(duì)轎車的曲柄連桿，用此桑塔納2000AJR作以參考，桑塔納2000AJR具體參數(shù)如表2.1和表2.2所示。表2.1桑塔納2000AJR參數(shù)表氣缸排列方式直列四缸供油方式電控燃油噴射排量/L1.785缸徑/mm80.00沖程/mm86.40沖程/缸徑1.067連桿長(zhǎng)/mm144.00曲軸半徑/mm43.20轉(zhuǎn)矩N·m/r/min150/1300曲軸軸承座5壓縮比9.3額定功率/kW74最大扭矩/（N·m）155點(diǎn)火順序1342表2.2桑塔納2000AJR發(fā)動(dòng)機(jī)工作表曲軸轉(zhuǎn)角第一缸第二缸第三缸第四缸0-180做功排氣壓縮進(jìn)氣180-360排氣進(jìn)氣做功壓縮360-540進(jìn)氣壓縮排氣做功540-720壓縮做功進(jìn)氣排氣2.2曲柄連桿機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)汽車上的曲柄機(jī)構(gòu)有很多種，按運(yùn)動(dòng)學(xué)可分為偏心曲柄機(jī)構(gòu)、中心曲柄機(jī)構(gòu)和主、副連桿式曲柄機(jī)構(gòu)。中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)其曲軸旋轉(zhuǎn)中心被氣缸中心線穿過(guò)，且垂直于氣缸的中心線穿過(guò)曲軸的旋轉(zhuǎn)中心，垂直于曲柄的旋轉(zhuǎn)軸線。大多數(shù)內(nèi)燃機(jī)都使用這種曲柄接頭，包括傳統(tǒng)的隔離式內(nèi)燃機(jī)、平行連桿的V型內(nèi)燃機(jī)以及與活塞式內(nèi)燃機(jī)相連的曲柄機(jī)構(gòu)。偏心曲柄連桿機(jī)構(gòu)它的不同處為氣缸的中心線與曲軸旋轉(zhuǎn)中心線相垂直，兩線無(wú)相交。曲軸的旋轉(zhuǎn)軸線以及氣缸的中心線相偏離。這種曲柄連接降低了處于膨脹沖程期間活塞和汽缸壁間所產(chǎn)生的作用力。在氣缸的擴(kuò)張與縮短沖程時(shí),產(chǎn)生于汽缸壁二側(cè)的側(cè)壓力可以更加均衡。主副連桿式曲柄連桿機(jī)構(gòu)其特點(diǎn)是內(nèi)燃機(jī)的第一缸采用初級(jí)連桿，第二缸采用次級(jí)連桿。連桿的下端并不直接與曲柄銷相連，而是通過(guò)副連桿的銷與主連桿的端部相連，形成一個(gè)“鉸鏈”。出于這個(gè)原因，這種機(jī)制有時(shí)被稱為“曲柄連桿”。在此萬(wàn)向節(jié)之中單個(gè)的曲柄同時(shí)驅(qū)動(dòng)其他相異的活塞與連桿。此類結(jié)構(gòu)能夠使內(nèi)燃機(jī)的長(zhǎng)度有所縮短且結(jié)構(gòu)緊湊，廣泛應(yīng)用于大容量油箱和V型內(nèi)燃機(jī)車。在汽車曲柄連桿機(jī)構(gòu)中，中心曲柄機(jī)構(gòu)被廣泛應(yīng)用于內(nèi)燃機(jī)，本設(shè)計(jì)所指的車輛是桑塔納2000AJR，比其他車型更老，是一般的單列式內(nèi)燃機(jī).經(jīng)過(guò)以上比較考慮，本次設(shè)計(jì)的機(jī)型采用了中心曲柄連接機(jī)構(gòu)。圖2.3中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)第三章汽車曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析3.1曲柄連桿機(jī)構(gòu)分析3.1.1曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)對(duì)汽車曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行受力分析，主要作用力分析全部在于曲柄連桿機(jī)構(gòu)的各種作用力的情況，基于這些作用力對(duì)曲柄連桿結(jié)構(gòu)機(jī)構(gòu)的各個(gè)部件進(jìn)行強(qiáng)度和剛度校核及磨損的分析，并進(jìn)行計(jì)算和設(shè)計(jì)，即符合發(fā)動(dòng)機(jī)工作條件，能夠輸出所需的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速。當(dāng)汽車的活塞前后運(yùn)動(dòng)時(shí)，它的速度和加速度會(huì)隨著運(yùn)動(dòng)而變化。汽車活塞的速度和加速度及其換檔規(guī)律對(duì)汽車曲軸機(jī)構(gòu)的影響很大。因此，對(duì)曲柄連桿運(yùn)動(dòng)的研究主要是針對(duì)汽車活塞運(yùn)動(dòng)規(guī)律的研究。3.1.2活塞的位移和速度分析假設(shè)存在某一點(diǎn)，曲柄的轉(zhuǎn)角為α，旋轉(zhuǎn)方向?yàn)轫槙r(shí)針，連桿軸線在它運(yùn)動(dòng)平面內(nèi)偏移氣缸角度為β，當(dāng)此時(shí)α如果為0，則活塞銷的中心位于頂部，也就是上止點(diǎn)。當(dāng)α=180°時(shí)，活塞銷位于底部，即下止點(diǎn)。綜上可得活塞位移X為：X=R1-其中λ為連桿比。3.2曲柄連桿機(jī)構(gòu)作用力作用在曲軸機(jī)構(gòu)上的力包括活塞氣缸內(nèi)的氣壓和曲軸機(jī)構(gòu)的慣性力。它分為發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸負(fù)載摩擦阻力和負(fù)載阻力。由于摩擦阻力值較小，變化規(guī)律復(fù)雜，在水力分析中可以忽略摩擦阻力。負(fù)載阻力和作用力處于平衡狀態(tài)，不需要單獨(dú)計(jì)算，主要因素是氣壓和曲柄連桿的慣性力，研究改變標(biāo)準(zhǔn)對(duì)儀器的影響。3.2.1氣缸內(nèi)工質(zhì)的作用力作用在活塞上的氣體力等于活塞上下兩側(cè)的氣壓差與活塞頂部面積的乘積，即：（3.2）式中：—活塞上的氣體作用力，；—缸內(nèi)絕對(duì)壓力，；—大氣壓力，；—活塞直徑，。由于活塞的直徑固定，作用在活塞上的氣體力取決于活塞上下表面之間的氣壓差。對(duì)于四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，一般取=0.1，為缸內(nèi)絕對(duì)壓力，此四沖程計(jì)算結(jié)果于表3.1示：對(duì)于四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)=0.1，，缸內(nèi)絕對(duì)壓力，，缸內(nèi)四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)的計(jì)算結(jié)果見表3.1：則由式（3.2）計(jì)算氣壓力如表3.2所示。3.2.2機(jī)構(gòu)的慣性力慣性運(yùn)動(dòng)是由不均勻運(yùn)動(dòng)所引起的。要確定機(jī)構(gòu)的慣性運(yùn)動(dòng),首先就需要知道它加速度與質(zhì)量之間的比例。加速度在運(yùn)動(dòng)學(xué)上也是存在的,但是現(xiàn)在人們更需要知道物質(zhì)傳遞速度。而企業(yè)的質(zhì)量海量管理又非常復(fù)雜,需要簡(jiǎn)單化。因此,實(shí)現(xiàn)了質(zhì)量轉(zhuǎn)化。1、機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)件的質(zhì)量換算質(zhì)量轉(zhuǎn)換的原則是保持系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)等值。質(zhì)量轉(zhuǎn)換的目的是得出運(yùn)動(dòng)組件質(zhì)量，進(jìn)而計(jì)算其過(guò)程產(chǎn)生的慣性力。表3.1缸內(nèi)絕對(duì)壓力計(jì)算結(jié)果四個(gè)沖程終點(diǎn)壓力計(jì)算公式計(jì)算結(jié)果/進(jìn)氣終點(diǎn)壓力0.08壓縮終點(diǎn)壓力1.46膨脹終點(diǎn)壓力0.45排氣終點(diǎn)壓力0.115注：—平均壓縮指數(shù)，=1.321.38；—壓縮比，=9.3—平均膨脹指數(shù)，=1.21.30；；—最大爆發(fā)壓力，=35，取=4.5；此時(shí)壓力角=，取=。表3.2氣壓力計(jì)算結(jié)果四個(gè)沖程/進(jìn)氣終點(diǎn)77.23壓縮終點(diǎn)-102.97膨脹終點(diǎn)7001.933排氣終點(diǎn)1801.9682、曲柄連桿機(jī)構(gòu)的慣性力將曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)部分的質(zhì)量簡(jiǎn)化為兩個(gè)質(zhì)量和一個(gè)剩余質(zhì)量，可以得到這個(gè)質(zhì)量在運(yùn)動(dòng)中的慣性力，概括為兩個(gè)力。往復(fù)質(zhì)量的往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的旋轉(zhuǎn)慣性力。（1）往復(fù)慣性力（3.3）式中：—往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量，；—連桿比；—曲柄半徑，；—曲柄旋轉(zhuǎn)角速度，；—曲軸轉(zhuǎn)角。沿氣缸中心線方向作用，式(3.3)前的負(fù)號(hào)表示方向與活塞加速度的方向相反。其中曲柄的角速度為：（3.4）式中：—曲軸轉(zhuǎn)數(shù)，；已知額定轉(zhuǎn)速=1300，則；曲柄半徑=40.23，連桿比=0.25~0.315，取=0.27，見表3.3，將每一工況的曲軸轉(zhuǎn)角代入式（3.4）,計(jì)算得往復(fù)慣性力，結(jié)果如表3.3所示：表3.3往復(fù)慣性力計(jì)算結(jié)果四個(gè)沖程/進(jìn)氣終點(diǎn)-10519.68壓縮終點(diǎn)6324.5膨脹終點(diǎn)-10519.68排氣終點(diǎn)6324.51（2）旋轉(zhuǎn)慣性力（3.5）3、作用在活塞上的總作用力如前所述，活塞銷的中心同時(shí)作用于氣體力和往復(fù)慣性力。力的方向是沿著中心線的，合力可以通過(guò)加對(duì)數(shù)來(lái)計(jì)算，即：（3.6）計(jì)算結(jié)果如表3.4所示。4、活塞上的總作用力分解與傳遞如圖3.2所示，第一個(gè)是兩個(gè)力的分解，沿連桿的力和將活塞推向氣缸壁的側(cè)向力，其中沿連桿的力為：（3.7）而側(cè)向力為：（3.8）表3.4作用在活塞上的總作用力四個(gè)沖程氣壓力/往復(fù)慣性力/總作用力/進(jìn)氣終點(diǎn)77.23壓縮終點(diǎn)-102.976324.5膨脹終點(diǎn)7001.933排氣終點(diǎn)1801.9686324.5圖3.2作用在機(jī)構(gòu)上的力和力矩作用在連桿上的力的方向由下式確??定：如果連桿受壓則為正號(hào)，如果連桿受拉則為負(fù)號(hào)。橫向力為正，否則為負(fù)值。當(dāng)=時(shí)，根據(jù)正弦定理，可得β：求得將分別代入式（3.7）、式（3.8），計(jì)算結(jié)果如表3.5示：表3.5連桿力、側(cè)向力的計(jì)算結(jié)果四個(gè)沖程連桿力/側(cè)向力/進(jìn)氣終點(diǎn)壓縮終點(diǎn)6385.191436.356膨脹終點(diǎn)排氣終點(diǎn)8340.2371896.923該力通過(guò)連桿作用在曲軸的曲柄上，該力也被分解成推動(dòng)所述曲軸旋轉(zhuǎn)的兩個(gè)力亦或切向力，即：（3.9）和壓縮曲柄臂的徑向力，即（3.10）指定的力在曲軸旋轉(zhuǎn)方向上為正，在力指向曲軸方向時(shí)為正。求得切向力、徑向力見如表3.6所示:表3.6切向力、徑向力的計(jì)算結(jié)果四個(gè)沖程切向力/徑向力/進(jìn)氣終點(diǎn)壓縮終點(diǎn)1811.3556122.8789膨脹終點(diǎn)排氣終點(diǎn)2365.967997.61

第四章活塞組的設(shè)計(jì)4.1活塞的設(shè)計(jì)活塞總成包括活塞、活塞銷、活塞環(huán)等在氣缸內(nèi)交替運(yùn)動(dòng)的零件。在發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行條件下，它們是要求最嚴(yán)苛的部件。發(fā)動(dòng)機(jī)的工作可靠性和耐久性主要與活塞組的工作條件有關(guān)。圖41活塞設(shè)計(jì)4.1.1活塞的工作條件和設(shè)計(jì)要求1、活塞的機(jī)械負(fù)荷在設(shè)計(jì)承受機(jī)械載荷的活塞時(shí)，需要有足夠的壁厚和合理的各處形狀，即在提供足夠的強(qiáng)度和剛度的同時(shí)，結(jié)構(gòu)應(yīng)盡可能簡(jiǎn)單和輕便。截面變化過(guò)渡應(yīng)該平滑以減少壓力。2、活塞的熱負(fù)荷活塞在氣缸內(nèi)工作時(shí)，活塞上表面受到瞬間高溫氣體的作用，可達(dá)，最高氣體溫度。因此，活塞頂部具有高溫。且同時(shí)其溫度分布同樣不均。點(diǎn)與點(diǎn)之間存在較大的溫度梯度，這是熱應(yīng)力的來(lái)源。正是這種熱應(yīng)力在活塞頂開裂中起主要作用。3、磨損強(qiáng)烈汽車發(fā)動(dòng)機(jī)在運(yùn)行過(guò)程中產(chǎn)生的剪切力相對(duì)較大。同時(shí)，活塞在氣缸中的高速相互作用會(huì)對(duì)活塞組和氣缸表面造成嚴(yán)重磨損。潤(rùn)滑條件差會(huì)導(dǎo)致相當(dāng)大的磨損。4、活塞組的設(shè)計(jì)要求（1）應(yīng)選用耐磨、耐熱、熱膨脹系數(shù)小、傳熱性好、減摩性好、加工性好的材料。（2）具有合理的形狀和壁厚，提高加熱性能，滿足強(qiáng)度和剛度要求，盡可能減輕重量，避免應(yīng)力集中；（3）使得燃燒室氣密性較高，氣體和機(jī)油較少，減小活塞組的摩擦；（4）在不同的工作條件下，可以保持活塞和缸套之間的最佳配合；（5）減少氣體活塞吸收的熱量可以使吸收的熱量順利消散；（6）在油耗較低的情況下，檢查滑動(dòng)表面是否有足夠的潤(rùn)滑油。4.1.2活塞的材料根據(jù)上述活塞設(shè)計(jì)要求，活塞材料必須滿足以下要求：（1）高熱強(qiáng)度，即使在高溫下也不會(huì)損壞零件，并且具有足夠的機(jī)械性能。（2）導(dǎo)熱性好，吸熱性差。（3）膨脹系數(shù)很小。保持活塞和氣缸之間的小間隙；（4）比重低。減少活塞組的相互慣性力，減少曲軸連桿組的機(jī)械載荷和平衡重量；（5）良好的抗摩擦性能、耐磨性和耐腐蝕性；（6）工藝優(yōu)質(zhì)，成本低。在發(fā)動(dòng)機(jī)上，灰鑄鐵具有耐磨、耐腐蝕的特點(diǎn)?；诣T鐵具有膨脹系數(shù)低、耐熱、成本低、加工性好等優(yōu)點(diǎn)，被廣泛用作活塞材料。然而，近幾十年來(lái)，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的提高和工藝技術(shù)的不斷改進(jìn)，灰鑄鐵活塞由于其重量大的兩大缺點(diǎn)，逐漸被鋁合金活塞所取代。導(dǎo)熱系數(shù)低。鋁合金的結(jié)構(gòu)性能與灰口鑄鐵完全相反。鋁合金的比例很小，約為灰口鑄鐵的三分之一，結(jié)構(gòu)總重量?jī)H為鑄鋼活塞的三分之一。因此，對(duì)于慣性范圍小的高速電機(jī)來(lái)說(shuō)非常重要。鋁合金的另一個(gè)重要優(yōu)點(diǎn)是導(dǎo)熱性好，約為普通鑄鐵的三倍，可顯著降低氣缸的工作溫度。柴油機(jī)采用鋁活塞作用，也為提高壓縮比，從而提高發(fā)動(dòng)機(jī)的性能提供了重要條件。以上得出可用鋁硅合金材料。4.1.3活塞頭部的設(shè)計(jì)1、設(shè)計(jì)要點(diǎn)活塞頭由活塞的上部和活塞環(huán)組成。它的主要功能為受氣壓作用，由銷座傳送至連接件，并與活塞環(huán)共同進(jìn)行密封氣缸的工作流體。那么活塞頭的設(shè)計(jì)要點(diǎn)如下：（1）使其具有足夠的機(jī)械強(qiáng)度和剛度來(lái)防止環(huán)槽出現(xiàn)裂紋；（2）使其溫差較小，避免熱變與過(guò)大的熱應(yīng)力，防止頂部出現(xiàn)熱疲勞開裂。2、壓縮高度的確定活塞壓縮高度的確定,直接關(guān)系氣缸的整體長(zhǎng)度以及氣缸蓋和氣筒之間的體積比和效率。最小化活塞壓力頭,是現(xiàn)代活塞氣缸技術(shù)中的一項(xiàng)主要原則。壓力高度是由活塞環(huán)尺寸、環(huán)帶尺寸和前裙長(zhǎng)度所組成的,即=++（4.1）為了減小擠壓高度，應(yīng)該盡可能減小環(huán)面高度，環(huán)槽和銷孔的直徑，同時(shí)保持其強(qiáng)度。（1）第一環(huán)位置當(dāng)按照活塞圈的排列方式來(lái)決定柱塞的壓力水平時(shí)，應(yīng)預(yù)先設(shè)定好第一環(huán)位置。稱為活塞環(huán)高度。要減小，當(dāng)然是越小越好，但如果太小，首環(huán)溫度會(huì)過(guò)高，造成彈性松動(dòng)、活塞環(huán)卡滯等故障。因此，選擇活塞環(huán)高度的原則是：在第一道槽的熱載量的條件下，其高度應(yīng)該盡量的減小，對(duì)于普通汽油引擎，為其活塞直徑，此引擎活塞的標(biāo)準(zhǔn)直徑，確定活塞環(huán)高度為：（2）環(huán)帶高度在減小活塞高度時(shí)，柱塞圈溝道的軸線高度要盡量減小，使柱塞圈受到的慣性也要減小，以減小柱塞圈邊緣對(duì)柱塞圈的作用；有利于柱塞圈的使用壽命。對(duì)于小型高速內(nèi)燃發(fā)動(dòng)機(jī)，一般氣環(huán)高，油環(huán)高。內(nèi)燃機(jī)由三個(gè)活塞環(huán)組成，前兩環(huán)被稱為氣環(huán)，最后一個(gè)稱為油環(huán)。取，，。環(huán)岸的高度，應(yīng)保證不會(huì)因氣壓荷載而損壞。當(dāng)然，第二個(gè)環(huán)岸的負(fù)載比第一個(gè)環(huán)岸小很多，溫度也更低，只有第一個(gè)環(huán)岸被銷毀才能銷毀。在此條件下，其高度通常是第一環(huán)最高，其他環(huán)較小。對(duì)真實(shí)的內(nèi)燃機(jī)進(jìn)行的數(shù)據(jù)顯示，，，汽油引擎已經(jīng)逼近了最低限度。則：因此，環(huán)帶高度。（3）上裙尺寸當(dāng)活塞頭環(huán)配置已被決定時(shí)，壓力的高度H1就是通過(guò)柱塞銷軸至最底層的環(huán)形凹口（油圈凹口）的距離h1來(lái)決定的。為讓其可正常工作，油環(huán)與凹槽之間的軸向距離非常小。如果凹槽嚴(yán)重變形，油環(huán)會(huì)粘在一起而壞掉。所以通常會(huì)選擇活塞裙的尺寸，使油環(huán)槽在銷座上方的位置高于銷座的外徑。為了增加銷座的阻力，有必要避免被槽削弱或影響。材料對(duì)銷座的影響分布不均，導(dǎo)致變形，影響油環(huán)的工作。綜上所述，可以決定活塞的壓縮高度。對(duì)于汽油機(jī)：綜上D之前可取范圍為0.35—0.6之前，本次設(shè)計(jì)選取數(shù)值為0.4。=0.4×D=0.4×80.985=32.394則：=32.394-7.289-12.89=12.7613、活塞頂和環(huán)帶斷面（1）活塞頂活塞頂?shù)男螤钪饕扇紵业倪x擇和設(shè)計(jì)決定。在活塞設(shè)計(jì)的情況下，為了減少活塞組的熱負(fù)荷和應(yīng)力集中，建議對(duì)加熱區(qū)域和活塞頂?shù)男螤钸M(jìn)行最簡(jiǎn)單的加工，即平頂。大多數(shù)汽油發(fā)動(dòng)機(jī)使用扁平活塞，桑塔納2000AJ發(fā)動(dòng)機(jī)由于壓縮比，所以采用平頂活塞。實(shí)際統(tǒng)計(jì)表明，汽油機(jī)活塞上部的厚度最小，即活塞頂吸收的熱量主要通過(guò)活塞環(huán)傳遞。專門的實(shí)驗(yàn)表明，在未冷卻的活塞中，70-80%的熱量通過(guò)活塞環(huán)傳遞到氣缸壁，10-20%的熱量由活塞本身傳遞到氣缸墻，10-20%傳遞到氣缸墻上。氣缸壁。在只有大約10%機(jī)油的情況下，空氣被輸送到曲軸箱。因此，活塞頂部的厚度必須從中心向外圍逐漸增加，通道的圓角必須足夠大。只有這樣，活塞上部吸收的熱量才能順利地傳遞到第二環(huán)和第三環(huán)。降低第一個(gè)環(huán)的熱負(fù)荷，降低最高溫度。（2）環(huán)帶斷面確保高熱負(fù)荷的活塞環(huán)導(dǎo)熱良好并具有足夠的壁厚以防止熱量集中在最高環(huán)的平均值。對(duì)于環(huán)和環(huán)槽的可靠性和耐用性，正確設(shè)計(jì)環(huán)槽截面和選擇合適的環(huán)與環(huán)槽間隙非常重要。槽底圓角一般為0.2~0.5mm。（3）環(huán)岸和環(huán)槽環(huán)面和環(huán)槽設(shè)計(jì)應(yīng)保持活塞和活塞環(huán)正常工作，減少油耗，防止活塞環(huán)卡死和不正常磨損，環(huán)槽氣閥底平面必須垂直于活塞軸線確保工作時(shí)環(huán)底邊與筒體齊平。沒(méi)有上述損壞的活塞環(huán)側(cè)隙越小越好，目前第一環(huán)與環(huán)槽的側(cè)隙一般為0.05~0.1mm，第二、三環(huán)較小，分別為0.03~0.07mm.它更小，可以使活塞環(huán)穩(wěn)定運(yùn)行并減少機(jī)油消耗。側(cè)隙是指回油孔位于油環(huán)槽內(nèi)，并均勻分布在主、副推力面的一側(cè)?；赜涂趯?duì)于降低油耗具有重要意義。三種活塞環(huán)的間隙和側(cè)隙如表4.1所示：表4.1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4.2所示。已知=4.5，則，，圖4.2環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及環(huán)槽結(jié)構(gòu)環(huán)岸是一種較厚、內(nèi)外零點(diǎn)五圓長(zhǎng)度均為、的圓環(huán)形板,沿內(nèi)圓柱表面較穩(wěn)定,要準(zhǔn)確估計(jì)固定面的內(nèi)應(yīng)力就比較復(fù)雜了,可將它簡(jiǎn)化為一種最基本的懸臂梁和大致的運(yùn)算。在通常的尺寸比例下,可假定溝底(岸根)的直徑,環(huán)槽深為:=0.05×80.985=4.05于是作用在岸根的彎矩為（4.2）而環(huán)岸根斷面的抗彎斷面系數(shù)近似等于（4.3）所以環(huán)岸根部危險(xiǎn)斷面上的彎曲應(yīng)力（4.4）同理得剪切應(yīng)力為：（4.5）接合成應(yīng)力公式為：（4.6）考慮到鋁合金在高溫下的強(qiáng)度下降和環(huán)眼根部的應(yīng)力集中，由《制動(dòng)系統(tǒng)的開發(fā)和設(shè)計(jì)》可得鋁合金的許用應(yīng)力，，校核合格。4.1.4活塞裙部的設(shè)計(jì)活塞裙部是活塞上、下環(huán)槽下方的活塞部分。活塞沿氣缸擺動(dòng)時(shí)，受裙板控制，承受連桿擺動(dòng)產(chǎn)生的側(cè)壓。因此，裙部設(shè)計(jì)要求是保證活塞受控良好，有足夠堅(jiān)實(shí)的承壓區(qū)，能形成足夠厚的潤(rùn)滑油膜，不會(huì)因間隙過(guò)大撞擊氣缸，造成噪音和加速損壞。.間隙太小，活塞太緊。分析發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行過(guò)程中活塞裙的變形。首先，活塞受到側(cè)向力，受側(cè)向力影響的裙面通常恰好是兩銷之間的弧形面。因此，裙部趨于向活塞銷移動(dòng)并增大尺寸；其次，由于爆震壓力和施加在活塞頂部的慣性力的共同作用，活塞頂部發(fā)生彎曲變形?；钊N座之間的間隙導(dǎo)致整個(gè)活塞的活塞尺寸增加。活塞朝向右舷；溫度的升高再次引起熱膨脹，并且由于其比其他部分更厚的壁厚，銷座部分經(jīng)歷更劇烈的熱膨脹。這三個(gè)條件共同作用，造成分離現(xiàn)象。在這些因素中，機(jī)械變形的影響一般不嚴(yán)重，熱膨脹引起的分離現(xiàn)象。變形效果顯著。因此，為了避免拉緊，需要預(yù)料到活塞裙與氣缸之間存在較大的間隙。當(dāng)然，差距不能太大。否則會(huì)敲缸。解決此問(wèn)題的更合理的解決方案是最大限度地減少?gòu)幕钊^到裙部的熱流并最大限度地減少裙部膨脹?；钊沟男螤畋仨毰c活塞的溫度分布和裙壁的厚度相匹配，以適應(yīng)它。這項(xiàng)工作不僅利用支撐板的裙部來(lái)減輕活塞的重量，而且具有更大的柔韌性，可以在不壓縮的情況下顯著減小裙部與缸套之間的配合間隙。活塞裙的橫截面適應(yīng)裙的變形。設(shè)計(jì)時(shí)，裙部截面做成長(zhǎng)軸垂直于活塞銷中心線，短軸平行于銷軸方向的橢圓形。常用的橢圓形根據(jù)以下公式繪制：（4.7）式中、分別為橢圓的長(zhǎng)短軸，如圖4.2所示。缸徑小于的裙部開槽的活塞，橢圓度（）的大小，一般為。圖4.3活塞銷裙部的橢圓形狀4.2活塞銷的設(shè)計(jì)4.2.1活塞銷的結(jié)構(gòu)、材料1、活塞銷的結(jié)構(gòu)和尺寸活塞銷的外直徑，取，活塞銷的內(nèi)直徑，取活塞銷長(zhǎng)度，取。圖4.4活塞銷設(shè)計(jì)2、活塞銷的材料活塞銷用低碳合金鋼，表面經(jīng)過(guò)硬度處理，硬度高，耐磨損，內(nèi)部抗沖擊性能好。對(duì)表面處理精度和粗糙度的要求極高，并且在高溫下熱穩(wěn)定性良好。4.2.2活塞銷強(qiáng)度和剛度計(jì)算由運(yùn)動(dòng)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(zhǎng)度，連桿小頭高度，活塞銷跨度。1、最大彎曲應(yīng)力計(jì)算活塞銷中央截面的彎矩為（4.8）空心銷的抗彎斷面系數(shù)為，其中所以彎曲應(yīng)力為（4.9）即：2、最大剪切應(yīng)力計(jì)算最大剪應(yīng)力出現(xiàn)在銷座和連桿小端之間的截面上。截面的最大剪應(yīng)力出現(xiàn)在中性層，其值按下式計(jì)算：（4.10）已知許用彎曲應(yīng)力；根據(jù)《制動(dòng)系統(tǒng)的開發(fā)和設(shè)計(jì)》知許用剪切應(yīng)力，那么校核合格。4.3活塞銷座4.3.1活塞銷座結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)活塞銷座用于支撐活塞和動(dòng)力傳輸。銷座應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和剛度，以適應(yīng)活塞銷的變形，避免因應(yīng)力集中而產(chǎn)生疲勞斷裂；同時(shí)，它應(yīng)該有足夠的表面壓力和高壓。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。通常，它被設(shè)計(jì)為在連桿的小端和活塞銷支架的打開和關(guān)閉之間有一個(gè)間隙。然而，在確保制造精度的情況下，兩端是足夠的，間隙如：4.3.2驗(yàn)算比壓力銷座比壓力為：(4.11)一般。4.4活塞環(huán)設(shè)計(jì)及計(jì)算4.4.1活塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)計(jì)該發(fā)動(dòng)機(jī)采用三活塞環(huán)，一、二環(huán)為氣環(huán)，三環(huán)為油環(huán)。第一個(gè)活塞環(huán)是由鍍鉻可鍛鑄鐵制成的扭曲筒形環(huán)。筒環(huán)與缸體呈弧形接觸，對(duì)活塞轉(zhuǎn)動(dòng)的適應(yīng)性好，易形成楔形潤(rùn)滑油膜。第二個(gè)活塞環(huán)是由鑄鐵制成的鼻環(huán)。鼻環(huán)防止吸油，保證活塞向上運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的良好潤(rùn)滑。第三個(gè)是油環(huán)，由重量輕、比壓高、破油能力強(qiáng)的鋼帶組成?；钊h(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，，。活塞環(huán)的徑向厚度，由《制動(dòng)系統(tǒng)的開發(fā)和設(shè)計(jì)》手冊(cè)可得一般推薦值為：當(dāng)缸徑為時(shí)，，取。4.4.2活塞環(huán)強(qiáng)度校核活塞環(huán)在工作時(shí)，只計(jì)算彎矩，因?yàn)榧魬?yīng)力和軸向力的影響很小?；钊h(huán)的平均半徑與徑向厚度之比一般大于5，因此直桿撓度可按法向應(yīng)力公式計(jì)算。1、工作狀態(tài)下的彎曲應(yīng)力活塞斷面的最大彎矩為：（4.12）由此可得最大彎曲應(yīng)力為：（4.13）對(duì)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：（4.14）將式（4.12）帶入（4.11）并整理得：（4.15）式中：—材料的彈性模量，對(duì)合金鑄鐵；—活塞環(huán)的開口間隙，，取為；—?dú)飧字睆?，；—活塞環(huán)徑向厚度，則：由《制動(dòng)系統(tǒng)的開發(fā)和設(shè)計(jì)》知活塞環(huán)工作時(shí)的許用彎曲應(yīng)力為，則校核合格。2、套裝應(yīng)力活塞環(huán)裝在活塞上時(shí)，缺口必須大于自由位置的間隙。對(duì)于活塞環(huán)，此時(shí)掛鉤位置槽的最大彎曲應(yīng)力為：（4.16）公式中：—與設(shè)定方法相關(guān)的系數(shù)，值為1-2，通?；谠O(shè)定方法得出，則：由于活塞環(huán)是在常溫下制作，承受應(yīng)力的時(shí)間很短，由《制動(dòng)系統(tǒng)的開發(fā)和設(shè)計(jì)》可得本次設(shè)計(jì)順應(yīng)應(yīng)力的許用值高于工作應(yīng)力的許用值，所以檢驗(yàn)合格。

第五章連桿組的設(shè)計(jì)5.1連桿的設(shè)計(jì)5.1.1連桿的工作情況、設(shè)計(jì)要求和材料選用1、工作情況連桿的小端連接到活塞螺栓上，并隨活塞變化。連桿的大端連接到曲軸螺栓上，并隨曲軸一起旋轉(zhuǎn)。因此，連桿體不僅上下擺動(dòng)，而且左右擺動(dòng)，進(jìn)行復(fù)雜的平面運(yùn)動(dòng)。2、設(shè)計(jì)要求連桿主要承受由本體壓力和慣性力的相互作用產(chǎn)生的可變載荷。在設(shè)計(jì)時(shí)，必須首先確保連桿具有足夠的疲勞和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。如果強(qiáng)度不夠，損壞連桿蓋或軸可能會(huì)導(dǎo)致嚴(yán)重事故。同樣，連桿蓋剛度不足會(huì)對(duì)連桿蓋的剛度產(chǎn)生負(fù)面影響。曲柄連桿機(jī)構(gòu)的工作原理。因此，杠桿結(jié)構(gòu)的主要要求之一是在盡可能輕的結(jié)構(gòu)中提供足夠的強(qiáng)度和剛度，因此有必要選擇高強(qiáng)度材料。適當(dāng)?shù)慕Y(jié)構(gòu)形狀和尺寸。3、材料的選擇為保證連桿在輕型結(jié)構(gòu)狀態(tài)下具有足夠的強(qiáng)度和剛度，采用優(yōu)質(zhì)中碳結(jié)構(gòu)鋼45鍛造，表面采用球鍛強(qiáng)化，提高強(qiáng)度。圖51連桿設(shè)計(jì)5.1.2連桿長(zhǎng)度的確定設(shè)計(jì)連桿時(shí)，第一步是確定連桿的大端孔和小端孔之間的距離。即連桿長(zhǎng)度它通常是用連桿比來(lái)說(shuō)明的，通常0.3125，經(jīng)查閱，取，，則。5.1.3連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度、剛度計(jì)算1、連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)連桿小頭主要結(jié)構(gòu)尺寸如圖4.1所示，小頭襯套內(nèi)徑和小頭寬度已在活塞組設(shè)計(jì)中確定，，。兩個(gè)有一定余量的小孔中添加了耐磨內(nèi)襯。內(nèi)襯大多由耐磨錫青銅鑄造而成，這種內(nèi)襯的厚度通常為，取，則小頭孔直徑，小頭外徑，取。2、連桿小頭的強(qiáng)度校核由于連接小端的墊圈的過(guò)度壓縮，小端的橫截面處于拉伸應(yīng)力下。如果涂料的膨脹系數(shù)大于接縫材料的膨脹系數(shù)，則在操作過(guò)程中，過(guò)膨脹系數(shù)將隨著溫度的升高而增加。小部分上的壓力也會(huì)增加。此外，在運(yùn)行過(guò)程中，活塞組的膨脹力和慣性也會(huì)增加。減去力后，連桿的小端被空氣壓力壓縮?？梢钥闯?，工作負(fù)載具有可變結(jié)構(gòu)。上述載荷的綜合作用將對(duì)連桿的小端和連桿體的過(guò)渡部分造成疲勞損傷。應(yīng)在連桿的小端進(jìn)行疲勞損傷，并計(jì)算疲勞強(qiáng)度。圖5.2連桿小頭主要結(jié)果尺寸（1）襯套過(guò)盈配合的預(yù)緊力及溫度升高引起的應(yīng)力在計(jì)算過(guò)程中，如果將小封頭和襯里視為兩個(gè)過(guò)盈配合的圓柱體，則由于兩個(gè)零件配合面上的過(guò)盈和水熱膨脹，小頭上的徑向壓力如下：（5.1）式中：—襯套壓入時(shí)的過(guò)盈，；一般青銅襯套，取，其中：—工作后小頭溫升,約；—連桿材料的線膨脹系數(shù)，對(duì)于鋼；—襯套材料的線膨脹系數(shù)，對(duì)于青銅；、—連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)，可??；—連桿材料的彈性模數(shù)，鋼[10]；—襯套材料的彈性模數(shù)，青銅；計(jì)算小頭承受的徑向壓力為：由徑向均布力引起小頭外側(cè)及內(nèi)側(cè)纖維上的應(yīng)力，可按厚壁筒公式計(jì)算，外表面應(yīng)力（5.2）內(nèi)表面應(yīng)力（5.3）的允許值一般為，校核合格。（2）連桿小頭的疲勞安全系數(shù)連桿小端應(yīng)力變化呈不對(duì)稱環(huán)狀，連桿到連桿小端過(guò)渡點(diǎn)外表面的最小安全系數(shù)為：（5.4）式中：—材料在對(duì)稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），??；—材料對(duì)應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱的敏感系數(shù)，取=0.2；—應(yīng)力幅，；—平均應(yīng)力，；—工藝系數(shù)，，取0.5；則連桿小頭的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)一般約在之內(nèi)。3、連桿小頭的剛度計(jì)算當(dāng)使用浮動(dòng)活塞銷時(shí)，有必要計(jì)算連桿小端由于往復(fù)慣性力而在水平方向上的直徑變形。經(jīng)驗(yàn)公式如下：（5.5）式中：—連桿小頭直徑變形量，；—連桿小頭的平均直徑，；—連桿小頭斷面積的慣性矩，則：對(duì)于普通發(fā)動(dòng)機(jī)，此轉(zhuǎn)換的允許值不應(yīng)超過(guò)徑向間隙的一半。如果標(biāo)準(zhǔn)間隙是一個(gè)典型值，則適用于驗(yàn)證。5.1.4連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算1、連桿桿身結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)考慮到彎曲剛度和鍛造工藝，連桿體采用I形截面，桿身截面寬度約等于(為氣缸直徑)，取，截面高度，取。為了使力從連桿小端到大端的傳遞比較均勻，在軸到小端和大端的過(guò)渡處采用了足夠大的填充半徑。2、連桿桿身的強(qiáng)度校核連桿體在不對(duì)稱交叉循環(huán)載荷下運(yùn)行，并受到慣性力的作用，以解釋橫截面上方的往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量。在爆炸過(guò)程中，氣體因壓力和慣性力之間的差異而被壓縮。計(jì)算疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，需要計(jì)算截面的最大拉應(yīng)力和壓應(yīng)力。（1）最大拉伸應(yīng)力由最大拉伸力引起的拉伸應(yīng)力為：（5.6）式中：—連桿桿身的斷面面積，汽油機(jī)，為活塞投影面積，取。則最大拉伸應(yīng)力為：（2）桿身的壓縮與縱向彎曲應(yīng)力桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃?xì)庾饔昧r(shí)，并可認(rèn)為是在上止點(diǎn)，最大壓縮力為：（5.7）當(dāng)連桿受到最大壓縮力時(shí)，桿體的中間部分將發(fā)生垂直彎曲。此時(shí)，連桿將在振動(dòng)平面內(nèi)彎曲，可以認(rèn)為連桿的兩端都是長(zhǎng)度為的鉸鏈。在垂直振動(dòng)平面中彎曲可以將桿體的兩端視為長(zhǎng)度為的固定點(diǎn)。振動(dòng)平面中的組合應(yīng)力為：（5.8）式中：—系數(shù)，對(duì)于常用鋼材，，??；—計(jì)算斷面對(duì)垂直于擺動(dòng)平面的軸線的慣性矩，。；將式（5.8）改為：（5.9）式中—連桿系數(shù)，；則擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：同理，在垂直于擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：（5.10）將式（4.10）改成（5.11）式中：—連桿系數(shù)，。則在垂直于擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：由《制動(dòng)系統(tǒng)的開發(fā)和設(shè)計(jì)》可知在機(jī)械類許用應(yīng)力值250—400即為合格，則和的許用應(yīng)力值為，所以校核合格。除以安全系數(shù)后得許用應(yīng)力，即[σ]=σs/n（n=1.5~2.5）（3）連桿桿身的安全系數(shù)連桿桿身所受的是非對(duì)稱的交變循環(huán)載荷，把或看作循環(huán)中的最大應(yīng)力，看作是循環(huán)中的最小應(yīng)力，即可求得桿身的疲勞安全系數(shù)。循環(huán)的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力，在連桿擺動(dòng)平面為：（5.12）（5.13）在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)為：（5.13）（5.14）連桿桿身的安全系數(shù)為：（5.15）式中：—材料在對(duì)稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），?。弧牧蠈?duì)應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱的敏感系數(shù)，取=0.2；—工藝系數(shù)，，取0.45。則在連桿擺動(dòng)平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為：在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為：在機(jī)械制造領(lǐng)域中,安全系數(shù)的取值范圍一般為1.5-3.0，桿身安全系數(shù)許用值在的范圍內(nèi)，則校核合格。5.1.5連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度、剛度計(jì)算1、連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與主要尺寸連桿大頭的結(jié)構(gòu)與尺寸基本上決定于曲柄銷直徑、長(zhǎng)度、連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。其中在、在曲軸設(shè)計(jì)中確定（見第六章），，，則大頭寬度，軸瓦厚度，取，大頭孔直徑。連桿機(jī)構(gòu)頭部的形狀和大小基本上決定了曲臂銷孔徑、長(zhǎng)度、連桿機(jī)構(gòu)軸襯厚度以及連桿機(jī)構(gòu)長(zhǎng)度。其中在、在曲軸設(shè)計(jì)應(yīng)確定(見第六章)，，則為大頭，軸瓦厚度，取，為大頭孔尺寸。連桿頭和連桿蓋的分離面是平切口，頭部凸臺(tái)的高度，得，得，連桿頭結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度和密度，以提高連桿螺栓孔之間的距離，得。如果普通螺栓孔的外壁厚度大于2mm，則取3mm，并且當(dāng)螺栓頭支撐件面對(duì)密封體或大頭蓋過(guò)渡時(shí)，盡可能使用大的圓角。2、連桿大頭的強(qiáng)度校核通過(guò)螺栓牢固連接，使大頭和大頭蓋近似為一個(gè)整體，彈性大頭蓋支撐在剛性連接體上。固定角度通常是，=40°。通過(guò)曲柄銷的作用，力以余弦模式分布在大頭蓋上。大頭的橫截面保持不變，其尺寸與中間橫截面一致。大頭的曲率半徑為：連桿蓋的最大載荷是在進(jìn)氣沖程開始的，計(jì)算得：=10519.681+6923.799=17443.48N作用在危險(xiǎn)斷面上的彎矩和法向力由經(jīng)驗(yàn)公式求得：=17443.48×63.881/2×（0.0127＋0.00083×40）=25545.2=177443.48×（0.522+0.003×40）=11198.71由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為：（5.16）作用于大頭蓋中間斷面的法向力為：（5.17）式中：，—大頭蓋及軸瓦的慣性矩，，，—大頭蓋及軸瓦的斷面面積，，，，在中間斷面的應(yīng)力為：（5.18）式中：—大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)，5.2連桿螺栓的設(shè)計(jì)5.2.1連桿螺栓的工作負(fù)荷與預(yù)緊力根據(jù)氣缸直徑初選連桿螺紋直徑，根據(jù)統(tǒng)計(jì)，取。發(fā)動(dòng)機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，連桿螺栓主要受兩種力作用：預(yù)緊機(jī)構(gòu)的力和最大拉伸載荷，而預(yù)緊機(jī)構(gòu)的力主要由以下兩部分組成：一是確定連桿軸瓦的過(guò)盈度其應(yīng)有的最大預(yù)緊力矩，其次，發(fā)動(dòng)機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，連桿機(jī)構(gòu)大端與大頭蓋的聯(lián)接面未脫開是由于慣性力和必須產(chǎn)生的最大預(yù)緊力矩。連桿上的螺栓數(shù)目為2，則每個(gè)螺栓承受的最大拉伸載荷為往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力在氣缸中心線上的分力之和，5.2.2連桿螺栓的屈服強(qiáng)度校核和疲勞計(jì)算連桿的擰緊力不足并不能保證連接的可靠性，但過(guò)大的擰緊力會(huì)導(dǎo)致材料超過(guò)屈服極限。因此，有必要檢查屈服強(qiáng)度是否滿足以下要求：（5.19）式中：—螺栓最小截面積，；—螺栓的總預(yù)緊力，；—安全系數(shù)，，取1.7；—材料的屈服極限，一般在800以上[16]。那么連桿螺栓的屈服強(qiáng)度為：則校核合格。第六章曲軸的設(shè)計(jì)6.1曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇6.1.1曲軸的工作條件和設(shè)計(jì)要求曲軸的運(yùn)轉(zhuǎn)是由于慣性力和扭矩作用在空氣壓力、往復(fù)運(yùn)動(dòng)和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量上的連續(xù)周期性變化，其彎曲和扭曲曲軸，產(chǎn)生應(yīng)力疲勞。曲軸的彎曲和扭轉(zhuǎn)振動(dòng)會(huì)產(chǎn)生額外的應(yīng)力。曲軸形狀復(fù)雜，結(jié)構(gòu)變化劇烈，應(yīng)力集中嚴(yán)重。特別是當(dāng)曲軸到軸頸邊緣的區(qū)域在潤(rùn)滑油孔和坯料附近加工時(shí)，應(yīng)力累積特別明顯，因此必須設(shè)計(jì)曲軸。必須具有足夠的疲勞強(qiáng)度，減少內(nèi)應(yīng)力累積，克服壁厚，確保曲軸的安全運(yùn)行。曲軸彎曲剛度不足會(huì)顯著惡化活塞和連桿的工作條件，削弱其可靠性和耐磨性。曲軸彎曲剛度不足會(huì)導(dǎo)致在工作速度范圍內(nèi)產(chǎn)生強(qiáng)烈的彎曲振動(dòng)。因此，在設(shè)計(jì)曲軸時(shí)，有必要確保盡可能高的彎曲剛度和彎曲剛度。此外，主錐和曲軸螺栓以高壓力比旋轉(zhuǎn)，導(dǎo)致嚴(yán)重磨損。因此，在設(shè)計(jì)曲軸時(shí)，每個(gè)銷都必須有足夠的壓力表面，以確保每個(gè)摩擦表面都能抵抗磨損，并提供盡可能好的工作條件。6.1.2曲軸的結(jié)構(gòu)型式曲軸的設(shè)計(jì)基于整體結(jié)構(gòu)，具有操作可靠、重量輕、強(qiáng)度和剛度高、加工面少的特點(diǎn)。為了增加曲軸的抗彎強(qiáng)度和剛度，采用了由四個(gè)曲柄組成的半平衡結(jié)構(gòu)，每個(gè)曲柄兩端各有一個(gè)主銷，如圖6.1所示：圖6.1曲軸的結(jié)構(gòu)型式6.1.3曲軸的材料在正確合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和加工工藝條件下，材料的強(qiáng)度主要決定曲軸的體積、重量和壽命。作為曲軸的材料，除了良好的機(jī)械財(cái)產(chǎn)外，它還要求具有高耐磨性、抗疲勞性和抗沖擊性。同時(shí)，曲軸的加工應(yīng)簡(jiǎn)單且具有成本效益。如果曲軸有足夠的強(qiáng)度保證，則應(yīng)盡可能使用普通材料。鍛造，高強(qiáng)度球墨鑄鐵的形成是鑄造曲軸廣泛應(yīng)用的先決條件。油墨鑄造在機(jī)械性能和可用性方面優(yōu)于其他類型的鑄造。墨鑄鐵曲軸可以鑄造成復(fù)雜合理的結(jié)構(gòu)形狀，更有效地利用均勻的應(yīng)力分布和金屬材料。發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸是用墨鑄鐵制成的。6.2曲軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)設(shè)計(jì)6.2.1曲柄銷的直徑和長(zhǎng)度當(dāng)考慮曲軸齒的厚度時(shí)，第一步是確定曲軸螺栓的直徑。在現(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)中，通常傾向于選擇最大值來(lái)降低曲軸比壓，增加連桿軸承運(yùn)行的可靠性，并增加曲軸的剛度。但是，曲柄銷加粗伴隨著連桿大頭加大，使不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的離心力增大，隨曲軸及軸承的工作帶來(lái)不利，對(duì)于汽油機(jī)，，為氣缸直徑，已知=80.985，則，曲柄銷直徑取為=0.60=47.80。曲柄銷的長(zhǎng)度根據(jù)選擇而考慮。從提高曲軸的強(qiáng)度和確保軸承的工作能力出發(fā)，需要在一定范圍內(nèi)進(jìn)行控制，需要注意曲軸各部分尺寸的協(xié)調(diào)。根據(jù)統(tǒng)計(jì)/=，取=0.59=28。本次設(shè)計(jì)D2=28mm。從增加曲軸的剛性和保證軸承的工作出發(fā),應(yīng)使曲柄銷的長(zhǎng)度I2控制在一定范圍內(nèi)，綜合上述取值合理。6.2.2曲柄必須選擇具有適當(dāng)厚度和寬度的曲軸，以提供足夠的強(qiáng)度和剛度。為增加曲軸的抗彎能力，應(yīng)相應(yīng)增加曲軸的厚度。曲軸的形狀必須是橢圓形，以盡量減少曲軸重量。以主軸頸為中心，曲軸的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量不均勻。要減少數(shù)量，請(qǐng)從曲柄肩上去除所有剩余的金屬。根據(jù)統(tǒng)計(jì)，曲柄的寬度，查閱曲柄資料得，取，厚度，取。曲柄臂擰在主軸頸和曲柄銷上。軸肩的厚度根據(jù)曲軸加工工藝確定。全加工曲軸的只有0.5~1，取=1。從曲柄銷和主軸頸到曲柄臂肩的過(guò)渡圓角對(duì)應(yīng)力集中程度的影響最大，加大圓角半徑可使圓角應(yīng)力峰值降低，故宜取大，至少不能小于0.05或2.5，取=3。6.2.3平衡重在四拐曲軸的傳感器上,作用于第一、二和三、四曲臂上的慣性力所產(chǎn)生的力矩。雖然它們二個(gè)力量大小相等，且方向也相反，但是它一般是相等的。但是，這二個(gè)副仍然作用于彎曲的套筒上,同時(shí)曲軸在這二個(gè)對(duì)稱的副作用下，也發(fā)生了扭轉(zhuǎn)變形。因?yàn)榍S固定在了發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸的主軸承上,在曲軸扭轉(zhuǎn)變形之后，上述副也將部分地作用于發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸上，而發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸也承受了另外的變形副的影響，而且，在這種情況下，主軸承的工作狀況也會(huì)變差。安裝配重是為了增加曲軸本身和發(fā)動(dòng)機(jī)缸體的負(fù)荷，特別是主軸承的工作狀態(tài)。在設(shè)計(jì)過(guò)程中，使用主齒載荷圖來(lái)估計(jì)平衡對(duì)主軸承運(yùn)行狀態(tài)的影響。如果沒(méi)有重量平衡，由于離心力的影響，主齒表面的載荷分布可能非常不均勻。通過(guò)安裝平衡塊，可以抵消分離中心的部分慣性力，從而使錐體表面的載荷分布更加均勻。同時(shí)，錐體和軸承表面上的平均載荷可以相應(yīng)地減小。這意味著銷的磨損也可以相對(duì)均勻，而不是集中在一個(gè)地方進(jìn)行研磨，以防止偏心磨損造成輕微的圓形損壞。在設(shè)計(jì)配重時(shí)，配重的重心應(yīng)盡可能遠(yuǎn)離曲軸的樞軸點(diǎn)，也就是說(shuō)，重量越輕，可以獲得更好的結(jié)果，從而盡可能地減小曲軸的重量。平衡塊的徑向尺寸和厚度僅限于不接觸活塞裙板和連桿大端的零件。平衡塊和曲軸鑄造在一起，使加工更加方便可靠。6.2.5油孔的位置和尺寸為確保曲軸軸承可靠運(yùn)行，必須對(duì)其進(jìn)行充分潤(rùn)滑。曲軸油道的大小和布置直接影響曲軸的強(qiáng)度和剛度，影響軸承的可靠性。潤(rùn)滑油通常通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸的主油路供應(yīng)到主軸承上的軸承襯套。從主銷到曲柄螺栓的供油使用傾斜膨脹器。主銷的進(jìn)油口應(yīng)為曲柄螺栓提供充足的供油。應(yīng)確保通過(guò)打捆針供油的能力。曲柄螺栓的油孔應(yīng)選擇在曲柄水平操作之前的區(qū)域。油軌輸出部分在曲軸平面內(nèi)的應(yīng)力集中較強(qiáng)，因此油軌中心線與千斤頂中心線之間的油道輸出部分應(yīng)力集中較大。當(dāng)角度達(dá)到時(shí)，最大應(yīng)力迅速增加，油孔將小于設(shè)定值。油道的孔徑一般在左右，取為4。6.3曲軸的疲勞強(qiáng)度校核機(jī)械損壞通常是由于曲軸旋轉(zhuǎn)時(shí)負(fù)載變化引起的疲勞造成的。因此，必須進(jìn)行機(jī)械疲勞試驗(yàn)。由于曲軸實(shí)際上是一個(gè)動(dòng)靜不定支撐系統(tǒng)，理論上的最大彎矩和支撐力必須由連續(xù)梁的定義來(lái)確定。因此，還研究了彈性支架安裝深度的差異、支架的最大彎曲度等多種因素對(duì)曲軸拉力的影響。連續(xù)梁的計(jì)算方法是將曲軸簡(jiǎn)化為直柱形連續(xù)梁，由剛性支架支撐?；谶B續(xù)梁支撐部分相同偏轉(zhuǎn)角的變形協(xié)調(diào)條件，由每個(gè)偏轉(zhuǎn)角的變化之和導(dǎo)出連續(xù)性方程，分別支撐為零。當(dāng)每個(gè)曲柄沖程單元的長(zhǎng)度相同時(shí)，這種方法具有相同的強(qiáng)度。避免復(fù)雜的曲柄強(qiáng)度計(jì)算。并借助三個(gè)彎矩Eq。計(jì)算得到在曲臂平面和曲柄平面豎直平面上各支承的最大彎矩后，再將在第i支承和第支承點(diǎn)上的主軸頸截面的最大彎矩(曲拐平面內(nèi))、(曲拐平面的垂直面內(nèi))和、作為載荷加到圖5.2中的曲拐受力模型上,再根據(jù)此新模型確定各支反力、各危險(xiǎn)截面的內(nèi)力矩,進(jìn)而計(jì)算各名義應(yīng)力。6.3.1作用于單元曲拐上的力和力矩1、計(jì)算公式及其推導(dǎo)如圖6.2所示，曲軸旋轉(zhuǎn)被簡(jiǎn)化為具有相等圓形截面寬度的梁，因此假設(shè)每個(gè)軸頸都由相同高度的剛性點(diǎn)支撐，而不管錨固強(qiáng)度和任何由此產(chǎn)生的未對(duì)準(zhǔn)。處理后，同向集中加載，拐杖集體力作用在曲柄臂各銷軸上，配重離心力作用在配重寬度上。為保持前后一致轉(zhuǎn)換時(shí)，需要在鉸鏈中作用于鉸鏈，然后根據(jù)支撐兩端旋轉(zhuǎn)角度相同的條件協(xié)調(diào)變形，以保證各中間支撐的連續(xù)性。由材料力學(xué)知：在支承處左端梁轉(zhuǎn)角和右端梁轉(zhuǎn)角為（若）：（6.1）（6.2）由變形協(xié)調(diào)條件=，圖6.2連續(xù)梁受力圖=又因?yàn)椋裕?.3）設(shè)第一支承和最后一個(gè)支承處的彎矩為零，即。上式中包含，，三個(gè)支承處的內(nèi)彎矩，故稱三彎矩方程。連續(xù)梁有多少個(gè)內(nèi)支承就可以建立多少各這樣的三彎矩方程，以此可求出支承處的內(nèi)彎矩[18]。2、曲拐平面內(nèi)支承彎矩計(jì)算已知=28+25.11+18.082=89.27，當(dāng)=2，=3，=4時(shí)，由式（6.3）得三彎矩方程組（5.4）：（6.4）根據(jù)表3.2四缸機(jī)工作循環(huán)表，參照后知如表6.1所示。將、分別代入方程組，得工況下各支承處的彎矩如表6.2所示。同理，按表6.3各工況載荷計(jì)算曲拐平面垂直面內(nèi)的彎矩，計(jì)算結(jié)果見表6.4。表6.1各工況下載荷數(shù)據(jù)（單位：）工況一-346.967997.616122.88-10276.86二7997.61-10276.86-346.966122.88三-10276.866122.887997.61-346.96四6122.88-346.96-10276.867997.61表6.2各工況下曲拐平面內(nèi)彎矩計(jì)算結(jié)果（單位：）工況一5.45133.87-68.23二8.42-110.0575.89三-66.49-126.79-32.38四2593.32-42.42表6.3各工況下載荷數(shù)據(jù)（單位：）工況一-1024.172365.961811.36-304.24二2365.96-3040.24-1024.171811.36三-3040.241811.362365.96-1024.17四1811.36-1024.17-304.242365.96表6.4曲拐平面的垂直平面內(nèi)彎矩計(jì)算結(jié)果（單位：）工況一1.339.71-20.2二4.15-39.1716.39三-20.239.711.3四16.39-39.174.153、支反力計(jì)算求得各支承彎矩后，就可用圖6.3示的模型來(lái)計(jì)算各個(gè)支座的支反力。圖5.3支反力計(jì)算模型得到支反力表達(dá)式如下：（6.5）（6.6）式中：—作用在曲柄銷上的徑向力；—作用在曲柄銷上