汽车曲柄连杆机构设计【2013年最新整理毕业论文】

I 摘 要 本文 以 捷达 EA113 汽油机 的相关参数作为参考， 对四缸汽油机的曲柄连杆机构的主要零部件进行了结构设计计算，并对曲柄连杆机构进行了 有关 运动学和动力学的理论分析与计算机 仿真 分析。 首先，以运动学和动力学的理论知识为依据 ， 对曲柄连杆机构的运动规律以及在运动中的受力等问题进行详尽的分析 ， 并得到了精确的分析结果。其次分别对活塞组、连杆组以及曲轴进行详细的结构设计 ， 并进行了结构强度和刚度的校核。再次，应用三维 CAD 软件： Pro/Engineer 建立了曲柄连杆机构 各零部件 的几何模型，在此工作的基础上，利用 Pro/E 软件的装配功能，将曲柄连杆机构的各组成零件装配成活塞组件、连杆组件和曲轴组件，然后利用 Pro/E 软件的机构分析模块 (Pro/Mechanism)，建立曲柄连杆机构的多刚体动力学模型，进行运动学分析和动力学分析模拟，研究了在不考虑外力作用并使曲轴保持匀速转动的情况下，活塞和连杆的运动规律以及曲柄连杆机构的运动包络 。仿真结果的 分析表明，仿真结果与发动机的实际工作状况基本一致，文章介绍的仿真方法为曲柄连杆机构的选型、优化设计提供了一种新思路。 关键词： 发动机；曲柄连杆机构；受力分析； 仿真建模；运动分析； 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 录 摘要 I Abstract II 第 1章 绪论 1 1.1 选题的目的和意义 1 1.2 国内外的研究现状 1 1.3 设计研究的主要内容 3 第 2章 曲柄连杆机构受力分析 4 2.1 曲柄连杆机构的类型及方案选择 4 2.2 曲柄连杆机构运动学 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 曲柄连杆机构中的作用力 7 2.2.1 气缸内工质的作用力 7 2.2.2 机构的惯性力 7 2.3 本章小结 14 第 3章 活塞组的设计 15 3.1 活塞的设计 15 3.1.1 活塞的工作条件和设计要求 15 3.1.2 活塞的材料 16 3.1.3 活塞头部的设计 16 3.1.4 活塞裙部的设计 21 3.2 活塞销的设计 23 3.2.1 活塞销的结构、材料 23 3.2.2 活塞销强度和刚度计算 23 3.3 活塞销座 24 3.3.1 活塞销座结构设计 24 3.3.2 验算比压力 24 3.4 活塞环设计及计算 25 3.4.1 活塞环形状及主要尺寸设计 25 3.4.2 活塞环强度校核 25 3.5 本章小结 26 第 4章 连杆组的设计 27 4.1 连杆的设计 27 4.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用 27 4.1.2 连杆长度的确定 27 4.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算 27 4.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算 30 4.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算 33 4.2 连杆螺栓的设计 35 4.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力 35 4.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算 35 4.3 本章小结 36 第 5章 曲轴的设计 37 5.1 曲轴的结构型式和材料的选择 37 5.1.1 曲轴的工作条件和设计要求 37 5.1.2 曲轴的结构型式 37 5.1.3 曲轴的材料 37 5.2 曲轴的主要尺寸的 确定和结构细节设计 38 5.2.1 曲柄销的直径和长度 38 5.2.2 主轴颈的直径和长度 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 曲轴两端的结构 40 5.2.7 曲轴的止推 40 5.3 曲轴的疲劳强度校核 41 5.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩 41 5.3.2 名义应力的计算 45 5.4 本章小结 47 第 6章 曲柄连杆机构的创建 48 6.1 对 Pro/E 软件基本功能的介绍 48 6.2 活塞的创建 48 6.2.1 活塞的特点分析 48 6.2.2 活塞的建模思路 48 6.2.3 活塞的建模步骤 49 6.3 连杆的创建 50 6.3.1 连杆的特点分析 50 6.3.2 连杆的建模思路 50 6.3.3 连杆体的建模步骤 51 6.3.4 连杆盖的建模 52 6.4 曲轴的创建 52 6.4.1 曲轴的特点分析 52 6.4.2 曲轴的建模思路 52 6.4.3 曲轴的 建模步骤 53 6.5 曲柄连杆机构其它零件的创建 55 6.5.1 活塞销的创建 55 6.5.2 活塞销卡环的创建 55 6.5.3 连杆小头衬套的创建 55 6.5.4 大头轴瓦的创建 55 6.5.5 连杆螺栓的创建 56 6.6 本章小结 56 第 7章 曲柄连杆机构运动分析 57 7.1 活塞及连杆的装配 57 7.1.1 组件装配的分析与思路 57 7.1.2 活塞组件装配步骤 57 7.1.3 连杆组件的装配步骤 58 7.2 定义曲轴连杆的连接 59 7.3 定义伺服电动机 60 7.4 建立运动分析 60 7.5 进行干涉检验与视频制作 61 7.6 获取分析结果 62 7.7 对结果的分析 64 7.8 本章小结 64 结论 65 参考文献 66 致谢 67 附录 68 1 第 1 章 绪 论 1.1 选 题的目的和意义 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性问题 1。 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。 1.2 国内外的研究现状 多刚体动力学模拟是近十年发展起来的机械计算机模拟技术，提供了在设计过程中对设计方案进行分析和优化的有效手段，在机械设计领域获得越来越广泛的应用。它是利用计算机建造的模型对实际系统进行实验研究，将分析的方法用于模拟实验，充分利用已有的基本物理原理，采用与实际物理系统实验相似的研究方法，在计算机上运行仿真实验。目前多刚体动力学模拟软件主要 有 Pro/Mechanics， Working model 3D， ADAMS 等。多刚体动力学模拟软件的最大优点在于分析过程中无需编写复杂仿真程序，在产品的设计分析时无需进行样机的生产和试验。对内燃机产品的部件装配进行机构运动仿真，可校核部件运动轨迹，及时发现运动干涉；对部件装配进行动力学仿真，可校核机构受力情况；根据机构运动约束及保证性能最优的目标进行机构设计优化，可最大限度地满足性能要求，对设计提供指导和修正 2。目前国内大学和企业已经已进行了机构运动、动力学仿真方面的研究和局部应用，能在设计初期及时发2 现 内燃机曲柄连杆机构干涉，校核配气机构运动、动力学性能等，为设计人员提供了基本的设计依据 3-4。 目前国内外对 发动 机 曲柄连杆机构 的动力学分析的方法很多，而且已经完善和成熟。其中机构运动学分析是研究两个或两个以上物体间的相对运动，即位移、速度和加速度的变化关系 ： 动力学则是研究产生运动的力。 发动 机曲柄连杆机构的动力学分析主要包括气体力、惯性力、轴承力和曲轴转矩等的分析，传统的内燃机工作机构动力学、运动学分析方法主要有图解法和解析法 5。 1、解析法 解析法是对构件逐个列出方程，通过各个构件之间的联立 线性方程 组 来求解运动副约束反力和平衡力矩，解析法又包括单位向量法、直角坐标法等。 2、图解法 图解法形象比较直观，机构 各 组成部分的位移、速度、加速度以及所受力的大小及改变趋势均能通过图解一目了然。图解法作为解析法的辅助手段，可用于对计算机结果的判断和选择。解析法取点数值较少，绘制曲线精度不高。不经任何计算，对曲柄连杆机构直接图解其速度和加速度的方法最早由克莱茵提出，但方法十分复杂 6。 3、复数向量法 复数向量法是以各个杆件作为向量，把在复平面上的连接过程用复数形式加以表达，对于包括结构参数和时间 参数的解析式就时间求导后，可以得到机构的运动性能。该方法是机构运动分析的较好方法。 通过对机构运动学、动力学的分析，我们可以清楚了解内燃机工作机构的运动性能、运动规律等，从而可以更好地对机构进行性能分析和产品设计。但是过去由于手段的原因，大部分复杂的机械运动尽管能够给出解析表达式，却难以计算出供工程设计使用的结果，不得不用粗糙近似的图解法求得数据。近年来随着计算机的发展，可以利用复杂的计算表达式来精确求解各种运动过程和动态过程，从而形成了机械性能分析和产品设计的现代理论和方法。 通过对机构运动学和动力学分析 ，我们可以清楚了解内燃机工作机构的运动性能、运动规律等，从而可以更好地对机构进行性能分析和产品设计。但是过去由于手段的原因，大部分复杂的机构运动尽管能够给出解析式，却难以计算出供工程使用的计算结果，不得不用粗糙的图解法求得数据。随着计算机的发展，可以利用复杂的计算表达式来精确求解各种运动过程和动态过程，从而形成机械性能分析和产品设计的现代理论和方法。 机械系统动态仿真技术的核心是利用计算机辅助技术进行机械系统的运动学和动3 力学分析，以确定系统各构件在任意时刻的位置、速度和加速度，进而确定系统及其及其各构件运动 所需的作用力 5。目前，在对内燃机曲柄连杆机构进行动力学分析时，大多采用的是专业的虚拟样机商业软件，如 ADAMS 等。这些软件的功能重点是在力学分析上，在建模方面还是有很多不足，尤其是对这些复杂的曲柄连杆机构零部件的三维建模很难实现。因而在其仿真分析过程中对于结构复杂的模型就要借助 CAD 软件来完成，如 Pro/E、 UG、 Solidworks 等 4。当考虑到对多柔体系统进行动力学分析时，有时还需要结合 Ansys 等专业的有限元分析软件来进行 7。这一过程十分复杂，不仅需要对这些软件有一定了解，还需要处理好软件 接口之间的数据传输问题，而且软件使用成本也很高。 1.3 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 ： （ 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 ； （ 3） 应用 Pro/E 软 件对曲柄连杆机构的零件分别建立实体模型，并将其分别组装成活塞组件，连杆组件，然后定义相应的连接关系，最后装配成完整的机构，并进行运动仿真分析，检测其运动干涉，获取分析结果 ； （ 4） 应用 Pro/E 软件将零件模型图转化为相应的工程图，并结合使用 AutoCAD软件，系统地反应工程图上的各类信息，以便实现对机构的进一步精确设计和检验。 4 第 2 章 曲柄连杆机构受力分析 研究曲柄连杆机构的受力，关键在于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件进行强度、刚度、磨损等方面的分析、计算和设计，以便达到 发动 机输出转矩及转速的要求。 2.1 曲柄连杆机构的类型 及方案选择 内燃机中采用曲柄连杆机构的型式很多，按运动学观点可分为三类，即 :中心曲柄连杆机构、偏心曲柄连杆机构和主副连杆式曲柄连杆机构。 1、中心曲柄连杆机构 其 特点是气缸中心线通过曲轴的旋转中心，并垂直于曲柄的回转轴线。这种型式的曲柄连杆机构在内燃机中应用最为广泛。一般的单列式内燃机，采用并列连杆与叉形连杆的 V 形内燃机，以及对置式活塞内燃机的曲柄连杆机构都属于这一类。 2、偏心曲柄连杆机构 其 特点是气缸中心线垂直于曲轴的回转中心线，但不 通过曲轴的回转中心，气缸中心线距离曲轴的回转轴线具有一偏移量 e。这种曲柄连杆机构可以减小膨胀行程中活塞与气缸壁间的最大侧压力，使活塞在膨胀行程与压缩行程时作用在气缸壁两侧的侧压力大小比较均匀。 3、主副连杆式曲柄连杆机构 其 特点 是 内燃机的一列气缸用主连杆，其它各列气缸则用副连杆，这些连杆的下端不是直接接在曲柄销上，而是通过副连杆销装在主连 杆 的大头上，形成了 “ 关节式 ”运动，所以这种机构有时也称为 “ 关节曲柄连杆机构 ” 。在关节曲柄连杆机构中，一个曲柄可以同时 带动 几 套 副连杆和活塞，这种结构可使内燃机长度缩短 ，结构紧凑，广泛的应用于大功率的坦克和机车用 V 形内燃机 8。 经过比较，本设计的型式选择为中心曲柄连杆机构。 2.2 曲柄连杆机构运动学 中心曲柄连杆机构简图如图 2.1 所示，图 2.1 中气缸中心线通过曲轴中心 O， OB为曲柄， AB 为连杆， B 为曲柄销中心， A 为连杆小头孔中心或活塞销中心。 当曲柄按等角速度 旋转时，曲柄 OB 上任意点都以 O 点为圆心做等速旋转运动，活塞 A 点沿气缸中心线做往复运动，连杆 AB 则做复合的平面运动，其大头 B 点与曲柄一端相连，做等速的旋转运动，而连杆 小头与活塞相连，做往复运动。在实际分析5 中，为使问题简单化，一般将连杆简化为分别集中于连杆大头和小头的两个集中质量，认为它们分别做旋转和往复运动，这样就不需要对连杆的运动规律进行单独研究 9。 图 2.1 曲柄连杆机构运动简图 活塞做往复运动时，其速度和加速度是变化的。它的速度和加速度的数值以及变化规律对曲柄连杆机构以及发动机整体工作有很大影响，因此，研究曲柄连杆机构运动规律的主要任务就是研究活塞的运动规律。 2.1.1 活塞位移 假设在某一时刻，曲柄转角为 ， 并按顺时针方向旋转，连杆轴线在其运动平面内偏离气缸轴线的角度为 ，如图 2.1 所示 。 当 = 0 时，活塞销中心 A 在最上面的位置 A1，此位置称为上止点。当 =180 时，A 点在最下面的位置 A2，此位置称为下止点。 此时活塞的位移 x 为 : x= AA1 = AOOA 1 =(r+l ) )c o sc o s( lr = )c o s1(1)c o s1( r （ 2.1） 式中 ： 连杆比。 式（ 2.1）可进一步简化，由图 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） 将式（ 2.2）带入式（ 2.1）得： x= )s in1(1c o s1 22 r （ 2.3） 式 （ 2.3） 是计算活塞位移 x 的精确公式 ,为便于计算，可将式（ 2.3）中的根号按牛顿二项式定理展开，得： 6642222 s i n16 1s i n81s i n1s i n1 考虑到 13，其二次方以上的数值很小，可以忽略不计。只保留前两项，则 2222 s i n211s i n1 （ 2.4） 将式（ 2.4）带入式（ 2.3）得 )s in2c o s1( 2 rx （ 2.5） 2.1.2 活塞的速度 将活塞位移公式（ 2.1）对时间 t 进行微分，即可求得活塞速度 v 的精确值 为 v )c o s2s i n2( s i n rdtdadadxdtdx (2.6) 将式（ 2.5）对时间 t 微分，便可求得活塞速度得近似公式为 ： 212s i n2s i n)2s i n2( s i n vvrrrv （ 2.7） 从式（ 2.7）可以看出，活塞速度可视为由 sin1 rv 与 2sin)2(2 rv 两部分简谐运动所组成。 当 0 或 180 时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当 90 时，rv ，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。 2.1.3 活塞的加速度 将式（ 2.6）对时间 t 微分，可求得活塞加速度的精确值为 ： c o s 2s i n4c o s 2c o s c o s 3232 rdtdadadvdtdva （ 2.8） 将式（ 2.7）对时间 t 为微分，可求得活塞加速度的近似值为 ： 21222 2co sco s)2co s( co s aarrra （ 2.9） 7 因此，活塞加速度也可以视为两个简谐运动加速度之和，即由 cos21 ra 与 2co s22 ra 两部分组成。 2.2 曲柄连杆机构中的作用力 作用于曲柄连杆机构的力分为：缸内气压力、运动质量的惯性力、摩擦阻力和作用在发动机曲轴上的负载阻力。由于摩擦力的数值较小且变化规律很难掌握，受力分析时把摩擦阻力忽略不计。而负载阻 力与主动力处于平衡状态，无需另外计算，因此主要研究气压力和运动质量惯性力变化规律对机构构件的作用。 计算过程中所需的相关数据参照 EA1113 汽油机，如附表 1 所示。 2.2.1 气缸内工质的作用力 作用在活塞上的气体作用力gP等于活塞上、下两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即 )(4 2 ppDPg （ 2.10） 式中 ：gP活塞上的气体作用力 ， N ； p 缸内绝对压力 ， MPa ； p 大气压力 ， MPa ； D 活塞直径 ， mm 。 由于活塞直径是一定的，活塞上的气体作用力取决于活 塞上、下两面的空间内气体压力差 pp ，对于四冲程发动机来说，一般取 p =0.1MPa ， mmD 985.80 ,对于缸内绝对压力 p ，在发动机的四个冲程中，计算结果 如 表 2.1 所示： 则 由式（ 2.10） 计算气压力gP如 表 2.2 所示。 2.2.2 机构的惯性力 惯性力是由于运动不均匀而产 生的，为了确定机构的惯性力，必须先知道其加速度和质量的分布。加速度从运动学中已经知道，现在需要知道质量分布。实际机构质量分布很复杂，必须加以简化。为此进行质量换算。 1、机构运动件的质量换算 质量换算的原则是保持系统的动力学等效性。质量换算的目的是计算零件的运动8 质量，以便进一步计算它们在运动中所产生的惯性力 9。 表 2.1 缸内绝对压力 p 计算结果 四个冲程终点压力 计算公式 计算结果 /MPa 进气终点压力dep )90.075.0( ppde 0.08 压缩终点压力cop 1nedeco pp 1.46 膨胀终点压力exp 2maxnex pp 0.45 排气终点压力 rp 15.1 ppr 0.115 注： 1n 平均压 缩指数， 1n =1.32 1.38； 压缩比， =9.3； 2n 平均膨胀指数，2n =1.2 1.30； ； maxp 最大爆发压力 ， maxp =3 5MPa ，取 maxp =4.5MPa ； 此时压力角 = 1510 ，取 = 13 。 表 2.2 气压力gP计算结果 四 个 冲 程 gP /N 进气终点 77.23 压缩终点 -102.97 膨胀终点 7001.933 排气终点 1801.968 （ 1） 连杆质量的换算 连杆是做复杂平面运动的零件。为了方便计算，将整个连杆（包括有关附属零件）的质量 Lm 用两个换算质量 1m 和 2m 来代换，并 假设是 1m 集中作用在连杆小头中心处，并只做往复运动的质量； 2m 是集中作用在连杆大头中心处，并只沿着圆周做旋转运动的质量 ， 如图 2.2 所示 ： 9 图 2.2 连杆质量的换算简图 为了保证代换后的质量系统与原来的质量系统在力学上等效，必须满足下列三个条件： 连杆总质量不变，即 21 mmm L 。 连杆重心 G 的位置不变，即 )( 1211 llmlm 。 连杆相对重心 G 的转动惯量GI不变，即GIllmlm 222211 )(。 其中， l 连杆长度， 1l 为连杆重心 G 至小头中心的距离。由条件可得下列换算公式： l llmm L 11 llmm L 12 用平衡力系求合力的索多边形法求出重心位置 G 。将连杆分成若干简单的几何图形，分别计算出各段连杆重量和它的重心位置，再按照索多边形作图法，求出整个连杆的重心位置以及折算到连杆大小头中心的重量 1G 和 2G ，如图 2.3 所示 ： 图 2.3 索多边形法 4 10 （ 2） 往复直线运动部分的质量jm 活塞（包括活塞上的零件）是沿气缸中心做往复直线运动的。它们的质量可以看作是集中在活塞销中心上，并以hm表示。质量hm与换算到连杆小头中心的质量1m之和，称为往复运动质量jm，即1mmm hj 。 （ 3）不平衡回转质量rm 曲拐的不平衡质量及其代换质量如图 2.4 所示 ： 图 2.4 曲拐的不平衡质量及其代换质量 曲拐在绕轴线旋转时，曲柄销和一部分曲柄臂的质量将产生不平衡离心惯性力，称为曲拐的不平衡质量。为了便于计算，所有这些质量都按离心力相等的条件，换算到回转半径为 r 的连杆轴颈中心处，以km表示 ， 换算质量km为： remmm bgk 2 式中 ：km曲拐换算质量， kg ； gm连杆轴颈的质量， kg ； bm一个曲柄臂的质量， kg ； e 曲柄臂质心位置与曲拐中心的距离， m 。 质量km与换算到大头中心的连杆质量 2m 之和称为不平衡回转质量 rm ，即 2mmm kr 由上述换算 方法 计 算 得 ： 往复直线运动部分的质量jm=0.583kg ，不平衡回转质量 rm =0.467kg 。 11 2、曲柄连杆机构的惯性力 把曲柄连杆机构运动件的质量简化为二质量jm和rm后，这些质量的惯性力可以从运动条件求出，归结为两个力。往复质量jm的往复惯性力jP和旋转质量rm的旋转惯性力rP。 （ 1）往复惯性力 2c osc os)2c osc os( 2222 rmrmrrmamPjjjj （ 2.11） 式中 ：jm往复运动质量， kg ； 连杆比； r 曲柄半径 ， m ； 曲柄旋转角速度， srad / ； 曲轴转角。 jP是沿气缸中心线方向作用 的，公式（ 2.11）前的负号表示jP方向与活塞加速度 a 的方向相反。 其中曲柄的角速度 为 ： 30602 nn （ 2.12） 式中 ： n 曲轴转数， min/r ； 已知 额定转数 n =5800 min/r ，则 07.607305 8 0 0 srad / ； 曲柄半径 r =40.23mm ，连杆比 =0.250.315，取 =0.27，参照 附录 表 2： 四缸机工作循环表，将每一工况的 曲轴转角 代入式（ 2.11），计算得往复惯性力jP，结果如表 2.3 所示 ： 表 2.3 往复惯性力jP计算结果 四 个 冲 程 jP/N 进气终点 -10519.68 压缩终点 6324.5 膨胀终点 -10519.68 排气终点 6324.51 12 （ 2）旋转惯性力 2rmPrr （ 2.13） 799.6 9 2 307.6070 4 0 2 3.0467.0 2 N 3、作用在活塞上的总作用力 由前述可知，在活塞销中心处，同时作用着气体作用力gP和往复惯性力jP，由于作用力的方向都沿着中心线，故只需代数相加，即 可求得合力 jg PPP （ 2.14） 计算结果 如 表 2.4 所示 。 4、活塞上的总作用力P分解与传递 如图 2.5 所示， 首先，将P分解成两个分力：沿连杆轴线作用的力 K ，和把活塞压向气缸壁的侧向力 N ， 其 中沿连杆的作用力 K 为： cos1PK （ 2.15） 而侧向力 N 为： tanPN （ 2.16） 表 2.4 作用在活塞上的总作用力P 四个冲程 气压力 gP /N 往复惯性力 jP /N 总作用力 P /N 进气终点 77.23 681.10519 45.10442 压缩终点 -102.97 6324.5 54.6221 膨胀终点 7001.933 681.10519 747.3517 排气终点 1801.968 6324.5 478.8126 13 图 2.5 作用在机构上的力和力矩 连杆作用力 K 的方向规定如下：使连杆受压时为正号，使连杆受拉时为负号，缸 壁的侧向力 N 的符号规定为：当侧向力所形成的反扭 矩与曲轴旋转方向相反时，侧向力为正值，反之为负值。 当 = 13 时，根据正弦定理， 可得： sinsin rl 求得 48.3149 13s in23.40a r c s ins ina r c s in lr 将 分别代入式（ 2.15）、式（ 2.16），计算结果 如 表 2.5 所示： 表 2.5 连杆力 K 、侧向力 N 的计算结果 四个冲程 连杆力 K /N 侧向力 N /N 进气终点 128.10717 83.2410 压缩终点 6385.19 1436.356 膨胀终点 278.3610 136.812 排气终点 8340.237 1896.923 力 K 通过连杆作用在曲轴的曲柄臂上，此力也分解成两个力，即推动曲轴旋转的切向力 T ， 14 即 c o s )s i n ()s i n ( PKT （ 2.17） 和压缩曲柄臂的径向力 Z ，即 c o s )c o s ()c o s ( PKZ （ 2.18） 规定力 T 和曲轴旋转方向一致为正，力 Z 指向曲轴为正。 求得切向力 T 、径向力 Z 见 如 表 2.6 所示 : 表 2.6 切向力 T 、径向力 Z 的计算结果 四个冲程 切向力 T /N 径向力 Z /N 进气终点 242.3040 856.10276 压缩终点 1811.355 6122.8789 膨胀终点 17.1024 964.346 排气终点 2365.96 7997.61 2.3 本章小结 本章首先分析了曲柄连杆机构的运动情况，重点 分析了活塞的运动，在此基础上分析了每个工作过程的气体压力变化情况，进一步推导出各过程气体力的理论计算公式，进行了机构中运动质量的换算，并根据 EA113 型汽油机的具体结构参数计算出了各过程的气体力，为后面章节的动力仿真提供了理论数据的依据。 15 第 3 章 活塞组的设计 3.1 活塞的设计 活塞组包括活塞、活塞销和活塞环等在气缸里作往复运动的零件，它们是发动机中工作条件最严酷的组件。发动机的工作可靠性与使用耐久性，在很大程度上与活塞组的工作情况有关。 3.1.1 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，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CC 25002000 。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 9。 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； 16 （ 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； （ 6）在较低的机油耗条件下，保证滑动面上有足够的润滑油。 3.1.2 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 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。 3.1.3 活塞头部的设计 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： （ 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，整个发动机高度就可17 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、压缩高度的确定 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，压缩高度1H是由火力岸高度1h、环带高度2h和上裙尺寸3h构成的，即 1H=1h+2h+3h 为了降低压缩高度，应在保证强度的基础上尽量压缩环岸、环槽的高度及销孔的直径。 （ 1）第一环位置 根据活塞环的布置确定活塞压缩高度时，首先须定出第一环的位置，即所谓火力岸高度 1h 。为缩小 1H ，当然希望 1h 尽可能小，但 1h 过小会使第一环温度过高，导致活塞环弹性松弛、粘结等故障。因此火力岸高度的选取原则是：在满足第一环槽热载荷要求的前提下，尽量取得小些。一般汽油机 Dh )12.006.0(1 ， D 为活塞直径，该发动机的活塞标准直径 mmD 985.80 ，确定火力 岸高度为： mmDh 289.7985.8009.009.01 （ 2）环带高度 为减小活塞高度，活塞环槽轴向高度 b 应尽可能小，这样活塞环惯性力也小，会减轻对环槽侧面冲击，有助于提高环槽耐久性。但 b 太小，使制环工艺困难。在小型高速内燃机上，一般气环高 mmb 5.25.1 ，油环高 mmb 52 。 该发动机采用三道活塞环，第一和第二环称之为压缩环（气环），第三环称之为油环 。取 mmb 5.11 ， mmb 75.12 ， mmb 33 。 环岸的高度 c ，应保证它在气压力造成的负荷下不会破坏。当然，第二环岸负荷要比第一环岸小得多，温度也低，只有在第一环岸已破坏的情况下，它才可能被破坏。因此，环岸 高度一般 第一环最 大，其它 较小。实 际发动机 的统计表 明，Dc )05.004.0(1 ， 12 )21( bc ，汽油机接近下限 。 则 mmDc 64.3045.01 ， mmbc 325.15.1 12 。 18 因此，环带高度 mmbcbcbh 89.123375.164.35.1322112 。 （ 3）上裙尺寸 确定好活塞头部环的布置以后，压缩高度 H1 最后决定于活塞销轴线到最低环槽（油环槽）的距离 h1。为了保证油环工作良好，环在槽中的轴向间隙是很小的，环槽如有较大变形就会使油环卡住而失效。所以在一般设计中，选取活塞上裙尺寸一般应使销座 上方油环槽的位置处于销座外径上面，并且保证销座的强度不致因开槽而削弱，同时也不致因销座处材料分布不均引起变形，影响油环工作。 综上所述，可以决定活塞的压缩高度1H。对于汽油机 DH )0.60.35(1 ，所以mmDH 394.32985.804.04.01 。 则 mmhhHh 761.1289.12289.7394.322113 。 3、活塞顶和环带断面 （ 1）活塞顶 活塞顶的形状主要取决于燃烧室的选择和设计。仅从活塞设计角度，为了减轻活塞组的热 负荷和应力集中，希望采用受热面积最小、加工最简单的活塞顶形状，即平顶。大多数汽油机正是采用平顶活塞，由于 EA113 5V 1.6L 发动机为高压缩比 3.9 ，因而采用近似于平顶的活塞。实际统计数据表明，活塞顶部最小厚度，汽油机为D)0.10.06( ，即 mm993.5)985.80074.0( 。活塞顶接受的热量，主要通过活塞环传出。专门的实验表明，对无强制冷却的活塞来说，经活塞环传到气缸壁的热量占 70 80%，经活塞本身传到气缸壁的占 10 20%，而传给曲轴箱空气和机油的仅占10%左右。所以活塞顶厚度 应从中央到四周逐渐加大，而且过渡圆角 r 应足够大，使活塞顶吸收的热量能顺利地被导至第二、三环，以减轻第一环的热负荷，并降低了最高温度 9。 活塞头部要安装活塞环，侧壁必须加厚，一般取 D)0.105.0( ，取 D076.0 为6.16mm，活塞顶与侧壁之间应该采用较大的过渡圆角，一般取 Dr )0.105.0( ，取0.074D 为 5.993mm.为了减少积炭和受热，活塞顶表面应光洁，在个别情况下甚至抛光。复杂形状的活塞顶要特别注意避免尖角，所有尖角均应仔细修圆，以免在高温下熔化。 （ 2）环带断面 为了保证高热负荷活塞的环带有足够的壁厚 使导热良好，不让热量过多地集中19 在最高一环，其平均值为 )0.25.1( t 。正确设计环槽断面和选择环与环槽的配合间隙，对于环和环槽工作的可靠性与耐久 性十分重要。槽底圆角一般为 0.20.5mm。活塞环岸锐边必须有适当的倒角，否则当岸部与缸壁压紧出现毛刺时，就可能把活塞环卡住，成为严重漏气和过热的原因，但倒角过大又使活塞环漏气增加。一般该倒角为45)0.52.0( 。 （ 3） 环岸和环槽 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。活塞环侧隙在不产生上述损伤的情况下愈小愈好，目前，第一环与环槽侧隙一般为 0.050.1mm，二、三环适当小些，为 0.030.07mm，油环则更小些，这有利于活塞环工作稳定和降低机油消耗量，侧隙确定油环槽中必须设有回油孔，并均匀地布置再主次推力面侧，回油孔对降低机油消耗量有重要意义，三道活塞环的开口间隙及侧隙 如 表 3.1 所示 : 表 3.1 活塞环的开口间隙及侧隙 活塞环 开口间隙 /mm 侧隙 /mm 第一道环 40.020.0 09.005.0 第二道环 40.020.0 06.003.0 第三道环 45.025.0 06.003.0 活塞环的背隙 比较大，以免环与槽底圆角干涉。一般气环 =0.5 毫 米 ，油环的 则更大些，如图 3.1 所 示。 （ 4）环岸的强度校核 在膨胀冲程开始时，在爆发压力作 用下，第一道活塞环紧压在第一环岸上。由于节流作用，第一环岸上面的压力 1p 比下面压力 2p 大得多，不平衡力会在岸根产生很大的弯曲和剪切应力，当应力值超过铝合金在其工作温度下的强度极限或疲劳极限时，岸根有可能断裂，专门的试验表明，当活塞顶上作用着最高爆发压力maxp时，max1 9.0 pp ， max2 2.0 pp ， 如图 3.2 所示。 已知 maxp =4.5MPa ，则 M P ap 05.45.49.01 ， M Pap 9.05.42.02 ， 20 图 3.1 环与环槽的配合间隙及环槽结构 图 3.2 第 一 环 岸 的 受力 情况 1 0 环岸是一个厚 1c 、内外圆直径为 D 、 D 的圆环形板，沿内圆柱面固定，要精确计算固定面的应力比较复杂，可以将其简化为一个简单的悬臂梁进行大致的计算。在通常的尺寸比例下，可假定槽底（岸根）直径 mmDD 89.729 8 5.809.09.0 ，环槽深 t 为： mmDt 05.49 8 5.8005.005.0 于是作用在岸根的弯矩为 3m a x2221 0026.02)(4)( DptDDpp （ 3.1） 而环岸根断面的抗弯断面系数近似等于 DcDc 3121 47.09.061 所以环岸根部危险断 面上的弯曲应力 21m ax213m ax )(055.047.00026.0cDpDcDp （ 3.2） 23.1)64.3 985.80(5.4055.0 2 2/cmN 同理得剪切应力 为： 04.3764.3 985.805.437.037.0 1m ax cDp 2/cmN （ 3.3） 接合成应力公式 为： 21 64.3804.37323.13 2222 2/mmN （ 3.4） 考虑到铝合金在高温下的强度下降以及环岸根部的应力集中，铝合金的许用应力4030 2/mmN ， ，校核合格 。 3.1.4 活塞裙部的设计 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。 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 11。 因此，为了避免拉毛现象，在活塞裙部与气缸之间必须预先流出较大的间隙。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 12。 本文采用托板式裙部，这样不仅可以减小活塞质量，而且裙部具有较大的弹性，可使裙部与气缸套装配间隙减小很多，也不会卡死。 把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 ： )2c o s1(4 dD （ 3.4） 式中 D 、 d 分别为椭圆的长短轴，如图 3.3 所示 。 缸径小于 mm100 的裙部开槽的活塞，椭圆度（ ）的大小，一般为 mm25.01.0 。 22 图 3.3 活塞销裙部的椭圆形状 9 1、裙部的尺寸 活塞裙部是侧压力 N 的主要承担者。为保证活塞裙表面能保持住必要厚度的润滑油膜，其表面比压 q 不应超过一定的数值。因此，在决定活塞裙部长度是应保持足够的承压面积，以减少比压和磨损。 在确定裙部长度时，首先根据裙部比压最大的允许值，决定需要的最小长度，然后按照结构上的要求加以适当修改。 裙部单位面积压力（裙部比压）按下式计算： 2maxDHNq （ 3.5） 式中 ：maxN最大侧作用力，由动力计算求得，maxN=2410.83N D 活塞直径， mm ； 2H 裙部高度， mm 。 取 mmDH 253.37985.8446.046.02 。 则 799.0253.37985.80 83.2410 qMPa 一般发动机活塞裙部比压值约为 MPa5.15.0 ，所以设计合适。 2、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23 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 13。 3.2 活塞销的设计 3.2.1 活塞销的结构、材料 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。活塞销与活塞销座和连杆小头衬套孔的连接配合，采用 “ 全浮式 ” 。活塞销的外直径Dd )3.025.0(1 ，取 mmDd 22271.01 ， 活塞销的内直径 12 )75.065.0( dd ，取mmdd 3 9 3.157.0 12 活塞销长度 Dl )9.08.0( ，取 mmDl 7 8 8.648.0 2、 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。 3.2.2 活塞销强度和刚度计算 由运动学知，活塞销表面受到气体压力gP和往复惯性力jP的共同作用，总的作用力 NP 478.8126，活塞销长度 mml 788.64 ，连杆小头高度 mml 388.261 ， 活塞销跨度 mmlP 4.29 。 1、 最大弯曲应力计算 活塞销中央截面的弯矩为 )5.12(12 1lllPM P （ 3.6） 空心销的抗弯断面系数为 314 )1(1.0 dW ， 其中 6 9 9 7.022393.1512 dd 所以弯曲应 力为 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、最大剪切应力计算 最大剪切应力出现在销座和连杆小头之间的截面上。横断截面的最大剪切应力发生在中性层上 14，其值按下式计算： )1()1(85.04212m ax dP （ 3.8） )6997.01(22)6997.06997.01(478.812685.0422 MPa09.41 已知许用弯曲应力 MP a500230 ； 许用剪切应力 M Pa220120 ， 那么校核合格。 3.3 活塞销座 3.3.1 活塞销座结构设计 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。 活塞销座的内径 mmd 220 ， 活塞销座外径 d 一般等于内径的 6.14.1 倍，取mmdd 335.1 0 ， 活塞销的弯曲跨度越小，销的弯曲变形就越小，销 销座系统的工作越可靠，所以，一般设计成连杆小头与活塞销座开挡之间的间隙为 mm54 ，但当制造精度有保证时，两边共 mm32 就足够了，取间隙为 mm3 。 3.3.2 验算比压力 销座比压力为： )(2 0 PlldPq )4.29788.64(222 478.8126 MPa3.23 q （ 3.9） 一般 MPaq 6040 。 25 3.4 活塞环设计及计算 3.4.1 活塞环形状及主要尺寸设计 该发动机采用三道活塞环，第一和第二环为气环 ，第三环为油环。 第一道活塞环为桶形扭曲环，材料为球墨铸铁，表面镀铬。桶形环与缸筒为圆弧接触，对活塞摆动适应性好，并容易形成楔形润滑油膜。 第二道活塞环为鼻形环，材料为铸铁，鼻形环可防止泵油现象，活塞向上运动时润滑效果好。 第三道是油环，是钢带组成环，重量轻，比压高，刮油能力强。 活塞环的主要尺寸为环的高度 b 、环的径向厚度 t 。气环 mmb 35.1 ，油环mmb 53 ，取 mmb 5.11 ， mmb 75.12 ， mmb 33 。活塞环的径向厚度 t ，一般推荐值为：当缸径 D 为 mm10050 时， 6.045.0/ Dt ，取 mmDt 05.45.0 。 3.4.2 活塞环强度校核 活塞环在工作时，因剪应力和轴向力影响较小，所以 只计算弯矩。活塞环的平均半径与径向厚度之比 tr/0一般都大于 5，所以可按直杆弯曲正应力公式计算 9。 1、工作状态下的弯曲应力 活塞断面的最大弯矩为： )(40m ax tDbDpM （ 3.10） 由此可得最大弯曲应力max为 ： 6)(220m a xm a x bttDbDpWM （ 3.11） 对于断面均压环其开口间隙0S与活塞环平均接触压力0p之间有如下关系 ： tDtDtSEp300)1(1414.0 （ 3.12） 将式（ 3.12）带入（ 3.11）并整理得 ： 26 M P atDtSE20m a x)1(424.0 （ 3.13） 式中 ： E 材料的弹性模量，对合金 铸铁 5102.1 E MPa ； 0S活塞环的开口间隙， mmS 5.02.00 ，取为 mmS 3.00 ； D 气缸直径， mm ； t 活塞环径向厚度， mm 则 M P a44.10)105.4 985.80(05.43.0102.1424.025m a x 活塞环工作时的许用弯曲应力为 MPa450200 ，则校核合格。 2、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弯曲应力为： 20m a x)1(3119.3tDtSEm （ 3.14） 式中 ： m 与套装方法有关的系数，根据套装方法的不同，其值为 21 ，一般取57.1m ， 则 M P a22.49)105.4 985.80(05.43.0)311(102.157.1 9.325m a x 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 ，所以校核合格。 3.5 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 。 27 第章 连杆组的设计 4.1 连杆的设计 4.1.1 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 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 为了保证连杆在结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。 4.1.2 连杆长度的确定 设计连杆时首先要确定连杆大小头孔间的距离，即连杆长度 l 它通常是用连杆比lr/ 来 说 明 的 ， 通 常 25.0 0.3125 ， 取 27.0 ， mmr 23.40 ，则mml 1 4 923.4027.0 。 4.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算 1、 连杆小头的结构设计 连杆小头主要结构尺寸如图 4.1 所示， 小头衬套内径 1d 和小头宽度 1B 已在活塞组设计中确定， mm22d1 ， mm388.26B 1 。 为了改善磨损，小头孔中以一定过盈量压入耐磨衬套，衬套大多用耐磨锡青铜铸造，这种衬套的厚度一般为 3mm2 ，取 2.2mm ， 则小头孔直径 24.2mmd ，小头外径 d)35.12.1(D 1 ，取 mm734.302.2427.1D 1 。 2、连杆小头的强度校核 28 以过盈压入连杆小头的衬套，使小头断面承受拉伸压力。若衬套材料的膨胀系数比连杆材料的大，则随工作时温度升 高，过盈增大，小头断面中的应力也增大。此外，连杆小头在工作中还承受活塞组惯性力的拉伸和扣除惯性力后气压力的压缩，可见工作载荷具有交变性。上述载荷的联合作用可能使连杆小头及其杆身过渡处产生疲劳破坏，故必须进行疲劳强度计算 9。 图 4.1 连杆小头主要结果尺寸 （ 1）衬套过盈配合的预紧力及温度升高引起的应力 计算时把连杆小头和衬套当作两个过盈配合的圆筒，则在两零件的配合表面，由于压入过盈及受热膨胀，小头所受的径向压力为 ： M P adDdDEdDdDEdd t11)(p21212121221221 （ 4.1） 式中 ： 衬套压入时的过盈， mm ； 一般青铜衬套 0015.00002.0d 1 ，取 mm0 1 7 6.0220 . 0 0 0 8 ， 其中 ：t工作后小头温升 ,约 C 150100 ； 连杆材料的线膨胀系数，对于钢 )/1(100.1 5 C ； 衬套材料的线膨胀系数，对于青铜 )/1(108.1 5 C ； 、 连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取 3.0 ； E 连杆材料的弹性模数，钢 M P a102.4.E 5 10； E 衬套材料的弹性模数，青铜 MPa5 102.2E ； 29 计算 小头承受的径向压力为： 3.0222.24222.24102.213.02.24734.302.24734.30102.412.24100.18.11202.240176.0p22225222255）（ 16.74 N 由径向均布力 p 引起小头外侧及内侧纤维上的应力，可按厚壁筒公式计算， 外表面应力 63.542.24734.302.24274.16D2dp2222212 da2/mmN （ 4.2） 内表面应力 37.712.24734.302.24734.30865.31DdDp2222221221 di2/mmN （ 4.3） i 和a的允许值一般为 150100 2/mmN ，校核合格。 （ 2）连杆小头的疲劳安全系数 连杆小头的应力变化为非对称循环，最小安全系数在杆身到连杆小头的过渡处的外表面上为 ： ma 1-n （ 4.4）式中 ： 1- 材料在对称循环下的拉压疲劳极限， 21- 105.35.2 2N/mm （合金钢），取 21- 103 2/mmN ； 材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2； a应力幅， 632 63.5437.71 a2/mmN ； m平均应力， 87.92 63.5437.71 m2/mmN ； 工艺系数， 6.04.0，取 0.5； 则 344.287.92.05.063103n 2 连杆小头的疲劳强度的安全系数，一般约在 5.02.0 范围之内 4。 3、连杆小 头的刚度计算 30 当采用浮动式活塞销时，必须计算连杆小头在水平方向由于往复 惯性力而引起的直径变形，其经验公式为 : 6233jm a x10)90(P EId m （ 4.5） 式中 ： 连杆小头直径变形量， mm ； md连杆小头的平均直径， mm ； I 连杆小头断面积的惯性矩， 4331 43.61312 534.6388.2612BI mmh 则 mm0 0 5 3.01043.613102.4901052 2.24734.30681.1 0 5 1 9652 ）（ 对于一般发动机，此变形量的许可值应小于直径方向间隙的一半，标准间隙一般为 mm031.0012.0 ，则校核合格。 4.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算 1、连杆杆身结构的设计 连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形断面，杆身截面宽度 B 约 等于 D)3.026.0( (D 为气缸直径 )，取 mmDB 87.2127.0 ， 截面高度 BH )8.15.1( ，取 mmBH 08.3665.1 。 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、连杆杆身的强度校核 连杆杆身在不对称的交变循环载荷下工作，它受到位于计算断面以上做往复运动的质量的惯性力的拉伸，在爆发行程，则受燃气压力和惯性力差值的压缩，为了计算疲劳强度安全系数，必须现求出计算 断面的最大拉伸、压缩应力。 （ 1）最大拉伸应力 由最大拉伸力引起的拉伸应力为： mj fP max1 （ 4.6） 式中 ： mf 连杆杆身的断面面积，汽油机 Af m )035.002.0( ， A 为活塞投影面积，取 mmDfm 45.154403.02 。 31 则 最大拉伸应力为： 11.6845.1 5 46 8 1.1 0 5 1 91 MPa （ 2）杆身的压缩与纵向弯曲应力 杆身承受的压缩力最大值发生在做功行程中最大燃气作用力maxgp时，并可认为是在上止点，最大压缩力为： jgc PpP max （ 4.7） N614.17521)681.10519(933.7001 连杆承受最大压缩力时，杆身中间断面产生纵向弯曲。此时连杆在摆动平面内的弯曲，可认为连 杆两端为铰支，长度为 mml 149 ；在垂直摆动平面内的弯曲可认为杆身两端为固定支点，长度为 mmll 11328.4722.24 ，因此在摆动平面内的合成应力为 ： mcmxx fPfIlc )1( 2 （ 4.8） 式中 ： c 系数，对于常用钢材， 004.00003.0c ，取 002.0c ； xI计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩， 4mm 。 )2 2.24734.30()374.487.21(08.3087.2112 1)(12 1 3333 htBBHI x 902.49155 4mm ； 将式（ 4.8）改为： mcx fPk1 （ 4.9） 式中 1k 连杆系数， 14.145.154902.4 9 1 5 5149002.011 221 mx fIlck ； 则摆动平面内的合成应力为： 33.12945.154 614.1 7 5 2 114.1 x MPa 同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为 ： 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 将式 （ 4.10） 改成 mcy fPk2 （ 4.11） 式中 ：2k 连杆系数， 1.145.15457.233954149002.0141222 myfIlck 。 则 在垂直于摆动平面内的合成应力为 ： 79.12445.154 614.1 7 5 2 11.1 y MPa x和y的 许用值为 400250 MPa ，所以校核合格。 （ 3）连杆杆身的安全系数 连杆杆身所受的是非对称的交变循环载荷，把x或y看作循环中的最大应力，看作是循环中的最小应力，即可求得杆身的疲劳安全系数。 循环的应力幅a和平均应力m，在连杆摆动平面为 ： 61.302 11.6833.1292 1 xaMPa （ 4.12） 72.982 11.6833.1292 1 xmMPa （ 4.13） 在垂直摆动平面内为 ： 34.282 11.6879.1242 1 yaMPa （ 4.13） 45.962 11.6879.1242 1 ymMPa （ 4.14） 连杆杆身的安全系数为 ： ma 1-n （ 4.15） 式中 ： 1- 材料在对称循环下的拉压疲劳极限， 21- 105.35.2 2N/mm （合金钢），33 取 21- 105.2 2N/mm； 材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2； 工艺系数， 6.04.0，取 0.45。 则 在连杆摆动平面内 连杆杆身的安全系数为 ： 8.272.982.045.0 61.30105.2n 2 在垂直摆动平面内连杆杆身的安全系数为 ： 0.345.962.045.0 34.28105.2n 2 杆身安全系数许用值在 35.1 的范围内， 则 校核合格。 4.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算 1、连杆大头的结构设计与主要尺寸 连杆大头的结构与尺寸基本上决定于曲柄销直径 2D 、 长度 2B 、 连杆轴瓦厚度 2 和连杆螺栓直径md。其中在 2D 、 2B 在 曲轴设计中确定， mmD 8.472 ， mmB 73.262 ，则大头宽度 mmb 73.262 ， 轴瓦厚度 mm）（ 35.12 ，取 mm5.22 ，大头孔直径mmd 3.502 。 连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度 221 )5.035.0( dHH ，取 mmdH 64.2245.0 21 ，取 mmdH 63.2143.0 22 ，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离 2)31.124.1( dC ，取 mmdC 881.6327.1 2 ，一般螺栓孔外侧壁厚不小于 2 毫米，取 3 毫米，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。 2、连杆大头的强度校核 假设通过螺栓的紧固连接，把大头与大头盖近似视为一个整体，弹性的大头盖支承在刚性的连杆体上，固定角为 0 ， 0 通常取 40 ， 作用力通过曲柄销作用在大头盖上按余弦规律分布，大头盖的断面假定是不变的，且其大小与中间断面一致，大头的34 曲率半径为 2C 。 连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得： NPPP rj 48.1 7 4 4 3799.6923681.1 0 5 1 9m ax2 作用在危险断面上的弯矩1M和法向力1N由经验公式求得： 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） 由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为 ： IIMM 1 1 （ 4.17） 作用于大头盖中间断面的 法向力为： AANN 1 1 （ 4.18） 式中 ： I ， I 大头盖及轴瓦的惯性矩， 4mm ， 433232 727.55791223.50881.63(73.2612)2(12 mmdCBhBI ） 433232 81.3412 5.273.261212 mmBhBI ， A ， A 大头盖及轴瓦的断面面积， 2mm ， 22 51.1812 3.50881.6373.26 mmhBA ， 22 825.665.273.26 mmBA ， 在中间断面的应力为 ： ANWM （ 4.18） 式中 ： W 大头盖断面的抗弯断面系数， 322 93.13946)2 3.50881.63(73.266 mmhBW 计算 连杆大头盖的应力为： 35 29.6351.181 51.181825.66171.1119893.1394727.557981.34118.255451111 A AANWIIM MPa 一般发动机连杆大头盖的应力许用值为 200150 MPa ，则校核合格。 4.2 连杆螺栓的设计 4.2.1 连杆螺栓的工作负荷 与预紧力 根据气缸直径 D 初选连杆螺纹直径Md，根据统计 DdM )12.01.0(，取mmDd M 09.81.0 。 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2P15。 连杆上的螺栓数目为 2，则每个螺栓承受的最大拉伸载荷 jP为往复惯性力jP和旋转惯性力 rP 在气缸中心线上的分力之和， 即 NPPP rjj 01.18633213c o s799.6923681.105192 c o s （ 4.19） 轴瓦过盈量所必须具有的预紧力 1P 由轴瓦最小应力 M Pa300200m in ，由实测统计可得 1P 一般为 N6510 ，取 30N ，由于发动机可能超速，也可能发生活塞拉缸，2P 应较理论计算值大些，一般取 m ax2 8.075.0 jPP ）（ ，取 NP 11.1304375.0 m a x2 。 4.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算 连杆螺 栓预紧力不足不能保证连接的可靠性，但预紧力过大则可能引起材料超出屈服极限，则应校核屈服强度，满足 nFP s min （ 4.20） 式中 ： minF 螺栓最小截面积， 222m i n 38.51409.84 mmdF M ； 36 P 螺栓的总预紧力， NPPP 11.1 3 0 7 311.1 3 0 4 33021 ； n 安全系数， 0.25.1n ，取 1.7； s材料的屈服极限，一般在 800MPa 以上 16。 那么 连杆螺栓的屈服强度为： MP a43.25438.51 11.1 3 0 7 3 M P an s 59.4 7 07.18 0 0 则校核合格。 4.3 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，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。 37 第 5 章 曲轴的设计 5.1 曲轴的结构型式和材料的选择 5.1.1 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。 5.1.2 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，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 5.1 曲轴的结构型式 5.1.3 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和造价低廉。在 保证曲轴有足38 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 。 5.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计 5.2.1 曲柄销的直径和长度 在考虑曲轴轴颈的粗细时，首先是确定曲柄销的直径 2D 。在现代发动机设计中，一般趋向于采用较大的 2D 值，以降低曲柄销比压，提高连杆轴承工作的可靠性，提高曲轴的刚度。但是，曲柄销加粗伴随着连杆大头加大，使不平衡旋转质量的离心力增大，随曲轴及轴承的工作带来不利，对于汽油机， 65.060.0/2 DD ， D 为气缸直径，已知 D =80.985mm ，则，曲柄销直径取为 2D =0.60D =47.80mm 。 曲柄销的长度 2l 是在选定的基础上考虑的。从增加曲轴的刚性和保证轴承的工作能力出发，应使 2l 控制在一定范围内，同时注意曲拐各部分尺寸协调，根据统计2l / 2D = 70.050.0 ，取 2l =0.59 2D =28mm 。 轴颈的尺寸，最后可以根据承压面的投影面积 222 01.0 lDF 与活塞投影面积24 DF 之比来校核，此比值据统计在范围内，而且汽油机偏下限。 那么由26.0985.804288.4701.0401.02222 DlDFF ，则长度取值合适。 5.2.2 主轴颈的直径和长度 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 。 从 曲 轴 各 部 分 尺 寸 协 调 的 观 点 ， 建 议 取21 )25.105.1( DD ，取 1 =1.13 2D =54mm 。 39 由于主轴承的负荷比连杆轴承轻，主轴颈的长度1l一般比曲柄销的长 度短，这样可满足增强刚性及保证良好润滑的要求。 据统计 4.03.0/1 Dl， 取1l=0.31D =25.11mm 。 5.2.3 曲柄 曲柄应选择适当的厚度、宽度，以使曲轴有足够的刚度和强度。为提高曲柄的抗弯能力，适当增加曲柄的厚度，曲柄的形状采用椭圆形，为了能最大限度地减轻曲轴的重量，并减小曲柄相对于主轴颈中心的不平衡旋转质量，将曲柄上肩部多余的金属削去。 根 据统 计，曲 柄的 宽度 2.175.0/ Db ，取 mmDb 3.891.1 ，厚度25.018.0/ Dh ，取 mmDh 08.1822.0 。 曲柄臂以凸肩接主轴颈和曲柄销。凸肩的厚度 根据曲轴加工工艺决定。全加工曲轴 的只有 0.51mm ，取 =1mm 。 曲柄销和主轴颈至曲柄臂凸肩的过渡圆角对应力集中程度影响最大，加大圆角半径 可使圆角应力峰值降低，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 对四拐曲轴来说，作用在第 1、 2 拐和 第 3、 4 拐上的离心惯性力互成力偶。这两个力偶大小相等、方向相反，所以从整体上讲是平衡的，但是这两个力偶却还是作用在曲袖上了，曲轴这两个对称力偶的作用下可能发生弯曲变形。由于曲轴是安装在机体的主轴承中的，所以曲轴发生弯曲变形时上述