[机械仪表]基于CADCAE的捷达汽油发动机曲轴连杆机构设计

1、本科生毕业设计摘要本文以捷达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pro/engineer软件建立曲柄连杆机构各组成零件的几何模型，并利用该软件的装配功能将零件装配成活塞组件、连杆组件和曲轴组件，然后建立曲柄连杆机构的多刚体动力学模型，进行运动学的分析模拟，在模拟的

2、过程中可以观察曲柄连杆机构的位移、速度、加速度等。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；曲柄连杆组；受力分析；仿真建模；运动分析；pro/e abstractthis article refers to by the jeeta ea113 gasoline engines related parameter achievement, it has carried on the structu

3、ral 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 li

4、nk 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-dimensi

5、onal 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 softwa

6、re 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 envelopme

7、nt. 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

8、 in engine.key words: engine；crankshaft-connecting rod mechanism；analysis of force；modelingof simulation；movement analysis；pro/eii目录摘要iabstractii第1章 绪论11.1国内外的研究现状11.2 选题的目的和意义+11.3 设计研究的主要内容3第2章 机构受力分析42.1 机构的类型及方案选择42.2 机构运动学42.1.1 活塞工作位移52.1.2 活塞的工作速度62.1.3 活塞的工作加速度62.2 机构中的作用力72.2.1 气缸内工质的作用力72.

9、2.2 机构的惯性力72.3 本章小结13第3章 活塞组的设计143.1 活塞的头部及裙部设计143.1.1 活塞的工作条件和设计要求143.1.2 活塞的材料163.1.3 活塞头部的设计163.1.4 活塞裙部的设计213.2 活塞销的设计233.2.1 活塞销的结构、材料233.2.2 活塞销强度和刚度计算233.3 活塞销座243.3.1 活塞销座结构设计243.3.2 验算比压力243.4 活塞环设计及计算253.4.1 活塞环形状及主要尺寸设计253.4.2 活塞环强度校核253.5 本章小结26第4章 连杆组的设计274.1 连杆的设计274.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材

10、料选用274.1.2 连杆长度的确定274.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算274.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算304.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算334.2 连杆螺栓的设计354.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力354.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算354.3 本章小结36第5章 曲轴的设计375.1 曲轴的结构型式和材料的选择375.1.1 曲轴的工作条件和设计要求375.1.2 曲轴的结构型式375.1.3 曲轴的材料375.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计385.2.1 曲柄销的直径和长度385.2.2 主轴颈的直径和长度385.2.3

11、 曲柄395.2.4 平衡重395.2.5 油孔的位置和尺寸405.2.6 曲轴两端的结构405.2.7 曲轴的止推405.3 曲轴的疲劳强度校核415.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩415.3.2 名义应力的计算455.4 本章小结47第6章 曲柄连杆机构的创建486.1 对pro/e软件基本功能的介绍486.2 活塞的创建486.2.1 活塞的特点分析486.2.2 活塞的建模思路486.2.3 活塞的建模步骤496.3 连杆的创建506.3.1 连杆的特点分析506.3.2 连杆的建模思路506.3.3 连杆体的建模步骤516.3.4 连杆盖的建模526.4 曲轴的创建526.4.1

12、 曲轴的特点分析526.4.2 曲轴的建模思路526.4.3 曲轴的建模步骤536.5 曲柄连杆机构其它零件的创建556.5.1 活塞销的创建556.5.2 活塞销卡环的创建556.5.3 连杆小头衬套的创建556.5.4 大头轴瓦的创建556.5.5 连杆螺栓的创建566.6 本章小结56第7章 曲柄连杆机构运动分析577.1 活塞及连杆的装配577.1.1 组件装配的分析与思路577.1.2 活塞组件装配步骤577.1.3 连杆组件的装配步骤587.2 定义曲轴连杆的连接597.3 定义伺服电动机607.4 建立运动分析607.5 进行干涉检验与视频制作617.6 本章小结62结论63参考

13、文献64致谢65附录a66附录b68第1章 绪论1.1 国内外研究现状发动机作为车辆动力装置，结构十分复杂，其性能直接决定着车辆的使用性能，对汽车发生的故障进行研究，指出这些故障大多数来源于发动机及其部件约占41%。曲柄连杆作为发动机的重要部件之一，受力情况十分复杂，其结构参数和加工工艺水平不仅影响整机的尺寸和质量，而且在很大程度上影响发动机的可靠性与寿命。是发动机的设计难点。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

14、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，而现代的设计方法逐渐取代过去的方法，多刚体动力学模拟软件的最大优点在与分析过程中无需编写复杂仿真程序，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，对设计提供照指导和修正，为设计人员提供了基本的设计依据。1.2 课题研究的目的与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。传统的设计采用静态的分析和设计方法

15、，很难达到使用要求。随着基础理论的拓开，电子计算机与信息技术的发展，虚拟样机技术被广泛应用，传统的设计方法正逐渐被现代设计方法取代，基于这种情况，结合捷达汽油机发动机的设计计算过程，利用现代方法对该机进行了曲轴连杆机构虚拟装配、动力学仿真，等使发动机设计制造技术的进一步发展和提高。在过去十年里，汽车工业发展已经达到了一个空前的高度，发动机市场日益激烈的竞争要求不断缩短产品开发周期，降低成本以及提高产品和质量，因此，现在的发展趋势必须使用电子计算机是发动机设计制造技术的进一步发展和提高，对汽车工业的发展具有重要意义。与此同时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

16、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。1.3 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，

17、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。 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

18、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

19、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。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

20、.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。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

21、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=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=(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：即 又由于 （2.2）将式（2.2）带入式（2.1）得： x= （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

22、按牛顿二项式定理展开，得：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 （2.4）将式（2.4）带入式（2.3）得 （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，即可求得活塞速度的精确值为 （2.6）将式（2.5）对时间微分，便可求得活塞速度得近似公式为： （2.7）从式（2.7）可以看出，活塞速度可视为由与两部分简谐运动所组成。当或时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当时，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）对时间微分，可求得活塞加速度的精确值为： （2.8）将式（2.7）对时间为微分，可

23、求得活塞加速度的近似值为： （2.9）因此，活塞加速度也可以视为两个简谐运动加速度之和，即由与两部分组成。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 （2.10）式

24、中：活塞上的气体作用力，； 缸内绝对压力，； 大气压力，； 活塞直径，。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，对于四冲程发动机来说，一般取=0.1，,对于缸内绝对压力，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

25、件的运动质量，以便进一步计算它们在运动中所产生的惯性力。表2.1 缸内绝对压力计算结果四个冲程终点压力计算公式计算结果/进气终点压力0.08压缩终点压力1.46膨胀终点压力0.45排气终点压力0.115注：平均压缩指数，=1.321.38；压缩比，=9.3；平均膨胀指数，=1.21.30；最大爆发压力，=35，取=4.5；此时压力角=，取=。表2.2 气压力计算结果四 个 冲 程/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）的质量用两个换算质量和来代换，并假设

26、是集中作用在连杆小头中心处，并只做往复运动的质量；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：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。 连杆重心的位置不变，即。 连杆相对重心g的转动惯量不变，即。其中，连杆长度，为连杆重心至小头中心的距离。由条件可得下列换算公式：用平衡力系求合力的索多边形法求出重心位置。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和 ，如图2.3所示：图2.3 索多

27、边形法（2）往复直线运动部分的质量活塞（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，并以表示。质量与换算到连杆小头中心的质量之和，称为往复运动质量，即。（3）不平衡回转质量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，换算到回转半径为的连杆轴颈中心处，以表示，换算质量为： （2.11）式中：曲拐换算质量，； 连杆轴颈的质量，； 一个曲柄臂的质量，；曲柄臂质心位置与曲拐中心的距

28、离，。质量与换算到大头中心的连杆质量之和称为不平衡回转质量，即 （2.12） 由上述换算方法计算得：往复直线运动部分的质量=0.583，不平衡回转质量=0.467。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和后，这些质量的惯性力可以从运动条件求出，归结为两个力。往复质量的往复惯性力和旋转质量的旋转惯性力。（1）往复惯性力 （2.13）式中：往复运动质量，； 连杆比； 曲柄半径，； 曲柄旋转角速度，； 曲轴转角。是沿气缸中心线方向作用的，公式（2.13）前的负号表示方向与活塞加速度的方向相反。其中曲柄的角速度为： （2.14）式中：曲轴转数，；已知额定转数=5800，则；曲柄

29、半径=40.23，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（2.13），计算得往复惯性力，结果如表2.3所示：表2.3 往复惯性力计算结果四 个 冲 程/进气终点-10519.68压缩终点6324.5膨胀终点-10519.68排气终点6324.51（2）旋转惯性力 （2.15） 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和往复惯性力，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 （2.16）计算结果如表2.4所示。4、活塞上的总作用力分解与传递如图2.5所示，首先，将分解成两个分力：沿连杆

30、轴线作用的力，和把活塞压向气缸壁的侧向力，其中沿连杆的作用力为： （2.17）而侧向力为： （2.18）表2.4 作用在活塞上的总作用力四个冲程气压力/往复惯性力/总作用力/进气终点77.23压缩终点-102.976324.5膨胀终点7001.933排气终点1801.9686324.5图2.5 作用在机构上的力和力矩连杆作用力的方向规定如下：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=时，根据正弦定理，可得：求得 将分别代入式（2.17）、式（2.18），计算结果如表2.5所示：表2.5 连杆力、侧

31、向力的计算结果四个冲程连杆力/侧向力/进气终点压缩终点6385.191436.356膨胀终点排气终点8340.2371896.923力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，即 （2.19）和压缩曲柄臂的径向力，即 （2.20）规定力和曲轴旋转方向一致为正，力指向曲轴为正。求得切向力、径向力见如表2.6所示:表2.6 切向力、径向力的计算结果四个冲程切向力/径向力/进气终点压缩终点1811.3556122.8789膨胀终点排气终点2365.967997.612.3 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

32、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，并根据捷达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。第3章 活塞组的设计 活塞组包括活塞、活塞环、活塞销等，是活塞式内燃机中的重要组件。正是由于活塞高效可靠的工作，才使活塞式内燃机具有旺盛的生命力，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、功用与工作条件活塞顶部与气缸盖共同形成内燃机燃烧室，要承受气缸内气体压力、温度的作用。缸内的最高燃烧压力，在现代汽油机中达46mpa，自然吸气柴油机为69mpa

33、，而高增压的柴油机可达15mpa甚至20mpa，使活塞组承受很高的机械负荷，所以活塞应有足够的机械强度。与活塞顶面直接接触的燃气，最高温度可达2000左右，循环平均温度也在800左右，使活塞组承受很大的热负荷，活塞的最高温度可达300以上。活塞顶部所受的压力通过活塞销座和活塞销传给连杆和曲轴。由于独特的结构形状使活塞销座与活塞销的变形不协调，造成销座内上侧应力集中，常成为活塞损坏的策源地。活塞组与气缸壁面一起构成往复运动的密封装置，保证燃烧室在容积变化的条件下良好密封，缸内燃气不泄漏到曲轴箱中，缸壁上的机油不泄漏到燃气中。这是通过装在活塞顶部环槽中的一系列活塞环实现的。活塞环一方面要在尽可能小

34、的摩擦损失下保证漏气少，另一方面又要在很高的压力、温度下和极少的润滑油的条件下保证足够的耐久性。活塞环系统的成功是内燃机生命力的重要保证。 活塞组还要承受连杆摆动造成的侧向力，具体来说由活塞裙部承受。为使活塞在气缸中高速运动时导向良好，活塞裙须有必要的导向长度，同时在各种工况下尽可能恒定地与气缸保持最小的间隙。 活塞组运动时产生很大的往复惯性力，它是引起内燃机振动、受力件动负荷和轴承磨损的主要原因，所以它的质量要尽可能小。上述承压、传热、密封、导向等任务均应在轻巧的结构下实现。2、活塞的耐热设计由燃气传给活塞的热量大部分经活塞环传给气缸再传到冷却介质，一部分经活塞内壁传给曲轴箱内的油雾和空气，

35、小部分经裙部传给气缸。所以，活塞头部的设计对其耐热性影响很大。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；（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；（

36、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

37、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。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

38、造而成。3.1.3 活塞头部的设计1要尽可能减小活塞顶的受热表面积，因此平顶活塞是最佳选择。一般铝合金活塞顶最高温度不应超过3500c。为了提高铝合金活塞顶的耐热性，可采用阳极氧化处理，生成厚0.050.1mm、硬度 400hv的硬质氧化铝薄膜。顶面喷涂zro2陶瓷层，也可提高活塞顶的耐热性。有些活塞开 始采用高合金奥氏体铸铁护圈或用a1203+sio2纤维、sic或a1203颗粒强化的铝合金复合 材料来强化环槽和燃烧室。2活塞头部断面 汽油机的活塞头部断面一般都在满足强度条件下尽量薄，以求轻量化。柴油机铝合金活塞头部一般很厚实，以便热的导出。从顶部到环带有很大的过渡圆角r，可降低活塞顶的温度

39、和活塞头部的热应力。3火力岸高度活塞环对活塞头部的散热起很大作用(活塞环散热对无强制冷却的活塞来说占总散热 量的一半以上)，尤其第一道环的热流量最大。所以，应选择适当的火力岸高度h。h增大可降低第一道活塞环温度，但使活塞顶温度提高，同时活塞高度增大。第一活塞环槽的温度不应超过2400c，否则润滑油可能结胶甚至碳化，使活塞环在环槽中失去活动性，从而丧失其密封和传热功能。1、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，压缩高度是由火力岸高度、环带高度和上裙尺寸构成的，即 =+ （3.1） 为了降低压

40、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。为缩小，当然希望尽可能小，但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，为活塞直径，该发动机的活塞标准直径，确定火力岸高度为： （3.2）（2）环带高度 为减小活塞高度，活塞环槽轴向高度应尽可能小，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。但太小，使制环工艺困难。在小型高速内燃机上，一般气环高，油环高。该发动机采用

41、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，。环岸的高度，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，汽油机接近下限。则 ， （3.3） 。 （3.4）因此，环带高度。（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

42、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。对于汽油机，所以 （3.5） 则 。2、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，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，即。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

43、气缸壁的热量占7080%，经活塞本身传到气缸壁的占1020%，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，取为6.16mm，活塞顶与侧壁之间应该采用较大的过渡圆角，一般取，取0.074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

44、地集中在最高一环，其平均值为。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。（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

45、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/侧隙/第一道环第二道环第三道环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比下面压力大得多，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

46、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时，如图3.2所示。已知=4.5，则， 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环岸是一个厚、内外圆直径为、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，环槽深为： （3.6）于是作用在岸根的弯矩为 （3.7）而环岸根断面的抗弯断面系数近似等于所以环岸根部危险断面上的弯曲应力 （3.8） 同理得剪切应力为： （3.9）接合成应力公式为： （3.10）考虑到铝合金在高温下的强度下降以及环岸

47、根部的应力集中，铝合金的许用应力，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。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

48、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。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

49、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。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： （3.11）式中、分别为椭圆的长短轴，如图3.3所示。缸径小于的裙部开槽的活塞，椭圆度（）的大小，一般为。图3.3 活塞销裙部的椭圆形状1、裙部的尺寸活塞裙部是侧压力的主要承担者。为保证活塞裙表面能保持住必要厚度的润滑油膜，其表面比压不应超过一定的

50、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： （3.12）式中：最大侧作用力，由动力计算求得，=2410.83活塞直径，；裙部高度，。取。则 一般发动机活塞裙部比压值约为，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，相对的一面称为次推力面）偏移了，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。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，取，活塞销的内直径，取活塞