轿车发动机曲柄连杆机构设计-以桑塔纳2000AJR发动机为例

PAGEPAGEiv第一章绪论1.1曲柄连杆机构研究现状汽车作为现代化的交通工具，现如今早就称为人们出行中不可或缺的一部分。从它被研究出开始到现在，已然有了多年的历史。汽车发动机是汽车整个运行中的核心，而曲柄连杆机构在发动机中具有重要作用，如果说发动机类似于人的心脏，那曲柄连杆机构就类似于心脏附近的供血血管。曲柄连杆机构是往复式内燃机的主要传动部件，也是汽车发动机实现功能转换的主要部件。曲柄连杆机构由三部分组成：（1）发动机缸体组（2）活塞连杆组（3）曲轴飞轮组。就目前而言，在汽车中应用最广得汽车发动机是水冷的四冲程往复式内燃机。在家用车中多数发动机用的是汽油机，在大客车和重型货车中应用的发动机多数为柴油机，小部分家用车也应用柴油机。在此之外，还有马自达自研的转子发动机。随着人类科技发展的迅速，汽车在日常生活中也越发重要，人们对发动机的要求也越发的高，这也导致了曲柄连杆机构的要求变得更高。因此对其进行分析、改进和设计就显得尤为重要。由于曲柄连杆机构的工作环境过于复杂，所以其承受多种载荷，所以我们既要保证其良好的机械性能，有要保证其满足一定的强度和刚度。在对汽车发动机曲柄连杆机构分析设计中，查阅相关资料，分析比对发动机曲柄连杆机构各个零件尺寸和构成，对其进行建模，使我们对其工作原理有更好的深入了解。本次设计主要目的为充分了解汽车内燃机曲柄连杆机构方面知识，理解其工作原理。曲柄连杆机构的工作机理:曲臂连杆机构是对内燃机进行工作循环并进行动能转化的传动机构,用来传递能量并转变为运动方式。在运行中,曲臂连杆机构把气缸在工作冲程中的往复运动转变为曲轴的回转运动方式,向外传递动能。在另外三个冲程中,即吸气、压力。在排气管中,曲轴的螺旋运动可以转化为活塞的往复线性运动。一般来说,曲臂式连杆机构是由发动机直接产生并输送动能的机构,把汽油燃烧产生的热量转变为机械能。功能：曲柄连杆机构的功能是提供一个燃烧场所，使燃料燃烧。燃烧后产生的气体在活塞顶部的膨胀压力转化为曲轴旋转的扭矩，持续输出动力。1.2曲柄连杆机构主要研究方法汽车发动机曲柄连杆机构的研究方法多种多样，需要对其进行运动学和动力学分析。其主要方法有图解法、解析法和复数向量法。图解法图解法是指位移、速度和加速度，力的分析可以非常直观地进行比较。图解法通常用作分析法的补充技术，通常用于获得计算机结果后的判断和选择分析。然而，由于图解法是以分析法为基础的，分析法取的点值较少，曲线绘制的精度不高，需要进行任何计算。不用键入即可计算图表。解析法分析方法是一种基本解，列出每个组件的应用方程，根据每个组件之间的关系构建线性方程，并使用它们来求解运动对的约束反作用力和平衡力矩。复数向量法复向量法以每个构件为一个向量，以复杂的形式表达复杂平面上的连接过程。它使用数学微分等方法来获得机构的运动学性能，目前相对较好。1.3曲柄连杆机构主要研究内容本次设计发动机曲柄连杆机构主要内容以桑塔纳2000AJR为例，通过对上述研究方法的了解后，拟采用解析法来对各个机构分别进行方程计算，基于各个零件中，列出线性方程组，从而进行解答和设计。

第二章曲柄连杆机构设计方案2.1桑塔纳2000AJR原始参数此设计为针对轿车的曲柄连杆，用此桑塔纳2000AJR作以参考，桑塔纳2000AJR具体参数如表2.1和表2.2所示。表2.1桑塔纳2000AJR参数表气缸排列方式直列四缸供油方式电控燃油喷射排量/L1.785缸径/mm80.00冲程/mm86.40冲程/缸径1.067连杆长/mm144.00曲轴半径/mm43.20转矩N·m/r/min150/1300曲轴轴承座5压缩比9.3额定功率/kW74最大扭矩/（N·m）155点火顺序1342表2.2桑塔纳2000AJR发动机工作表曲轴转角第一缸第二缸第三缸第四缸0-180做功排气压缩进气180-360排气进气做功压缩360-540进气压缩排气做功540-720压缩做功进气排气2.2曲柄连杆机构结构设计汽车上的曲柄机构有很多种，按运动学可分为偏心曲柄机构、中心曲柄机构和主、副连杆式曲柄机构。中心曲柄连杆机构其曲轴旋转中心被气缸中心线穿过，且垂直于气缸的中心线穿过曲轴的旋转中心，垂直于曲柄的旋转轴线。大多数内燃机都使用这种曲柄接头，包括传统的隔离式内燃机、平行连杆的V型内燃机以及与活塞式内燃机相连的曲柄机构。偏心曲柄连杆机构它的不同处为气缸的中心线与曲轴旋转中心线相垂直，两线无相交。曲轴的旋转轴线以及气缸的中心线相偏离。这种曲柄连接降低了处于膨胀冲程期间活塞和汽缸壁间所产生的作用力。在气缸的扩张与缩短冲程时,产生于汽缸壁二侧的侧压力可以更加均衡。主副连杆式曲柄连杆机构其特点是内燃机的第一缸采用初级连杆，第二缸采用次级连杆。连杆的下端并不直接与曲柄销相连，而是通过副连杆的销与主连杆的端部相连，形成一个“铰链”。出于这个原因，这种机制有时被称为“曲柄连杆”。在此万向节之中单个的曲柄同时驱动其他相异的活塞与连杆。此类结构能够使内燃机的长度有所缩短且结构紧凑，广泛应用于大容量油箱和V型内燃机车。在汽车曲柄连杆机构中，中心曲柄机构被广泛应用于内燃机，本设计所指的车辆是桑塔纳2000AJR，比其他车型更老，是一般的单列式内燃机.经过以上比较考虑，本次设计的机型采用了中心曲柄连接机构。图2.3中心曲柄连杆机构设计第三章汽车曲柄连杆机构受力分析3.1曲柄连杆机构分析3.1.1曲柄连杆机构运动学对汽车曲柄连杆机构进行受力分析，主要作用力分析全部在于曲柄连杆机构的各种作用力的情况，基于这些作用力对曲柄连杆结构机构的各个部件进行强度和刚度校核及磨损的分析，并进行计算和设计，即符合发动机工作条件，能够输出所需的转矩和转速。当汽车的活塞前后运动时，它的速度和加速度会随着运动而变化。汽车活塞的速度和加速度及其换档规律对汽车曲轴机构的影响很大。因此，对曲柄连杆运动的研究主要是针对汽车活塞运动规律的研究。3.1.2活塞的位移和速度分析假设存在某一点，曲柄的转角为α，旋转方向为顺时针，连杆轴线在它运动平面内偏移气缸角度为β，当此时α如果为0，则活塞销的中心位于顶部，也就是上止点。当α=180°时，活塞销位于底部，即下止点。综上可得活塞位移X为：X=R1-其中λ为连杆比。3.2曲柄连杆机构作用力作用在曲轴机构上的力包括活塞气缸内的气压和曲轴机构的惯性力。它分为发动机曲轴负载摩擦阻力和负载阻力。由于摩擦阻力值较小，变化规律复杂，在水力分析中可以忽略摩擦阻力。负载阻力和作用力处于平衡状态，不需要单独计算，主要因素是气压和曲柄连杆的惯性力，研究改变标准对仪器的影响。3.2.1气缸内工质的作用力作用在活塞上的气体力等于活塞上下两侧的气压差与活塞顶部面积的乘积，即：（3.2）式中：—活塞上的气体作用力，；—缸内绝对压力，；—大气压力，；—活塞直径，。由于活塞的直径固定，作用在活塞上的气体力取决于活塞上下表面之间的气压差。对于四冲程发动机，一般取=0.1，为缸内绝对压力，此四冲程计算结果于表3.1示：对于四冲程发动机=0.1，，缸内绝对压力，，缸内四冲程发动机的计算结果见表3.1：则由式（3.2）计算气压力如表3.2所示。3.2.2机构的惯性力惯性运动是由不均匀运动所引起的。要确定机构的惯性运动,首先就需要知道它加速度与质量之间的比例。加速度在运动学上也是存在的,但是现在人们更需要知道物质传递速度。而企业的质量海量管理又非常复杂,需要简单化。因此,实现了质量转化。1、机构运动件的质量换算质量转换的原则是保持系统的动态等值。质量转换的目的是得出运动组件质量，进而计算其过程产生的惯性力。表3.1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3.2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1801.9682、曲柄连杆机构的惯性力将曲柄连杆机构运动部分的质量简化为两个质量和一个剩余质量，可以得到这个质量在运动中的惯性力，概括为两个力。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（3.3）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。沿气缸中心线方向作用，式(3.3)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：（3.4）式中：—曲轴转数，；已知额定转速=1300，则；曲柄半径=40.23，连杆比=0.25~0.315，取=0.27，见表3.3，将每一工况的曲轴转角代入式（3.4）,计算得往复惯性力，结果如表3.3所示：表3.3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（3.5）3、作用在活塞上的总作用力如前所述，活塞销的中心同时作用于气体力和往复惯性力。力的方向是沿着中心线的，合力可以通过加对数来计算，即：（3.6）计算结果如表3.4所示。4、活塞上的总作用力分解与传递如图3.2所示，第一个是两个力的分解，沿连杆的力和将活塞推向气缸壁的侧向力，其中沿连杆的力为：（3.7）而侧向力为：（3.8）表3.4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3.2作用在机构上的力和力矩作用在连杆上的力的方向由下式确​​定：如果连杆受压则为正号，如果连杆受拉则为负号。横向力为正，否则为负值。当=时，根据正弦定理，可得β：求得将分别代入式（3.7）、式（3.8），计算结果如表3.5示：表3.5连杆力、侧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该力通过连杆作用在曲轴的曲柄上，该力也被分解成推动所述曲轴旋转的两个力亦或切向力，即：（3.9）和压缩曲柄臂的径向力，即（3.10）指定的力在曲轴旋转方向上为正，在力指向曲轴方向时为正。求得切向力、径向力见如表3.6所示:表3.6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2365.967997.61

第四章活塞组的设计4.1活塞的设计活塞总成包括活塞、活塞销、活塞环等在气缸内交替运动的零件。在发动机运行条件下，它们是要求最严苛的部件。发动机的工作可靠性和耐久性主要与活塞组的工作条件有关。图41活塞设计4.1.1活塞的工作条件和设计要求1、活塞的机械负荷在设计承受机械载荷的活塞时，需要有足够的壁厚和合理的各处形状，即在提供足够的强度和刚度的同时，结构应尽可能简单和轻便。截面变化过渡应该平滑以减少压力。2、活塞的热负荷活塞在气缸内工作时，活塞上表面受到瞬间高温气体的作用，可达，最高气体温度。因此，活塞顶部具有高温。且同时其温度分布同样不均。点与点之间存在较大的温度梯度，这是热应力的来源。正是这种热应力在活塞顶开裂中起主要作用。3、磨损强烈汽车发动机在运行过程中产生的剪切力相对较大。同时，活塞在气缸中的高速相互作用会对活塞组和气缸表面造成严重磨损。润滑条件差会导致相当大的磨损。4、活塞组的设计要求（1）应选用耐磨、耐热、热膨胀系数小、传热性好、减摩性好、加工性好的材料。（2）具有合理的形状和壁厚，提高加热性能，满足强度和刚度要求，尽可能减轻重量，避免应力集中；（3）使得燃烧室气密性较高，气体和机油较少，减小活塞组的摩擦；（4）在不同的工作条件下，可以保持活塞和缸套之间的最佳配合；（5）减少气体活塞吸收的热量可以使吸收的热量顺利消散；（6）在油耗较低的情况下，检查滑动表面是否有足够的润滑油。4.1.2活塞的材料根据上述活塞设计要求，活塞材料必须满足以下要求：（1）高热强度，即使在高温下也不会损坏零件，并且具有足够的机械性能。（2）导热性好，吸热性差。（3）膨胀系数很小。保持活塞和气缸之间的小间隙；（4）比重低。减少活塞组的相互惯性力，减少曲轴连杆组的机械载荷和平衡重量；（5）良好的抗摩擦性能、耐磨性和耐腐蚀性；（6）工艺优质，成本低。在发动机上，灰铸铁具有耐磨、耐腐蚀的特点。灰铸铁具有膨胀系数低、耐热、成本低、加工性好等优点，被广泛用作活塞材料。然而，近几十年来，随着发动机转速的提高和工艺技术的不断改进，灰铸铁活塞由于其重量大的两大缺点，逐渐被铝合金活塞所取代。导热系数低。铝合金的结构性能与灰口铸铁完全相反。铝合金的比例很小，约为灰口铸铁的三分之一，结构总重量仅为铸钢活塞的三分之一。因此，对于惯性范围小的高速电机来说非常重要。铝合金的另一个重要优点是导热性好，约为普通铸铁的三倍，可显着降低气缸的工作温度。柴油机采用铝活塞作用，也为提高压缩比，从而提高发动机的性能提供了重要条件。以上得出可用铝硅合金材料。4.1.3活塞头部的设计1、设计要点活塞头由活塞的上部和活塞环组成。它的主要功能为受气压作用，由销座传送至连接件，并与活塞环共同进行密封气缸的工作流体。那么活塞头的设计要点如下：（1）使其具有足够的机械强度和刚度来防止环槽出现裂纹；（2）使其温差较小，避免热变与过大的热应力，防止顶部出现热疲劳开裂。2、压缩高度的确定活塞压缩高度的确定,直接关系气缸的整体长度以及气缸盖和气筒之间的体积比和效率。最小化活塞压力头,是现代活塞气缸技术中的一项主要原则。压力高度是由活塞环尺寸、环带尺寸和前裙长度所组成的,即=++（4.1）为了减小挤压高度，应该尽可能减小环面高度，环槽和销孔的直径，同时保持其强度。（1）第一环位置当按照活塞圈的排列方式来决定柱塞的压力水平时，应预先设定好第一环位置。称为活塞环高度。要减小，当然是越小越好，但如果太小，首环温度会过高，造成弹性松动、活塞环卡滞等故障。因此，选择活塞环高度的原则是：在第一道槽的热载量的条件下，其高度应该尽量的减小，对于普通汽油引擎，为其活塞直径，此引擎活塞的标准直径，确定活塞环高度为：（2）环带高度在减小活塞高度时，柱塞圈沟道的轴线高度要尽量减小，使柱塞圈受到的惯性也要减小，以减小柱塞圈边缘对柱塞圈的作用；有利于柱塞圈的使用寿命。对于小型高速内燃发动机，一般气环高，油环高。内燃机由三个活塞环组成，前两环被称为气环，最后一个称为油环。取，，。环岸的高度，应保证不会因气压荷载而损坏。当然，第二个环岸的负载比第一个环岸小很多，温度也更低，只有第一个环岸被销毁才能销毁。在此条件下，其高度通常是第一环最高，其他环较小。对真实的内燃机进行的数据显示，，，汽油引擎已经逼近了最低限度。则：因此，环带高度。（3）上裙尺寸当活塞头环配置已被决定时，压力的高度H1就是通过柱塞销轴至最底层的环形凹口（油圈凹口）的距离h1来决定的。为让其可正常工作，油环与凹槽之间的轴向距离非常小。如果凹槽严重变形，油环会粘在一起而坏掉。所以通常会选择活塞裙的尺寸，使油环槽在销座上方的位置高于销座的外径。为了增加销座的阻力，有必要避免被槽削弱或影响。材料对销座的影响分布不均，导致变形，影响油环的工作。综上所述，可以决定活塞的压缩高度。对于汽油机：综上D之前可取范围为0.35—0.6之前，本次设计选取数值为0.4。=0.4×D=0.4×80.985=32.394则：=32.394-7.289-12.89=12.7613、活塞顶和环带断面（1）活塞顶活塞顶的形状主要由燃烧室的选择和设计决定。在活塞设计的情况下，为了减少活塞组的热负荷和应力集中，建议对加热区域和活塞顶的形状进行最简单的加工，即平顶。大多数汽油发动机使用扁平活塞，桑塔纳2000AJ发动机由于压缩比，所以采用平顶活塞。实际统计表明，汽油机活塞上部的厚度最小，即活塞顶吸收的热量主要通过活塞环传递。专门的实验表明，在未冷却的活塞中，70-80%的热量通过活塞环传递到气缸壁，10-20%的热量由活塞本身传递到气缸墙，10-20%传递到气缸墙上。气缸壁。在只有大约10%机油的情况下，空气被输送到曲轴箱。因此，活塞顶部的厚度必须从中心向外围逐渐增加，通道的圆角必须足够大。只有这样，活塞上部吸收的热量才能顺利地传递到第二环和第三环。降低第一个环的热负荷，降低最高温度。（2）环带断面确保高热负荷的活塞环导热良好并具有足够的壁厚以防止热量集中在最高环的平均值。对于环和环槽的可靠性和耐用性，正确设计环槽截面和选择合适的环与环槽间隙非常重要。槽底圆角一般为0.2~0.5mm。（3）环岸和环槽环面和环槽设计应保持活塞和活塞环正常工作，减少油耗，防止活塞环卡死和不正常磨损，环槽气阀底平面必须垂直于活塞轴线确保工作时环底边与筒体齐平。没有上述损坏的活塞环侧隙越小越好，目前第一环与环槽的侧隙一般为0.05~0.1mm，第二、三环较小，分别为0.03~0.07mm.它更小，可以使活塞环稳定运行并减少机油消耗。侧隙是指回油孔位于油环槽内，并均匀分布在主、副推力面的一侧。回油口对于降低油耗具有重要意义。三种活塞环的间隙和侧隙如表4.1所示：表4.1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4.2所示。已知=4.5，则，，图4.2环与环槽的配合间隙及环槽结构环岸是一种较厚、内外零点五圆长度均为、的圆环形板,沿内圆柱表面较稳定,要准确估计固定面的内应力就比较复杂了,可将它简化为一种最基本的悬臂梁和大致的运算。在通常的尺寸比例下,可假定沟底(岸根)的直径,环槽深为:=0.05×80.985=4.05于是作用在岸根的弯矩为（4.2）而环岸根断面的抗弯断面系数近似等于（4.3）所以环岸根部危险断面上的弯曲应力（4.4）同理得剪切应力为：（4.5）接合成应力公式为：（4.6）考虑到铝合金在高温下的强度下降和环眼根部的应力集中，由《制动系统的开发和设计》可得铝合金的许用应力，，校核合格。4.1.4活塞裙部的设计活塞裙部是活塞上、下环槽下方的活塞部分。活塞沿气缸摆动时，受裙板控制，承受连杆摆动产生的侧压。因此，裙部设计要求是保证活塞受控良好，有足够坚实的承压区，能形成足够厚的润滑油膜，不会因间隙过大撞击气缸，造成噪音和加速损坏。.间隙太小，活塞太紧。分析发动机运行过程中活塞裙的变形。首先，活塞受到侧向力，受侧向力影响的裙面通常恰好是两销之间的弧形面。因此，裙部趋于向活塞销移动并增大尺寸；其次，由于爆震压力和施加在活塞顶部的惯性力的共同作用，活塞顶部发生弯曲变形。活塞销座之间的间隙导致整个活塞的活塞尺寸增加。活塞朝向右舷；温度的升高再次引起热膨胀，并且由于其比其他部分更厚的壁厚，销座部分经历更剧烈的热膨胀。这三个条件共同作用，造成分离现象。在这些因素中，机械变形的影响一般不严重，热膨胀引起的分离现象。变形效果显着。因此，为了避免拉紧，需要预料到活塞裙与气缸之间存在较大的间隙。当然，差距不能太大。否则会敲缸。解决此问题的更合理的解决方案是最大限度地减少从活塞头到裙部的热流并最大限度地减少裙部膨胀。活塞裙的形状必须与活塞的温度分布和裙壁的厚度相匹配，以适应它。这项工作不仅利用支撑板的裙部来减轻活塞的重量，而且具有更大的柔韧性，可以在不压缩的情况下显着减小裙部与缸套之间的配合间隙。活塞裙的横截面适应裙的变形。设计时，裙部截面做成长轴垂直于活塞销中心线，短轴平行于销轴方向的椭圆形。常用的椭圆形根据以下公式绘制：（4.7）式中、分别为椭圆的长短轴，如图4.2所示。缸径小于的裙部开槽的活塞，椭圆度（）的大小，一般为。图4.3活塞销裙部的椭圆形状4.2活塞销的设计4.2.1活塞销的结构、材料1、活塞销的结构和尺寸活塞销的外直径，取，活塞销的内直径，取活塞销长度，取。图4.4活塞销设计2、活塞销的材料活塞销用低碳合金钢，表面经过硬度处理，硬度高，耐磨损，内部抗冲击性能好。对表面处理精度和粗糙度的要求极高，并且在高温下热稳定性良好。4.2.2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和往复惯性力的共同作用，总的作用力，活塞销长度，连杆小头高度，活塞销跨度。1、最大弯曲应力计算活塞销中央截面的弯矩为（4.8）空心销的抗弯断面系数为，其中所以弯曲应力为（4.9）即：2、最大剪切应力计算最大剪应力出现在销座和连杆小端之间的截面上。截面的最大剪应力出现在中性层，其值按下式计算：（4.10）已知许用弯曲应力；根据《制动系统的开发和设计》知许用剪切应力，那么校核合格。4.3活塞销座4.3.1活塞销座结构设计活塞销座用于支撑活塞和动力传输。销座应具有足够的强度和刚度，以适应活塞销的变形，避免因应力集中而产生疲劳断裂；同时，它应该有足够的表面压力和高压。耐磨性。活塞销座的内径，活塞销座外径一般等于内径的倍，取。通常，它被设计为在连杆的小端和活塞销支架的打开和关闭之间有一个间隙。然而，在确保制造精度的情况下，两端是足够的，间隙如：4.3.2验算比压力销座比压力为：(4.11)一般。4.4活塞环设计及计算4.4.1活塞环形状及主要尺寸设计该发动机采用三活塞环，一、二环为气环，三环为油环。第一个活塞环是由镀铬可锻铸铁制成的扭曲筒形环。筒环与缸体呈弧形接触，对活塞转动的适应性好，易形成楔形润滑油膜。第二个活塞环是由铸铁制成的鼻环。鼻环防止吸油，保证活塞向上运动过程中的良好润滑。第三个是油环，由重量轻、比压高、破油能力强的钢带组成。活塞环的主要尺寸为环的高度、环的径向厚度。气环，油环，取，，。活塞环的径向厚度，由《制动系统的开发和设计》手册可得一般推荐值为：当缸径为时，，取。4.4.2活塞环强度校核活塞环在工作时，只计算弯矩，因为剪应力和轴向力的影响很小。活塞环的平均半径与径向厚度之比一般大于5，因此直杆挠度可按法向应力公式计算。1、工作状态下的弯曲应力活塞断面的最大弯矩为：（4.12）由此可得最大弯曲应力为：（4.13）对于断面均压环其开口间隙与活塞环平均接触压力之间有如下关系：（4.14）将式（4.12）带入（4.11）并整理得：（4.15）式中：—材料的弹性模量，对合金铸铁；—活塞环的开口间隙，，取为；—气缸直径，；—活塞环径向厚度，则：由《制动系统的开发和设计》知活塞环工作时的许用弯曲应力为，则校核合格。2、套装应力活塞环装在活塞上时，缺口必须大于自由位置的间隙。对于活塞环，此时挂钩位置槽的最大弯曲应力为：（4.16）公式中：—与设定方法相关的系数，值为1-2，通常基于设定方法得出，则：由于活塞环是在常温下制作，承受应力的时间很短，由《制动系统的开发和设计》可得本次设计顺应应力的许用值高于工作应力的许用值，所以检验合格。

第五章连杆组的设计5.1连杆的设计5.1.1连杆的工作情况、设计要求和材料选用1、工作情况连杆的小端连接到活塞螺栓上，并随活塞变化。连杆的大端连接到曲轴螺栓上，并随曲轴一起旋转。因此，连杆体不仅上下摆动，而且左右摆动，进行复杂的平面运动。2、设计要求连杆主要承受由本体压力和惯性力的相互作用产生的可变载荷。在设计时，必须首先确保连杆具有足够的疲劳和结构强度。如果强度不够，损坏连杆盖或轴可能会导致严重事故。同样，连杆盖刚度不足会对连杆盖的刚度产生负面影响。曲柄连杆机构的工作原理。因此，杠杆结构的主要要求之一是在尽可能轻的结构中提供足够的强度和刚度，因此有必要选择高强度材料。适当的结构形状和尺寸。3、材料的选择为保证连杆在轻型结构状态下具有足够的强度和刚度，采用优质中碳结构钢45锻造，表面采用球锻强化，提高强度。图51连杆设计5.1.2连杆长度的确定设计连杆时，第一步是确定连杆的大端孔和小端孔之间的距离。即连杆长度它通常是用连杆比来说明的，通常0.3125，经查阅，取，，则。5.1.3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，小头衬套内径和小头宽度已在活塞组设计中确定，，。两个有一定余量的小孔中添加了耐磨内衬。内衬大多由耐磨锡青铜铸造而成，这种内衬的厚度通常为，取，则小头孔直径，小头外径，取。2、连杆小头的强度校核由于连接小端的垫圈的过度压缩，小端的横截面处于拉伸应力下。如果涂料的膨胀系数大于接缝材料的膨胀系数，则在操作过程中，过膨胀系数将随着温度的升高而增加。小部分上的压力也会增加。此外，在运行过程中，活塞组的膨胀力和惯性也会增加。减去力后，连杆的小端被空气压力压缩。可以看出，工作负载具有可变结构。上述载荷的综合作用将对连杆的小端和连杆体的过渡部分造成疲劳损伤。应在连杆的小端进行疲劳损伤，并计算疲劳强度。图5.2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在计算过程中，如果将小封头和衬里视为两个过盈配合的圆柱体，则由于两个零件配合面上的过盈和水热膨胀，小头上的径向压力如下：（5.1）式中：—衬套压入时的过盈，；一般青铜衬套，取，其中：—工作后小头温升,约；—连杆材料的线膨胀系数，对于钢；—衬套材料的线膨胀系数，对于青铜；、—连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取；—连杆材料的弹性模数，钢[10]；—衬套材料的弹性模数，青铜；计算小头承受的径向压力为：由径向均布力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（5.2）内表面应力（5.3）的允许值一般为，校核合格。（2）连杆小头的疲劳安全系数连杆小端应力变化呈不对称环状，连杆到连杆小端过渡点外表面的最小安全系数为：（5.4）式中：—材料在对称循环下的拉压疲劳极限，（合金钢），取；—材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2；—应力幅，；—平均应力，；—工艺系数，，取0.5；则连杆小头的疲劳强度安全系数一般约在之内。3、连杆小头的刚度计算当使用浮动活塞销时，有必要计算连杆小端由于往复惯性力而在水平方向上的直径变形。经验公式如下：（5.5）式中：—连杆小头直径变形量，；—连杆小头的平均直径，；—连杆小头断面积的惯性矩，则：对于普通发动机，此转换的允许值不应超过径向间隙的一半。如果标准间隙是一个典型值，则适用于验证。5.1.4连杆杆身的结构设计与强度计算1、连杆杆身结构的设计考虑到弯曲刚度和锻造工艺，连杆体采用I形截面，杆身截面宽度约等于(为气缸直径)，取，截面高度，取。为了使力从连杆小端到大端的传递比较均匀，在轴到小端和大端的过渡处采用了足够大的填充半径。2、连杆杆身的强度校核连杆体在不对称交叉循环载荷下运行，并受到惯性力的作用，以解释横截面上方的往复运动质量。在爆炸过程中，气体因压力和惯性力之间的差异而被压缩。计算疲劳强度安全系数，需要计算截面的最大拉应力和压应力。（1）最大拉伸应力由最大拉伸力引起的拉伸应力为：（5.6）式中：—连杆杆身的断面面积，汽油机，为活塞投影面积，取。则最大拉伸应力为：（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时，并可认为是在上止点，最大压缩力为：（5.7）当连杆受到最大压缩力时，杆体的中间部分将发生垂直弯曲。此时，连杆将在振动平面内弯曲，可以认为连杆的两端都是长度为的铰链。在垂直振动平面中弯曲可以将杆体的两端视为长度为的固定点。振动平面中的组合应力为：（5.8）式中：—系数，对于常用钢材，，取；—计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩，。；将式（5.8）改为：（5.9）式中—连杆系数，；则摆动平面内的合成应力为：同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为：（5.10）将式（4.10）改成（5.11）式中：—连杆系数，。则在垂直于摆动平面内的合成应力为：由《制动系统的开发和设计》可知在机械类许用应力值250—400即为合格，则和的许用应力值为，所以校核合格。除以安全系数后得许用应力，即[σ]=σs/n（n=1.5~2.5）（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，把或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。循环的应力幅和平均应力，在连杆摆动平面为：（5.12）（5.13）在垂直摆动平面内为：（5.13）（5.14）连杆杆身的安全系数为：（5.15）式中：—材料在对称循环下的拉压疲劳极限，（合金钢），取；—材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2；—工艺系数，，取0.45。则在连杆摆动平面内连杆杆身的安全系数为：在垂直摆动平面内连杆杆身的安全系数为：在机械制造领域中,安全系数的取值范围一般为1.5-3.0，杆身安全系数许用值在的范围内，则校核合格。5.1.5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、长度、连杆轴瓦厚度和连杆螺栓直径。其中在、在曲轴设计中确定（见第六章），，，则大头宽度，轴瓦厚度，取，大头孔直径。连杆机构头部的形状和大小基本上决定了曲臂销孔径、长度、连杆机构轴衬厚度以及连杆机构长度。其中在、在曲轴设计应确定(见第六章)，，则为大头，轴瓦厚度，取，为大头孔尺寸。连杆头和连杆盖的分离面是平切口，头部凸台的高度，得，得，连杆头结构的强度和密度，以提高连杆螺栓孔之间的距离，得。如果普通螺栓孔的外壁厚度大于2mm，则取3mm，并且当螺栓头支撑件面对密封体或大头盖过渡时，尽可能使用大的圆角。2、连杆大头的强度校核通过螺栓牢固连接，使大头和大头盖近似为一个整体，弹性大头盖支撑在刚性连接体上。固定角度通常是，=40°。通过曲柄销的作用，力以余弦模式分布在大头盖上。大头的横截面保持不变，其尺寸与中间横截面一致。大头的曲率半径为：连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得：=10519.681+6923.799=17443.48N作用在危险断面上的弯矩和法向力由经验公式求得：=17443.48×63.881/2×（0.0127＋0.00083×40）=25545.2=177443.48×（0.522+0.003×40）=11198.71由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为：（5.16）作用于大头盖中间断面的法向力为：（5.17）式中：，—大头盖及轴瓦的惯性矩，，，—大头盖及轴瓦的断面面积，，，，在中间断面的应力为：（5.18）式中：—大头盖断面的抗弯断面系数，5.2连杆螺栓的设计5.2.1连杆螺栓的工作负荷与预紧力根据气缸直径初选连杆螺纹直径，根据统计，取。发动机正常运转时，连杆螺栓主要受两种力作用：预紧机构的力和最大拉伸载荷，而预紧机构的力主要由以下两部分组成：一是确定连杆轴瓦的过盈度其应有的最大预紧力矩，其次，发动机正常运转时，连杆机构大端与大头盖的联接面未脱开是由于惯性力和必须产生的最大预紧力矩。连杆上的螺栓数目为2，则每个螺栓承受的最大拉伸载荷为往复惯性力和旋转惯性力在气缸中心线上的分力之和，5.2.2连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算连杆的拧紧力不足并不能保证连接的可靠性，但过大的拧紧力会导致材料超过屈服极限。因此，有必要检查屈服强度是否满足以下要求：（5.19）式中：—螺栓最小截面积，；—螺栓的总预紧力，；—安全系数，，取1.7；—材料的屈服极限，一般在800以上[16]。那么连杆螺栓的屈服强度为：则校核合格。第六章曲轴的设计6.1曲轴的结构型式和材料的选择6.1.1曲轴的工作条件和设计要求曲轴的运转是由于惯性力和扭矩作用在空气压力、往复运动和旋转质量上的连续周期性变化，其弯曲和扭曲曲轴，产生应力疲劳。曲轴的弯曲和扭转振动会产生额外的应力。曲轴形状复杂，结构变化剧烈，应力集中严重。特别是当曲轴到轴颈边缘的区域在润滑油孔和坯料附近加工时，应力累积特别明显，因此必须设计曲轴。必须具有足够的疲劳强度，减少内应力累积，克服壁厚，确保曲轴的安全运行。曲轴弯曲刚度不足会显著恶化活塞和连杆的工作条件，削弱其可靠性和耐磨性。曲轴弯曲刚度不足会导致在工作速度范围内产生强烈的弯曲振动。因此，在设计曲轴时，有必要确保尽可能高的弯曲刚度和弯曲刚度。此外，主锥和曲轴螺栓以高压力比旋转，导致严重磨损。因此，在设计曲轴时，每个销都必须有足够的压力表面，以确保每个摩擦表面都能抵抗磨损，并提供尽可能好的工作条件。6.1.2曲轴的结构型式曲轴的设计基于整体结构，具有操作可靠、重量轻、强度和刚度高、加工面少的特点。为了增加曲轴的抗弯强度和刚度，采用了由四个曲柄组成的半平衡结构，每个曲柄两端各有一个主销，如图6.1所示：图6.1曲轴的结构型式6.1.3曲轴的材料在正确合理的结构设计和加工工艺条件下，材料的强度主要决定曲轴的体积、重量和寿命。作为曲轴的材料，除了良好的机械财产外，它还要求具有高耐磨性、抗疲劳性和抗冲击性。同时，曲轴的加工应简单且具有成本效益。如果曲轴有足够的强度保证，则应尽可能使用普通材料。锻造，高强度球墨铸铁的形成是铸造曲轴广泛应用的先决条件。油墨铸造在机械性能和可用性方面优于其他类型的铸造。墨铸铁曲轴可以铸造成复杂合理的结构形状，更有效地利用均匀的应力分布和金属材料。发动机曲轴是用墨铸铁制成的。6.2曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计6.2.1曲柄销的直径和长度当考虑曲轴齿的厚度时，第一步是确定曲轴螺栓的直径。在现代发动机设计中，通常倾向于选择最大值来降低曲轴比压，增加连杆轴承运行的可靠性，并增加曲轴的刚度。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，，为气缸直径，已知=80.985，则，曲柄销直径取为=0.60=47.80。曲柄销的长度根据选择而考虑。从提高曲轴的强度和确保轴承的工作能力出发，需要在一定范围内进行控制，需要注意曲轴各部分尺寸的协调。根据统计/=，取=0.59=28。本次设计D2=28mm。从增加曲轴的刚性和保证轴承的工作出发,应使曲柄销的长度I2控制在一定范围内，综合上述取值合理。6.2.2曲柄必须选择具有适当厚度和宽度的曲轴，以提供足够的强度和刚度。为增加曲轴的抗弯能力，应相应增加曲轴的厚度。曲轴的形状必须是椭圆形，以尽量减少曲轴重量。以主轴颈为中心，曲轴的旋转质量不均匀。要减少数量，请从曲柄肩上去除所有剩余的金属。根据统计，曲柄的宽度，查阅曲柄资料得，取，厚度，取。曲柄臂拧在主轴颈和曲柄销上。轴肩的厚度根据曲轴加工工艺确定。全加工曲轴的只有0.5~1，取=1。从曲柄销和主轴颈到曲柄臂肩的过渡圆角对应力集中程度的影响最大，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或2.5，取=3。6.2.3平衡重在四拐曲轴的传感器上,作用于第一、二和三、四曲臂上的惯性力所产生的力矩。虽然它们二个力量大小相等，且方向也相反，但是它一般是相等的。但是，这二个副仍然作用于弯曲的套筒上,同时曲轴在这二个对称的副作用下，也发生了扭转变形。因为曲轴固定在了发动机气缸的主轴承上,在曲轴扭转变形之后，上述副也将部分地作用于发动机气缸上，而发动机气缸也承受了另外的变形副的影响，而且，在这种情况下，主轴承的工作状况也会变差。安装配重是为了增加曲轴本身和发动机缸体的负荷，特别是主轴承的工作状态。在设计过程中，使用主齿载荷图来估计平衡对主轴承运行状态的影响。如果没有重量平衡，由于离心力的影响，主齿表面的载荷分布可能非常不均匀。通过安装平衡块，可以抵消分离中心的部分惯性力，从而使锥体表面的载荷分布更加均匀。同时，锥体和轴承表面上的平均载荷可以相应地减小。这意味着销的磨损也可以相对均匀，而不是集中在一个地方进行研磨，以防止偏心磨损造成轻微的圆形损坏。在设计配重时，配重的重心应尽可能远离曲轴的枢轴点，也就是说，重量越轻，可以获得更好的结果，从而尽可能地减小曲轴的重量。平衡块的径向尺寸和厚度仅限于不接触活塞裙板和连杆大端的零件。平衡块和曲轴铸造在一起，使加工更加方便可靠。6.2.5油孔的位置和尺寸为确保曲轴轴承可靠运行，必须对其进行充分润滑。曲轴油道的大小和布置直接影响曲轴的强度和刚度，影响轴承的可靠性。润滑油通常通过发动机气缸的主油路供应到主轴承上的轴承衬套。从主销到曲柄螺栓的供油使用倾斜膨胀器。主销的进油口应为曲柄螺栓提供充足的供油。应确保通过打捆针供油的能力。曲柄螺栓的油孔应选择在曲柄水平操作之前的区域。油轨输出部分在曲轴平面内的应力集中较强，因此油轨中心线与千斤顶中心线之间的油道输出部分应力集中较大。当角度达到时，最大应力迅速增加，油孔将小于设定值。油道的孔径一般在左右，取为4。6.3曲轴的疲劳强度校核机械损坏通常是由于曲轴旋转时负载变化引起的疲劳造成的。因此，必须进行机械疲劳试验。由于曲轴实际上是一个动静不定支撑系统，理论上的最大弯矩和支撑力必须由连续梁的定义来确定。因此，还研究了弹性支架安装深度的差异、支架的最大弯曲度等多种因素对曲轴拉力的影响。连续梁的计算方法是将曲轴简化为直柱形连续梁，由刚性支架支撑。基于连续梁支撑部分相同偏转角的变形协调条件，由每个偏转角的变化之和导出连续性方程，分别支撑为零。当每个曲柄冲程单元的长度相同时，这种方法具有相同的强度。避免复杂的曲柄强度计算。并借助三个弯矩Eq。计算得到在曲臂平面和曲柄平面竖直平面上各支承的最大弯矩后，再将在第i支承和第支承点上的主轴颈截面的最大弯矩(曲拐平面内)、(曲拐平面的垂直面内)和、作为载荷加到图5.2中的曲拐受力模型上,再根据此新模型确定各支反力、各危险截面的内力矩,进而计算各名义应力。6.3.1作用于单元曲拐上的力和力矩1、计算公式及其推导如图6.2所示，曲轴旋转被简化为具有相等圆形截面宽度的梁，因此假设每个轴颈都由相同高度的刚性点支撑，而不管锚固强度和任何由此产生的未对准。处理后，同向集中加载，拐杖集体力作用在曲柄臂各销轴上，配重离心力作用在配重宽度上。为保持前后一致转换时，需要在铰链中作用于铰链，然后根据支撑两端旋转角度相同的条件协调变形，以保证各中间支撑的连续性。由材料力学知：在支承处左端梁转角和右端梁转角为（若）：（6.1）（6.2）由变形协调条件=，图6.2连续梁受力图=又因为，所以（6.3）设第一支承和最后一个支承处的弯矩为零，即。上式中包含，，三个支承处的内弯矩，故称三弯矩方程。连续梁有多少个内支承就可以建立多少各这样的三弯矩方程，以此可求出支承处的内弯矩[18]。2、曲拐平面内支承弯矩计算已知=28+25.11+18.082=89.27，当=2，=3，=4时，由式（6.3）得三弯矩方程组（5.4）：（6.4）根据表3.2四缸机工作循环表，参照后知如表6.1所示。将、分别代入方程组，得工况下各支承处的弯矩如表6.2所示。同理，按表6.3各工况载荷计算曲拐平面垂直面内的弯矩，计算结果见表6.4。表6.1各工况下载荷数据（单位：）工况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各工况下曲拐平面内弯矩计算结果（单位：）工况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各工况下载荷数据（单位：）工况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内弯矩计算结果（单位：）工况一1.339.71-20.2二4.15-39.1716.39三-20.239.711.3四16.39-39.174.153、支反力计算求得各支承弯矩后，就可用图6.3示的模型来计算各个支座的支反力。图5.3支反力计算模型得到支反力表达式如下：（6.5）（6.6）式中：—作用在曲柄销上的径向力；—作用在曲柄销上