毕业论文-低速柴油机动力学试验台设计-文档精品

原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第一章 绪论 1.1 研究背景 1.1.1 大功率低速船用柴油机曲轴 柴油机是目前世界上船舶使用最为普遍的动力装置。根据其曲轴转速可 分为低速机(转速为75-300rmin)、中速机(转速为3001000rmin)和高速 机(转速为1000-2100rmin)。其中，大功率低速柴油机由于其单机功率大、 经济性好、可靠性高等特点，在大中型民用船舶上得到普遍应用。据统计， 在一般大中型民用船舶中，有90使用大功率低速柴油机作为主推进装置。 同时，柴油机主机是一般民用船舶中价值最高的配套设备，其价格占到了船 价的10左右。而曲轴作为柴油机的关键运动件之一。其动力学行为不仅在 很大程度上决定着柴油机的工作可靠性，而且对柴油机的振动和噪声也有着 重要的影响。 大功率低速船用柴油机是船舶的心脏，曲轴是柴油机最主要的关键附 件。世界先进造船国家日本、韩国等在大力发展造船能力的同时都相应地努 力发展大功率低速船用柴油机及主要关键附件曲轴的制造能力。为实现我国 在2015年成为世界第一造船大国的目标，近年来国内造船业有了飞快的发 展。柴油机性能不仅与曲轴轴承系统中的摩擦学行为与动力学行为有关， 而且与它们之间的耦合作用密切相关。大功率低速半组合式船用柴油机曲轴 转子轴承系统动力学研究将有助于人们对曲轴转子一轴承系统有更完善 的认识、有助于建立多缸柴油机各设计参数之间更加准确的相互依赖关系， 为柴油机性能的进一步提高提供理论上的指导。 1.1.2 曲轴关键问题研究 为了提高曲轴的生产率，必须提高曲轴精加工时的转速，以提高切削速 度。但是，当曲轴转子高速运行时，必然出现质量偏心引起的振动问题。研 究不同转速下大型船用柴油机曲轴转子的动力学特点，研究切削力大小和位 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 置变化时，曲轴转子的振动规律，就可以为曲轴精加工时切削用量的选择提 供理论指导； 另一方面， 对曲轴转子系统动力学性能的研究， 对曲轴的使用、 监测、维修等工作也具有实用价值。 曲轴是柴油机、内燃机、蒸汽机等发动机中最重要的部件之一。活塞的 往复运动通过连杆转变为曲轴的旋转运动，柴油机、内燃机、蒸汽机的功率 通过曲轴输出，并直接或间接地驱动配气系统、喷油泵、机油泵、水泵等部 件。随着现代动力装备向大功率、高效率、高可靠性、低噪音等方向的发展， 对曲轴系统动力学性能的要求越来越高。 由于曲轴属于典型的非对称结构零件，具有各向异性及各向耦合的特 点。 因此， 曲柄的偏心质量不仅能激起弯曲振动， 而且也可以激起扭转振动、 轴向振动及三者的耦合振动。大型船用柴油机曲轴又具有其自身的特点。在 机械加工过程中，特别是精加工过程中，不能采用高速加工方法，否则，将 使曲轴转速接近或处于共振区，产生大幅振动导致加工质最下降。 1.2 国内外发展现状 近年来， 我国船舶工业飞速发展， 中国已经跻身于世界造船国一级梯队。 但船用配套设备一直是我国船舶业的软肋，相比日本、韩国85以上的船用 配套设备自给率，我国作为世界第三大造船国，船用配套设备80都依赖进 口，大型船用配套设备国内供货问题仍未解决。而低速柴油机的核心部件曲 轴的紧缺，更是严重制约了我国船舶业的发展。 曲轴作为船用发动机的关键部件，被视为船用柴油机的“心脏”，对船 舶的安全起着至关重要的作用。由于其重量大、加工精度要求高、制造技术 难度高，因而业内常用“是否具备曲轴制造能力，从某种程度上代表了一个 国家的造船工业水平”，来说明船用曲轴制造技术之于造船工业的重要性。 目前日本、韩国、捷克、西班牙等少数几个具备制造大型船用半组合式曲轴 能力的国家高度垄断着国际上大型船用曲轴市场。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 由于国内不具备大型船用柴油发动机曲轴生产经验，造船所需的船用大 功率低速柴油机曲轴一直依赖进口。“船等机、机等轴”的现状成了制约我 国船舶工业持续发展的瓶颈。 为改变我国造船业“船等机、机等轴”的现状，2001年，在国家领导人 的有关指示下，国家发改委批准上马船用半组合曲轴国产化项目，并安排了 部分国债资金予以支持。 2002年5月，上海电气(集团)总公司、沪东中华造船(集团)有限公司、中 国船舶重工集团公司和上海工业投资公司共同投资组建上海船用曲轴有限 公司，投资1.86亿元开展船用半组合曲轴的科技攻关。 2005年1月，中国自己制造的第一根船用半组合曲轴在上海船用曲轴有 限公司厂房下线， 这根7.5米长、 约60吨重的船用柴油机半组合曲轴实现了我 国在该领域零的突破。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 中国船舶工业协会2006年3月份公布的2005年全国船舶工业经济运行报 告中指出，我国船舶工业重点配套能力有所提高，研制生产取得突破。船用 大型低速柴油机曲轴实现了完全自主生产，已获得65根订单。尽管如此，但 整个产业的形势依然严峻。专家称，中国的造船技术与国外先进水平相比， 至少相差10年，差距在于核心设备自给还跟不上。 大型船用曲轴在使用和加工过程中，必须支承在滑动轴承上，形成曲轴 转子滑动轴承系统。 当曲轴旋转时， 不平衡质量及其他激励导致曲轴振动， 同时滑动轴承的油膜力与轴颈发生流固耦合作用，使该系统的振动规律不同 于其他系统的振动规律。 1.3 经济效益与社会效益 大功率低速船用柴油机是船舶的心脏，曲轴是柴油机最主要的关键附 件。船用曲轴是广泛用于民用船舶、国防船舶等领域的关键装备。世界先进 造船国家日本、韩国等在大力发展造船能力的同时都相应地努力发展大功率 低速船用柴油机及主要关键附件曲轴的制造能力，为实现我国在2015年成为 世界第一造船大国的目标，近年来国内造船业有了飞快的发展。 但是，随着原材料成本上升以及其他国家自身需求量的猛增，每根船用 曲轴价格目前己达50万美元以上。该关键部件自造能力的缺失一度制约着我 国船舶工业的发展，也让中国在荣获“世界第三造船大国“之名的同时付出 了高昂的代价。有统计资料显示，1978-1997年，中国在进口曲轴上花费高达 9000多万美元。而近年来。由于曲轴价格持续飞涨，以及中国造船业对曲轴 需求量的增加， 每年进口曲轴的费用已经高达40005000万美元。 近几年来， 半组合曲轴供求矛盾更为突出，价格逐年提高并且交货期也经常得不到保 证。因此，迅速建立中国自己的曲轴生产基地，实现船用大功率低速柴油机 曲轴国产化已经成为我国经济建设中的一项战略任务。 虽然，大型半组合曲轴国产化标志着我国曲轴制造能力达到了真正意义 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 的自主化，实现了具有自主知识产权的船用曲轴制造能力，打破了国外的技 术垄断，并具备了批量生产的能力，但是，要赶上、超过世界先进水平，还 有很长的路要走，还需要在各个方面进行技术创新。 1.4 本课题的研究内容 根据大功率低速船用柴油机的特点，设计曲轴转子滑动轴承系统的动 力学试验台。在理论分析的基础上，研究设计该系统的动力学试验台，用于 研究曲轴在机械加工过程和使用过程中的振动问题，以提高曲轴的加工精 度，减少柴油机的振动，提高其工作效率和寿命，减少对环境的影响。 试验台中最重要的结构即为活塞连杆机构，下面将着重对此机构进行详 细的设计分析。 第二章 曲柄连杆机构受力分析 曲柄连杆机构是发动机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。 通过设计，确定本次试验台所需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 足试验的需要。 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 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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。 经过比较，本试验台所选择的型式为中心曲柄连杆机构。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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。 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 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 =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)coscos(lr 1 (1 cos )(1 cos)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： sinsinrl 即 s i ns i ns i n r l 又由于 222 c o s1s i n1s i n （2.2） 将式（2.2）带入式（2.1）得： 22 1 1 cos(1sin)xr （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： 2222466 11 1sin1sinsinsin 816 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 1 1sin1sin 2 （2.4） 将式（2.4）带入式（2.3）得 2 (1 cossin) 2 xr （2.5） 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 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 值为 sin2 (sin) 2 cos dxdxda vr dtdadt (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： 12 (sinsin2 )sinsin2 22 vrrrvv （2.7） 从式 （2.7） 可以看出， 活塞速度可视为由 1 sinvr与 2 (2)sin2vr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，vr，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。 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： 32 2 3 cos2sin 2 cos cos4 cos dvdvda ar dtdadt （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： 222 12 (coscos2 )coscos2arrraa （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 2 1 cosar与 2 2 cos2ar 两部分组成。 2.3 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。 1. 气缸内工质的作用力 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 作用在活塞上的气体作用力 g P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 () 4 g D Ppp （2.10） 式中： g P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p p ，对于四冲程发动机来说，一般取 p =0.1MPa， 80.985Dmm,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： 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 de p (0.75 0.90) de p P 0.08 压缩终点压力 co p 1 n edeco pp 1.46 膨胀终点压力 ex p 2 max n ex p p 0.45 排气终点压力 r p 15. 1ppr 0.115 注： 1 n平均压缩指数， 1 n=1.321.38；压缩比，=9.3； 2 n平均膨胀指数， 2 n=1.21.30； ； max p最大爆发压力， max p=35MPa，取 max p=4.5MPa；此时 压力角=10 15 ，取=13。 则由式（2.10）计算气压力 g P如表 2.2 所示。 表 2. .2 气压力 g P计算结果 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 四 个 冲 程 g P/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 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 件的运动质量，以便进一步计算它们在运动中所产生的惯性力。 a) 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 L m用两个换算质量 1 m和 2 m来代换，并假设是 1 m集中作用 在连杆小头中心处， 并只做往复运动的质量； 2 m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： 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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 12L mmm。 连杆重心G的位置不变，即 1 121 ()mlm ll。 连杆相对重心 G 的转动惯量 G I不变，即 22 1 122 () G mlm llI。 其中，l连杆长度， 1 l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： 1 1L ll mm l 1 2L l mm l 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 1 G和 2 G ，如图 2.3 所示： 图 2.3 索多边形法 b) 往复直线运动部分的质量 j m 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 h m表示。质量 h m与换算到连杆小 头中心的质量 1 m之和，称为往复运动质量 j m，即 1 mmm hj 。 c) 不平衡回转质量 r m 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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 k m表示，换算质量 k m为： 2 kgb e mmm r 式中： k m曲拐换算质量，kg； g m连杆轴颈的质量，kg； b m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 k m与换算到大头中心的连杆质量 2 m之和称为不平衡回转质量 r m，即 2 mmm kr 由上述换算方法计算得： 往复直线运动部分的质量 j m=0.583kg，不平衡回转质量 r m=0.467kg。 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 j m和 r m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 j m的往复惯性力 j P和 旋转质量 r m的旋转惯性力 r P。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 （1）往复惯性力 2222 (coscos2 )coscos2 jjjj Pm am rrm rm r （2.11） 式中： j m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。 j P是沿气缸中心线方向作用的，公式（2.11）前的负号表示 j P方向与活塞加 速度a的方向相反。 其中曲柄的角速度为： 3060 2nn （2.12） 式中：n曲轴转数，min/r； 已知额定转数n=5800min/r，则 5800 607.07 30 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 j P，结果如表 2.3 所示： 表 2. .3 往复惯性力 j P计算结果 四 个 冲 程 j P/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 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 （2）旋转惯性力 2 rmP rr （2.13） 2 0 . 4 6 70 . 0 4 0 2 36 0 7 . 0 76 9 2 3 . 7 9 9N 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 g P和往复惯性力 j P，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。 表 2.4 作用在活塞上的总作用力P 四个冲程 气压力 g P/N 往复惯性力 j P/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 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： 1 c o s KP （2.15） 而侧向力N为： t a nNP （2.16） 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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 lr 求得 s i n4 0 . 2 3s i n 1 3 a r c s i na r c s i n3 . 4 8 149 r l 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， 即 s i n () s i n () c o s TKP （2.17） 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 和压缩曲柄臂的径向力Z，即 c o s () c o s () c o s ZKP （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 3040.242 10276.856 压缩终点 1811.355 6122.8789 膨胀终点 17.1024 964.346 排气终点 2365.96 7997.61 第三章 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。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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CC25002000。 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。 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； （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300 400 C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、 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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 1 H缩短 1 单位，整个发动机 高度就可以缩短25 . 1单位， 并显著减轻活塞重量。 而 1 H则直接受头部尺寸 的影响。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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 1 H是由火力岸高度 1 h、环带高度 2 h和上裙尺寸 3 h构成的，即 1 H= 1 h+ 2 h+ 3 h。 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 1 h。为缩小 1 H，当然希望 1 h尽可能小，但 1 h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 mmD985.80，确定火力岸高度为： mmDh289. 7985.8009. 009. 0 1 （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mmb5 . 25 . 1，油环高 mmb52。 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mmb5 . 1 1 ，mmb75. 1 2 ，mmb3 3 。 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， 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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 mmDc64. 3045. 0 1 ， mmbc325 . 15 . 1 12 。 因此，环带高度mmbcbcbh89.123375. 164. 35 . 1 322112 。 （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 1 H。对于汽油机 DH)0.60.35( 1 ，所以mmDH394.32985.804 . 04 . 0 1 。 则 3112 32.3947.289 12.8912.761hHhhmm。 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 ( 0 . 0 7 48 0 . 9 8 5 )5 . 9 9 3mm。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 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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。 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: 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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 1 p比下面压力 2 p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 max p时， 1max 0.9pp， max2 2 . 0pp ，如图 3.2 所示。 已知 max p=4.5MPa，则 1 0.9 4.54.05pMPa， MPap9 . 05 . 42 . 0 2 ， 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 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 环岸是一个厚 1 c、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 mmDD89.72985.809 . 09 . 0，环槽深 t 为： mmDt05. 4985.8005. 005. 0 于是作用在岸根的弯矩为 3 m a x 22 21 0026. 0 2 )( 4 )(Dp t DDpp （3.1） 而环岸根断面的抗弯断面系数近似等于 23 11 1 0.90.47 6 cDc D 所以环岸根部危险断面上的弯曲应力 3 2 m a x m a x 2 11 0.0026 0.055() 0.47 pDD p c Dc （3.2） 22 80.985 0.055 4.5 ()1.23/ 3.64 N mm 同理得剪切应力为： 2 max 1 80.985 0.370.37 4.537.04/ 3.64 D pN mm c （3.3） 接合成应力公式为： 22222 31 . 2 333 7 . 0 43 8 . 6 4/Nm m （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。 3.2 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 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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mmDd22271. 0 1 ，活塞销的内直 径 12 )75. 065. 0(dd ， 取mmdd393.157 . 0 12 活塞销长度Dl)9 . 08 . 0(， 取mmDl788.648 . 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 g P和往复惯性力 j P的共同作用， 总的作用力NP478.8126 ，活塞销长度mml788.64，连杆小头高度 mml388.26 1 ，活塞销跨度mmlP4 .29。 1、最大弯曲应力计算 活塞销中央截面的弯矩为 )5 . 12( 12 1 lll P M P （3.6） 空心销的抗弯断面系数为 43 1 0.1(1)Wd， 其中 2 1 15.393 0.6997 22 d d 所以弯曲应力为WM 即 )1 (2 . 1 )5 . 12( 43 1 1 d lllP P （3.7） 34 8126.478 (64.7882 29.4 1.5 26.388) 71.55 1.2 22(1 0.6997 ) Mpa 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 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 切应力发生在中性层上，其值按下式计算： 2 max 24 1 0.85(1) (1) P d （3.8） 2 24 0.85 8126.478(1 0.69970.6997 ) 41.09 22 (1 0.6997 ) Mpa 已 知 许 用 弯 曲 应 力MPa500230； 许 用 剪 切 应 力 MPa220120，那么校核合格。 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 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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