485柴油机设计说明书(活塞组零件设计).doc

485柴油机设计（活塞组零件设计）摘 要485型柴油是90年代末为轻型载货车设计的高速发动机。该机具有机体积小，结构紧凑，重量轻，外型美观等特点。产品设计移植了国外同类机型先进的设计思想和新型结构，机体采用曲面设计，提高了 强度，降低噪声辐射。产品适用于配套载荷0.51吨轻型卡车和小型客车。本次设计采用直喷燃烧室采用圆缩口型、螺旋进气道。基本参数额定功率/转速 30kw/2600r/min缸径/行程 85mm/100 mm本设计的活塞销用浮式销。浮式销的工作表面相对滑动速度较小，摩擦产生的热量也相应减小，磨损较小且均匀，延长了销的寿命。浮式销在运转中不易被卡住，装配时不需要加热就可以用手推入活塞的销孔内。从而简化了装配工艺。连杆大头采用斜切口的剖分方式，切口角为45度。这样的剖分形式的优点是满足连杆组能从从气缸装拆的条件下，可增大曲柄销直径，有利于提高曲轴的刚度和连杆轴承的工作能力。，也就是说它在解决曲柄销直径和从气缸中抽出连杆之间的矛盾。关键词：柴油机，活塞，连杆DESIGN OF 4100 AIR-COOLED DIESEL ENGINE( PARTS OF PISTON GROUP)ABSTRACT The characteristic of the air-cooled cooling system is its simple structure, light weight and there are few troubles in use. Its cooling system and the engine make a body, does not need spare parts as water pump, radiator, cooling water pipe and so on,avoide the cooling system having the breakdown of water leakage, the ebullition, cracks as a result of freezing the.It is Specially suitable to the area taking the water to be inconvenient and lacking of water. In addition, it has the manufacture, the service convenient merit. The piston top bears the function of transient high temperature maximum gas, the maximum gas temperature can reach 1800- 2600,so the temperature of The piston top is very high, and temperature distribution is very non-uniformity, Especially in direct injection diesel, it has the quite deep pit in its top, so the piston actual heating area increases very much, its hot load is more serious. The hot load is an important barrier which the engine strengthens.In this design uses the floating type piston pin, The floating type piston pin active face relatively sliding speed smaller, the friction produces the quantity of heat also correspondingly reduced, wears smaller also is even, lengthened the life of piston pin. The floating type piston pin in the revolution is not easily caught, When installation can push piston pin in the hool does not need to heat up it. Thus simplified the assembler skill. To the big head of connecting rod adopts inclined slice an oscular cent a method, the notch corner is 45 degrees. Such a subdivision advantage of form to meet connecting rod group can from install terms that dismantle from air cylinder, can increase the diameter of the wrist pins , help to improve the rigidity of the bent axle and ability to work of the connecting rod bearing. That is to say it in wrist pins diameter of solving and take the contradiction between the connecting rods out of the air cylinder. KEY WORDS： air-cooled diesel engine, the piston, the connecting rod, the pit in the strength, stress analysis目 录前言1第一章 活塞连杆组设计方案 2 1.1 活塞组零部件设计方案2 1.2 连杆组零部件的设计方案 3第二章 活塞组零件的参数选择 5 2.1 活塞组的工作条件5 2.2 活塞的设计5 2.3活塞销和活塞销座10 2.4 活塞环和活塞环槽的设计11 2.5 活塞组的重量15第三章 活塞主要零件的应力分析和强度校核 16第四章 连杆组零件参数的选择214.1 连杆的工作情况21 4.2 在设计中应注意的地方21 4.3 连杆的材料214.4 连杆长度的确定224.5 连杆小头的设计224.6 连杆杆身的设计234.7 连杆大头的设计244.8 连杆组的重量及惯性力26第五章 连杆的受力分析和强度校核27结论32参考文献 33致谢 3436前 言自1896年制成了第一台四冲程柴油机。一百多年来，柴油机技术得以全面的发展，应用领域起来越广泛。大量研究成果表明，柴油机是目前被产业化应用的各种动力机械中热效率最高、能量利用率最好、最节能的机型。装备了最先进技术的柴油机，升功率可达到3050kWh/L，扭矩储备系数可达到0.35以上，最低燃油耗可达到198g/kWh，标定功率油耗可达到204g/kWh；柴油机被广泛应用于船舶动力、发电、灌溉、车辆动力等广阔的领域，尤其在车用动力方面的优势最为明显，全球车用动力柴油化趋势业已形成。在美国、日本以及欧洲100%的重型汽车使用柴油机为动力。 在欧洲，90%的商用车及33%的轿车为柴油车。在美国，90%的商用车为柴油车。在日本，38%的商用车为柴油车， 9.2%的轿车为柴油车。据专家预测，在今后20年，甚至更长的时间内柴油机将成为世界车用动力的主流。世界汽车工业发达国家政府对柴油机发展也给予了高度重视，从税收、燃料供应等方面采取措施促进柴油机的普及与发展。我国柴油机产业自20世纪80年代以来有了较快的发展， 随着一批先进机型和技术的引进，我国柴油机总体技术水平已经达到国外80年代末90年代初水平， 一些国外柴油机近几年开始采用的排放控制技术在少数国产柴油机上也有应用。最新开发投产的柴油机产品的排放水平已经达到欧1排放限值要求，一些甚至可以达到欧3排放限值要求科技部、中国内燃机、中国汽车工程学会、大众汽车公司以及国内柴油机生产企业等国内外知名汽车专家们呼吁：应当用一分为二的观点来看待各种车用动力的发展，以完善的法规、科学的政策引导车辆的使用， 以是否满足标准限值作为衡量一个产品能否在市场销售的唯一标准，有效发挥各种车用动力形式在不同运输环境中的作用。我国柴油机技术的攻关重点应放在电控技术、排放后处理技术、整机开发和匹配技术等关键技术研究和材料开发上；提高柴油品质，为各类柴油机新技术的应用奠定基础；把高速公路使用8吨以上柴油载货车作为我国柴油车发展的重点，并为发展柴油轿车做好前期准备。第一章 活塞连杆组设计方案1.1 活塞组零部件设计方案 活塞是柴油机重要的运动件之一。它的功用是将燃气的爆发压力通过连杆传给曲轴，进而使柴油机对外作功。活塞在很严酷的条件下工作，它承受着很高的机械负荷和热负荷，要保证柴油机工作可靠、性能良好、活塞必须满足以下要求： 1.摩擦损失较小，而耐磨性较高，尤其使第一道槽要耐磨。 2.有足够的强度和刚度，但质量应尽量轻，以适应柴油机的高速性能。 3.有较小的合理的活塞裙部和气缸体的工作间隙、正确的几何形状，以保证柴油机较小的运转噪音。 4.有良好的散热能力。活塞顶外表面所接受的热量少，而传入活塞的热量又能及时散出，并尽量减少活塞由于各部分受热不均匀而产生的热应力。 为了满足上述这些活塞设计的要求，要从活塞的各个方面来进行综合考虑，以达到良好的效果。一、活塞头部 活塞头部和气缸壁采用较小的间隙，以减少窜气损失，并使活塞环的温度较低。为了防止活塞与气缸体咬合，在活塞头部火力岸表面上车出退让槽。这样做的目的是槽中积炭后能吸附润滑油，在失油时候能防止活塞与气缸体咬合，从而避免拉缸。二、燃烧室 采用直接喷射式型燃烧室。由于在气缸盖的设计上喷油器偏离气缸中心线布置，所以燃烧室也要相应的偏离气缸中心线一点距离。这样的设计是有好处的，可以获得较大的气门直径，加强气缸盖鼻梁区的冷却合提高其强度。三、活塞销座 活塞销座的结构设计必须和活塞销设计同时考虑。销座应有足够的强度和刚度，使其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破裂，同时要有足够的承压表面和较高的耐磨性。 活塞销座和活塞销采用飞溅润滑，喷嘴喷油冷却活塞时候，有一部分机油喷到销座和活塞销之间，使活塞和销座得到可靠的润滑。四、活塞销 活塞销承受着气体压力和活塞惯性力，这些力的大小和方向在柴油机工作时候随曲轴转角进行周期性变化，这种承载情况使活塞销产生疲劳破坏。为了增加活塞销的强度和刚度，只有增加壁厚。但壁厚过大会增加活塞的重量，所以需要综合考虑。五、活塞环 要保证活塞环可靠工作，就必须采用热稳定性好、力学性能高和耐磨性好的材料，同时还要选择合理的结构。为提高第一道气环在高温时的抗结胶能力，第一环采用桶面梯形环。第二道气环采用锥型环。第三环用带螺旋衬簧的刮油环。1.2 连杆组零部件的设计方案 连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷。在设计时候应遵循以下的原则： 1.在保证具有足够强度和刚度的前提下，尽可能减轻重量，以降低惯性力； 2.尽量缩短长度，以降低发动机的总体尺寸和总重量； 3.结构简单，尺寸紧凑，可靠耐用； 4.大小头轴承工作可靠，耐磨性好； 5.连杆螺栓疲劳强度高，连接可靠； 6.易于制造，成本低。 很显然，为了增加连杆的强度和刚度，不能简单地依靠加大结构尺寸来达到，因为连杆重量的增加使惯性力增加。必须从材料选用、构形设计、热处理及表面强化等方面采取措施。一、连杆小头 小头采用圆环形的结构形式，这种形式的优点是构形简单，制造方便，材料能、充分利用。小头的润滑采用在小头上方开集油孔的方式，靠曲轴箱中飞溅的油雾来润滑。二、连杆杆身 连杆杆身必须有足够的断面积，并消除产生应力集中的因素。为了在较小的重量下得到较大的刚度，采用“工”字型的杆身断面。“工”字型截面的长轴处于连杆的摆动平面内。杆身与小头和大头用较大的过渡半径连接，用来减小过渡处的应力。三、连杆大头大头的结构形式采用切口角45的斜切口，这样做有很多好处，在满足活塞连杆组能从气缸装拆的条件下，可以增大曲柄销直径。同时减小了连杆螺栓承受的惯性拉伸负荷。大头的定位方式采用舌槽定位，这样可以提高结合处的刚度，缩小连杆螺钉孔之间的跨距与减小螺钉尺寸。第二章 活塞组零件的参数选择2.1 活塞组的工作条件 一、机械负荷 活塞组受到气体压力P、往复惯性力Pj，及侧压力PN的周期性冲击力的作用。目前，强化柴油机的最高爆发压力Pz已达140kgf/cm2，使活塞产生很大的机械应力和变形。 二、热负荷活塞顶面承受瞬变高温燃气的作用，燃气最高温度可达18002600，所以活塞顶温度很高，而且温度分布很不均匀。尤其是在直接喷射式柴油机活塞顶上都有相当深的凹坑，活塞实际受热面积大大增加，其热负荷更加严重。热负荷是发动机强化的一个重要障碍。活塞温度过高将有以下不良影响:（1）活塞的热应力和热变形过大。 （2）温度超过300-350时，铝活塞材料的强度急剧下降。 （3）第一道环槽温度超过180220时，易引起润滑油变质结胶，致使活塞环卡死。三、活塞高速滑动，润滑不良活塞在侧压力作用下，在气缸内高速滑动，而缸壁一般均靠飞溅润滑，因此润滑条件差，磨损严重，易使活塞和活塞环磨损失效。2.2 活塞的设计2.2.1 应着重解决的问题 鉴于活塞工作条件的严酷，在设计活塞的结构时，要针对某一方面进行合理的设计，并且要综合考虑。以使活塞有较高的抗机械负荷和热负荷的能力，使其长时间处于良好的工作状态。具体应着重解决以下问题： 1、改善活塞顶及第一环的工作条件，防止顶部热裂和环粘结、卡死和过度磨损。 2、改善活塞销和销座的实际承载能力，减少磨损，防止破裂。3、确定合适的裙部外型和热膨胀控制措施，提高裙部承载能力和减小配缸间隙，改善磨损并使运转平稳。2.2.2 活塞的材料本设计活塞的材料采用硅的质量分数为1113的共晶硅铝合金。这种材料中加入的硅可使线膨胀系数降低，并提高了耐磨性、耐热性和改善铸造性能。所以这种材料的活塞线膨胀系数小，质量轻，强度和刚度适中，热稳定性好，耐磨性好，在中等温度下抗疲劳性好，体积稳定性好。2.2.3 活塞头部的设计活塞头部包括活塞顶和环带部分，其主要功用是承受气体压力，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，活塞的设计要点是： 1.尺寸尽可能紧凑，因为一般压缩高度缩短一个单位，整个发动机高度可以缩短1.52个单位，并显著减轻活塞重量。而压缩高度则直接受头部尺寸的影响。 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，为活塞的正常工作创造良好的条件，并避免顶部热疲劳开裂。3.保证它具有足够的机械强度和刚度，以避免开裂和产生过大变形。一、主要尺寸的选择要点1活塞高度H1）活塞高度取决于下列因素;（1）对柴油机高度尺寸的要求（与柴油机用途有关）（2）转速n；（3）燃烧室形状及尺寸；（4）活塞裙部承压面积。 应在保证结构布置合理和所需的承压面积条件下，尽量选择较小的活塞高度。2）目前发展趋势：不断缩短活塞高度，特别是高速柴油机。近十年来，由于成功地减活塞环数目，使活塞高度H缩短约10%。 2 压缩高度H1 压缩高度H1，决定活塞销的位置。H1取决于第一道活塞环至顶面的距离h、环带高度H5及上裙高度H4。在保证气环良好工作的条件下，宜缩短H1，以力求降低整机的高度尺寸。H1/D 3顶岸高度h（即第一道活塞环槽到活塞顶的距离） 1）h越小第一道环本身的热负荷也越高。应根据热负荷及活塞冷却状况确定h，使第一道活塞环约工作温度不超过允许极限（约1802200）。2)在保证第一道环工作可靠的条件下，尽量缩小h，以力求降低活塞高度和重量。3)h/D的一般范围如下：高速桨油机铝活塞 0.140.20组合活塞 0 .070.20 4.活塞环的数目及排列 1)括塞环数目一般为: 高速机 气环23道，油环12道; 中速机 气环34道，油环2道(少数用一道)2)发展趋势：减少环数。目前中小型高速柴油机采用三环结构(二道气环、一道油环)的日益增多，并已开始应用双环活塞。近代中速柴油机采用四道环。环数减少后，须从活塞及活塞环的结构上采取措施，以确保良好的密封性能和防窜油性能。 3)油环布置：采用一道油环时，油环装在销孔上方。 采用二道油环时，一般是在销孔上方和活塞底下部各布置一道油环，但也有的大缸径柴油机活塞，二道油环均装在销座上部，这既能减少机油窜入燃烧室，又保证裙部有比较充分的润滑。 5环槽尺寸 环槽的轴向高度(名义尺寸)等于活寒环的轴向高度b。十 环槽底径D取决于活塞环的背面间隙(即活塞环内圆面与环槽底之间的间隙)，背盈大小与活塞的热膨胀有关，并对环的背压有一定影响。D可按下式估算气环槽 D = D(2tKD) +0.5(mm)油环槽 D = D(2tKD) +1.5(mm)式中 D活塞名义直径； t活塞环的径向厚度； K系数，铝活塞K=0.006，铸铝活塞K=0.004。 环槽底部的过渡圆角一般为0.20.5mm。6环岸高度1）第一环岸(第一道气环下面的环岸)温度较高，承受的气体压力最大，又容易受环的冲击而断裂。所以第一环岸高度h1一般比其余环岸高度要大一些。 2）必须保证环岸有足够的机械强度，并进行验算。 3）环岸高度的范围铝活塞高速机 h1/D=0.040.06 高速大功率 h1/D=0.040.06钢顶组合括塞h1/D=0.0250.035 7活塞顶厚度各是根据活塞顶部应力、刚度及散热要求来决定的，小型高速柴油机的铝活塞，如满足顶部有足够的传热截面，则顶部的机械强度一般也是足够的。热应力随活塞顶厚度增加而增大，活塞顶厚度(特别是钢顶)只要厚到能承受燃气压力即可。s的一般范围 小型高速 h1/D=0.040.06高速大功率h1/D=0.040.06钥顶组合活塞h1/D=0.040.06铸铁活塞h1/D=0.040.06 图2-1 活塞的部分主要尺寸二、燃烧室本设计采用型的燃烧室。燃烧室的形状和尺寸：1、根据喉口侧面角，可将型的燃烧室分成开口型(90)，直口型(=90)及收口型(90)三种，收口型较小（一般/D=0.50.65）本设计采用=90的直口型，因为喉口的热负荷很高，这样做是为了防止喉口开裂，便于制造。一般/D=0.50.65，取/D=0.55，即=50mm2、在型的燃烧室的底部设计一隆起的凸尖，这样是为了帮助形成涡流及使燃烧室与油束相配合。这里应特别注意的是油束和燃烧室的正确配合，油束射程不足或过大都会使混合不均匀，影响排烟极限。3、燃烧室、喷油器和气缸最好是同心布置，但由于本次设计的特殊情况，将燃烧室中心线向喷油器的一侧偏离。一般偏移量0.1,即10,取e=5mm。燃烧室的尺寸如图2-2所示。 图2-2 燃烧室的主要尺寸2.2.4 活塞裙部的设计裙部主要起导向作用，并承受气体侧压力。设计活塞裙部时，必须注意保证裙部在工作时具有正确的几何形状，以期得到小的比压，有利于防止拉缸。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，也不因间隙过小而在气缸中咬住，导致事故。因此，活塞裙结构设计中的基本思想时如何在发动机不同工况下始终保持它与气缸有最合适的间隙。1裙部长度H21）选取H2应使裙部比压在许可范围之内。2）H2/D的一般范围如下：高速柴油机0 .650 .68 中速柴油机 1.01.1综合考虑取0.78，即裙部长度为78mm。3）上、下裙长应有恰当的比例，上裙长度H4过小，易产生尖峰负荷，造成活塞拉毛及擦伤。一般的比例如下：H3=(0.650.75)H2 9裙部壁厚bo 铝活塞(包括钢顶铝裙的组合活塞)裙部最小壁厚一般为(0.030.06)D。薄壁裙部对减轻活塞重量有利，但又需保证裙部有足够的刚性，则可没置加强筋 (7-1)计算。 二、销孔中心的位置 要合理的决定销孔中心线在裙部的位置，使分配在活塞销中心线的上、下裙部比例恰当，以避免活塞倾斜而引起活塞局部的剧烈磨损，活塞下裙的长度一般为整个裙部长度的60%70%，取下裙长度为46mm，为活塞裙部长度的60%。三、裙底部缺口（喷油嘴避让口）的设计 图2-3 裙底部缺口的尺寸 图2-3为其结构简图。具体尺寸确定过程如下：已知数据：喷油嘴到曲轴中心线的距离 喷油嘴的直径d=12mm 缸套底部距曲轴中心线的距离 活塞在下止点时到曲轴中心线的距离由这些数据可得到活塞露出气缸套的长度为，喷油嘴进入活塞的高度为。由此数据设计出了图2-3所视的缺口的尺寸。四、裙部与缸套的配合间隙1、裙部受力和变形分析 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，裙部被压扁。 其次，由于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。 再次，由于温度升高引起的热膨胀，其中销座部分因壁厚较其他部分要厚，所以热膨胀比较严重。这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，使得裙部截面的形状变成“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。这种现象尤其是受热膨胀影响比较大。为了避免拉毛现象，在活塞裙部和缸套之间要预先留出较大的间隙。当然如果间隙太大，又会造成敲缸现象。2、活塞裙部的形状和配合间隙的确定 棕上所述，要把活塞裙部的断面设计成与裙部变形相适应的形状。为了使裙部在工作时与气缸之间有合适的间隙，要预先把裙部横截面制成长轴是在垂直于活塞销中心线方向上的椭圆形。 在裙部不同高度的各个地带采用不同的椭圆度，并随各个地带热胀的大小和方向、刚度以及所受载荷的大小的不同而变化。 裙部在轴线上设计成抛物线形，这种形状不仅适应活塞的温度分布，而且能保证裙部有良好的润滑条件及较高的承载能力。活塞和气缸的配合间隙和椭圆度如图2-4所示。图2-4 活塞的配缸间隙2.3 活塞销和活塞销座2.3.1活塞销的设计活塞销承受气体压力和活塞组惯性力的作用，这些力的大小和方向，在发动机工作时是随曲轴转角做周期性变化的。这种承载情况易使活塞销产生疲劳破坏。在设计活塞销时应使销具有足够高的机械强度和耐磨性，同时还要有较高的疲劳强度。本设计是高速柴油机，所以活塞销的质量要尽量轻，以减小往复运动惯性力。活塞销直径d和销座问隔b d和B的选择主要是考虑活塞销座的承载压力及活塞销的刚度间题，应满足下列要求: 1）选择d 和B时应验算销座比压和连杆小头轴承比压，使这两项平均比压均在允许范围之内。2）校检活塞销的弯曲变形和椭圆变形，d的选取应保证活塞销的变形在许可范围内。3）d的一般范围中小型高速柴油机，一般d/D8kgf/cm2)，保证油环与气缸壁均匀而稳定的贴合，能减小磨损和降低机油消耗量。同时在环的工作表面镀Cr,提高它的耐磨性和抗腐蚀性。2.4.3 活塞环和环槽的参数选择一、活塞环的参数活塞环的主要参数包括轴向高度h，径向厚度t，自由开口间隙s，闭口间隙。轴向高度h的选择可参考经验所统计的数据来选择，润滑条件越好，转速越高，则h值选的小点。采用薄环的优缺点是：减低活塞高度和重量；减少摩擦损失和环对环槽的冲击；对气缸不均匀磨损的适应性好。同时它也有自己的缺点：易于折断；影响活塞散热；制造较困难。所以环的高度不能做的太低。 图2-8 活塞环的尺寸及配合间隙1、第一道气环 尺寸如图2-8所示。根据经验确定梯形环在基准直径上的轴向高度h=2.72mm。 一般对于缸径D=80150mm的柴油机，D/t=2228，取D/t=22，则t=4.6mm。因为此道环是球墨铸铁，对于这种材料S/D=0.080.10，取S/D=0.10，则开口间隙S=10mm。闭口间隙=0.005D=0.5mm。2、第二道气环 选轴向高度h=2.5mm，D/t=22，则t=4.6mm。 对于灰铸铁S/D=0.130.14 取S/D=0.13，则开口间隙S=13mm。闭口间隙=0.005D=0.5mm。3、油环根据同类型机的经验数据确定轴向高度h=5mm。取D/t=22，则t=4.6mm。 对于灰铸铁S/D=0.130.14 取S/D=0.13，则开口间隙S=13mm。闭口间隙=0.005D=0.5mm。二、环槽与活塞环的间隙 活塞环在环槽中运动，因此在环槽的径向和轴向方向上，都应该有适当的间隙。轴向间隙不能过大，因为当环在环槽中上下运动时，环和环槽之间发生碰撞。间隙大，碰撞也大。增加可环和槽的机械负荷。此外，间隙大也不利于密封。同一台发动机上，由于各处温度不同，各道环与槽的端面间隙是不相同的，在上面的环靠近燃烧室，温度较高，其值应取大一些。 高速发动机的活塞环，随发动机形式和缸径的不同，端面间隙一般在下列范围：第一环=0.080.20 ， 取=0.09 mm；第二环=0.060.15 ， 取=0.08 mm；油环=0.030.08 ， 取=0.03 mm；对于径向间隙，其一般范围是：气环：，取第一、第二环的径向间隙均为0.5mm；油环：，取其为0.8mm。2.5 活塞组的重量 对于四冲程的铝合金活塞，活塞的比重量是，估算取1.1，即活塞重量为1100g,再加上活塞销和活塞环等的重量，取活塞组的重量为1300g。第三章 活塞的应力分析和强度校核活塞平均速度 ： 其中S活塞行程 n转速活塞平均有效压力：其中 根据平均有效压力查表估计出活塞上的最高爆发压力为一、活塞的校核 图3-1 活塞顶的厚度1、活塞顶的机械应力 如图3-1所示，活塞顶的底部有加强筋，所以机械应力的许用值是。由此知活塞顶的机械应力强度是可靠的。2、对第一环岸进行校核 弯曲应力：剪切应力： 总应力： 其中 对于像本设计的的铝合金活塞，许用总应力，所以第一环岸的强度足够。3、裙部比压最大侧压力：裙部比压：其中裙部比压允许值为58 ，故在允许的范围内，是安全的。4、活塞销座比压 其中 。 允许值为，故在允许的范围内。是安全的。二、活塞销的受力与校核1、活塞销的最大剪切应力活塞销的最大剪切应力出现在销座和连杆小头之间的截面上。其值按下面的公式计算：其中 。其中 ； 。则 可得到： 其中的尺寸如图3-2所示。 图3-2 活塞销的计算简图活塞销材料选用15Cr3。其弹性模量为下列计算所用到的尺寸请参照上图3-2。2、弯曲变形： 许用弯曲变形 ，故弯曲变形在允许的范围内。3、椭圆变形 许用的椭圆变形 故椭圆变形在允许的范围内。4、纵向弯曲应力 5、横向弯曲应力 6、总应力许用总应力为 ，故总应力在允许的范围内，是安全的。三、活塞环的校核1、校核气环：（1）对于第一道气环，其最大弯曲应力是： 对于球墨铸铁，取弹性模量E=180GPa 活塞环的许用应力，故弯曲应力在允许范围内。活塞环的弹力：（1）对于第二道气环，其最大弯曲应力是：对于灰铸铁，取弹性模量E=100Gpa 活塞环的许用应力，故弯曲应力在允许范围内。 活塞环的弹力： 环的套装应力是： 因装环时常采用手工安装，取m=1.57；许用套装应力，故套装应力在允许范围内。第四章 连杆组零件参数的选择 4.1 连杆的工作情况 连杆组的功用蚀将作用在活塞上的气体压力传给曲轴，并将活塞的往复运动变成曲轴的旋转运动，连杆大头与一起作旋转运动，连杆杆身作复杂的平面运动。 连杆主要承受以下载荷：1、由连杆力Pcr引起的拉压疲劳载荷。 式中 Pg气体作用力； Pj活塞连杆组的往复惯性力； 连杆摆角。 2、在连杆摆动平面内，由连杆力矩引起的横向弯曲载荷。 3、由于压入连杆衬套，拧紧连杆螺栓，压紧轴瓦等产生的装配静载荷。 此外，连杆还可能承受由于加工不准确，承压面对连杆轴线不对称等引起的附加弯曲载荷。4.2 在设计中应注意的地方 根据以上分析可知，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足够的疲劳强度和结构刚度。如果强度不足，就会发生连杆螺栓、大头盖和杆身的断裂，造成严重事故。4.3 连杆的材料 本设计连杆的材料采用39Cr5中碳Cr合金钢，这种采用优点是成本较低，对应力集中不是很敏感，所以模锻后非配合表面就不太可能引起连杆杆身断裂的危险。4.4 连杆长度的确定 连杆长度是设计时应慎重选择的一个结构参数，它一般用连杆比来表示，即。连杆长度越短，即越大，可降低发动机的高度，减轻活塞件重量和整机重量，能很好的适应发动机的高转速。但的增大使二级往复惯性力及气缸侧压力增大，并增加曲轴平衡块与活塞、气缸套相碰的可能性。 所以为使发动机的结构紧凑，最合适的连杆长度应该是，在保证连杆及相关机件在运动时不与其他机件相碰的情况下，选取最小的连杆长度。对于缸径S120mm的高速柴油机来说，值一般在0.270.30之间，又考虑到柴油机其他零件的设计，所以取连杆长度为216mm，即值为0.278，在此范围内，是可取的。 图41 连杆小头的尺寸 4.5 连杆小头的设计 一、小头结构形式小头采用薄壁圆环型结构，它的形状简单，制造方便，材料能充分利用，受力时应力分布较均匀。小头到杆身的过渡采用单圆弧过渡。其结构如图4-1所示。二、小头尺寸小头的主要尺寸为小头内径d1，小头外径d2 ,小头宽度b1,衬套内径的d。由于衬套内径d要和活塞销相配合，所以其公称直径是28mm。 衬套的厚度一般是=（0.040.08）d。选=0.05d=2，即为2mm，所以小头的内径d1为32mm。 小头外径d2的选取范围一般是d2=（1.21.4）d1 ，取d2=1.37d1=46mm。 小头宽度b1取决于活塞销间隔B和销座与连杆小头的端面间隙。在确定小头的宽度时候，应使小头与活塞销座之间每侧都留约12mm的间隙，用来弥补机体、曲轴、活塞和连杆等零件在轴向尺寸上可能出现的制造误差和由于热膨胀所引起的轴向相对位置的变化。应该尽量使小头具有足够的承压面积，以便使小头孔与活塞销之间相互压紧的单位面积压力不超过许用值。一般小头宽度b1的范围是b1=（0.91.2）d， 取b1=0.98d=34.2mm，这样小头宽度和销座之间每侧的间隙为1.4mm。三、连杆衬套 为了减小活塞销对连杆小头的磨损，应在小头内装入衬套。1、衬套的材料 衬套大多用耐磨锡青铜铸造，本设计采用铅青铜，其优点是强度较高，耐磨性好，使用与热负荷比较大的柴油机。2、衬套与小头孔的配合 衬套与连杆小头孔为过盈配合，常用的配合为jd、je、jb3、jc3等。过盈太大会使材料屈服而松动，太小会造成压配松动，使衬套与小头孔可能会相对转动。小头孔的直径设计为mm，确定衬套与小头孔的过盈量为0.0330.06mm，则衬套外径尺寸为mm。 衬套与活塞销的配合间隙应尽量小，以不发生咬合为原则。青铜衬套与活塞销的配合间隙大致在（0.00040.0015）d的范围内，即0.0140.053mm，由于此设计选用全浮式活塞销，故可使销和衬套的间隙梢大，选用0.0300.060mm，即衬套的内径为mm。3、衬套的润滑 在小头上方开机油孔，靠机体上的喷油嘴喷出的油冷却活塞的同时，一部分油通过孔流入衬套，达到冷却的效果。4.6 连杆杆身的设计 连杆杆身在膨胀行程中承受作用在活塞上的气体压力的压缩作用，在吸气行程中承受往复惯性力的拉伸作用，当连杆受压时，有可能发生不稳定弯曲，此外当连杆作高速摆动运动时还要承受本身的横向惯性力的弯曲作用。实验证明，弯曲应力实际上不大。可忽略。 连杆杆身采用工字型截面，工字型截面的长轴位于连杆的摆动平面内。因为工字型截面对材料利用的最为合理，所以应用的也很广。 从锻造工艺方面看，工字型截面两臂过薄和圆角半径过小都是不利的。因为这种连杆锻造时变形比较大，就有可能产生锻造裂纹的危险，特别时在工字型截面两臂边缘上更易出现裂纹。此外，锻造这种连杆时磨具磨损也较大。具有边缘厚并倒圆的工字型截面时比较有利的。 工字型截面的长轴y-y处于连杆的摆动平面内，使杆身截面对垂直与连杆摆动平面的x轴的惯性矩Jx大与对位于摆动平面的y轴的惯性矩Jy，一般Jx=(23)Jy，这样符合杆身实际受力情况，并有利于杆身向大、小头过渡。 连杆杆身的最大应力一般发生在杆身与大、小头圆角过渡处，最大压应力发生在杆身中部。 考虑上面所述，综合考虑，确定出下列尺寸： 连杆杆身横截面的形状如图4-2所示