内燃机的活塞连杆组设计【7张CAD高清图纸和文档】【YC系列】
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YC系列
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烟台大学文经学院毕业设计第一章 绪论 内燃机的不断改进，是建立在主要零部件性能与寿命不断改进和提高的基础上的，随着发动机强化程度的提高、功率与转速的增加，对零部件的要求不断提高。直喷、涡流式柴油机活塞的工作环境很恶劣，活塞的结构影响活塞的温度分布与热应力分布，所以有必要对活塞的结构和性能作出预测与改进，连杆的承载能力也是研究的方向。第一节 内燃机活塞连杆组的意义 内燃机的发明带动了经济的发展，给世人在距离上带来极大的便利，使人与人之间的距离缩短。 活塞是发动机的心脏，为内燃机的运转提供动力，汽车的动力、经济、环保性，是建立在活塞的改进上，活塞燃烧室的不同促使燃料的燃烧率不同，工作的行程不同使内燃机的功率也就不同。发动机就是一个能量转换机构，是将柴油或天然气的热能，通过在密封气缸内燃烧气体膨胀时，推动活塞作功，转变为机械能。发动机所有结构都是为能量转换服务的，活塞是启动系统，连杆是推动系统的一部分，所以说活塞连杆是内燃机的重要部件，活塞伴随着发动机走过了100多年，在设计、制造、工艺还是在性能、控制都有很大的提高，但其基本原理仍然没有改变，在这个创新的年代，发动机设计者们，不断地将最新科技与发动机融为一体，把发动机变成一个复杂的机电一体化器件，然而活塞连杆性能达到近乎完善的程度，在世界著名发动机厂家将活塞的性能与洁净的作为竞争亮点，现在的发动机不仅注重汽车动力的体现，而且注重能源消耗、尾气排放等与环境保护相关的方面。在快速发展的社会里，也能是人们呼吸较为新鲜的空气。 第二节 国内外的发展趋势 内燃机的发展水平取决于其零部件的发展水平，而内燃机的发展水平是由生产制造技术等因素来决定的。也就是说，内燃机的零部件的制造技术水平，对主机的性能、寿命及可靠性有决定性的影响。进入21世纪后，科学技术的发展会异常迅猛，新设备的研制周期将越来越短，因此新世纪内燃机制造技术必将形成迅速发展的局面。 活塞是内燃机上最关键的零件，它在高温高压下承受反复交变的载荷，被称为内燃机的心脏，不同的行业对内燃机的活塞连杆组要求不同，它已成为制约内燃机发展的一个突出问题。活塞型面和活塞销座的改变、活塞顶部的增厚、活塞高度的缩短等，正逐渐向“矮胖”方向发展，为了提高刚性，发动机的整个高度在缩短变“矮”主要措施是缩短活塞裙部和减少环槽数，后者可使压缩高度减小发动机本身在不断强化，所以活塞的性能必须相应增强变“胖” 主要是指各部分的壁厚都在不断增加，过渡圆角处的r也在增大因为发动机的转速增加，活塞必须减轻重量，以减小惯性力尽管壁厚在增大，活塞的整个重量却在不断减轻，整个活塞高度缩短所引起的重量将大于因壁厚增加引起的增重。由于活塞结构变“矮胖”，使活塞的表面积对于整个体积来说比例缩小了，所以不利于活塞的散热。为保证活塞不被烧熔和正常润滑，除了在设计方面必须采取一些措施外，以减轻其热负荷；活塞在制造方面也必须有所改变和提高，如活塞的材料、铸造和机加工，以满足其对热负荷的要求。另外，还通过对活塞进行一些表面处理来提高储油性，改善润滑条件。连杆机构构件运动形式多样，可实现转动、摆动、移动和平面或空间复杂运动，从而实现已知运动规律和已知轨迹。低副面接触的结构使连杆机构具有以下一些优点：运动副单位面积所受压力较小，面接触便于润滑，故磨损减小；制造方便，易获得较高的精度；两构件之间的接触是靠本身的几何封闭来维系的，它不像凸轮机构有时需利用弹簧等力封闭来保持接触。平面连杆机构的缺点是：只能近似实现给定的运动规律或运动轨迹，且设计较为复杂；当给定的运动要求较多或较复杂时，需要的构件数和运动副数往往较多，这样就使机构结构复杂，工作效率降低，不仅发生自锁的可能性增加，而且机构运动规律对制造、安装误差的敏感性增加；机构中作复杂运动和作往复运动的构件所产生的惯性力难以平衡，在高速时将引起较大的振动和动载荷，故连杆机构常用于速度较低的场合。 随着连杆机构设计方法的发展，电子计算机有关设计软件的开发，连杆机构的设计速度和设计精度有了较大的提高，而且在满足运动学要求的同时，还可考虑到动力学特性。特别是微电子技术及自动控制技术的引入，多自由度连杆机构的采用，使连杆机构的结构和设计大为简化，使用范围也更为广泛。 第三节 研究的内容 这次研究的内容是：先分析内燃机的机构与原理其目的是为表明活塞工作的环境及所受到的力，再次在495柴油机基础上加大了活塞的工作行程，改球形燃烧室为W形燃烧室，使其动力性与经济性都有所提高。由于工作行程的加大，平衡性变差，噪音与震动加大，在设计时对其采取一定的措施。燃烧系统采用直喷型。符合当今低速汽车对转速及功率的需求方向的迅速发展，又使研究员更加注重发动机结构的改进。活塞作为发动机的心脏，是一种技术含量比较高的零部件。在本次设计中虑到495柴油机主要应用于农业生产中的中小型机。通过参数及工艺性能的控制可使燃油消耗率保持在245g/kW.h以内。本文着重讨论了活塞连杆组部位的设计要求及特点。主要任务是设计495柴油机的活塞连杆组，首先根据柴油机的性能指标对柴油机主要的性能参数进行了选择。然后在参照495柴油机的活塞连杆组进行结构设计。在阐述活塞连杆组设计过程的同时也对主要零部件的设计要点作了总结，本说明书中重点论述了495柴油机活塞连杆组的设计依据与设计过程。 第二章 内燃机的结构原理简介 发动机是将某种形式的能转换为机械能的机器。是将液体或气体的化学能通过燃烧后转化为热能，再把热能通过膨胀转化为机械能并对外输出动力。现如今许多动力机构的动力来自发动机。第一节 内燃机的机构 内燃机是由许多机构和系统组成的机器。汽油机还是柴油机；四行程还是二行程发动机；单缸还是多缸发动机。要完成能量转换，实现工作循环，保证长时间连续正常工作，都必须具备以下一些机构和系统。 曲柄连杆机构：曲柄连杆机构是发动机实现工作循环完成能量转换的主要零件。它由机体组、活塞连杆组和曲轴飞轮组等组成。在作功时，活塞承受燃气压力在气缸内作直线运动，通过连杆转换成曲轴的旋转运动，并从曲轴对外输出动力。而在进气、压缩和排气行程中，飞轮释放能量又把曲轴的旋转运动转化成活塞的直线运动。 配气机构：配气机构的功用是根据发动机的工作顺序和工作过程，定时开启和关闭进气门和排气门，使可空气进入气缸适时时喷油，充分燃烧后使废气从气缸内排出，实现换气过程。配气机构大多采用顶置气门式配气机构，一般由气门组、气门传动组和气门驱动组组成。 燃料供给系统：汽油机燃料供给系的功用是根据发动机的要求，配制出一定数量和浓度的混合气，喷进气缸，并将燃烧后的废气从气缸内排出到大气中；柴油机燃料供给系的功用是把柴油和空气分别喷入、排进气缸，在燃烧室内形成混合气体并燃烧，最后将燃烧后的气体排出。 润滑系统：润滑系的功用是向作相对运动的零件表面输送定量的润滑油，以实现液体摩擦，减小摩擦阻力，减轻机件的磨损。润滑系通常由润滑油道、机油泵、机油滤清器和一些阀门等组成。 冷却系统：冷却系的功用是将受热零件吸收的部分热量及时散发出去，保证发动机在最适宜的温度状态下工作。水冷发动机的冷却系通常由冷却油、水泵、风扇、水箱、节温器等组成。 点火系统：气缸内的可燃混合气是靠电火花点燃的，因此在汽油机的气缸盖上装有喷油器，喷油器头部伸入燃烧室内。能够按时在喷油器电极间产生电火花的全部设备称为点火系，点火系通常由蓄电池、发电机、分电器、点火线圈等组成起动系统：要使发动机由静止状态过渡到工作状态，必须先用外力转动发动机的曲轴，使活塞作往复运动，气缸内的可燃混合气燃烧膨胀作功，推动活塞向下运动使曲轴旋转。发动机才运转，工作循环才自动进行。活塞是曲轴机构的重要零件，气体受热膨胀推动活塞上下循环的运动，活塞与连杆连接，所以活塞的上下运动带动连杆上下运动，在其他机构与系统的相互配合下完成内燃机的做功。第二节 内燃机的工作原理 柴油机的运转是按进气过程、压缩过程、燃烧过程、膨胀过程、排气过程的顺序循环反复的。发动机转速为3000r/min左右，额定功率约27kW，符合当今低速汽车对转速及功率的需求方向的迅速发展，又使研究员更加注重发动机结构的改进。根据实习地生产的柴油内燃机型号简述内燃机的工作原理。 表2.1原机型有关参数配置形式4缸排量2.716cc缸径行程98mm90mm功率（kw/r/min)27/3000最大扭矩14.4/2400燃油消耗率（g/(kw.h)）300平均有效压力（kpa)498净质量（kg)37比质量（kg/kw)8.54进气方式增压/中冷汽缸体铸铁汽缸盖整体式铝缸盖排放装置催化转换器排气再循环装置冷却方式水冷、油冷燃油喷射系统电控共轨气门机构双顶置凸轮轴、气门、气缸发动机参数确定:气缸容积：V=2.7L 缸数：n=4 冲程数：=4行程缸径比：S/D=1.45 由公式：V=/4 得行程：S=138mm 缸径：D=95mm 曲柄半径：R=S/2=69mm连杆长度：L=R/=69/0.3230mm表2.1实际工作循环计算选取参数表格 柴油燃料成分C=0.870 H=0.126 O=0.004 柴油低发热值=42860KJ/kg行程缸径比S/D=1.45外界压力=0.1MPa外界温度 =300K压缩比=17.5压缩始点温度=320空气进入气缸的温度升高=6K充气系数=0.9燃烧过量空气系数a=1.7增压器增压比=2.5压力升高比1=1.5示功图丰满系数=0.98平均压缩多变指数=1.36平均膨胀多变指数=1.2机械效率=0.9残余废气系数=0.04一、进气过程从进气门开启到关闭，内燃机吸入新鲜充量的整个过程称为进气过程。为了增加进入气缸的新鲜充量，进气门在吸入上止点前要提前开启，在吸气下止点后应推迟关闭。进气门提前开启的角度称为进气提前角。进气时进气门开启，排气门关闭，活塞由上止点向下止点移动。尽管进气门提前开启，新鲜充量的真正吸入还是要等到气缸中的残余废气膨胀，压力降至低于进气压力后才开启，然后新鲜空气才能吸入气缸，由于进气系统的阻力，进气终点的压力一般小于环境压力，用来克服进气系统阻力。因为进气系统受到发动机高温零件及残余废气的加热，进气终点温度总是高于大气温度。进气过程中进气终点的压力00.095Mpa和温度的范范围为0.08围300430K增压压力： =1.80.1=0.18Mpa增压器出口温度：=300（0.18/0.1）（1.4-1）/1.4=355K进气箱压力： =0.18-0.02=0.16Mpa进气箱温度： =355-40=315K进气终点压力：1.10.16=0.176Mpa进气终点温度：充量系数：二 、压缩过程活塞从下止点向上运动，这时，进气门和排气门均关闭，吸入气缸内的空气受到活塞的压缩，压力提高，温度也随之升高。工作时压缩的程度用压缩比表示。压缩过程的作用是增大做工过程的温差获得最大限度地膨胀比，提高热工转换效率，同时也为燃烧过程创造条件。在柴油机中，压缩后气体的高温还是保证燃烧着火的必要条件。工程热力学中，满足方程为常数的过程统称为多变过程，发动机的压缩过程实际上是一个复杂的多变过程。压缩开始时，新鲜空气的温度较低受气缸壁加热，K，随着工作温度升高，某一时刻与气缸壁温度相同，=K，此后，由于工作温度高于气缸壁温度，向缸壁传热K。因此，在压缩过程中，多变指数是不断变化的。但是在实际的近似计算过程中，常用一个不变的、平均的来代替，只要以这个指数，计算而得到的多变过程，起始点和终点的工作状态与实际压缩过程的初、终状态相符合即可。成为平均压缩多变指数。主要受工作与缸壁间的热交换及工作泄漏情况的影响。增压柴油机的范围为1.351.37，压缩终了的压力和温度可用下式计算，取=8.63Mpa 式中是压缩终了的压力; 是压缩终了的温度；是进气终了的压力； 是压缩比； 是进气终了的温度；是平均压缩多变指数过 表2.3 P和V的关系气缸容积(L)气缸压力(Mpa)0.6560.1760.640.160.750.1850.450.250.30.440.151.120.0494.770.0328.63三、燃烧过程 当活塞压缩到上止点，喷油器向燃烧室喷入雾状柴油，油雾与压缩空气充分混合，形成高温高压的燃气，并开始自行着火燃烧，混合汽膨胀做功，推动活塞向下运动，从而推动曲轴转动，对外输出功。燃烧过程的作用是将燃料的化学能转化为热能，使工作的压力、温度升高。燃烧放出的热量越多，放热时越靠近上止点，热效率越高。柴油机应在上止点前就开始喷油，喷进气缸中的柴油迅速蒸发，而与空气混合，并进驻在气缸中被压缩的具有很高内能的空气的热量而自然。开始燃烧速度很快，而气缸容积变化很小，所以工作的压力、温度剧增，接近于等容过程，接着一面喷油，一面燃烧，燃烧速度缓慢下来，且随着活塞向下止点移动，气缸容量增加，气缸压力基本不变，而温度继续上升，该过程接近于等压过程。燃烧的最高爆发压力取值范围4.514.0(Mpa)及最高温度取值范围18002200（K)。 燃烧爆发压力：=1=1.58.63=12.95Mpa理论空气量：实际空气量：L=1.70.49=0.84(kmol/kg)理论分子变化系数：分子变化系数：空气的定容比热： =19.259+0.0025=19.259+0.0025961=21.662kmol/kg燃烧终点爆发温度：=2000K燃烧产物定容比热： =20.47+19.259(a-1)/a+36+25(a-1)/a =20.47+19.259(1.7-1)/1.7+36+25(1.7-1)2000/1.7 =26.264kmol/kg初期膨胀比：P=1.44四、膨胀过程 膨胀过程时，进、排气门均关闭，高温高压的气体推动活塞，由上止点移动而膨胀做功，气体的压力、温度也随即迅速降低。 膨胀过程中有热交换损失、漏气损失和补燃现象，因此，膨胀过程也是一个多变过程，多变指数是不断变化的膨胀过程初期，由于补燃k。不过，如同压缩过程，为了简便起见，在计算中用一个不变的平均膨胀多变指数代替，只要以这个指数计算的多变过程，其起点和终点的状态与实际膨胀过程始、终状态相似。 柴油机的范围为1.151.28。 取=1.2后膨胀比：=27.51.44=12.15膨胀终点的压力和温度可用下式计算： =12.95=0.647Mpa k式中：是膨胀终点的压力（Mpa); 是最高爆发压力（Mpa)； 是膨胀终点的温度（K); 是最高爆发压力是对应点的温度（K); 是平均膨胀多变指数。五、排气过程 当膨胀过程接近终了时，排气门打开，废气开始靠自身压力自由排气，膨胀过程结束时，活塞由下止点返回上止点移动，将气缸内的废气排出。由于排气系统有阻力，排气终了的压力大于环境压力，压力差-用来克服排气系统的阻力。排气系统阻力越大，排气终了的压力越大，残留在气缸里的废气就越多。排气终了的压力(Mpa)范围为0.1030.108，温度（K）范围为700900排气终了压力：=0.105Mpa排气终了温度：=800K四冲程柴油机的循环过程因压力、温度的不断变化直接影响到活塞的功能与寿命，因此要对活塞组连杆进行分析确定。当柴油机完成排气行程后，在曲轴飞轮总成的惯性力作用下，又重复上述工作循环过程，使柴油机连续运转对外输出功率第三章活塞组的设计发动机铝活塞的结构及工艺设计，选择利用合适的机床加工发动机活塞，通过这次设计，要求熟练掌握并能在实际问题中进行创新和优化其加工工艺过程。第一节 活塞设计的外界因素及影响一、活塞的功用及工作条件活塞是曲柄连杆机构的重要零件，功用是承受燃烧气体压力和惯性力，并将燃烧气体压力通过活塞销传给连杆，推动曲轴旋转对外作功。活塞又是燃烧室的组成部分，是内燃机中工作条件最严酷的零件，作用于活塞上的气体压力和惯性力都是周期变化的，燃烧瞬时作用于活塞上的气体压力很高，如增压内燃机的最高燃烧压力可达1416MPa。而且活塞还要承受在连杆倾斜位置时侧压力的周期性冲击作用，在气体压力、往复惯性力和侧压力的共同作用下，可能引起活塞变形，活塞销座开裂，活塞侧部磨损等。由此可见，活塞应有足够的强度和刚度，而且质量要轻。 活塞顶部直接与高温燃气接触，活塞顶部的温度很高，活塞各部的温差很大，柴油机活塞顶部常布置有凹坑状燃烧室，使顶部实际受热面积加大，热负荷更加严重。高温必然会引起活塞材料的强度下降，活塞的热膨胀量增加，破坏活塞与气缸壁的正常间隙。另外，由于冷热不均匀所产生的热应力容易使活塞顶部出现疲劳热裂现象。所以要求活塞应有足够的耐热性和良好的导热性，小的线膨胀系数。同时在结构上采取适当的措施，防止过大的热变形。活塞运动速度和工作温度高，润滑条件差，因此摩擦损失大，磨损严重。要求应具良好的减摩性或采取特殊的表面处理。二、活塞组的影响随着发动机的动力性、经济性、环保性及可靠性的要求越来越严格，活塞已发展成为集轻质高强度新材料、异型外圆复合型面、异型销孔等多项新技术于一体的高技术含量的产品，以保证活塞的耐热性、耐磨性、平稳的导向性和良好的密封功能，减少发动机的摩擦功损失，降低油耗、噪声和排放。通常将活塞的外圆设计成异型外圆(中凸变椭圆)，即垂直于活塞轴线的横剖面为椭圆或修正椭圆，且椭圆度沿轴线方向按一定的规律变化，椭圆度精度达0.005mm；活塞纵剖面的外轮廓为高次函数的拟合曲线，轮廓精度为0.0050.01mm；为提高活塞的承载能力，以提高发动机的升功率，通常将高负荷活塞的销孔设计成微内锥型或正应力曲面型(异型销孔),销孔尺寸精度达IT4级，轮廓精度为0.003mm。活塞作为典型的内燃机关键零部件，在切削加工方面具有很强的工艺特点。国内活塞制造行业通常是由通用机床和结合活塞工艺特点的专用设备组成机加工生产线，因此，用设备就成为活塞切削加工的关键设备，其功能和精度将直接影响最终产品的关键特性的质量指标。三、活塞的工作条件（1）高温导致热负荷大：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20002500，因而活塞顶的温度也很高，温度分布不均匀有很大的热应力。（2）高压冲击性的高机械负荷：高压包括两面性活塞组在工作中受周期性变化的气压力直接作用，气压力（Mpa)一般在膨胀冲程开始的上止点后达到最大；活塞组在气缸力作高速往复运动，产生很大的往复惯性力。（3)高速滑动：内燃机在工作中所产生的侧向力是比较大的，特别是在短连杆内燃机中。(4)交变的侧压力：活塞上下行程时活塞要改变压力面，侧向力方向不断改变，造成了活塞在工作时承受交变的侧向载荷。四、设计要求 （1）选用强度好、散热性好，膨胀系数小、耐磨；（2）形状和壁厚合理，吸热好、散热好，刚度符合要求，尽量避免应力集中，与缸套有最佳的配合间隙；（3）密封性好、摩擦损失小；（4）重量轻、质量小，尽量减小往复惯性力。五、活塞的材料对活塞设计根据上述的要求，活塞材料应满足下列要求：强度高，即在高温下仍有足够的机械性能，使零件不致损坏；导热性好、吸热性差。以降低顶部与环区的温度，并减少热应力；使活塞与气缸间保持较小间隙；以降低活塞组的往复惯性力，从而减低了曲轴连杆组的机械负荷和平衡配重；有良好的耐磨性，耐磨、耐蚀；公益性好低廉。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、成本高、工艺性好等原因，曾广泛的被作为活塞的材料。但近几年来，由于发动机转速日益提高，工作过程不断强化，灰铸铁活塞因比重大和导热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，约占有灰铸铁的1/3，结构重量约占灰铸铁活塞的5070，其惯性小这对高速发动机具有重大意义。铝合金另一优点是导热性好，其热传导系数约占灰铸铁的34倍，使活塞温度显著下降。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。第二节 活塞的结构整个活塞主要可以分为活塞顶、活塞头和活塞裙3个部分。活塞的主要作用是承受汽缸中的燃烧压力，并将此力通过活塞销和连杆传给曲轴。此外，活塞还与汽缸盖、汽缸壁共同组成燃烧室。活塞顶是燃烧室的组成部分，因而常制成不同的形状.汽油机活塞顶多采用平顶或凹顶，以便使燃烧室结构紧凑，散热面积小，制造工艺简单。凸顶活塞常用于二行程汽油机。柴油机的活塞顶常制成各种凹坑。 一、活塞头部的设计由活塞顶至最下面一道活塞环槽之间的部分称为活塞头。作用是承受气体压力，防止漏气.将热量通过活塞环传给汽缸壁。活塞头切有若干环槽，用以安置活塞环。上面的1、2道槽用来安置气环，下面的3道槽用来安装油环。油环槽的底部钻有若干小孔，可使油环从汽缸壁刮下的多余润滑油经此小孔流回油底壳。（一） 压缩高度的确定活塞压缩高度的选取直接影响发动机的总高度，以及气缸套、机体的尺寸和质量。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： 为了降低压缩高度，应在保证强度的基础上尽量压缩环岸、环槽的高度及销空的直径。1、第一环位置根据活塞环的位置确定活塞压缩高度时，首先须定出第一环的位置，即所谓的火力岸高度。为减小,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。因此火力岸高度选择的原则是：在满足第一槽热载荷要求的前提下，尽量取得小些。一般柴油机=（0.150.25)D,D为活塞直径，该发动机的活塞标准直径D=95，确定火力岸高度为： =0.15D=0.1595=15mm2、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b太小，会致环工艺困难。在小型高速内燃机上，一般气环高b=23mm,油环高b=46mm。该发动机采用三道活塞环，第一和第二环称为气环，第三环为油环。取：=2.5mm ， =2.75mm ， =5mm 。 环岸高度c，应保证它在气压力造成的负荷下不会被破坏。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，其他较小。实际发动机的统计表明:=(1.52.5)，=(12),柴油机接近下限。则 =2=22.5=5mm=1.5=1.52.5=3.75mm 。因此，环带高度 =+ + +=2.5+5+2.75+3.75+5=19mm 。3、上裙尺寸确定好活塞头部环的布置以后，压缩高度最后决定与活塞销轴线到最低环槽的距离，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消弱，同时也不致因销座处材料分布不均匀引起变形，影响油环工作。综上所述，可以确定油环的压缩高度。对于柴油机=（0.60.8）D ，所以， =0.74D=0.7495=70mm则 ： =- =70-15-19=31mm 。二、活塞顶和环带断面（一）活塞顶活塞顶部承受气体压力，是燃烧室的组成部分，其形状、位置、大小、都和燃烧室的具体形式有关，都是为满足可燃混合气体形成和燃烧的要求，活塞顶的形状主要取决于燃烧室的选择和设计。仅从活塞设计的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。非直接喷射式的柴油机正是采用平顶活塞，而这次设计的是凹顶活塞。中小型的柴油机活塞顶的厚度是根据结构考虑决定的，主要从活塞向外传热条件和活塞的刚度出发，一般强度是足够的，通常并不对铝活塞顶部进行强度校核。实际统计数据表明，活塞顶部最小厚度，柴油机为=（0.10.2)D，即=（0.1695）=15mm，活塞顶接近的热量，主要经过活塞环传出。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7080%。经活塞本身传到活塞比的热量占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（一般取r=(0.050.1)D，取0.053D为r=5mm）。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。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。W燃烧室的尺寸是根据活塞的受力情况在球型的基础上进行确定的如下图图3.1燃烧室尺寸（二）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，不让热量多地集中在最高一环，其平均值为=(23) 。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(0.20.5)。 （三）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。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D则更大些，如图3.1所示。 图3.2 环与环槽的配合间隙及环槽结构 图3.3第一环岸的受力情况（四）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p1比下面压力p2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时，p1=0.9，p2=0.2，如图2.2所示。已知=5.5MPa，则：p1=0.95.5=4.95MPa， p2=0.25.5=1.1MPa， 环岸是一个厚c1、内外圆直径分别为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： D=0.95D=0.9595=90mm，环槽深: =0.052D=0.05295=5mm于是作用在岸根的弯矩为： 0.0026 (2.1)而环岸根断面的抗弯断面系数近似等于： =0.472595=1175 所以环岸根部危险断面上的弯曲应力： （2.2）= =0.00555.5(9595)(3.753.75)=21.5 N/mm同理得剪切应力为：t= （2.3） 接合成应力公式为： = 23.44 N/mm （2.4） 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=3040N/,s=，校核合格。三、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。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。 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：。式中D、d分别为椭圆的长、短轴。 小型高速柴油机的铝活塞，在=45o处的半径收缩量：e=0.0450.06mm(一）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。(二）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，则可没置加强筋计算。(三）销孔的位置 一般取销孔高度H5=-=70-26=44mm，这是决定活塞销孔纵向位置的一个条件。考虑到磨损，对柴油机而言，销孔通常是偏向次推力面一侧布置的。偏心量为1mm。四、裙部与缸套的配合间隙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。第四章 活塞销的设计及活塞环和环槽的参数选择 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和销座间隔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。第三节 活塞环和环槽的参数选择 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0s。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。 第一道气环尺寸如图4.4所示。根据经验确定梯形环在基准直径上的轴向高度h=2mm。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0S=0.005D=0.5mm。 图4.4 活塞环的尺寸及配合间隙 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0S=0.005D=0.5mm。 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0S=0.005D=0.5mm。 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。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：=0.30.7，取第一、第二环的径向间隙均为0.5mm； 油环：=1.50.5，取其D为0.8mm。活塞组的重量对于四冲程的铝合金活塞，活塞的比重量是G/=0.91.4g/,算取1.1，即活塞重量为1300g,再加上活塞销和活塞环等的重量，取活塞组的重量为1600g。第五章 活塞的受力活塞的平均速度：Cm=sn/60=(0.1383000)/60=7m/s式中：S-活塞行程 n-转速活塞的平均有效压力： =P/0.785iCm =(2741000)/(0.78510.950.957) =2.18Mpa其中：P-发动机功率 -冲程数 i-汽缸数根据平均有效压力查表估计出活塞的最高爆发压力为10Mpa。第一节 活塞的校核 活塞顶的机械应力 =0.68=0.6875=23.5Mpa3活塞顶的底部有加强筋，所以机械应力的许用值是500kgf/，由此知活塞顶的机械应力强度是可靠的。 第一环岸进行校核弯曲应力：=(3.14-3.13） =75（3.144747-3.143737） =19Mpa剪切应力： =/（3.14） =75/（3.147817） =18Mpa总应力： = =36.2Mpa对于像本设计的铝合金活塞需用总应力=3040Mpa，所以第一环岸的强度足够。 裙部比压在确定裙部长度时，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： q=式中： 最大侧作用力。D活塞直径，mm；H2裙部高度，mm。 活塞在工作中受周期性变化的气压力直接作用，一般在膨胀冲程上止点附近（与竖直方向10）达到最大值，而RZ =p式中： 活塞投影面积； D气缸直径； 气缸内工质的最高燃烧压力（巴，1巴=a），一般柴油机为6090巴。取=75，则： R=58090Noo = =58090 =10248N 则：=0.79D=0.7995=75mm。则：q=10248/(9575)=1.46Mpa=一般发动机活塞裙75部比压值约为0.51.5MPa，所以设计合适。 活塞销座比压: q1=3.14/(2dl) =753.14/(23080) =48.08Mpa其中： d-活塞销直径 l-销座的工作长度允许值为q1=4060Mpa，故在允许范围内安全。第二节 活塞销的受力与校核 活塞销的最大剪切应力出现在销座与连杆小头之间的截面上，其值按下面的公式计算，=0.85P(1+)/（1-）活塞销的尺寸如图图5.1 活塞销的计算简图其中：P=-除活塞销以外的全部活塞组零件的惯性力 =（-)/g(1+)R =(1.6-0.25)/9.8(1+0.3)0.09 =83.22N其中：活塞组重量 活塞销的重量则： P= - =58090-83.22 =58006.7N可得：=0.8558006.7（1+0.3+）/(1-) =7.47Mpa活塞销材料选用20Cr;起弹性模量为：E=198Gpa=202kgf/ 弯曲变形：a=0.8l c=0.12l b=0.4lf=1/60(2a-b)/E/(-) =1/6075(224-12)/202/(-) =0.014mm许用弯曲变形f=0.015D/100=0.01425，在许用的范围内。 椭圆变形量： =（/320）/El/ =(3.14/320)75/(20280)/ =0.0026mm许用的椭圆变形=0.025100+0.5(D-100)/100=0.024mm，股椭圆变形在允许的范围内。 纵向弯曲应力： =（2a-b)d1/(-) =(224-12)7530/(-) =1036kgf/=101.66Mpa 横行弯曲应力： =（3/16）（d1+d2)/l =（33.14/16）75（30+18）/80 =1660kgf/=163Mpa 总应力： =1900kgf/=186.4Mpa许用总应力=150350Mpa,在允许的范围内是安全的。第三节 活塞环的校核 对于第一道气环其最大弯曲应力是，对于球墨铸铁，弹性模量E=180Gqa =0.4E(s/t)/ =0.4180(10/4.6)/(95/4.6-1)/(95/4.6-1) =385Mpa活塞的许用应力=300400Mpa,在允许的范围内。活塞的弹力： Po=0.141E(S/D)/ =0.141180(10/95)/ =0.355Mpa 对于第二道气环其最大弯曲应力是：对于灰铸铁，弹性模量E=100Gpa =0.4E(s/t)/ =0.4100(13/4.6)/(95/4.6-1)/(95/4.6-1) =300Mpa活塞环的许用应力=300400Mpa,故弯曲应力在允许范围内。活塞的弹力： Po1=0.141E(S/D)/ =0.141100(13/95)/ =0.102Mpa环的套装应力是：手工安装，取m=1.57, =(3.9/m)E =(3.91.57)100 =434Mpa许用套装应力=400450Mpa,故套装应力在允许的范围内。第六章 连杆组零件及衬套的设计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：由连杆力Pcr引起的拉压疲劳载荷；在连杆摆动平面内，由连杆力矩引起的横向弯曲载荷；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。Pcr=(Pg+Pj)/cos式中：Pg气体作用力； Pj活塞连杆组的往复惯性力； 连杆摆角。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。第一节 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。第二节 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=R/l。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，又考虑到油机其他零件的设计，所以取连杆长度为187mm，即值为0.278，在此范围内，是可取的。 6.1 连杆小头的尺寸第三节 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6.2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32mm。衬套的厚度一般是=（0.040.08）=0.067d=2，即为2mm，所以小头的内径d1为37mm。小头外径d2的选取范围一般是d2=（1.21.4）d1 ，取d2=1.365d1=50mm。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=1d=32mm，这样小头宽度和销座之间每侧的间隙为2mm。 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。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。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。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时，一部分油通过孔流入衬套，达到冷却的效果。 第四节 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其中截面宽B查表得，B=20mm t=8mm 截面的高H=（1.21.8）B ，取H=1.65B=34mm 6.2 所示连杆杆身横截面形状其中截面宽B查表得，B=20mm t=8mm 截面的高H=（1.21.8）B ，取H=1.65B=34mm 第五节 连杆大头的设计 连杆大头联结连杆和曲轴，要求有足够的强度和刚度，否则将影响薄壁轴瓦和连杆螺栓，甚至整机工作可靠性。为了便于维修，对于像本设计的高速柴油机，连杆必须能从气缸中取出，故要求大头在摆动平面内的总宽必须小于气缸直径，大头的外型尺寸又决定了凸轮轴位置和曲轴箱形状，大头的重量产生的离心力会使连杆轴径、主轴承负荷增大，摩擦加剧，有时还为此还不得不增大平衡重，给曲轴设计带来困难，因此在设计连杆大头时，应在保证强度、刚度的条件下，尺寸尽量小，重量尽量轻。合理确定大头的结构尺寸和形状，就是大头设计的任务。 大头的结构与尺寸基本上决定与曲柄销直径、长度和连杆轴瓦厚度和连杆螺栓直径。所谓的大头设计，实际上是确定连杆大头在摆动平面内某些主要尺寸，连杆大头的剖分形式和定位方式以及大头盖的结构设计。在设计大头构形的时候针对一些薄弱环节，应注意以下问题：1、连杆盖上要设置合适的加强筋，加强筋到螺栓孔支承面处要圆滑过渡。 2、螺栓头支承面和螺母支承面要圆弧过度，避免加工尖角，可采用锻造圆角或圆弧沉割来减少应力集中，但必须尽量提高圆弧沉割处的光洁度。一、连杆大头的剖分形式采用平切口的剖分方式二、连杆大头的定位方式 平切口连杆当承受惯性力拉伸时，沿连杆体与连杆盖的结合面方向作用着很大的横向力，使连杆螺栓承受剪切力。为此必须采用能承受较大剪切力的定位方式，才能保证工作可靠。本设计采用的是螺栓定位。三、连杆大头的主要尺寸（一）大头孔直径D1根据曲轴曲柄销的设计尺寸为55mm，再考虑到轴瓦的尺寸，取D1=60mm （二）连杆螺栓孔中心线中心线应尽量靠近轴瓦，连杆螺栓孔中心距一般为L1=（1.21.3）D1，取L1=1.28D1，即L1=71mm，螺纹外侧边厚不小于24 mm。第六节 连杆组的重量及惯性力 查表95mm缸径的高速柴油机的连杆组重量M约为1800g 根据设计好的图纸估算出连杆的质心的位置C，C到小头的距离是H=118mm。其尺寸如图连杆图所示。则连杆小头的换算质量G和大头的换算质量G2，如下：G=M(L-H)/H=1800(164.5-118)118=709g G2=MH/L=1800118164.5=1291g第七章 连杆的受力分析和校核由于连杆小头与活塞连接，活塞的上下运动促使连杆做摆动、移动，使连杆受力不同。经分析计算受力情况 第一节 连杆小头 最大过盈量：=0.06 工作温度下过盈量的增加： =td1(a-a1)=11037(1.0-1.8 =-0.0325mm 由衬套过盈配合说热膨胀产生的径向均布压力： P=(+)/d() =(-0.06-0.0325)/38(+0.3）/ （2.2）+38(-0.3）/（1.15） =-107.4kgf/=-10.5Mpa 有P引起的小头外表面的应力： =2/（-） =2/（-） =242kgf/=23.7Mpa 活塞组最大惯性力： =/gR(1+) =1.6/9.80.09(1+0.3) =967kgf=98.6N 固定角：= 小头平均半径：r1=(+)/4=（37+50）/4=2.175cm 小头中心截面的弯矩： Mo1=r10.0325sin =9672.1750.0325sin =59kgf/=5.79Mpa 小头固定截面上的法向力： No1=(0.572-008cos) =967(0,572-0.08cos) =591kgf/=58Mpa 小头固定截面上的弯矩： M2=Mo1+No1r1(1-cos)-0.5r1(sin-cos) =59+5912.175(1-cos)-0.59672.175(sin-cos) =550.6kgf.=54.03Mpa 小头固定截面上的法向力： No2=No1cos+0.5r1(sin-cos) =591cos+0.59672.175(sin-cos) =961kgf=98.02N 小头壁厚：h1=(-)/2=(50-37)/2=0.65cm 小头截面积：S1=(-)b1=(50-37)32=4.16 衬套截面积：So1=(-d)b=(37-32)2=0.1 系数: K=E1S1/(E1S1-Eo1So1) =24.16/(24.16+10.1) =0.5 小头受拉时固定截面外表面应力： =2M2+KNo21/(b1h1) =2550.6+0.59611/(320.65) =246.2kgf/=24.16Mpa 小头承受的最大压缩力： Pc=/4+ =753.149595/4+967 =5323.13kgf=542.96N 辅助参数：Mo1/（Pcr1）=0.005 No1/Pc=0.111 小头受压时中截面上的弯矩和法向力： =-0.005Pcr1 =-0,0055323.132.175 =-57.8kgf.cm 小头固定截面外的f()=0.013 小头受压时固定截面处的弯矩和法向力： Mo3=Mo1+No1r1(1-cos)-Pcr1f() =59+5912.175(1-cos)-5323.132.1750.013 =183.6kgm.cm No3=Pcf()+No1cos =5323.130.013+591cos =-226.3kgf=23.08N 小头受压时固定截面处外表面应力： =2Mo3+KNo31/(b1h1) =2183.6+0.5-226.31/(320.65) =69kgf/=6.77Mpa 材料的机械性能 由于材料是39Cr5,取=65kgf/，则： =（0.450.55）=0.51=33.15kgf/=3.25Mpa =（0.70.9）=0.8=26.52kgf/=2.6Mpa =（1.41.6）=1.5=49.73kgf/=4.88Mpa 角系数： =（2-）=（233.15-49.73）=0.333 在固定角界面的外表面：应力幅： =（-）/2 =（246.2-69）/2 =88.6kgf/=8.69Mpa平均应力： =（+2）/2 =（246.2+69+288.6）/2 =246.2kgf/=24.16Mpa 小头安全系数: n=/(/+) =26.52/(88.6/0.5+0.333246.2) =10 因为n=101.5，所以是安全的。 小头截面积惯性矩： J=b1/12=3.2/12=0.073 小头横向直径减小量： =cos()/(EJ) =967cos/(20.073) =9.3cm第二节 连杆大头 大头盖所受惯性力 =（+G)/g(1+)+(G2-G3)/gR =(1.6+0
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