柴油机曲柄连杆机构的设计

1、目 录前 言2第一章 柴油机总体设计方案41.1 高速柴油机设计的要求41.2 柴油机设计的内容41.2.1 高速柴油机用途的确定41.2.2 柴油机类型的确定51.2.3 柴油机主要设计参数的确定6第二章 主要零部件设计及计算112.1 连杆组的设计112.1.1 连杆的工作情况112.1.2 在设计中应注意的地方112.1.3 连杆的材料112.1.4 连杆长度的确定122.1.5 连杆小头的设计122.1.6 连杆杆身的设计132.1.7 连杆大头的设计142.2 活塞组的设计162.2.1 活塞162.2.2 活塞环222.2.3 活塞销23第三章 连杆强度校核243.1 连杆小头计算

2、243.2 连杆杆身的强度计算253.3连杆大头盖的计算26第四章 结 论27参考文献28致 谢29前 言375柴油机是我国三缸柴油机系列中的主要产品，是我国经济体制改革不断深入，农村生产飞速发展的产物。传统的375柴油机母型是六十年代后期开发的产品，笨重而且燃油高、经济动力性能差，为此作者在国内的现有生产条件下，借鉴国内外先进设计理念与生产技术，在原有机型的基础设计375柴油机，该375柴油机是三缸，自然吸气，直列四冲程，水冷直喷，高速柴油机，在提高发动机的经济、动力性能的同时降低有害物的排放，同时仍然保持原机可靠性、耐久性、经济实用、使用维修方便的优点，广泛应用于农用运输机、拖拉机、小型机

3、械，这些优点使其更好的融入农村生产，备受购买力相对较弱的农民群体的欢迎，因此该产品的开发拥有很广阔的市场。国家的排放法规日益严格，国家对柴油机的微粒排放的关注度也日益提高，原来375柴油机存在的微粒和烟度的排放较高，针对这方面的缺点开发水冷直喷的燃烧室，其良好的燃油经济性、结构简单、起动容易优点，不仅能够有效的降低微粒和烟度的排放，而且能够降低油耗，从而满足现代的节能减排的新观念，该优点亦符合农村购买标准之一。375柴油机一般用于农用运输和动力，国内农用机械配套动力要求动力充足可靠性高、经济性好，柴油机以其低速扭矩大、经济性好、可靠性高等优点占据主流，在农业机械化的大背景下，原来柴油机笨重，油

4、耗高，功率低等已不能够满足新时代的要求，为了适应国内农用机械功率增长的需要，在原来的基础上开发出来的375柴油机，该发动机在排量、功率、动力性能等都有一定的增加，并且节省材料。该柴油机可以配套拖拉机、农用运输机、排灌机械、收割机等农用机械，也可以和空压机、矿石机械翻斗机、小型发电机组等。475柴油机是四缸机，活塞行程为90mm，标定功率为24KW；某些企业的涡流475柴油机普遍存在油耗高、排气温度高等问题，若能把475型柴油机的涡流燃烧系统造成直喷式燃烧系统，能够使油耗大幅度降低、烟度排放少，特别严格的排放法规的实施，迫使人们在保持原有研究成果的同时，换一个角度去探索各种燃烧室及其供油系统、进

5、气系统匹配的问题，475柴油机采用螺旋进气道的设计，促进空气和燃油的混合；采用哑铃型的燃烧室，增大转动惯量提高涡流强度，形成很好的进气涡流改善烟度排放，大幅度降低低速时的烟度排放；供油提前角的范围广，并且最佳供油提前角减少，因而降低噪音、振动和良好的低速转矩特性；为了适应475型柴油机直喷化的需要，选用BQ泵。475柴油机以其结构简单紧凑、重量轻、使用维修方便、可靠性能强，经济实用，广泛的应用于农用运输机、轻卡、拖拉机小型工程机械、发电机组等作为动力。柴油机作为各种机械的动力装置，活塞是其主要的配件之一，由于它在气缸内以高速作匀速往复运动，且在高温、高压和液体润滑困难等条件下工作，所以是一种容

6、易磨损的配件。发动机性能的优劣很大程度决定于生产工艺和加工水平，工艺设计水平越高，机械加工能力越强，发动机性能越好。所以活塞的工艺设计对发动机性能有至关重要的影响。目前，在中小型柴油机方面开展的研究工作大都放在减少废气排放，因此出现深盆顶活塞的应用，这是专为改善燃烧状况减少碳氢化合物而设计的。近十年来，开发能满足Pz高达25Mpa的活塞的要求越来越迫切。与球铁相比，锻钢具有更高的机械强度和延伸率，只有选材和工艺处理适当，即能保证活塞工作安全可靠，由此产生了可以承受更高Pz的锻钢整体活塞和钢顶钢裙组合活塞，整体锻钢活塞适用于较小缸径柴油机。连杆是发动机中传动力的重要零件，它把活塞上的往复惯性力传

7、递给曲轴以输出功率，连杆在工作过程中主要承受装配载荷和交变载荷的作用，工作较苛刻。环保节能是现代汽车的发展方向，因此对发动机连杆的要求是:不仅要有足够的强度和刚度，而且要尺寸小、重量轻，为实现这一要求，现代汽车发动机零部件设计开发必须采用现代设计方法及技术。针对柴油机连杆小头断裂的问题，在进行连杆设计中通过对不同的连杆小头壁厚和连杆小头的过渡圆角进行有限元分析，选择合适的过渡圆角和小头壁厚以达到设计要求，而连杆大头采用“工”字形结构时，其安全系数比连杆大头采用圆形结构提高40%以上，其重量也比圆形结构轻。“工”字形结构还能很好的控制大头孔的变形，而连杆大头与支撑面采用半圆弧的安全系数有很大的提

8、高。第一章 柴油机总体设计方案1.1 高速柴油机设计的要求高速柴油机设计应满足下列基本要求：1、最佳的使用性能 包括最佳的动力性能、最小的外形尺寸、最轻的总质量，能满足各种特定用途对发动机性能的要求。2、最佳的经济性能 主要可以概括为下列三方面：（1）最佳的使用经济性 包括完善的工作过程，特别是组织良好的燃烧过程，以降低燃油消耗；精心设计润滑系统，在保证发动机获得良好润滑的前提下降低润滑油消耗量；具有良好的装拆工艺性，易于装拆、维修，减少维修费用的支出。（2）最佳的制造经济性 包括优化设计，使整机及零部件具有良好的加工工艺性；选用价廉适用的制造材料；选用优质、价廉的零配件；降低不必要的加工精度

9、。（3）最好的可靠性和最长的使用寿命 这是发动机成功的重要标志。首先在结构上要保证发动机具有良好的刚度，在各种工况下工作时，各零部件不允许发生不正常的变形和振动。发动机的各易磨损件要有必要的寿命，所有摩擦副在设计时应考虑减摩措施和材料的配对等。3、最佳的环保性能 目的在于减少有害物质的排放。日益严格的环保法规对柴油机的废气排放提出了更高的要求。因此在设计阶段，在燃烧过程的组织、排放后处理等方面，应考虑采取相应的措施1。1.2 柴油机设计的内容1.2.1 高速柴油机用途的确定发动机的具体用途是设计的重要依据，不针对具体用途无法设计一台优秀的发动机。对高速柴油机而言，产量最大的配套是各种车辆，其它

10、依次为拖拉机和各种农业机械、工程机械等。各种用途对发动机的要求不同。若要设计成功一台理想的发动机，针对其具体用途进行设计是至关重要的。本次设计的375柴油机是针对拖拉机和农用汽车进行配套设计的，同时它也可以用于其它领域1。1.2.2 柴油机类型的确定1、四冲程及两冲程 目前我国使用的机型均为四冲程，国外绝大部分机型也是四冲程。四冲程柴油机四个行程完成一个工作循环，在相同的活塞排量和转速下，非增压时功率比二冲程柴油机低，但易于组织增压，增压比比较高。在转速不变的情况下通过增压可较大幅度的提高发动机的功率。活塞组热负荷低，工作过程易于组织，动力性和燃油经济性好，燃油消耗率低，机油消耗率低，且低速性

11、能好，可以有较大的扭矩储备，可以在较宽广的转速范围内获得良好经济性能。燃油喷射系统转速较低，便于设计制造，且寿命较长，可靠性好。因此，我们选择的机型为四冲程柴油机。2、冷却方式 目前世界各国生产的机型仍以水冷为主。中、小型有风冷品种，但品种不多。签于风冷机型在制造上要求较高、难度较大，大批量生产和销售均有难度，此次设计为水冷方式。水冷冷却较均匀，热负荷低，充气效率、平均有效压力及升功率高，气缸冷却效率高，且较均匀，活塞与缸套间隙较小，这些都有利于柴油机的进一步强化和降低废气排放。3、气缸布置 气缸布置形式有直列立式，卧式；斜置；V型。其所以有各种气缸布置形式，是基于配套机型总体布置的要求，或有

12、利于平衡、散热等。V型布置则主要为了缩短6缸以上多缸机的长度，以利于发动机与各种机型更完善的匹配。此次设计为三缸，小缸径柴油机，故采用直列立式气缸布置。4、进气系统是否增压 采用增压可改善排放，增大功率，降低燃油消耗等，特别在改善排放方面，增压及增压中冷具有决定性的作用。但由于技术和成本的原因，此次设计暂且不用增压系统。5、气门数 常规高速柴油机多为二气门，而实践证明，多气门对高速柴油机工作过程，特别是进气和燃烧的改善有很好的作用，但其铸造要求高，成本高，在目前排放指标不是很高的情况下我们仍采用二气门。6、燃烧室类型 燃烧室类型对于高速柴油机的燃烧过程和性能的影响很大，直接体现在燃油消耗率上。

13、由于直喷式燃烧系统动力性好，燃油、机油消耗率低、启动性能好，以及寿命长等特点，它比分开式燃烧室燃油消耗率低5%10%左右。在节约能源上有巨大优势，所以此次设计采用直喷式，燃烧室形状为型。7、凸轮轴侧置与顶置 侧置凸轮轴是现代高速柴油机传统设计的标准模式，被广泛采用。此次设计为侧置式，用齿轮传动1。1.2.3 柴油机主要设计参数的确定高速柴油机的主要设计参数有如下众所周知的关系 （1-1）式中，Pe为有效功率（kw）；Pme为平均有效压力（kpa）；n为转速（r/min）；i为气缸数；Vs为每缸活塞排量（l）；为冲程数2。对上述参数的正确选择是设计一台优秀发动机的前提。1、有效功率的确定在确定高

14、速柴油机有效功率（kw）时，必须考虑另一与功率有密切联系的扭矩值（Nm）及其储备，功率与扭矩均随发动机的用途而异。对于车用高速柴油机而言，其功率视车辆的用途、车辆的总质量而定。我国载货车与功率的匹配，一般遵循下列关系：轻型载货车为1215kw/t；中型载货车为1012kw/t；重型载货车为610kw/t；载货车的扭矩储备要求略低，但亦应达到10%以上。拖拉机用发动机的功率由牵引力而定，一般每吨的牵引力配用1820kw，扭矩储备率要求高于汽车，一般在15%及以上。工程机械的配套动力亦随其工作能力的大小而定，如叉车，3吨配备功率3035kw；5吨则为4045kw扭矩储备要求很高，一般为20%30%

15、以上，有些机型要求高达40%50%1。2、转速的选定发动机的转速随其配套对象而异。目前我国轻型车用柴油机的转速为3200r/min左右，少数机型达3600r/min；中型车用柴油机约为25002800r/min；低速农用车柴油机约为24002800r/min；重型车用柴油机约为20002300r/min1。375柴油机设计目标为低速农用车柴油机，所以转速取3400r/min。3、气缸数的确定气缸数是柴油机的重要参数之一，按给定功率和转速来选择气缸数时，考虑以下因素：（1）选用合适的气缸数目可获得较小的单缸功率，使柴油机输出的扭矩均匀，平衡性和启动性能较好。（2）选用合适的气缸数目，其气缸直径和

16、行程均较小，柴油机体积可以缩小，重量可减轻。（3）选用较多的气缸数后，零件数量和制造工时增加，成本增高。（4）选择气缸数目，还需考虑柴油机配套所提出的外形尺寸和重量要求，以及系列柴油机的功率范围等因素。考虑以上综合因素，我们选取气缸数为：3。4、活塞平均速度的确定活塞平均速度是表征柴油机高速性和强化程度的一项主要指标，对柴油机总体设计和主要零件结构型式影响甚大。活塞的平均速度计算公式： Cm=Sn/30 （1-2）其中，S为活塞行程；n为发动机转速2。在功率给定以后，可以算出平均有效压力。活塞行程和缸数维持不变，提高活塞平均速度可使气缸直径减小。柴油机体积小、重量轻。但提高活塞平均速度受到下列

17、因素限制：（1）提高活塞平均速度后，使运动件的惯性力增大，柴油机的机械负荷增大。（2）提高活塞平均速度使柴油机零件的磨损加快，缩短了柴油机大修期。（3）活塞平均速度的提高，使摩擦功率损失迅速增加，机械效率降低，燃油消耗率升高。（4）进、排气阻力随活塞平均速度的提高而增加，使充气效率降低。（5）随着活塞平均速度的提高，柴油机的平衡。震动和噪声等问题突出出来，一般柴油机的噪声强度与转速的三次方成正比。因此，选择活塞平均速度应综合各方面的因素，不能一味的提高。一般活塞平均速度为：6.512m/s。本机的活塞平均速度为：8.49m/s。5、平均有效压力的确定平均有效压力是表征柴油机强度的重要指标之一，

18、可由下式求得： (1-3) (1-4)提高冲气系数，改善工作过程，减少机械损失和热损失，是提高非增压柴油机Pe值的主要措施，但非增压柴油机的Pe值的提高是有限的。促使Pe值增长的原因，一方面是提高单机功率的迫切需要，另一方面是因为Pe值的增加，对柴油机噪声和寿命的影响比提高活塞平均速度的影响要小的多。提高Pe值可使功率增加，比重量下降。然而机械效率和热负荷也随之提高，影响柴油机的可靠性和寿命。同时，对排气的有害成分、噪声、振动等都有不利影响。车用柴油机的一般范围为6.510.5Mpa本机平均有效压力为7.16 。较大幅度的提高平均有效压力后，要注意零件的热应力和机械应力过高的问题，一般措施是：

19、采用强制冷却活塞、组合式活塞来加强气缸盖和气缸套的冷却，降低压缩比以及增强零件的刚度和强度等3。6、气缸直径的确定柴油机功率与气缸直径的平方成正比。选用较大的缸径是提高功率的一个措施。但缸径增大后柴油机外形尺寸与比重量相应增大。而气缸直径与缸数和转速有着密切的关系。同样的功率下，缸数越多，缸径可缩小，转速可提高1。考虑到此发动机为农用运输车，缸径为80100，我们所选择的缸径为 75。7、行程及其与缸径的比值S/D自然吸气柴油机的升功率： (1-5)它正比与Pe和n，由于提高活塞的平均速度需要较短的行程和较小的S/D。使用较小的活塞行程，有可能得到紧凑的外形和采用较短尺寸，获得较大的体积功率的

20、较好的比重量。自然吸气条件下Pe的提高有限，升功率很难轻易突破，因此提高柴油机转速成为提高升功率的主要途径。采用不大的S/D，可以获得较大的进排气门面积与气缸容积之比，使进排气流速，既气门口马赫数处于较低水平，以改善充气效率。同时有利于增加曲柄销与主轴颈的重叠度，改善曲轴强度或缩小轴颈直径。因此S/D的选择应根据发动机的具体要求3。375柴油机选择S/D为:1.07，将有利于降低柴油机的振动和噪声。8、气缸中心距气缸中心距是柴油机设计中对整体结构强度、紧凑性、重量和配套适应性最具影响的几何尺寸。决定气缸中心距合理性主要是下列三大因素，并在此基础上可能共同达到的最小值。（1）足以保证燃气可靠密封

21、的气缸盖总截面积和分布均匀性。（2）足够的曲轴疲劳强度的轴承承载能力。（3）有必要的水流空间，使缸套上部、缸盖底部和排气道获得充分的冷却。此外还应注意机体的气缸体部分有必要的空间容纳足够截面积的壁和筋，以保证气缸套支承面挤压应力处于可靠限度内。所以气缸中心距是决定结构强度的整机紧凑性的综合因素，而两者又是矛盾的。只要将所有各项尺寸参数与气缸中心距建立一系列经验公式，从中便可以获得合理的中心距尺寸和其它相关尺寸。用气缸中心距来表征能实现的单缸功率，实质上是该气缸中心距在保证充分的结构强度可靠性的前提下所能包容的气缸直径。 （1-6）其中：Pe为平均有效压力（kPa），Cm为活塞平均速度（m/s）

22、，D为缸径（mm），为冲程数，Rs = L/D，L为气缸中心距（mm）。 对非增压柴油机：C=(10.311.0)10-4 （1-7）可以由以上式子估算气缸中心距，如果设计得当，能够在结构强度充分保证的前提下，形成所需的气缸排量和获得所算得的功率水平2,3。此次设计气缸中心距为：L=100mm。第二章 主要零部件设计及计算2.1 连杆组的设计2.1.1 连杆的工作情况 连杆组的功用是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，与连杆大头一起作旋转运动，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； P

23、j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。2.1.2 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。2.1.3 连杆的材料375的连杆材料为40Cr中碳钢。在机械加工前经调质处理，可以得到较好的机械性能。碳钢的优点是成本低，对应力集中

24、不敏感，所以模锻后配合表面就不需再经过加工。但锻造毛刺要磨光，磨削方向应沿连杆杆身的纵向，因为横向磨痕可能引起连杆杆身断裂的危险，一般采用喷丸处理来消除连杆内部的内应力和提高连杆强度4，8，9。2.1.4 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

25、于缸径S120mm的高速柴油机来说，值一般在0.250.30之间，又考虑到柴油机其他零件的设计，所以取连杆长度为156mm，即值为0.256，在此范围内，是可取的。 图21 连杆小头的尺寸 2.1.5 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2-1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27mm。 衬套的厚度一般是=（0.040.08）d。选=0.09d=2.5，即为2.5mm

26、，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=1.31d1=42mm。 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=1.11d=30mm，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

27、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，使用于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

28、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。在小头和衬套上都开有集油孔和集油槽，用来收集和积存飞溅的润滑油122.1.6 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

29、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，锻造这种连杆时模具磨损也较大。具有边缘厚并倒圆的工字型截面是比较有利的。 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

30、考虑，确定出下列尺寸： 连杆杆身横截面的形状如图2-2所示。 其中截面宽B=20mm t=5mm 截面的高H=（1.51.8）B ，取H=1.4B=28mm 图22 连杆杆身横截面形状2.1.7 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

31、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。3、斜切口连杆长叉口一侧变形较大，除了采用大圆弧过渡外，还可以用单

32、筋和杆身连接，以提高大头刚度。一、连杆大头的剖分形式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。二、连杆大头的定位方式斜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。本设计采用的是舌槽定位。连杆体和盖上均有一舌和一槽，他们是有同一把拉刀（带一舌一槽）加工成的，所以体与盖上舌槽间的距离精度较高，定位可靠，尺寸紧凑。当然它有不

33、好的地方，就是其拆装不便，且只有在采用拉刀加工时才能保证较高的定位精度，还有舌槽要注意减少应力集中。这样的定位方式常用在车用柴油机的斜切口的连杆上。其优点是提高了结合处的刚度，缩小了连杆螺栓之间的距离，减小了螺栓尺寸。三、连杆大头的主要尺寸1、大头孔直径根据曲轴曲柄销的设计尺寸为48mm，再考虑到轴瓦的尺寸，取D1=53mm2、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=（1.21.3），取=1.34，即=71mm，螺纹外侧边后不小于24 mm。图2-3 连杆大头的主要尺寸2.2 活塞组的设计活塞组主要用来与气缸、气缸盖相配合形成一个容积变化的密闭空间，在这里完成内燃机的工作

34、过程；同时活塞组也承受燃气压力，并把它传给连杆、曲轴，将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，从而对外输出扭矩，以驱动汽车车轮转动.它由活塞、活塞环、活塞销等机件组成。2.2.1 活塞活塞的主要作用是承受气缸中的气体压力，并将此力通过活塞销传给连杆，以推动曲轴旋转。活塞顶部还有气缸盖、气缸壁共同组成燃烧室。由于活塞顶部直接与高温燃气周期性接触，燃气的最高温度可达2500K以上，因此活塞的温度也很高，例如活塞顶部的温度可高达600700K7。高温一方面使活塞的机械强度显著下降，另一方面使活塞材料的热膨胀量增大，容易破坏活塞与其相关零件的配合。活塞顶部在做功行程时，承受着燃气的带冲击性的高压力。对于

35、汽油机活塞，瞬时的压力最大值可达36MPa。对于柴油机活塞，其最大值可达69MPa，采用增压时最大值可达1315MPa。高压导致活塞的侧压力大，加速活塞外表面的磨损，也容易引起活塞的变形7。活塞在气缸中作变速运动，其平均速度9.07m/s。这样的高速可产生很大的惯性力，它将使曲柄连杆机构的各零件和轴承承受附加的载荷。活塞承受的气压力和惯性力是周期性变化的，因此活塞的不同部分会受到交变的拉伸、压缩和弯曲载荷；并且由于活塞各部分的温度极不均匀，活塞内部将产生一定的热应力。从活塞的工作条件可看出，为保证发动机的良好运行特性，对活塞合金材料性能有如下要求：密度小、热膨胀系数小、好的耐磨性、好的力学性能

36、、好的热传导性及好的加工性能。为此，汽车发动机目前采用的活塞材料是铝合金，在个别汽车柴油机上的活塞采用高级铸铁或耐热钢铸造。根据以上要求，我们选择共晶铝硅合金66-1作为375的活塞的材料。它除了具有铝合金的共同优点（密度小、导热性好、与铸铁气缸的匹配性好）之外，由于硅的存在，使材料的耐磨、耐蚀性，硬度、刚度和疲劳强度提高；铸造流动性改善。铝的密度约为铸铁的1/3，这样采用铝作为活塞用合金的基本材料，在活塞往复运动时可使惯性力尽可能小。同时活塞用铝合金的导热性约为铸铁的3倍，这样高的导热能立刻将高热负荷区的热量很快传给冷却油及气缸和曲柄连杆等，因此使得熔点600的铝合金能在与峰值温度高达200

37、02500K高温燃气接触的情况下仍能正常工作。但是铝合金在温度升高时，强度和硬度下降较快。为了克服这一缺点，一般要在结构设计、机械加工或热处理上采用各种措施加以弥补7,14。 铝活塞的成形方法有锻造、铸造和液态模锻等几种。铸造铝活塞在高温时强度下降较小，制造成本低，但容易出现各种气孔、缩松等铸造缺陷。锻造铝活塞的强度比铸造活塞高，导热性也较好，适用于强化的发动机上，但制造成本高。液态模锻即是将定量的液体金属浇入金属模具里，用冲头加压，使液体金属以比压铸中低得多的速度充填型腔，并在压力的作用下结晶凝固，从而获得组织致密的无缩孔、缩松等缺陷的活塞。这种工艺兼有锻造和铸造的特点，能达到少切削甚至无切

38、削、提高金属利用率、扩大合金使用范围、消除铸造缺陷和提高毛坯质量等目的7。活塞的基本构造可分为顶部、头部和裙部三部分。一、活塞顶部 活塞顶部的形状主要取决于燃烧室的选择与设计，而燃烧室的选择取决于活塞直径、发动机的转速、经济性、动力性、功率、可靠性及排放等。汽油机活塞顶部多采用平顶，其优点是吸热面积小，制造工艺简单。有些汽油机为了改善混合气形成和燃烧而采用凹顶活塞，凹坑大小可以调节发动机的压缩比。柴油机的活塞常常设有各种各样的凹坑，其具体形状、位置和大小都必须于柴油机混合气的形成或燃烧要求相适应。1.本设计采用型的燃烧室。燃烧室的形状和尺寸：根据喉口侧面角，可将型的燃烧室分成开口型(90)，直

39、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=0.533，即=40mm2、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2-4所示。 图2-4 燃烧室的主要尺寸 图 2-

40、5 活塞的结构图按燃烧室深浅来分这种燃烧室为深坑形，它比较适用于小型高速柴油机，因为小型高速柴油机转速高，混合气形成和燃烧的时间极短，每循环供油量又很小，单靠雾化混合，则喷孔直径必须做的很小，喷油压力很高，使燃油系统制造困难。于是，出现了有涡流的深坑形燃烧室，即将活塞顶上的凹坑加深，凹坑口径缩小。它能够在较小的过量空气系数时有较好的燃烧过程，从而获得较好的性能指标。与浅盆形燃烧室相比，深坑形燃烧室对燃油系统要求降低，由于利用进气涡流加强混合气形成，使空气利用率大大提高，一般=1.31.5，并保持燃油消耗率低和启动容易的优点，所以在小型高速柴油机上获得广泛应用3。四冲程柴油机的深坑形燃烧室总是布

41、置在活塞上，这样燃烧室表面不与冷却水直接接触，可以减少散热损失。对于2气门发动机，由于要尽可能加大进、排气门尺寸，不得不将燃烧室、喷油器及气缸三者的中心线相互错开。二、活塞头部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

42、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 .070.204活塞环的数目及排列 （1)活塞环数目一般为: 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

43、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。 本次设计选用两道气环，一道油环。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；

44、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钢顶组合活塞 h1/D=0.0250.037活塞顶厚度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

45、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2-6 活塞的部分主要尺寸三、活塞裙部 活塞裙部是指自油环槽下端而起至活塞底部的部分。其作用是为活塞在气缸内作往复运动导向和承受侧压力。因此，既要保证裙部的形状能够是活塞在气缸内得到良好的导向，并具有足够的承压面积，又要保证在任何情况下活塞与气缸壁之间具有最佳间隙。目前，为了是活塞具有最佳性能，多采用如下措施。1.将活塞直径制成上小下大的锥形、

46、阶梯形或桶形。就整个活塞而言，在内燃机工作时活塞的温度沿轴线方向自上而下降低，其顶部温度高，壁厚，热膨胀量大；裙部相反。因此，将活塞顶部的直径设计得小一些，而由顶部向下直径逐渐增大，以保证活塞在气缸中工作时热膨胀后上下配合间隙均匀一致。2.将活塞裙部径向制成椭圆形。活塞裙部沿活塞销座方向壁厚较大，故热膨胀量较大。内燃机工作时，活塞裙部在热载荷和侧压力的共同作用下变成椭圆形，沿活塞销轴方向略有伸长，垂直销轴方向略有缩短。因此，为了防止因活塞变形而造成活塞卡死或缸壁拉伤，一般将活塞裙部预先加工成椭圆形，并是长轴与活塞销轴方向垂直。为了减少销座附近处的热变形量，有的活塞将销座附近的裙部外表面制成下陷

47、0.51.0mm。裙部的纵向设计为桶形，同样是出于对活塞热变形的考虑9。为了改善铝合金活塞的耐磨性，通常对活塞裙部进行表面处理。柴油机铸铝活塞的裙部外表面磷化；对于锻铝活塞，在裙部的外表面上可涂以石墨。四、活塞销座 活塞的销孔与活塞销组成一对摩擦副，它将活塞顶部气体作用力通过活塞销座传给活塞销，然后再传递到连杆和曲轴。因此，销座必须与活塞销有足够的强度、足够的承压面积和耐磨性。销座通常有肋片与活塞内壁相连，以提高其刚度。销座孔的中心线一般位于活塞中心线的平面内。但也有些活塞销孔中心线偏离活塞中心线平面，如本次设计的活塞。活塞销座轴线向在做功行程中受测向力的一面偏移了1mm，这是因为如果活塞销对

48、中布置，则当活塞越过上止点时侧压力的作用方向改变，会使活塞敲击气缸壁发出噪声。如果把活塞销偏移布置，则可使活塞较平稳地从压向气缸的一面过渡到另一面，而且过渡时刻早于达到最高燃烧压力的时刻，可以减轻活塞“敲缸”,减小噪声，改善发动机工作的平顺性。但这种活塞销偏置的结构，却带来活塞裙部两端的尖角负荷增大，引起这些部位的磨损或变形增大。这就要求活塞的间隙尽可能的小9，13。2.2.2 活塞环1. 活塞环的种类及作用活塞环是具有一定弹性的金属开口圆环，自由状态下它的外径大于气缸直径，装入气缸后与气缸壁紧贴。按功用不同，活塞环分为气环（密封环）和油环（刮油环）。气环的作用是保证活塞与气缸壁间的密封，防止

49、气缸中的高温、高压燃气大量漏入曲轴箱，同时将活塞顶上的热量传给气缸壁，再由冷却液或空气带走。油环的作用是消除活塞环的泵油作用，刮除气缸壁上的多余机油，防止机油回窜到燃烧室。并在缸壁上留下一层均匀分布的机油油膜，可以减小活塞、活塞环与气缸壁的磨损和摩擦阻力，使机器可靠工作。此外油环还起到封气的辅助作用。2.活塞环的选择375的活塞环设计有两道气环和一道油环。第一道气环的工作条件最为恶劣，它的好坏对活塞组窜气、窜油将产生影响。因此选用抗拉缸及抗胶结性能好的桶面环内扭曲环。它可以满足密封性好、迅速磨合、刮油能力强的要求。第二道气环除考虑到密封外，还应具有一定的刮油能力。因此采用兼有气环密封和油环刮油

50、双重作用的锥面内扭曲环。最后一道油环选用螺旋撑簧油环，在油环背面加有撑簧，不但提高了环的压力，而且环压均匀、弹性稳定，从而使油膜均匀磨损下降，机油耗下降。 2.2.3 活塞销活塞销的功用是连接活塞和连杆小头，将活塞承受的气体作用力传给连杆。活塞销在高温下承受很大的周期性冲击载荷，润滑条件很差（一般靠飞溅润滑），容易疲劳和磨损。因此，活塞销的材料应具有足够的刚度、强度、表面硬度和冲击韧性图 2-7 活塞销的结构图活塞销一般用低碳钢或低碳合金钢制造，先经表面渗碳处理以提高表面硬度而获得良好的耐磨性，并保证芯部有足够的韧性以抗冲击，然后再进行精磨和抛光。为了减轻质量，从而减小往复惯性力，活塞通常做成

51、中空的圆柱体。活塞销的内孔形状有圆柱形、两段截锥形以及两段截锥与一段圆柱的组合形（如本次设计，图2-7）等。圆柱形内孔容易加工，但活塞销质量较大。两段截锥形内孔的活塞销质量较小，又接近于等强度梁的要求，但孔的加工较复杂。组合形内孔的结构介于两者之间。活塞销与活塞销座孔和连杆小头衬套孔的连接配合，一般多采用“全浮式”，即在发动机运转过程中，活塞销不仅可以在连杆小头衬套孔内，还可以在销座孔内缓慢的转动。同时，在活塞两端还装有弹性卡环，以防止其轴向窜动，刮伤气缸壁。全浮式连接有利于将飞溅来的润滑油分布到摩擦表面上，以使活塞销各部分的磨损较为均匀，从而提高了活塞销的疲劳强度和使用寿命。第三章 连杆强度

52、校核3.1 连杆小头计算由于压配衬套和温度过盈而产生的温度过盈量=dt()式中: d-小头内径 d=32毫米； t连杆小头温升,取t=110C-衬套锡青铜线膨胀系数 =1.8(1/C)-小头钢的线膨胀系数 =1(1/C)=32110(1.8-1)=0.02816毫米衬套与小头配合面上由总过盈量所产生的单位压力P= （3-1）式中:-衬套压配时的最大过盈量 =0.052毫米D-小头外径 D=42毫米d-小头内径 d=32毫米-衬套内径 =27毫米-泊桑系数 45号钢取0.3 E-连杆材料钢的抗拉弹性模数,E=2.2公斤/厘米-锡青铜抗拉弹性模数, =1.15公斤/厘米=332公斤/厘米由P引起的小头内表面应力外表面应力=332=919 bar 内表面应力=332=1250 bar 斯捷潘诺夫推荐和为10001500 bar故本计算满足要求3.2 连杆杆身的强度计算I取I-I