发动机综合实践

1、综合实践任务书学 院机械学院专业姓 名学号题 目设计四冲程汽油机曲柄连杆机构发动机综合实践要求与任务一、设计参数：1. 平均有效压力： =0.81.2MPa；2. 活塞的平均速度： <18m/s；3. 缸数、缸径和行程： 4缸、缸径74 mm，行程74mm。二、设计要求：1. 用计算机绘制活塞装配图一张和连杆装配图一张（A4图）2. 设计说明书一份，包括（1）发动机冷却形式、曲柄半径r、汽缸工作容积、燃烧室容积和汽缸总容积 、发动机额定转速和角速度、发动机有效功率和升功率等。（2）每隔1度曲轴转角计算活塞位移、活塞速度及活塞加速度数据，绘制曲线并进行解释。（3）根据参考文献工程热力学和内

2、燃机学确定热力循环基本参数，每隔1度取一个曲轴转角计算P、V，作出理想p-v图并进行分析。修正最大爆发压力、点火提前角、排气提前角等数据并绘制实际p-v图。计算汽油机指示功。将热力学计算中的p-v图转化为p- 图，即气缸气体压力随曲轴转角的变化规律。求出相应转角对应气缸压力p的数据，作出p- 图。（4）根据内燃机设计和汽车构造（上册），确定活塞组材料、活塞直径、活塞高度、压缩高度、活塞顶部形状和厚度、活塞环选择及尺寸、活塞裙部长度等并绘图。确定活塞销的材料和活塞销的外径、内径和长度。（5）根据内燃机设计，确定曲轴材料和结构、主轴颈直径和长度、曲柄销直径和长度等，进行强度校核并绘简图。（6）根据

3、内燃机设计，确定连杆的材料和长度、连杆小头轴承孔直径和宽度、外形尺寸、衬套外径，确定连杆的润滑方式，确定连杆杆身尺寸和连杆尺寸并进行强度校核。1、 内燃机的选型1.1冷却方式的选择1、液体冷却 内燃机的机体和气缸盖内部铸有水套，内燃机的散热量主要由循环冷却液带走。液体冷却的特点如下：1）冷却均匀，效果好，强化的潜力比风冷式内燃机大。2）充气效率大，平均有效压力大。3）液体的比热容大，因此受外界的影响较小。4）由于有水套隔离，因此向外界辐射的噪音低。2、空气冷去 气缸盖和机体外表面铸有散热片，没有水套，靠空气流动带走散热量。空气冷却的特点如下:1)散热不好，热负荷高，喷油嘴易堵塞，机油易变稀，磨

4、损大。2）可在沙漠等缺水地带使用，无冻裂现象，适用于御用装甲车辆。3）噪声大，因为无水套吸声。4）散热片铸造困难。5）冷却系统结构简单，无漏水现象。6）单体结构，维修成本低。综合比较两种冷去方式可以得到：液体冷却式内燃机冷却有效、均匀、稳定、强化潜力比空气冷却（简称风冷）式内燃机大，因此绝大多数内燃机都是液冷式的。在相同条件下，主要由于充量系数的差别，液冷机的功率比风冷机高5%10%。风冷机气缸盖局部高热负荷区不易得到充分的冷却，影响了可靠性和耐久性。对于汽油机来说，过热易引起爆燃，限制了压缩比的提高。所以，汽油机与风冷的相容性不如柴油机。大缸径与增压式内燃机热负荷大，更不宜采用风冷。本次设计

5、为四冲程汽油机的设计，选用液体冷却方式。1.2 冲程数的选择1、四冲程发动机 使用可靠，工作柔和，耐磨，经济性好，指标稳定，而且积累了丰富的生产、使用经验。2、二冲程发动机 单位时间内工作循环比四冲程发动机多一倍，实际功率输出大50%70%，体积小，质量小，结构简单，但经济性差。根据题目的要求，选用四冲程汽油机。 1.3 汽缸数和气缸的布置内燃机的汽缸数和气缸布置方式，对其结构紧凑性、外形尺寸比例、平衡性、单机功率、制造和使用成本等都有很大影响。内燃机气缸的布置主要由发动机的使用环境决定。（1） 单列式 结构简单，工作可靠，成本低，使用维护方便，能够满足一般要就。（2） 双列式 在增加功率、提

6、高车厢有效利用面积的要求下，趋向采用双列式气缸。双列式气缸有V型、错缸型（缸心线平行、缸心线不平行）两种。（3） 卧式 可布置在底盘中部或后部，从而可大幅度降低高度，改善面积利用率，开阔视野，提高了操纵性、机动性和驾驶员的工作舒适性。不超过6缸的内燃机绝大多数是单列的（内燃机学表10-1 序号15），其个气缸轴线所在平面与地面垂直居多，称为直列式内燃机。因为题目中给出的要求是4缸汽油机，所以本设计选用单列式布置。二、内燃机主要参数的选择1、气缸直径D 气缸直径D的选取影响汽油机的尺寸和重量，还影响汽油机的机械负荷和热负荷。本设计任务书规定的气缸直径D=74 mm。2、活塞行程S 行程S增加，可

7、以提高平均有效压力，但是在气缸直径不变的情况下，S增加即行程缸径比S/D增加，会导致活塞平均速度提高，引起磨损加速、寿命降低等问题。 本设计任务书规定的行程S=74mm。3、 平均有效压力本设计任务书规定的平均有效压力的范围是0.81.2MPa，本设计选取平均有效压力为1.0MPa。4、活塞的平均速度活塞平均速度是表征发动机强化程度的主要参数。本设计任务书规定的活塞的平均速度的范围是 <18m/s，本设计选取活塞的平均速度为15m/s。5、 发动机的转速n和角速度w发动机的转速n（r/min）根据可求得，本设计取转速n=6000r/min。修订活塞的平均速度为14.8m/s。角速度为：6

8、、压缩比c 压缩比的大小表示活塞由上止点运动到下止点时，气缸内的气体被压缩的程度。压缩比越大，压缩终了时，气缸内的气体压力和温度就越高。选用压缩比c也就是选用燃烧室容积。选用压缩比时要考虑汽油机的经济性能、工作可靠性、爆燃等。本设计的压缩比选为8.8。根据任务说明书选取的数据7、曲柄半径r和连杆长度L曲柄的曲柄半径r=S/2=74mm/2=37mm。中心曲柄连杆机构的气缸轴线通过曲轴中心线。这种机构的运动特征完全由连杆比=r/L确定，其中r为曲柄半径，L为连杆长度。 连杆长度加大，会使汽油机总高度增加；虽然连杆摆角减小，侧压力减小，但效果不明显；而且连杆重量加大，往复运动质量惯性力加大。因而尽

9、量采用短连杆，目前一般值在1/41/3.2之间，取=1/3.5。 则L=373.5mm=130mm 7、气缸中心距l0及其与气缸直径之比l0/D l0/D影响汽油机的长度尺寸和重量指标，设计时力求缩小l0/D的值。l0/D值的影响因素可从曲轴中心线方向的尺寸分配和气缸上部的尺寸分配两方面分析，一般其值为1.251.35，取l0/D=1.3，则l0 =1.3×74=96.2 mm 8、 汽缸工作容积和内燃机排量上、下止点间所包容的气缸容积称为汽缸工作容积，记作。内燃机所有的汽缸工作容积的总和称为内燃机排量，记作。9、 燃烧室总容积和气缸总容积活塞位于上止点时，活塞顶面以上汽缸盖地面以下

10、所形成的空间成为燃烧室，其容积称为燃烧室容积，也叫压缩容积，记作。根据计算得：汽缸工作容积与燃烧室容积之和为气缸总容积，记作 。=+=0.041+0.318=0.359（L）计算得到的基本参数三、活塞的运动分析中心曲柄连杆机构在内燃机中应用最为广泛，其机构简图如下图所示。它在运动时，活塞A作往返直线运动，曲柄OB绕曲轴中心O点作旋转运动，连杆AB作平面复合运动。这里重点研究活塞的运动规律，因为曲柄的运动规律比较简单，连杆的运动虽然较复杂，但可以把它看成一部分随曲柄销B作旋转运动，另一部分随活塞A作往复运动。当曲轴转角时，活塞A处于上止点；当时，活塞A处于下止点。为连杆的摆角，逆时针为正，顺时针

11、为负。活塞的位移表示为在三角形AOB中，利用正弦定理，有式中，为连杆比。因为 所以 一般的连杆比。又因为所以 对位移求两次导数，得到活塞的运动速度v和加速度a。 可以看出，活塞的位移、速度和加速度都可以用不同变化速度三角函数组成的复谐函数来表示，分别称为一阶谐量（，）和二阶谐量（，），即活塞的运动是复谐运动，是引起活塞往复惯性力的根源，也是引起整体震动的根源。 将、和代入，得位移 速度 加速度 本设计为四冲程发动机，一个工作循环活塞上下运动两次，对应的曲轴转角是，每隔曲轴转角计算活塞的位移、速度和加速度。活塞位移随曲轴转角的变化规律活塞每隔一度曲轴转角的位移曲线A活塞位于上止点，曲轴转角为，位

12、移最小为0m；B活塞位于下止点，曲轴转角为，位移最大为0.074m；C活塞位于上止点，曲轴转角为，位移最小为0m；D活塞位于下止点，曲轴转角为，位移最大为0.074m；E活塞位于上止点，曲轴转角为，位移最小为0m。AB段进气行程。活塞在曲轴的带动下由上止点移至下止点。此时排气门关闭，进气门开启。BC压缩行程。进气行程结束后，曲轴继续带动活塞由下止点运动到上止点。这时，进、排气门均关闭。CD作工行程。压缩行程结束后，火花塞点火，气缸内可燃混合气燃烧并做工，推动活塞由上止点运动到下止点。DE排期行程。排气门开启，进气门仍然关闭，曲轴带动活塞由下止点运动到上止点从而将废弃排出。活塞速度随曲轴转角的变

13、化规律活塞每隔一度曲轴转角的速度曲线A活塞位于上止点，曲轴转角为，速度为0；C活塞位于下止点，曲轴转角为，速度为0；E活塞位于上止点，曲轴转角为，速度为0；G活塞位于下止点，曲轴转角为，速度为0；I活塞位于上止点，曲轴转角为，速度为0。B、D、F、H活塞位于行程的中点，速度最大绝对值为23.236(m/s)。AC段进气行程。活塞在曲轴的带动下由上止点移至下止点。此时排气门关闭，进气门开启。CE压缩行程。进气行程结束后，曲轴继续带动活塞由下止点运动到上止点。这时，进、排气门均关闭。EG作工行程。压缩行程结束后，火花塞点火，气缸内可燃混合气燃烧并做工，推动活塞由上止点运动到下止点。GI排期行程。排

14、气门开启，进气门仍然关闭，曲轴带动活塞由下止点运动到上止点从而将废弃排出。在AC、CE、EG和GI四个行程中，活塞的速度都是先增大，后减小。在上、下止点处速度为0，在行程的中点速度的绝对值最大为23.236(m/s)。活塞加速度随曲轴转角的变化规律活塞每隔一度曲轴转角的速度曲线A活塞位于上止点，曲轴转角为，加速度为16676.80914（）；C活塞位于下止点，曲轴转角为，加速度为-12506.65428（）；E活塞位于上止点，曲轴转角为，加速度为6676.80914（）；G活塞位于下止点，曲轴转角为，加速度为-12506.65428（）；I活塞位于上止点，曲轴转角为，加速度为6676.8091

15、4（）。B、D、F、H活塞位于行程的中点，加速度最小为0。AC段进气行程。活塞在曲轴的带动下由上止点移至下止点。此时排气门关闭，进气门开启。CE压缩行程。进气行程结束后，曲轴继续带动活塞由下止点运动到上止点。这时，进、排气门均关闭。EG作工行程。压缩行程结束后，火花塞点火，气缸内可燃混合气燃烧并做工，推动活塞由上止点运动到下止点。GI排期行程。排气门开启，进气门仍然关闭，曲轴带动活塞由下止点运动到上止点从而将废弃排出。在AC、CE、EG和GI四个行程中，活塞的速度都是先减小，后增大。在上止点加速度向下最大为6676.80914（），在行程的中点加速度减小到0，在增大，到下止点达到向上最大为12

16、506.65428（）。四、汽油机的理论和实际P-V图内燃机的工作循环是周期性地将燃料燃烧所产生的热能变化为机械能的过程，它由活塞往复运动形成的进气、压缩、膨胀和排气等多个有序联系、重复进行的过程组成。通常根据内燃机所用的燃料、混合气形成方式、缸内燃烧过程（加热方式）等特点，把火花点火发动机的实际循环简化为等容加热循环，把压燃式柴油机的实际循环简化为混合加热循环或等呀加热循环，这些循环成为内燃机的理论循环。根据不同的假设和研究目的，可以形成不同的理论循环。根据设计任务书的要求，设计的为四行程的汽油发动机，将其实际循环简化为等容加热循环，这个循环过程称为汽油发动机的理论循环。 发动机的理论循环是

17、将非常复杂的实际工作过程加以简化，忽略一些因素，以便于作简易的定量处理。通过对理论循环的研究，可以清楚的确定影响性能的一些重要因素，从而找到提高发动机性能的基本途径。最简单的理论循环是空气标准循环，简化的条件为： 1） 假设工质是理想气体，其物理常数与标准状态下的空气物理常数相同。2） 假设工质是在闭口系统中作封闭循环。3） 假设工质的压缩及膨胀是绝热等熵过程。 4） 假设燃烧时外界无数个高温热源定容或定压向工质加热。工质放热为定容放热。 根据汽油机的混合气燃烧迅速，近似为定容加热循环。下图为汽油机的理论循环图等容加热循环（Otto循环）。 由图可得：过程12是绝热（等熵）过程，因此：气缸总容

18、积，：燃烧室容积，：压缩比，：等熵指数，本设计取。过程23是等容过程，因此：压力升高比。一般取2.04.5，因为是理论循环，本设计取。过程34是绝热（等熵）过程，因此过程41过程是等容膨胀。绝热压缩起点 选取压缩冲程的下止点（图中点1）时的气体参数，其中为大气的压力，=1.03×，系数取为0.9，得：，=。根据活塞的运动规律，计算出气缸内容积随曲轴转角的变化规律：,。 综合两式可得到气缸容积随曲轴转角的变化规律。绝热压缩过程（12） 选取压缩冲程终点（图中点2），从点1到点2的压缩过程看作是多变的压缩过程，多变指数(等熵指数)取为，根据多变过程的热力学计算公式=常数和点1的气体状态，

19、可以计算出从点1到点2的压缩过程中各个点的状态参数。经过计算后得到点2的状态参数：，。 定容增压过程（23） 选取定容增压的终点（图中点3），从点2到点3看作为定容压缩过程。参考文献2，可知汽油机压力升高比一般取2.04.5，因为是理论循环，本设计取，则点3的状态参数：，。=l 绝热膨胀过程 选取膨胀过程的终点（图中点4），从点3到点4可以看作是多变的膨胀过程，参考文献2，汽油机膨胀过程绝热指数，本设计取。根据多变过程的热力学计算公式=常数和点3的气体状态，可以计算出从点3到点4的压缩过程中各个点的状态参数。经过计算后得到点4的状态参数：，绘制理论P-V图 根据上述步骤可以绘制理论P-V图，理

20、论P-V图如下图所示：分析理论P-V可得：1） 过程AB是绝热（等熵）压缩过程，点A(0.359，0.0926)是绝热压缩起点。此过程中，活塞由下止点运动到上止点，气缸容器由最大值压缩到最小值，代表四冲程汽油机的压缩行程。2） 过程BC是等容增压过程，点C代表最大爆发压力，理论上可燃混合气瞬间燃烧。3） 过程CD是绝热（等熵）膨胀过程。此过程中，活塞由上止点运动到下止点，代表四冲程汽油机的做工行程。理想P-V图的修正与内燃机的理论循环相比，内燃机的实际循环存在许多不可逆损失，因而不可能达到理论循环的热效率和循环平均压力。分析这些损失，有助于掌握两者之间的差异和成因，为提高内燃机工作过程的热效率

21、指明方向。引起实际循环与理论循环之间差异的主要因素有：1） 工质的影响：理论循环的工质是理想的双原子气体，其物理性质在整个循环过程中是不变的。在内燃机的实际循环过程中，燃烧前的共只是有新鲜工期、燃料蒸汽和上一循环的残留废气等组成的混合气体。在燃烧过程中，公知的组分及其质量不断的变化。二氧化碳、水蒸气等三原子气体成分增加，施工值得比热容增大，且随着温度的升高增大，导致实际气体温度下降。同是，还存在高温分解及在膨胀过程中的符合放热现象。 由于工质比热容随温度增加而增大，对于相同的加热量（燃料燃烧的放热量），实际循环的燃烧膨胀所能够达到的最高燃烧温度和气缸压力均小于理论循环的，是循环做工能力和热效率

22、下降。2） 传热损失：理论循环假设与工质相接触的燃烧室壁面是绝热的，两者之间不存在热量的交换，因而没有传热损失。实际上，缸套内壁面、活塞顶面以及气缸盖底面（同称壁面）与缸内工质直接接触，始终与工质发生着热量交换。特别是在燃烧和膨胀期，工质大量向壁面传热，从而导致循环的热效率和指示功有所下降。 3）换气损失：内燃机的理论循环可以不考虑公知更换的换气过程，而实际循环的换气过程会产生温度和压力的下降。 4）燃烧速度的有限性：压缩负功增加、最高压力下降和膨胀功减小；不完全燃烧损失：实际循环中燃料的燃烧不肯能完全，所以要考虑燃料的不完全燃烧损失。自然吸气式压燃式内燃机理论和实际循环的P-V图比较任务书要

23、求修正最大爆发压力、点火提前角和排气提前角等因素。综合以上的因素和上图分析理想P-V图的变化：最大爆发压力（理想P-V图的峰值）：由于可燃混合气燃烧需要一定的时间，所以压力的最高点不可能出现在压缩行程的终点（活塞位于上止点位置）， 而是在上止点后达到最大爆发压力，并且实际循环的最大爆发压力要小于理想循环中的值。点火提前角：即活塞到达压缩行程的上止点之前跳火，使燃烧室内的气体压力在活塞到达上止点后1012度达到最大值。本设计取10度。排气提前角：排气门在膨胀行程（作功行程）下止点前开始从气缸内排出，会导致缸内气体压力的快速下降。排气提前角的范围是4080度（内燃机学教材），本设计取排气提前角为5

24、0度。绘制实际P-V图五、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。2.2.1 气缸内工质的作用力 作用在活塞上的气体作用力等于活塞上、下两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即 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，对于四

25、冲程发动机来说，一般取=0.1，,对于缸内绝对压力，在发动机的四个冲程中，计算结果下表所示：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1.507膨胀终点压力0.297排气终点压力0.115注：平均压缩指数，=1.321.38；压缩比，=8.8；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=。则由式（2.10）计算气压力如表2.2所示。四 个 冲 程/进气终点64.5压缩终点-86膨胀终点6051.3排气终点847.32.2.2 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

26、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9。 （1）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）的质量用两个换算质量和来代换，并假设是集中作用在连杆小头中心处，并只做往复运动的质量；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，如下图所示：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：

27、连杆总质量不变，即。 连杆重心的位置不变，即。 连杆相对重心G的转动惯量不变，即。其中，连杆长度，为连杆重心至小头中心的距离。由条件可得下列换算公式：用平衡力系求合力的索多边形法求出重心位置。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和 ，如图2.3所示：图2.3 索多边形法4（2）往复直线运动部分的质量活塞（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，并以表示。质量与换算到连杆小头中心的质量之和，称为往复运动质量，即。（3）不平衡回转质量曲拐的不平衡

28、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，换算到回转半径为的连杆轴颈中心处，以表示，换算质量为：式中：曲拐换算质量，； 连杆轴颈的质量，； 一个曲柄臂的质量，；曲柄臂质心位置与曲拐中心的距离，。质量与换算到大头中心的连杆质量之和称为不平衡回转质量，即由上述换算方法计算得：往复直线运动部分的质量=0.567，不平衡回转质量=0.432。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和后，这些质量的惯性力可以从运动

29、条件求出，归结为两个力。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 （2.11）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。是沿气缸中心线方向作用的，公式（2.11）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： （2.12）式中：曲轴转数，；已知额定转数=600，则； 曲柄半径=37，连杆比=1/41/3.2，取=1/3.5，参照附录表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，结果如表2.3所示：表2.3 往复惯性力计算结果四 个 冲 程/进气终点-10648.54压缩终点5915.9膨胀

30、终点-10648.54排气终点5915.9（2）旋转惯性力 （2.13） 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和往复惯性力，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 （2.14）计算结果如表2.4所示。4、活塞上的总作用力分解与传递如图2.5所示，首先，将分解成两个分力：沿连杆轴线作用的力，和把活塞压向气缸壁的侧向力，其中沿连杆的作用力为： （2.15）而侧向力为： （2.16）表2.4 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64.5-10648.54-10584.04压缩终点-865915.95829.9膨

31、胀终点6051.3-10648.544597.24排气终点847.35915.96763.2图2.5 作用在机构上的力和力矩连杆作用力的方向规定如下：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=时，根据正弦定理，可得：求得 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、侧向力的计算结果四个冲程连杆力/侧向力/进气终点-10605.8-678.9压缩终点5240.6373.9膨胀终点-4606.9-294.9排气终点6777.1433.8力通过连杆作用在曲轴的曲柄

32、臂上，此力也分解成两个力，即推动曲轴旋转的切向力，即 （2.17）和压缩曲柄臂的径向力，即 （2.18）规定力和曲轴旋转方向一致为正，力指向曲轴为正。求得切向力、径向力见如表2.6所示:表2.6 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-3569.9-639.3压缩终点1764.0352.1膨胀终点-1550.7-277.7排气终点2281.2408.77、活塞的设计7.1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；

33、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。活塞所承受的高压包括两个方面：（1） 活塞组在工作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汽点后达到最大。参考文献1，汽油机最大气压力范围为。作用在活塞顶上的压力载荷为（2）气缸组在气缸内作高速往复原动，产生很大的往复惯性力。参考文献1,惯性力为倍活塞组的重量。最大值为 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

34、作用，燃气的最高温度可达。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。参考文献1,汽油机的燃气温度，汽油机的活塞顶部温度为。 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

35、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。 3.2 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400300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

36、减磨性能（即与缸套材料间的摩擦系数较小），耐磨、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5070。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

37、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。7.3 活塞的主要尺寸 1.活塞高度H活塞高度与顶岸高度、环带高度及各部高度有关。上述这些参数决定后，H也就确定了。总的原则是尽量选择较小的H值，这些可以减小往复运动质量并降低内燃机的高度。参考文献1, 2.压缩高度 活塞压缩高度为活塞销中心到活塞顶的高度，它决定了活塞销的位置，与顶岸高度、环带高度及上裙高度有关。在保证气环有较好工作条件的前提下，应该尽量缩短压缩高度

38、值，这样可以使内燃机的高度值降低。压缩高度的精度对压缩比有直接的影响。 参考文献1,3. 顶岸高度 顶岸高度即第一道活塞环槽到活塞顶的距离，h越小，第一道环本身的热负荷也越高，应根据热负荷与活塞冷却状况确定h。 在保证第一道环工作可靠的情况下（工作温度不超过220），尽量缩小h,以力求降低活塞高度和重量，同时还可以降低HC的排放。本设计取h/D=0.07。4. 环带高度 现代四行程发动机一般采用二道气环和一道油环。参考文献1，气环的厚度一般为2.03.0mm，环岸要求有足够的强度，使其在最大气压下不致被损坏。第一道环的环岸高度b1 一般为1.52.5c（c指环槽高度），第二道环的环岸高度b2为

39、12c。 第一环岸高 b1=0.030.04D=0.04×74=2.96mm，取3mm,则，c1=2.0mm。 第二环岸高 b2=0.030.04D=0.04×70=2.96mm，取3mm,则，c2=2.0mm。 油环高b3 为4.06.0mm取4.0mm。上裙高度： 销孔高度： 裙长： 5. 活塞顶部厚度参考文献1,铝活塞的值：汽油机为（0.060.10）D。本设计取：6.活塞侧壁厚度及内部过渡圆角 活塞头部要安装活塞环，侧壁必须加厚，一般取（0.050.1）D，取0.1D，厚度则为7。4mm。 为改善散热状况，活塞顶与侧壁之间应该采用较大的过度圆角，一般取R=0.050

40、.1D。 则圆角半径取为7mm。 7.活塞销座间距 B=0.35-0.40D； 本设计取B=28mm。活塞的尺寸设计结果名称数值单位压缩高度37mm火力岸高度5.18mm环带高度14mm上裙高度17.82mm销孔高度37mm裙长54.85mm总高度37mm壁厚内圆直径为圆直径74mm第一道环的环岸高度3mm第二道环的环岸高度3mm第一道环的环槽高度2mm第二道环的环槽高度2mm油环高度3mm环槽深度7.4活塞的头部设计（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，所以本设计选用平顶。参考文

41、献1,铝活塞的值：汽油机为（0.060.10）D。本设计取： 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1。活塞头部要安装活塞环，侧壁必须加厚，一般取（0.050.1）D，取厚度则为7mm。 为改善散热状况，活塞顶与侧壁之间应该采用较大的过度圆角，一般取R=0.050.1D。 则圆角半径取为7mm。为了减少

42、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。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。（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

43、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所示: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。7.5活塞的传力结构设计7.51活塞销座的设计 1、活塞销座结

44、构设计 活塞销座用以支承活塞，并由此传递功率。销座应当有足够的强度和适当的刚度，使销座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断裂；同时要有足够的承压表面和较高的耐磨性。活塞销座的内径，活塞销座外径一般等于内径的倍，本设计取活塞销的弯曲跨度越小，销的弯曲变形就越小，销销座系统的工作越可靠，所以，一般设计成连杆小头与活塞销座开挡之间的间隙为，但当制造精度有保证时，两边共就足够了，取间隙为。7.52活塞销的设计 1、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。 2、活塞销的结构和尺寸活塞销的结构为一圆柱

45、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，活塞销的内直径，活塞销长度，本设计取：7.6活塞裙部设计活塞裙部的主要作用是引导活塞运动，并承受由于两岸摆动所产生的侧压力。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。如图所示为活塞在发动机中工作时裙部的三种变形情况。1） 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

46、上的尺寸增大。2） 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。3） 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1。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

47、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1。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： （3.4）式中、分别为椭圆的长短轴，如下图所示。缸径小于的裙部开槽的活塞，椭圆度（）的大小，一般为。 为了视铝合金活塞在工作状态下（热态）接近一个圆柱形，害必须把活塞做成上小下大的

48、近似圆锥形。其锥度视发动机的不同而不同，一般为0.050.1mm。 实际取：对活塞下下部和头部取0.1mm；对活塞裙中部取0.08mm1、裙部的尺寸活塞裙部是侧压力的主要承担者。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。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： 式中：最大侧作用力，由动力计算求得，=639.3活塞直径，；裙部高度，。则 一般发动机活塞裙部比压值约为，所以设计合适。 2、配缸间隙 为

49、了视铝合金活塞在工作状态下（热态）接近一个圆柱形，害必须把活塞做成上小下大的近似圆锥形。其锥度视发动机的不同而不同，一般为0.050.1mm。 活塞顶部间隙：0.240mm（活塞销中心平面内）；0.210mm垂直于活塞销中心线平面内 。 活塞裙部间隙：0.09mm（活塞销中心平面内）；0.04mm垂直于活塞销中心线平面内。8、 曲轴的设计曲轴是发动机最重要的机件之一，它的尺寸参数在很大程度上不但影响这发动机的整体尺寸和质量，而且影响这发动机的可靠性和寿命。5.1 曲轴的结构型式和材料的选择5.1.1 曲轴的工作条件和设计要求曲轴的工作条件为：1） 受周期变化的力、力矩共同作用，曲轴即弯曲又扭转

50、，承受交变疲劳载荷，重点是弯曲载荷。曲轴的破坏80%是弯曲疲劳破坏。2） 由于曲轴形状复杂，因此应力其中严重，特别是在曲柄与轴颈过度的圆角部分。3） 曲轴轴颈比压大，摩擦磨损严重。因此设计曲轴时要求：1） 有足够的耐疲劳在和强大，以耐弯曲疲劳在和为主。2） 有足够的承压面积，轴颈表面要耐磨。3） 尽量较小应力集中。4） 刚度要好，变形小，否则会使其他零件的工作条件恶化。5.1.2 曲轴的结构型式 曲轴的设计从总体结构上选择整体式，它具有工作可靠、质量轻的特点，而且刚度和强度较高，加工表面也比较少。为了提高曲轴的弯曲刚度和强度，采用全支撑半平衡结构1，即四个曲拐，每个曲拐的两端都有一个主轴颈，如

51、下图所示：5.1.3 曲轴的材料在结构设计和加工工艺正确合理的条件下，主要是材料强度决定着曲轴的体积、重量和寿命，作为曲轴的材料，除了应具有优良的机械性能以外，还要求高度的耐磨性、耐疲劳性和冲击韧性。同时也要使曲轴的加工容易和造价低廉。在保证曲轴有足够强度的前提下，尽可能采用一般材料。以铸代锻，以铁代钢。高强度球墨铸铁的出现为铸造曲轴的广泛采用提供了前提。曲轴的材料主要有中碳钢、合金钢和球墨铸铁等。 球墨铸铁就其机械性能和使用性能而言，比其它多种铸铁都要好。球墨铸铁曲轴可以铸成复杂的合理的结构形状，使其应力分布均匀，金属材料更有效地利用，加上球铁材料对断面缺口的敏感性小，使得球铁曲轴的实际弯曲

52、疲劳强度与正火中碳钢相近。该发动机曲轴采用球墨铸铁铸造而成。5.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计5.2.1 曲柄销的直径和长度 在考虑曲轴轴颈的粗细时，首先是确定曲柄销的直径。在现代发动机设计中，一般趋向于采用较大的值，以降低曲柄销比压，提高连杆轴承工作的可靠性，提高曲轴的刚度。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，一般的取值为:，曲柄销的长度是在选定的基础上考虑的。从增加曲轴的刚性和保证轴承的工作能力出发，应使控制在一定范围内，同时注意曲拐各部分尺寸协调,从润滑角度上来讲，希望,可以达到最好的润滑效果。则曲柄销长度取：轴颈的尺寸的校核