发动机活塞连杆组结构设计

机电与车辆工程学院毕业设计（论文）题 目： 发动机活塞连杆组结构设计 专 业： 车辆工程 班 级： 08 车辆 2 班 姓 名： 邹宏伟 学 号： 1608080231 指导教师： 陈皓云 日 期： 2012 年 5 月 目录引言 21.汽油机结构形式的设计 .21.1 汽缸数和气缸布置的选择 21.2 冷却方式 22.汽油机结构参数的选取 .22.1 气缸直径的确定 22.2 缸径行程比 S/D .32.3 转速 n 的确定 32.4 汽缸工作容积与升功率 32.5 缸心距的确定 33.活塞组零件的参数选择 .43.1.活塞组的工作条件和设计要求 43.2 活塞的材料 53.3 活塞主要尺寸设计 63.4 活塞裙部及其侧表面形状的设计 74.活塞销的设计 .85.活塞环设计 .105.1 活塞环的密封机理 105.2气环的设计 .115.3 油环的设计 125.4 活塞环强度校核 136.连杆组零件参数的选择 .146.1 连杆的工作情况 .146.2 连杆的材料 .146.3 连杆长度的确定 146.4 连杆小头的设计 .146.5 连杆杆身的设计 166.6 连杆大头的设计 167.连杆的校核 .187.1 连杆小头 187.3 连杆杆身 228.结论 .23参考文献 25致谢 270发动机活塞连杆组结构设计 姓名：邹宏伟 专业班级：08 车辆工程 2 班 导师：陈皓云摘要:科技进步推动了内燃机行 业的持续发展， 发动机的强化指标逐渐提高，活塞及杆组件所受的机械负荷与热符合也越来越高，它 们的设计是否合理，将直接关系到内燃机的可靠性、寿命、排放、经济性等。因此在已有条件下，通过真实有效地计算分析，得出有益的解决方案成 为目前内燃机行业的首选课题,内燃机严酷的内部温度环境和负荷条件使得传统的设计实验很难取得令人满意的效果，为确保设计目标的实现、为了适 应不断增长的高压环境和提高 产品的强度和耐久性要求以及设计中的寿命要求，需要采用先进的设计 和分析手段，科学的分析活塞的结构对活塞寿命以及工作的可靠性的影响，设计品质优良的活塞，从而使内燃机更好地工作。关键词：内燃机；活塞；连杆1引言几点工程学院对我们车辆工程专业特别开设了专业课设计汽车构造 ， 机械设计 ，发动机底盘设计 ， 发动机设计等课程是非常必要的，这是因为发动机是汽车的心脏，汽车的行使速度、加速性、爬坡度、牵引力决定于发动机；汽车常见故障大部分来源于发动机；汽车的然有经济性和经常费用也主要决定于发动机。为了实现汽车的设计目标，根据发动机的重要性，汽车方案设计对发动机的型式和主要参数、指标是作了规定的。所以发动机设计是一个重要的阶段，其中包括结构空间、总质量、功率、环境保护、生产成本、使用成本等指标。通过这次我们亲身的设计实践，让我们对这些专业课的基础知识和基本理论能有进一步的理解和掌握，使我们在分析、计算、设计、绘图、运用各种标准和规范、查阅各种设计手册与资料以及计算机应用能力等各个方面得到进一步的提高，能够全面地检验并巩固我们以前所学的专业课知识，并通过结合实际情况，让我们能从一个全新的角度重新学习、认识以前学过的专业课知识。除此之外，此次课程设计还为我们以后研究生论文奠定了一定的基础，同时也为我们将来走上工作岗位埋下了铺路石。1.汽油机结构形式的设计 1.1 汽缸数和气缸布置的选择 内燃机的气缸数和气缸布置方式，对其结构紧凑性、外形尺寸比例、平稳性及制造使用成本都有很大影响。目前小轿车各轻型车除最小排量的车型用 2 缸或 3 缸外，绝大多数用 4 缸机，少数高级轿车用 6 缸机或八缸机。至于气缸布置，不超过 6 缸的内燃机绝大数是单列的，单列式发动机结构简单，工作简单，成材本低，使用维修方便，能满足一般要求，而且以各气缸线所在平面与地面垂直居多。结合国内制造使用成本，生产条件及运转平衡性等，初步选用直列 4 缸机。目前汽车发动机多采用直列 4 缸、6 缸和 V 型 8 缸的结构。根据现有的国产汽油发动机的功率和汽缸数目的匹配关系，设计 2.0 升的汽油发动机，所要匹配的汽缸数目定为直列 4 缸机 2。1.2 冷却方式常用的冷却方式有水冷和风冷两种，水冷式发动机由于冷却较好而且均匀，强化的潜力要比风冷式发动机大，因此在汽车发动机上至今大多数还是水冷式发动机。在条件相同时，主要由于充量系数的差别，水冷机比风泠机高 5%10%。此外风冷发动机功率和燃料消耗受气温变化影响较大，不如水冷发动机指标稳定。综合以上各因素，本设计冷却方式选用水冷方式 1。2.汽油机结构参数的选取2.1 气缸直径的确定在此我所要设计的汽油发动机的排量为 2.0L 排量，四冲程汽油机。2平均有效压力： Mpap2.180活塞平均速度： smC/根据内燃机学的基本计算公式：其中 为发动机的有效功率， eP为发动机的平均有效压力，依题为mp Mpa2.180为汽缸的工作容积，依题为 0.5LsV为发动机的汽缸数目 ，依题为为 4i为发动机的转速n为活塞的平均速度，依题为 18m/smv 为发动机活塞的行程S为发动机汽缸直径D为发动机的行程数，依题为 4计算化简后得：D=86mm，S=92mm2.2 缸径行程比 S/D汽油机缸径行程比 S/D 的取值范围为 0.8-1.22S/D=9286=1.072.3 转速 n 的确定根据内燃机设计 （杨连生）P2，汽油机转速在 2500-6000r/min 之间取 n=5000r/min 活塞速度 符合活塞速度小于 18m/s 的要求 1。2.4 汽缸工作容积与升功率气缸工作容积 LSDVs543.02升功率 KWnPmel /7.13)3(*4230)1(*2 SDVnviVpPsmseesmnsvm/27.13032.5 缸心距的确定由于汽油机干缸套的缸心矩 Lo/D 为 1.12-1.24，所以初选 Lo/D1，得 Lo=86mm3。2.6 压缩比与燃烧室容积 Vc,总容积 Va根据内燃机设计 （杨连生） ，汽油机压缩比范围为 712 受爆燃限制，汽油机压缩比不超过 101，取 =8，则燃烧室容积 Vc=Vs/(-1)=76.3mL,汽缸总容积 Va=Vc+Vs=（62.3+498.5）=610.3mL。3.活塞组零件的参数选择3.1.活塞组的工作条件和设计要求3.1.1.活塞的机械负荷目前发动机向高速发展活塞组的最大惯性力一般已达活塞本身重量的 10002000倍(汽油机 )和 300600 倍(柴油机) 。周期性变化的惯性力引起发动机的振动，并使连杆组、曲轴组零件特别是轴承负荷加重，导致发动机耐久性下降。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，结构要尽量简便、轻巧，截面变化处的过渡要圆滑，以减少应力集中采用强度低比重小的材料 3。3.1.2 活塞组的作用与特点一般活塞都是圆柱形体，根据不同发动机的工作条件和要求，活塞本身的构造有各种各样，一般将活塞分为头部、裙部和活塞销座三个部分。头部是指活塞顶端和环槽部分。活塞顶端完全取决于燃烧室的要求，顶端采用平顶或接近平顶设计有利于活塞减少与高温气体的接触面积，使应力分布均匀。多数汽油机采用平顶活塞，有些发动机（例如直喷式柴油机和新型的缸内喷注汽油机）为了混合气形成的需要，提高燃烧效率，将爆燃减少到最小程度，需要活塞顶端具有较复杂的形状，设有一定深度的凹坑作为燃烧室的一部分。活塞的凹槽称为环槽，用于安装活塞环。活塞环的作用是密封，防止漏气和防止机油进入燃烧室。 活塞裙部是指活塞的下部分，它的作用是尽量保持活塞在往复运动中垂直的姿态，也就是活塞的导向部分。活塞裙部的形状极有讲究，尤其是象轿车一类的轻型乘用车，设计者从发动机的结构和性能出发，常在活塞裙部上动脑筋，以尽量使发动机结构紧凑运行平稳。活塞销座是活塞通过活塞销与连杆连接的支承部分，位于活塞裙部的上方。高速发动机活塞销座的特别之处在于销座孔不一定与活塞在同一中心线平面上，可向一侧偏移一点点，即向作功行程时活塞接触缸壁的一侧偏移，这样当活塞到上止点变换方向后活塞敲击缸壁的程度会减少，从而减少了发动机噪声。在整个活塞组与气缸的配合中，活塞组中真正与气缸缸壁接触的是活塞环，它填补了活塞与气缸壁间的空隙，以封闭燃烧室，因此它也是发动机中最容易磨损的零件。活塞环一般由铸铁做成，有一定弹性，截面有多种形状，表面有涂层以增加磨合性能。当发动机运转时活塞会受热膨胀，因此活塞环有开口间隙，安装时为了保持密封性，要将4各活塞环的开口间隙位置错开。一个活塞往往有三至四个活塞环，它们按照作用的不同，分为气环和油环两大类。气环装在活塞头部上端的环槽内，用来防止漏气，将活塞头部的热量传递到气缸壁，疏散活塞的热量。油环的作用是防止润滑油窜入燃烧室，将气缸壁上过量的润滑油刮回到油底壳，它安装在气环的下方环槽内。只要保证密封功能的要求，活塞环数目少比数目多好，活塞环数目少既保持了最小的摩擦面积，减少功率损耗，又缩短了活塞的高度，相应也就降低了发动机的高度，目前高速汽油发动机一般是两道气环和一道油环 4。3.1.3 活塞的润滑活塞在侧压力作用下，在气缸内高速滑动(活塞平均速度已高达 12 米秒)，而缸壁一般均靠飞溅润滑，因此润滑条件差，摩擦损失大(活塞组的摩擦损失约占发动机全部摩擦损失的 40） ，磨损严重，易使活塞和活塞环磨损失效。由于活塞在不同工况下具有非常不同的温度，所以在不同工况下始终保持最佳的配合间隙成为十分复杂的问题。D.设计要求活塞是在高负荷、高温、高速、润滑不良的条件下工作的，对它的设计要求：（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。当进行活塞的结构设计时，应着重解决的问题是：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）确定合适的裙部外形和热膨胀控制措施，提高裙部承载能力和减小配缸间隙，改善磨损并使运转平顺 6。3.2 活塞的材料共晶硅铝合金 制造活塞的材料应有小的密度 、足够的高温强度 、高的热导率 、低的线胀系数a以及良好的摩擦性能(减摩性和耐磨性 )。常用材料为铝硅合金， 。共晶铝硅合金具有满意的综合性能，工艺性良好，应用最为广泛。过共晶铝硅合金中的初生硅晶体使耐热性、耐磨性改善，膨胀系数减小，但加工工艺性恶化。过共晶铝硅合金广泛用于高热负荷活塞 5。表一5H1/D 0.35-0.60 0.50-0.80H/D 0.60-1.00 0.90-1.40H2/D 0.40-0.80 0.50-0.90h/D 0.04-0.1 0.12-0.20d/D 0.22-0.30 0.30-0.403.3 活塞主要尺寸设计图 1 活塞结构图3.3.1 活塞高度 HH=D ,H=86mm3.3.2 压缩高度 H1H =0.5D, H =43mm13.3.3 火力岸高度 1h=0.07D=6.02mm1h选取 =6mm3.3.4 环带高度 2h现代四行程发动机一般采用二道气环和一道油环。气环的厚度一般为 2.03.0mm 2。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 12c。第一环岸高 C1=0.030.04D=0.04*86=3.44mm，取 4mm环高 b1 为 2.03.0mm，取 3.0mm6环高 b2 为 2.03.0mm，取 3.0mm环高 b3 油环为 4.06.0mm，取 4.0mm环岸高 C2 为 2b1，取 6.0mmb1=3,b2=3, b3=4,C1=4, C2=6。则环带高度为 20mm3.3.5 活塞顶部厚度 为 0.060.10D=0.08D=6.88mm取 8mm。 3.3.6 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8mm，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 8mm9。有关活塞的尺寸设计结果： 表二名称 数值 单位压缩高度取 H1 43 mm环带高度 H3 20 mm火力岸高度 H 6 mm总高度 86 mm壁厚 8 mm外圆直径 D 86 mm第一道环的环岸高度 b1 3 mm第二道环的环岸高度 b2 3 mm第二道环的环岸高度 b3 4 mm第一道环槽高度 C1 4 mm第二道环槽高度 C2 6 mm环槽深度 4.5 mm3.4 活塞裙部及其侧表面形状的设计活塞裙部及其侧表面形状设计的关键，在于保证裙部有足够的贴切合面积和良好的润滑条件，以及保证发动机在不同工况下都具有最小的活塞间隙。73.4.1 裙部椭圆1） 、将裙部设计成椭圆。 2） 、将销座附近的裙部外侧部位设计成凹陷状。裙部椭圆的规律：为了使活塞在正常工作温度下于气缸壁之间保持右比较均匀的间隙，不至于在气缸内卡死或是引起局部磨损，必须在常温下预先把活塞裙部的横断面加工成椭圆形，其长轴垂直于活塞销轴线方向，其矩轴于长轴的差值视发动机的不同而不同，一般为 0.080.025mm。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 0.08mm12。3.4.2 配缸间隙为了视铝合金活塞在工作状态下（热态）接近一个圆柱形，还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）13。3.5 活塞头的质量计算对活塞进行简化变成可计算体积的几何体，从而计算出其体积和质量。活塞的质量在估算时，将活塞当作薄壁圆筒处理。活塞 其中 D为活塞的外径，D=86mmt为活塞的厚度， t=8mmH为活塞的高度，H=(0.81.0)D=86mm为活塞的密度，在此处用共晶铝硅合金 66-1，密度为 2.7g/cm3故可知活塞的质量为 m 活塞=239.1g。4.活塞销的设计活塞工作时顶部承受很大的大气压力，这些力通过销座传给活塞销，再传给连杆。因而活塞销座和活塞销的设计必须保证足够的强度、足够的承压面积和耐磨性。A.活塞销的材料活塞销一般用低碳钢或低碳合金钢（如 20Cr）制造，经表面参碳淬火处理，以提高表面硬度，使中心具有一定的冲击韧性。表面需进行精磨和抛光 8。B.活塞销与销座的结构设计134221 HtDm8图 2 活塞销结构d1=（0.250.3）D=0.3D=25.8mm取 26mmd2=(0.60.79)d=0.6d=16mml=(0.80.9)D=0.9D=77.4mm取 78mm活塞销外径 d =26,;活塞销内径 d =16。活塞销长度 l=78mm。12C.活塞销与销座的配合活塞顶所承受的气压力通过活塞销座和活塞销传给连杆。由于结构上的限制，活塞销的 直径 d 不可能超过 0.4D，活塞销的长度不可能超过 0.85D，因此活塞销总的承压面积极为有限，还要在活塞销座与连杆小头衬套之间合理分配。所以，不论在销与销座之间，还是在销与连杆之间，承压面积都很小，表面比压很高。加上活塞销与销座或活塞销与连杆衬套之间相对运动速度很低，液体润滑油膜不易形成。在这种高压低速条件下，要保证可靠的液体润滑，配合副的工作间隙要尽可能小。经验表明，当活塞销与销座以及活塞销与连杆小头衬套之间的工作状态(热态)间隙在(13) 10-4d 时，可以可靠工作。于是，在装配状态(冷态)，销与销座则有(13) 10-4d 的过盈，以补偿铝合金活塞销孔在工作时较大的热膨胀。为了稳定地保持极小的间隙而又转动灵活，活塞销外圆、活塞销孔和连杆小头衬套孔都应有极高的加工精度。不但尺寸公差要严格，尤其要保证严格的圆柱度和表面粗糙度。如果尺寸公差偏大，而圆柱度和表面粗糙度值足够小，则可以按尺寸分组选配的办法保证配合副的理想间隙。D.活塞销质量 m3m=95.2gE.活塞销刚度和强度的校核为保证活塞销和销座的可靠工作，需校核活塞销的弯曲变形，失圆变形，销座上的表144223 HtDm9面压力和活塞销的应力。24302.8/61Dd35.2活塞销的弯曲变形： 42.01)()1(.48242/3 pfz许用变形： 0.004D=0.0344mmf满足要求。失圆变形：54208.1)(17.4832 Dpdz许用失圆变形：3.)0.(.满足要求。作用在销孔上的表面压力：645.38158.2 zpq小于极限值 560bar，满足要求。活塞销的纵向弯曲应力：74/243)1(093. 21 mNpz活塞销的横向弯曲应力：84/52)1(0685. 22pz所以总弯曲应力：21=286N/mm2在许用应力 200 到 400 N/mm2 之间，满足要求。经以上计算可知设计的活塞销满足刚度和强度要求 8。5.活塞环设计活塞与活塞环一起防止气缸内的高压气体下窜到曲轴箱，同时把很大一部分活塞顶接10收的热量传给气缸壁，起这种作用的活塞环称为气环。此外，还设置专门的油环，在活塞下行时把气缸壁上多余的机油刮回油底壳，以减少上窜机油量。一般要求通过环组的窜气量不超过总进气量的 0.5%，机油消耗量不超过燃油消耗量的 0.5%14。5.1 活塞环的密封机理内燃机活塞组与气缸之间应用带开口的弹性金属环实现往复式密封。由于开口的存在，漏气通路不可能完全消除。为了防止大量漏气，一般采用多个活塞环形成随活塞运动的迷宫式密封。为减小活塞组与气缸之间的漏气通路，活塞环的外周面必须以一定的弹力 与气缸壁0p紧密贴合，形成第一密封面。这样一来，缸内气体不能短路直接通过环周与气缸之间，而是进入环与环槽之间，一方面轴向不平衡力 将环向环槽的侧面压紧，形成第二密封面，AF同时，作用在环背的气压力造成的径向不平衡力 又大大加强了第一密封面。尽管环背气R压力有时大大超过环本身弹力 ,但 的作用仍是关键。如果 降到零,即环周与缸壁之间0p0p出现缝隙(一般称为活塞环“漏光”), 第一密封面被破坏 ,气体就直接从缝隙处短路外泄，任何环背压力和 FR 都建立不起来。只要在整个环周上还剩下一个哪怕是很小的弹力，被密封气体就会自行帮助密封，而且要密封的气体压力越高，附加的密封力也越大。可以认为，具有这种自适应特性的简单环式密封系统，是往复活塞式内燃机有强大生命力的结构保证之一。必须指出，活塞组的密封作用不仅取决于活塞环，而且与活塞的设计有很大关系。活塞应保证活塞环工作温度不会过高。环带部分与气缸的间隙应尽可能小。环槽应加工精确，且在工作中不发生过大变形。环槽与环之间的间隙要合适 13。5.2气环的设计5.2.1 气环的断面形状根据活塞环的密封机理，形状简单、加工方便的矩形(断面)环完全可以满足要求。但这种环磨合性较差，作用在活塞环上的力及其密封面密封性不理想。 矩形环结构简单，加工容易，成本较低，报废率低。桶面环的外周面是直径等于缸径的球面的中段，其特点是能适应活塞的摆动，并且活塞上行和下行时均能在环的外周面上形成润滑油膜，摩擦面不易烧伤。环与气缸接触面积小，比压大，密封性好。桶面环广泛用作高速、高负荷的强化内燃机的第一环。11a)矩形环 b)桶面环 c)锥面环。d)梯形环 e)正扭曲环 f)反扭曲环图 3 常用的活塞环断面形状锥面环外周面具有很小的斜角(一般为 06)，它新装入气缸时与气缸线接触，磨合快，下行时有良好的刮油作用。安装时不能上下装反，否则使窜机油加剧。这种环适用于第二、三气环。梯形环两侧面夹角多为 150 左右。装这种环的活塞在气缸中工作时的侧向位移使环与环槽侧面间的间隙不断变化，可防止环槽中机油结胶甚至碳化，适用于热负荷较高的柴油机作为第一环。正扭曲环采用内切或倒角造成断面相对弯曲中性轴不对称，使环装入气缸发生弯曲变形后发生不超过 10 的盘状正扭曲。它有与锥面环类似的作用，但加工容易些，不过扭曲环的扭曲角沿环周是不均匀的。反扭曲环工作时扭曲成盖子状，配合外圆的锥面，具有很强的密封性和刮油能力，常用于紧挨油环的那道气环 1。 5.2.2 气环的尺寸参数 在保证密封的前提下，活塞环的数目应尽可能少，因为减少环数可缩小活塞高度，减轻活塞质量，减小发动机总高度，降低发动机摩擦损失。现代高速内燃机大多采用 2 道气环(另有 1 油环) ，重型强化柴油机则用 3 道气环。气环的尺寸参数主要有环的径向厚度 t、轴向高度 b以及环的自由状态形状和自由开口端距。0S减小环高 b 有利于缩短活塞高度，减小环的颤振倾向，目前 minb已达到 1mm 左右的极限。过小的 使环和环槽的加工困难。径向厚度 t较大的环弯曲刚度大，对气缸表面畸变的跟随性差，但耐磨性相对较好。刚性环在较小的端距 下就可得出要求的平均径向壁压 ，但在套装到活塞头部上时易于折0S0p断。对合金铸铁的活塞环来说 D/t=23-25， =0.1-0.2M ，S/t=3.5-3.7 ，环槽深度取0Pa0.9d=77mm6。125.2.3 活塞环的材料活塞环是内燃机中磨损最快的零件，因此适当选择材料和表面处理工艺十分重要。活塞环一般是由合金铸铁铸造，高强度环用球墨铸铁，经热处理以改善材料的热稳定性。少数活塞环用合金钢制造。活塞环的工作表面通常用各种镀层或涂层，以提高其耐磨性、耐蚀性或改善磨合性。最常用的耐磨层为镀铬和喷钼。松孔镀铬不仅硬度高，耐磨耐蚀，而且储油，抗胶合，广泛用于汽油机和自然吸气柴油机。钼熔点高，喷钼层抗胶合、抗磨损性能好，能适应高温下工作。喷涂法能造成一定多孔性，也有一定储油能力。喷钼环主要用于增压强化柴油机的第一环。所有活塞环都要进行磷化、镀锡或氧化处理，以改善磨合性和防锈 7。5.3 油环的设计气缸与活塞运动副用飞溅的机油润滑。油环的作用是把飞溅到气缸壁上的多余润滑油刮下来，回到油底壳，以减少发动机的机油消耗量。为了能在高速运动中对抗机油的流体动压力刮下机油，只留下很薄的油膜，油环工作面的着壁压力应足够大。因为油环没有环背气压力帮助压向气缸壁，着壁压力完全靠本身的弹力产生。单体铸铁油环(，由于材料强度所限，只能通过减小与气缸接触的工作面积来提高壁压，最高只能达到 0.5MPa 左右。如用高强度材料，用较大的径向厚度 t，壁压可能进一步提高，但环刚性大，对气缸变形的追随性差，刮油能力不好。用具有切向弹力的螺旋衬簧的铸铁油环可使壁压达到 0.8MPa 以上，即使环的外圆磨损，壁压也比较稳定，因为壁压主要由衬簧产生。这种环厚度 t小，柔性好，在气缸变形较大的条件下也能很好地刮油。这种油环目前应用很广，尤其在高速柴油机汽油机上。铸铁环表面要通体镀铬。上述两种单体油环与环槽不可避免地有侧向间隙，在环正常轴向移动或颤振而悬浮在环槽中间时，机油可能通过侧隙上窜。这种影响在高转速时更大，所以现代高速汽油机常用无侧隙钢片组合式油环。为了使油环刮油有效，除了油环结构外，还应注意活塞的配合。用单体油环时必须保持环槽侧隙尽可能小，这意味着环槽加工精度要高，变形要小。还应注意环槽须有面积足够的泄油通道，以免回油受节流造成过高动压，使油环浮起。一般希望在油环槽底和槽下都加工出很多泄油孔，使泄油通畅 9。5.4 活塞环强度校核校核气环：（1）对于第一道气环，其最大弯曲应力是：对于铸铁，取弹性模量 E=180GPamax2 2104.60.40.48.385(1)(7)StEGPaMD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：MPa 3max1303 31087.140.14.25()(4.6)SDpEMPat（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=100Gpamax2 2134.60.40.40.72(1)(87)StEGPaD活塞环的许用应力 ，故弯曲应力在允许范围内。MPa 3max活塞环的弹力： 03 3187.140.140.21()(4.6)SpEPaDt环的套装应力是： 因装环时常采用手工安装，取 m=1.57；max2 210.53.910.53.94.60380()7(8)StE GPaM 许用套装应力 ，故套装应力在允许范围内。a4maxMP6.连杆组零件参数的选择6.1 连杆的工作情况 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。16cosjgap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。6.2 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 8。146.3 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 。/Rl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 的高速汽油机来说， 值一般在 0.270.30 之间，又考虑到其他零件的设计，所以取连杆长度为 187mm，即 值为 0.278，在此范围内，是可取的 4。 6.4 连杆小头的设计 6.41 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 5。6.4.2 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 26mm。 图 4 连杆小头 衬套的厚度 一般是 =（0.040.08）d。选 可为 2.5mm，所以小头的内径 d1 为31mm。小头外径 d2 的选取范围一般是 d2=（1.21.4）d1 ，取 d2=1.37d1=42.5mm。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=26mm，这样小头 宽度和销座之间每侧的间隙为 1mm10。156.4.3 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0.13mm。.5203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 mm8。0.3273、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。6.5 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 9。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所示。16其中截面宽 B=20mm t=8mm截面的高 H=（1.21.8） B ，取 H=1.25B=25mm图 5 连杆杆身横截面形状6.6 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 7。6.6.1 连杆大头的剖分形式采用平切口的剖分方式6.6.2 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 4。6.6.3 连杆大头的主要尺寸1.大头孔直径 1D17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=60mm2.大头孔轴瓦直径 D2：D2=（0.42 0.55）D，取 D=49mm,取壁厚为 5mm，则轴瓦外径为49+5*2=59mm3、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 =1.3 ，即1l1Dl1=78mm，螺纹外侧边后不小于 24 mm1l4.大头的宽度 B2B2=（0.4 0.65） =2439mm，取 30mm1D6.7 连杆组的重量及惯性力查表 86mm 缸径的高速汽油机的连杆组重量 M 约为 1500g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=150mm。其尺寸如图图 6 连杆结构图则连杆小头的换算质量 和大头的换算质量 如下：G2G645817085gHLMG32402 7.连杆的校核7.1 连杆小头1. 最大过盈量 0.62. 工作温度下过盈量的增加 18 17034.1 mtdt3. 由衬套过盈配合及受热膨胀产生的径向均布压力 262622121t /6.0415.3.38105384 cmkgfEddp 274. 由 p 引起的小头外表面的应力37/469221 cmkgfpda5. 活塞组最大惯性力474.51)(2maxkgfRgGPj 6. 固定角 由 图 纸 量 得 ）10c7. 小头平均半径 2341612dr8. 小头中心截面上的弯矩 576.097.3.0( cmax0 cmkgfrPMj ）9. 小头中心截面上的法向力 6.248.52.( cax0 fNj ）10. 小头固定截面上的弯矩 746.7 cossin5.0os1(max02 cmkgf rPrjc ）（） 11.小头固定截面上的法向力 879.28cosin(5.osax0kfgPNjc ）1912 小头壁厚 7.5231.4h12d13.小头截面积 212 78.4.)8.()( cmbF14.衬套截面积 960235d15.系数 79.0EK16.小头受拉时固定截面处外表面应力107/7.240)2(62cmkgf hbKNhrMaj17.小头承受的最大压缩力17.534max2kgfPDpjzc18.辅助参数 01.rMC 查 表 ）(0325.CN19.小头受压时中央截面上的弯矩和法向力 cmkgfP .14.572.012.20.小头固定截面处的 f( )值 f( )=0.013（查表）cc21.小头受压时固定截面处的弯矩和法向力1278.12)()os(0cmkgfrfPrNMcC137.6)(02 kgfPcc22. 小头受压时固定截面处外表面应力147/345)(6222cmkgfhbKNrhac23.材料的机械性能 由于材料是 40，取 = 65B2/ckf则 =（0.450.55）=0.51 =33.151mg=（ 0.70.9） =0.8 =26.52z 112/ckf20=（1.41.6） =1.5 =49.730112/cmkgf24. 角系数 1573.0225.在固定角截面的外表面 应力幅 2/9.2)(21cmkgfacja平均应力 ajm417)26.小头安全系数 66.3“1 mazn因为 n=3.661.5,小头的强度满足要求，所以是安全的。27.小头截面惯性矩 1709.1243 cmhbJ28.小头横向直径减小量 187035.10)9( 4623max1 cEJdPcj=0.0002350.0075，所以所设计的连杆小头满足刚度要求。7.2 连杆大头1.连杆大头的强度校核目前还没有比较合理的验算连杆大头强度的公式。在此把整个连杆看成是一个两端固定的圆环，通常这个角度假设为 400。圆环的曲率半径取内外圆半径之和的一半。环的截面面积取 A-A 截面的面积。同时假定作用在连杆大头上的力按余弦分布。连杆大头所受惯性力拉伸载荷： KNrgGrgGpj 76.1)1(232max 连杆大头中央截面 A-A 上的应力为： 001max 3.52.)(283.07. FJZlPj 式中 计算圆环的曲率半径， =17.5；1l 1l21 大头中央截面的惯性矩, = =4.80 ；JJ3012BD41m 轴承中央截面的惯性矩， = =2.03 ； 4 大头中央截面面积， =B（D0-d2）=812；FF 轴承中央截面面积， =B（d2- D2）=9 2； Z 计算断面的抗弯断面模数，由材料力学附录表 4 查得Z=1.141053。：， 公 式 可 简 化 为取 40MPaFJZlPj 86.34.0)1(23.max 由于 =60 200MPa，所以所设计的连杆大头满足强度要求。2.连杆大头的刚度校核连杆大头横向直径收缩量可按下式进行计算。 mJElPj 631max089.)(024. 由于 远远小于轴承间隙的一半，所以所设计的连杆大头满足刚度要求。综上所述，所设计连杆满足强度、刚度的要求，故该连杆结构安全。7.3 连杆杆身连杆杆身在不对称的交变循环载荷下工作，它受到位于计算断面以上作往复运动的质量的惯性力的拉伸。在爆发行程，则受燃气压力和惯性力差值的压缩，杆身的应力幅 a只决定于气压力 Pz，而惯性力只影响平均应力 m ，所以其计算工况应为最大扭矩工况。由 引起的拉伸应力在杆身中间截面处的计算如下：jPFPjj由 压缩和纵弯曲引起的合成应力摆动平面内：cPcJxlC21在垂直于摆动平面内：22EcPJlFcxc24331htBHJx)(2y式中 F 杆身中间截面面积， F=B（H-h）+ht=532；c 系数，对于各种钢材， c=0.0002 0.0005，取 c=0.0003； 材料弹性极限；E 杆身中间截面对其垂直于摆动平面的惯性矩， = 921.874；xJ xJ 杆身中间截面对其摆动平面的惯性矩， =759.514；y y代入数据求得 j=15.39MPa1=123.34MPa,2=119.85MPa。应力幅和平均应力在摆动平面内为：MPajmja37.6928.51在垂直于摆动平面内 Pajmja62.78.5112所以在摆动平面内的安全系数 5.18.,1mazn在垂直于摆动平面内 5.19.,1mazn所以所设计的连杆杆身中间截面是安全的。在杆身最小截面处的应力计算如下：23拉应力： =20.37MPaminFPjj压应力： =147.14MPainzjc应力幅： =63.39MPa2jca平均应力： =83.76MPajcm此处的安全系数 n=1.61.5，所以该截面安全。综上所述，本设计所设计的杆身安全。8.结论通过这次我们亲身的设计实践，让我们对这些专业课的基础知识和基本理论能有进一步的理解和掌握。设计的整个过程都有老师在一旁指导，有问题可以及时解决，学到了很多发动机和活塞连杆的知识，这也是我觉得这次设计比以前简单的原因吧。我把这次课程所学到的东西总结为以下几点：1).分析、计算、设计、绘图、运用各种标准和规范、查阅各种设计手册与资料。2).计算机计算，绘图的应用能力等方面得到进一步的提高。3).初步建立了工程的观念处理问题。4). 能够全面地检验并巩固我们以前所学的专业课知识，并通过结合实际，让我们能从一个全新的角度重新学习、认识以前学过的专业课知识。5). 了解国内外发动机各个技术的发展现状，对当代先进的发动机技术有了一些了解。6). 此次课程设计还为我们下学期的毕业设计奠定了坚实的基础。24参考文献1 杨连生内燃机设计北京：中国农业机械出版社，19812 陆际青汽车发动机设计北京：清华大学出版社，19903 杨连生内燃机设计北京：中国农业机械出版社，19814 唐增宝，何永然，刘安俊机械设计课程设计武汉：华中科技大学出版社，19995 周龙保内燃机学北京：机械工业出版社，20056 吴兆汉内燃机设计北京：北京理工大学出版社，19907 沈维道工程热力学北京：高等教育出版社，2002.8 刘鸿文.简明材料力学.高等教育出版社,2000.9 王定祥.现代工程机械汽油机.机械工业出版社,2004.10 陆际清.汽车发动机设计.清华大学出版社, 1999.11 王昆 何小柏.机械设计课程设计.高等教育出版社,2004.12 日长尾不二夫.内燃机原理与柴油机设计.机械工业出版社,1984.13 文九巴.机械工程材料.机械工业出版社,2003.25Structural design of engine piston connecting rod setName:Zou Hongwei Instructor:Chen HaoyunMajor:Class2ofVehicle engineering Abstract: The development of science technology forced the industry of internal-combustion engine to develop, the strength target of engine was gradually heightened, the mechanical and thermal load of piston a， the connecting rod subassembly of piston was higher and higher. Whether their design were in reason, related to the reliability、natural life、let 、economy and so on. Therefore, with own conditions, through true and effective calculation and analysis, getting useful project becomes the most important task of the industry of internal-combustion engine. In severe environment of the internal thermal and mechanical load, the experiment is difficult to get approving effect. For the sake of realization of design target, adapting increasing high pressure, improving strength、wear and natural life of product, needing to adopt advanced design and analysis measure, analyzing construct of piston is good for piston reliability and natural life. Designing piston with excellent quality improves engine to work better.Key words: Internal-combustion engine; piston design; the connecting rod26致谢本文是在陈浩云老师的悉心指导下完成的，在此首先向尊敬的导师表示衷心的感谢。感谢易克传老师，他渊博的学识、敏锐的洞察力、对问题的把握及严谨的治学态度，指引我在论文写作道路上前进的每一个步伐。在论文写作过程中，易老师多次询问研究进度，画图以及理论完成过程，并为我指点迷津，帮助我开拓研究思路，精心点拨、热忱鼓励。易老师一丝不苟的学风，严谨求实的态度，踏踏实实的精神，不仅授我以文，而且教我做人，虽相处时间不久，却使我以终生受益，在此深表谢意。感谢室友及 08 级车辆 2 班的所有同学，感谢他们在我的学业和生活中对我的帮助。感谢我的父母、朋友无微不至的照顾和鼓励，他们一直是我学习生涯中不断前进的精神动力。感谢所有帮助过我的人。