387柴油机设计（活塞连杆组）设计

387柴油机设计（活塞连杆组）摘 要本文主要介绍387柴油机活塞连杆组的设计。在本次设计中，考虑到387柴油机主要应用于农业生产中的中小型机械，环境往往较为恶劣，需要内燃机具有较好的动力性能为农机产品提供足够的动力。本次设计在387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。但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，易启动，节能效果明显，可使经济性和动力性大大提高。发动机转速为3000r/min左右，12h标定功率约27kW，符合当今低速汽车对转速及功率的需求。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。本人主要任务是设计387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387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387柴油机活塞连杆组的设计依据与设计过程。关键词：柴油机，活塞，连杆THE DESIGN OF 387 DIESEL ENGINE （PARTS OF PISTON GROUP）ABSTRACTThis paper mainly introduces the design of the 387 diesel engine parts of piston group. In this design, considering the 387 diesel engines are mainly applied in small and medium-sized machinery, agricultural production environment is bad, need often has better performance for internal machinery products provide enough power. The Diesel 387 which designed this time is on the basis of the old Diesel 387 and increasing the piston stroke, with its power performance and economical efficiency enhanced. However, because of the work itinerary increased, its balance became worse, noise and vibration also increased. So in this design, I have to take some certain measures. Combustion Chamber using injection type, easy to start, energy saving effect, and can make the efficiency and performance improved greatly. The engine speed is 3000r/min, about 27kW/12h calibration power, speed and the current low power of the car needs. Through the parameters and process performance control can make fuel consumption in 245g/kW. This paper discusses the design requirements and characteristics of the cylinder important parts。My main task is to design 387 engine parts of piston group. On the first, according to the diesels performance target, I should to choose the main performance mark of the diesel. Then in the light of the design of 387 diesel parts of piston group to design the structure. When explained the process of the parts of piston group design, I also summarized the main parts. This thesis focused on expounding the foundation and process of the 387 diesel engine parts of piston group design. KEY WORDS： diesel engine, the piston, the connecting rod,目录第一章 前 言11.1 柴油机技术概述及发展趋势11.1.2 柴油机技术的发展趋势11.2 我国柴油机技术的发展2第二章 整体设计42.1 柴油机设计的总体要求42.2 柴油机的设计要求42.3 387柴油机简介52.4 柴油机主要零部件的设计62.4.1 活塞62.4.2 连杆62.4.3 曲轴飞轮组72.4.4 气缸盖72.4.5 机体组8第三章 活塞组零件的参数选择93.1 活塞组的工作条件93.1.1机械负荷93.1.2热负荷93.1.3活塞高速滑动，润滑不良93.2 活塞的设计92.2.2 活塞的材料93.2 活塞头部的设计103.2.4 活塞裙部的设计133.3 活塞销的设计143.4 塞环和活塞环槽的设计163.4.1 活塞环的工作情况和设计要求163.4.2 活塞环的组合和结构163.4.3 活塞环和环槽的参数选择183.5 活塞组的重量19第四章 活塞的应力分析和强度校核204.1、活塞的校核204.2、活塞销的受力与校核214.3、活塞环的校核23第五章 连杆组零件参数的选择255.1 连杆的工作情况255.2 连杆的材料255.3 连杆长度的确定255.4 连杆小头的设计265.4.1、小头结构形式265.4.2、小头尺寸265.4.3、连杆衬套275.5 连杆杆身的设计275.6 连杆大头的设计285.6.1、连杆大头的剖分形式295.6.2、连杆大头的定位方式295.6.3、连杆大头的主要尺寸295.7 连杆组的重量及惯性力30第六章 连杆的受力分析和强度校核306.1连杆小头306.2连杆大头346.3连杆杆身34结 论36参考文献37致 谢3839第一章 前 言活塞式内燃机自19世纪60年代问世以来，经过不断改进和发展，已是比较完善的机械。它热效率高、功率和转速范围宽、配套方便、机动性好，所以获得了广泛的应用。全世界各种类型的汽车、拖拉机、农业机械、工程机械、小型移动电站和战车等都以内燃机为动力。海上商船、内河船舶和常规舰艇，以及某些小型飞机也都由内燃机来推进。世界上内燃机的保有量在动力机械中居首位，它在人类活动中占有非常重要的地位。1.1 柴油机技术概述及发展趋势1882年德国人狄赛尔（Rudolf Diesel）提出了柴油机工作原理，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，应用领域越来越广泛。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3050kW/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。 1.1.2 柴油机技术的发展趋势现代高性能柴油机由于热效率比汽油机高、污染物排放比汽油机少，作为汽车动力应用日益广泛。西欧国家不但载货汽车和客车使用柴油发动机，而且轿车采用柴油机的比例也相当大。最近，美国联邦政府能源部和以美国三大汽车公司为代表的美国汽车研究所理事会正在开发的新一代经济型轿车同样将柴油机作为动力配置。 经过多年的研究、大量新技术的应用，柴油机最大的问题烟度和噪声取得重大突破，达到了汽油机的水平4。现在，科技的发展日新月异，柴油机新技术的开发和应用所需要的时间也越来越短。 1.2 我国柴油机技术的发展我国柴油机产业起步相对较晚，但是自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排放限值要求，一些甚至可以达到欧排放限值要求。但我国柴油机产业的整体发展仍然面临着许多问题，与国外柴油机相比还有一定的差距。我国柴油机产业的整体发展面临着许多问题：（1）柴油机行业投入不足，严重制约了生产工艺水平、规模发展和自主开发能力的提高；（2）柴油品质差、柴油标准的修订严重滞后于汽车工业发展的需要，对柴油机技术的发展及各种新技术、改善柴油机排放措施的应用造成障碍；（3）我国柴油机技术的落后、产品质量差以及车辆使用中维修保养措施不力，导致低性能高排放柴油机在使用中对城市环境和大气质量造成不良的影响。随着环保法规的日益严格，光靠增压中冷技术已不能满足日益严格的环保要求，这就需要更新的柴油机电控喷射技术来支持。现在国内的柴油机电控喷射系统正处在开发阶段。比如上海内燃机研究所、无锡油泵油嘴研究所等正在积极研究之中。无锡油泵油嘴研究所已把部分成果应用到双燃料机上实现了天然气和液化石油气的电控化，目前正进行匹配试验。根据目前我国发动机的状况，提高我国柴油机技术水平急需解决下列的关键技术：1、 关键零部件技术：如油泵油嘴和增压中冷。2、 燃油品质：优质低硫的柴油是柴油机满足日益严格的排放法规的前提。3、 电控技术：柴油机电控技术对于发动机综合性能的优化和提高至关重要。4、 排放后处理关键技术： 如废气再循环技术（EGR），微粒捕集技术以及NOx催化转化技术。5、 整机开发及匹配技术： 如柴油机燃油、进气及燃烧系统的匹配与优化技术，重型车用及轿车用柴油机技术。6、 柴油机的制造、工艺及材质等技术。随着中国机械工业的发展，特别是制造工艺水平的提高，相信中国的内燃机工业也会有一个很大的提高。第二章 整体设计2.1 柴油机设计的总体要求在结构设计和总体布置设计时，要求尽可能采用一般钢材，零部件的工艺性要好，要适合于大量生产。它们的附属系统（如供油系、起动机、三滤、散热器等）往往都是专业化生产的。这就更严格地要求符合“三化”的规定。而且要求这些柴油机的重量轻、体积小、质量好、效率高、机构简单、使用方便，此外对于发动机的启动性和制造工艺性以及使用维修方便性的要求也是很重要的。例如动力性与经济性，重量轻与使用寿命长，性能指标与制造成本等等。在柴油机的排放方面，由于柴油机排出有害气体（NOX、CO、HC等）连同噪音、臭味等共同构成了人类环境的污染源之一。国外已经严格控制发动机的排放，为其制定相应的标准，我国现在采用欧洲排放标准，法规规定到2008年一些较大城市（如北京、上海）实行欧排放标准，其它地区逐年实现。2.2 柴油机的设计要求柴油机的总体设计是在注重节约能源的同时又加强了对排放性的要求，提高了产品的适用性。根据柴油机的设计要求对其主要参数进行选择。 作为农用机械动力的387柴油机，因其配套种类繁多，其性能、结构和使用情况随地区不同而差别悬殊，且大部分农用柴油机工作环境恶劣，同时使用负荷不均，有时超负荷，有时负荷较低，而且可能性连续工作几十个小时以上，故柴油机的设计要求如下：1、使用的可靠性和耐久性，这是作为农用柴油机的重要要求，因此选用较低的活塞平均速度和平均有效压力，目前多数为四冲程柴油机。2、要有好的经济性，造价低廉，燃油和机油消耗率低。3、易起动、好操纵、维修方便，适合于农村的使用条件。4、要有好的动力性，柴油机发出的功率要能够满足使用的要求。5、空气、燃油、机油滤清器的过滤面积要大，且容易清洗和更换。2.3 387柴油机简介387柴油机主要用于轮式拖拉机动力，经过一定改装和调整后，可用于排灌动力、发电机组和小型载重汽车上。其特点是结构紧凑、重量轻、性能好。387柴油机的技术参数：型式：直喷、直列、三缸、立式、水冷、四冲程、形燃烧室活塞行程/气缸直径： 104/87标定功率/转速： 27/3000 （kW/r/min）压缩比： 15 ：1燃油消耗率： 245（g/kW.h）润滑方式： 压力及飞溅复合式启动方式： 电启动气缸盖和机体都是整体铸造的，机体下平面与曲轴线相平，因此结构轻巧。采用干式气缸套，因此机体现刚度好。缸套材料为高磷合金铸铁，壁厚为3毫米。活塞由硅铝合金铸造，头部共有两道气环和一道油环。活塞销是浮式的。连杆用钢锻制成，具有平切口连杆大头。两个连杆螺栓加工有定位带以保证连杆盖的定位。球铁曲轴是全支承的，不带平衡块，其轴向定位设在后轴承上。曲轴后端凸缘用螺钉将甩油盘和飞轮固定在一起。曲轴的前端装有皮带轮和起动爪。主轴瓦和连杆轴瓦都是高锡铝合金薄壁轴瓦。凸轮轴布置在机体的上部，具有三个支承。气门、摇臂直接由较长的菌形挺柱驱动。这样可使气门机构的刚性加大。气门上都设有两个气门弹簧座和两个气门弹簧。润滑系统中，有转子式机油泵，固定在第一主轴承盖上，经中间齿轮由曲轴齿轮驱动。冷却系中的离心水泵和风扇都是由曲轴皮带轮直接驱动的。柴油机采用电起动，为了适应冬季冷起动的需要，在进气管内装有起动预热器。为了适应拖拉机工作的，387型柴油机采用带有一级旋风的纸质空气滤清器，具有较高的滤清效率。2.4 柴油机主要零部件的设计2.4.1 活塞活塞是在恶劣的条件下工作的。首先，它承受着很大的机械负荷。活塞顶上作用有不断变化的气体压力。对于柴油机来说，气体压力的最大值Pmax一般是在78MPa。目前，由于高增压强化，柴油机的最高气体爆发压力已达到1718MPa，有的甚至更高。同时，在高速内燃机中，循环的变化频率很高。这样就使作用在活塞上的载荷是具有冲击性的。活塞在气缸里做高速运动，还会产生很大的往复惯性力。为了减小活塞组的往复惯性力，设计活塞时要尽量减小结构质量，选用密度小、强度高的材料。其次，活塞在工作中承受着很高的热负荷。活塞顶与燃烧室中最高温度为18002600，热量通过对流以及热辐射等方式传到活塞顶。由于柴油机燃烧的特点，使活塞受热强度分布不均匀，此外还因为在有效燃烧期中气体介质具有较高的密度和紊流的作用，也使得燃气传给活塞的热量增加。为了防止活塞受热部分温度过高，一般都力求减小燃气向活塞的传热量并使流入活塞的热量能很好的散走。再次，活塞沿气缸作高速滑动，活塞裙部受侧向力的作用，在润滑不良的情况下，常常造成活塞、活塞环和气缸之间的剧烈磨檫和磨损。所以，活塞的设计任务就是根据活塞的功用，适应内燃机强化程度提高的需要，从活塞各部分结构尺寸的选定和造型设计、活塞的材料和表面处理、必要的计算和试验等方面入手，正确解决活塞的工作能力、可靠性、寿命和机械负荷、热负荷、磨损之间的矛盾，并在实践中不断加以考核和改进。活塞的设计要点包括：活塞头部的设计，活塞销座的设计，活塞裙部及其侧面形状的设计。2.4.2 连杆连杆（组）一般由连杆体、大头盖、连杆螺栓、轴瓦和连杆小头衬套等组成。连杆把活塞和曲轴连接起来。连杆小头与活塞销连接，并与活塞一起作往复运动；连杆大头与曲轴的曲柄销连接，和曲轴一起作旋转运动；连杆的其余部分作复杂的平面运动。作用在活塞上的力经连杆传给曲轴。连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷。连杆必须具有足够的结构刚度和疲劳强度。也就是说在力的作用下，杆身应该不致被显著压弯；连杆大小头孔不致显著失圆。在设计时候应遵循以下的原则14：1、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。2.4.3 曲轴飞轮组曲轴组由曲轴、飞轮、平衡重以及传动齿轮等构成。曲轴是发动机中最重要的机件之一，是由一个或者多个彼此间错开一定角度的曲柄，加上功率输出端和自由端组成，它是发动机最主要的部件之一。它的尺寸参数在很大程度上不仅影响着发动机的整体尺寸和重量，而且也在很大程度上影响着发动机的可靠性与寿命。曲轴的功用是把活塞的往复运动通过连杆转化成旋转运动以输出柴油机所产生的功率，并驱动柴油机的配气机构、喷油泵、机油泵、水泵及其他的附件。在曲轴的设计方面有几点要注意，首先，因为曲轴在工作中要承受扭转力矩的作用，因此曲轴在设计时必须注意的解决的主要问题是保证轴颈与轴承工作可靠并且耐用，再者要有足够的抗弯刚度，还有在工艺上也应注意，设计尽量简单，只要保证足够的转动惯量的情况下减小飞轮的质量。飞轮的主要功用是储存做功冲程的能量，克服辅助冲程的阻力以保证曲轴旋转运动的均匀性，是内燃机工作平稳。曲轴组的设计要点包括：曲柄销，主轴颈，曲柄，平衡重，油孔的位置和尺寸的设计以及飞轮的设计。2.4.4 气缸盖气缸盖的工作条件是非常苛刻的，它要承受燃烧气体的高温高压的作用。设计时要注意以下的几点5：1、气缸盖要与足够的刚度。2、要布置好进、排气道和气缸盖的螺栓。3、要组织好气缸盖的冷却，以防气缸盖的温度过高以及温度分布不均产生热应力过大。4、各个零部件以及气门机构要拆装方便。气缸盖的设计包括：气缸盖形式的选择，气门数的确定，缸盖螺栓数量的选择与布局，进排气道的设计与布局，以及气缸盖冷却的措施的设计。具体详细见第三章。2.4.5 机体组机体部分包括：气缸体、曲轴箱、机座（或油底壳）、主轴承盖等零件。一般柴油机的气缸体与曲轴箱合为一体。总称为机体。而机体又有机座式机体与无机座式机体之分。机体结构和受力情况复杂。它是安装运动件和附件的支承架，通常又是支承柴油机的安装基础。当柴油机工作时，机体承受着大小和方向作周期性变化的气体力、惯性力和力矩的作用。机体的结构设计必须保证它有足够的强度和刚度；曲轴箱部分的形状和尺寸要尽可能紧凑。水道和油道设计时一定要注意，以及各部分的外轮廓的设计。因此，为保证柴油机可靠和耐久性的工作，应考虑下列设计要求8：1、根据柴油机的用途，合理选择机体结构，保证有足够的刚度强度。2、依据受力情况，合理设计受力部位的结构和形状，使作用力集中在某些限定区域内。机体壁的圆角和厚度，应无急剧变化，以免应力集中。3、要求尺寸小，重量轻，结构简单。4、目前柴油机的设计，趋向于将油、水和空气管道、水泵外壳等零件铸入机休内，使机体外部管子的数量和长度，安排得较少和较短。这样，既增加加机体刚度，亦可使外形布置紧凑和简洁。5、注意噪声的降低和考虑标准化、系列化和通用化问题。6、机体的接近性要好（即易接近气缸盖、运动件和附件等），便于零件和部件的装拆、维修和搬运。7、工艺性好，成本低廉；材料宜取，价廉材广第三章 活塞组零件的参数选择3.1 活塞组的工作条件3.1.1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。3.1.2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。3.1.3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。3.2 活塞的设计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。3.2 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 .070.204.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=0.0250.0357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3-1 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=30mm2、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8.7,取e=3.75mm。燃烧室的尺寸如图2-2所示。 图3-2 燃烧室的主要尺寸3.2.4 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0.65，即裙部长度为60mm。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)H29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。3.3 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。3.4.3 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3-8 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=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=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。3.5 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。第四章 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4.1、活塞的校核 图4-1 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59 ，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。4.2、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4-2 活塞销的计算简图活塞销材料选用20Cr。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。4.3、活塞环的校核校核气环：（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。第五章 连杆组零件参数的选择5.1 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。5.2 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。5.3 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。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187mm，即值为0.278，在此范围内，是可取的。 图51 连杆小头的尺寸 5.4 连杆小头的设计 5.4.1、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。5.4.2、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31mm。小头外径d2的选取范围一般是d2=（1.21.4）d1 ，取d2=1.37d1=41.5mm。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=35mm，这样小头宽度和销座之间每侧的间隙为1mm。5.4.3、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。5.5 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。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。其中截面宽B=20mm t=8mm截面的高H=（1.21.8）B ，取H=1.65B=25mm 图52 连杆杆身横截面形状5.6 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。5.6.1、连杆大头的剖分形式采用平切口的剖分方式5.6.2、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。5.6.3、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55mm，再考虑到轴瓦的尺寸，取D1=60mm2、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=1.28，即=71mm，螺纹外侧边后不小于24 mm。图5-3 连杆大头的主要尺寸5.7 连杆组的重量及惯性力查表87mm缸径的高速柴油机的连杆组重量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4-4所示。图5-4 连杆质心的位置则连杆小头的换算质量和大头的换算质量如下：第六章 连杆的受力分析和强度校核6.1连杆小头1. 最大过盈量 2. 工作温度下过盈量的增加 3. 由衬套过盈配合及受热膨胀产生的径向均布压力4. 由p引起的小头外表面的应力