低速柴油机动力学试验台设计

CAD图纸和三维建模及说明书,咨询Q 197216396 或 11970985摘 要根据大功率低速船用柴油机曲轴转子轴承系统的动力学特性，研究了动力学试验台的设计原则、各个组成部分的功能、动力学试验台应具有的性能等问题，最后，成功研制出一台动力学试验台。该试验台可用于研究系统的时间响应、频率响应、轴心轨迹，检测气缸内的压力变化规律，控制曲轴的转速和气缸内的压力等。对该试验台中的曲柄连杆机构主要零部件进行了结构设计计算，并对曲柄连杆机构进行了有关运动学和动力学的理论分析。首先，以运动学和动力学的理论知识为依据，对曲柄连杆机构的运动规律以及在运动中的受力等问题进行详尽的分析，并得到了精确的分析结果。其次分别对活塞组、连杆组以及曲轴进行详细的结构设计，并进行了结构强度和刚度的校核。关键词：试验台 曲轴转子轴承系统 发动机 曲柄连杆机构 力学分析AbstractHigh-power low-speed marine diesel engine crankshaft rotor - bearing system dynamics, the study of the dynamics test station design principles, the various components of the function, and dynamics test station should have performance problems, and finally, successfully developed adynamics test station. The test station may be used for research systems response, frequency response, orbit, the pressure variation in the detected within the cylinder, the control of the rotational speed of the crankshaft and the pressure inside the cylinder.Structural design calculations, the main components of the test Taichung crank linkage and crank linkage theoretical analysis of the kinematics and dynamics.First of all, the basis of theoretical knowledge of the kinematics and dynamics, detailed analysis of the crank linkage law of motion and force in the movement, and to get a precise analysis of the results. Followed by detailed structural design of the piston group, the link group as well as the crankshaft, and the checking of structural strength and stiffness.Keywords: The crankshaft rotor - bearing system engine crank linkage mechanical analysis of the test rig 目 录摘要 . . . .IAbstract . . . II目录 . . . .III第一章.绪论11.1 研究背景11.2 国内外研究现状21.3 经济效益与社会效益31.4 本课题的研究内容4第二章.曲柄连杆机构受力分析52.1 曲柄连杆机构的类型及方案选择52.2 曲柄连杆机构运动学62.3 曲柄连杆机构中的作用力9第三章.活塞组的设计173.1活塞的设计173.2活塞销的设计24第四章.连杆组的设计264.1连杆的设计264.2连杆螺栓的设计35致 谢37参考文献38第一章 绪论1.1 研究背景1.1.1 大功率低速船用柴油机曲轴柴油机是目前世界上船舶使用最为普遍的动力装置。根据其曲轴转速可分为低速机(转速为75-300rmin)、中速机(转速为3001000rmin)和高速机(转速为1000-2100rmin)。其中，大功率低速柴油机由于其单机功率大、经济性好、可靠性高等特点，在大中型民用船舶上得到普遍应用。据统计，在一般大中型民用船舶中，有90使用大功率低速柴油机作为主推进装置。同时，柴油机主机是一般民用船舶中价值最高的配套设备，其价格占到了船价的10左右。而曲轴作为柴油机的关键运动件之一。其动力学行为不仅在很大程度上决定着柴油机的工作可靠性，而且对柴油机的振动和噪声也有着重要的影响。大功率低速船用柴油机是船舶的心脏，曲轴是柴油机最主要的关键附件。世界先进造船国家日本、韩国等在大力发展造船能力的同时都相应地努力发展大功率低速船用柴油机及主要关键附件曲轴的制造能力。为实现我国在2015年成为世界第一造船大国的目标，近年来国内造船业有了飞快的发展。柴油机性能不仅与曲轴轴承系统中的摩擦学行为与动力学行为有关，而且与它们之间的耦合作用密切相关。大功率低速半组合式船用柴油机曲轴转子轴承系统动力学研究将有助于人们对曲轴转子一轴承系统有更完善的认识、有助于建立多缸柴油机各设计参数之间更加准确的相互依赖关系，为柴油机性能的进一步提高提供理论上的指导。1.1.2 曲轴关键问题研究为了提高曲轴的生产率，必须提高曲轴精加工时的转速，以提高切削速度。但是，当曲轴转子高速运行时，必然出现质量偏心引起的振动问题。研究不同转速下大型船用柴油机曲轴转子的动力学特点，研究切削力大小和位置变化时，曲轴转子的振动规律，就可以为曲轴精加工时切削用量的选择提供理论指导；另一方面，对曲轴转子系统动力学性能的研究，对曲轴的使用、监测、维修等工作也具有实用价值。曲轴是柴油机、内燃机、蒸汽机等发动机中最重要的部件之一。活塞的往复运动通过连杆转变为曲轴的旋转运动，柴油机、内燃机、蒸汽机的功率通过曲轴输出，并直接或间接地驱动配气系统、喷油泵、机油泵、水泵等部件。随着现代动力装备向大功率、高效率、高可靠性、低噪音等方向的发展，对曲轴系统动力学性能的要求越来越高。由于曲轴属于典型的非对称结构零件，具有各向异性及各向耦合的特点。因此，曲柄的偏心质量不仅能激起弯曲振动，而且也可以激起扭转振动、轴向振动及三者的耦合振动。大型船用柴油机曲轴又具有其自身的特点。在机械加工过程中，特别是精加工过程中，不能采用高速加工方法，否则，将使曲轴转速接近或处于共振区，产生大幅振动导致加工质最下降。1.2 国内外发展现状近年来，我国船舶工业飞速发展，中国已经跻身于世界造船国一级梯队。但船用配套设备一直是我国船舶业的软肋，相比日本、韩国85以上的船用配套设备自给率，我国作为世界第三大造船国，船用配套设备80都依赖进口，大型船用配套设备国内供货问题仍未解决。而低速柴油机的核心部件曲轴的紧缺，更是严重制约了我国船舶业的发展。曲轴作为船用发动机的关键部件，被视为船用柴油机的“心脏”，对船舶的安全起着至关重要的作用。由于其重量大、加工精度要求高、制造技术难度高，因而业内常用“是否具备曲轴制造能力，从某种程度上代表了一个国家的造船工业水平”，来说明船用曲轴制造技术之于造船工业的重要性。目前日本、韩国、捷克、西班牙等少数几个具备制造大型船用半组合式曲轴能力的国家高度垄断着国际上大型船用曲轴市场。由于国内不具备大型船用柴油发动机曲轴生产经验，造船所需的船用大功率低速柴油机曲轴一直依赖进口。“船等机、机等轴”的现状成了制约我国船舶工业持续发展的瓶颈。为改变我国造船业“船等机、机等轴”的现状，2001年，在国家领导人的有关指示下，国家发改委批准上马船用半组合曲轴国产化项目，并安排了部分国债资金予以支持。2002年5月，上海电气(集团)总公司、沪东中华造船(集团)有限公司、中国船舶重工集团公司和上海工业投资公司共同投资组建上海船用曲轴有限公司，投资1.86亿元开展船用半组合曲轴的科技攻关。2005年1月，中国自己制造的第一根船用半组合曲轴在上海船用曲轴有限公司厂房下线，这根7.5米长、约60吨重的船用柴油机半组合曲轴实现了我国在该领域零的突破。中国船舶工业协会2006年3月份公布的2005年全国船舶工业经济运行报告中指出，我国船舶工业重点配套能力有所提高，研制生产取得突破。船用大型低速柴油机曲轴实现了完全自主生产，已获得65根订单。尽管如此，但整个产业的形势依然严峻。专家称，中国的造船技术与国外先进水平相比，至少相差10年，差距在于核心设备自给还跟不上。大型船用曲轴在使用和加工过程中，必须支承在滑动轴承上，形成曲轴转子滑动轴承系统。当曲轴旋转时，不平衡质量及其他激励导致曲轴振动，同时滑动轴承的油膜力与轴颈发生流固耦合作用，使该系统的振动规律不同于其他系统的振动规律。1.3 经济效益与社会效益大功率低速船用柴油机是船舶的心脏，曲轴是柴油机最主要的关键附件。船用曲轴是广泛用于民用船舶、国防船舶等领域的关键装备。世界先进造船国家日本、韩国等在大力发展造船能力的同时都相应地努力发展大功率低速船用柴油机及主要关键附件曲轴的制造能力，为实现我国在2015年成为世界第一造船大国的目标，近年来国内造船业有了飞快的发展。但是，随着原材料成本上升以及其他国家自身需求量的猛增，每根船用曲轴价格目前己达50万美元以上。该关键部件自造能力的缺失一度制约着我国船舶工业的发展，也让中国在荣获“世界第三造船大国“之名的同时付出了高昂的代价。有统计资料显示，1978-1997年，中国在进口曲轴上花费高达9000多万美元。而近年来。由于曲轴价格持续飞涨，以及中国造船业对曲轴需求量的增加，每年进口曲轴的费用已经高达40005000万美元。近几年来，半组合曲轴供求矛盾更为突出，价格逐年提高并且交货期也经常得不到保证。因此，迅速建立中国自己的曲轴生产基地，实现船用大功率低速柴油机曲轴国产化已经成为我国经济建设中的一项战略任务。虽然，大型半组合曲轴国产化标志着我国曲轴制造能力达到了真正意义的自主化，实现了具有自主知识产权的船用曲轴制造能力，打破了国外的技术垄断，并具备了批量生产的能力，但是，要赶上、超过世界先进水平，还有很长的路要走，还需要在各个方面进行技术创新。1.4 本课题的研究内容根据大功率低速船用柴油机的特点，设计曲轴转子滑动轴承系统的动力学试验台。在理论分析的基础上，研究设计该系统的动力学试验台，用于研究曲轴在机械加工过程和使用过程中的振动问题，以提高曲轴的加工精度，减少柴油机的振动，提高其工作效率和寿命，减少对环境的影响。试验台中最重要的结构即为活塞连杆机构，下面将着重对此机构进行详细的设计分析。第二章 曲柄连杆机构受力分析曲柄连杆机构是发动机传递运动和动力的机构，通过它把活塞的往复直线运动转变为曲轴的旋转运动而输出动力。因此，曲柄连杆机构是发动机中主要的受力部件，其工作可靠性就决定了发动机工作的可靠性。随着发动机强化指标的不断提高，机构的工作条件更加复杂。在多种周期性变化载荷的作用下，如何在设计过程中保证机构具有足够的疲劳强度和刚度及良好的动静态力学特性成为曲柄连杆机构设计的关键性问题。通过设计，确定本次试验台所需曲柄连杆机构的总体结构和零部件结构，包括必要的结构尺寸确定、运动学和动力学分析、材料的选取等，以满足试验的需要。在传统的设计模式中，为了满足设计的需要须进行大量的数值计算，同时为了满足产品的使用性能，须进行强度、刚度、稳定性及可靠性等方面的设计和校核计算，同时要满足校核计算，还需要对曲柄连杆机构进行动力学分析。 研究曲柄连杆机构的受力，关键在于分析曲柄连杆机构中各种力的作用情况，并根据这些力对曲柄连杆机构的主要零件进行强度、刚度、磨损等方面的分析、计算和设计，以便达到发动机输出转矩及转速的要求。2.1 曲柄连杆机构的类型及方案选择内燃机中采用曲柄连杆机构的型式很多，按运动学观点可分为三类，即：中心曲柄连杆机构、偏心曲柄连杆机构和主副连杆式曲柄连杆机构。1、中心曲柄连杆机构其特点是气缸中心线通过曲轴的旋转中心，并垂直于曲柄的回转轴线。这种型式的曲柄连杆机构在内燃机中应用最为广泛。一般的单列式内燃机，采用并列连杆与叉形连杆的V形内燃机，以及对置式活塞内燃机的曲柄连杆机构都属于这一类。2、偏心曲柄连杆机构其特点是气缸中心线垂直于曲轴的回转中心线，但不通过曲轴的回转中心，气缸中心线距离曲轴的回转轴线具有一偏移量e。这种曲柄连杆机构可以减小膨胀行程中活塞与气缸壁间的最大侧压力，使活塞在膨胀行程与压缩行程时作用在气缸壁两侧的侧压力大小比较均匀。 3、主副连杆式曲柄连杆机构其特点是内燃机的一列气缸用主连杆，其它各列气缸则用副连杆，这些连杆的下端不是直接接在曲柄销上，而是通过副连杆销装在主连杆的大头上，形成了“关节式”运动，所以这种机构有时也称为“关节曲柄连杆机构”。在关节曲柄连杆机构中，一个曲柄可以同时带动几套副连杆和活塞，这种结构可使内燃机长度缩短，结构紧凑，广泛的应用于大功率的坦克和机车用V形内燃机。经过比较，本试验台所选择的型式为中心曲柄连杆机构。2.2 曲柄连杆机构运动学中心曲柄连杆机构简图如图2.1所示，图2.1中气缸中心线通过曲轴中心O，OB为曲柄，AB为连杆，B为曲柄销中心，A为连杆小头孔中心或活塞销中心。当曲柄按等角速度旋转时，曲柄OB上任意点都以O点为圆心做等速旋转运动，活塞A点沿气缸中心线做往复运动，连杆AB则做复合的平面运动，其大头B点与曲柄一端相连，做等速的旋转运动，而连杆小头与活塞相连，做往复运动。在实际分析中，为使问题简单化，一般将连杆简化为分别集中于连杆大头和小头的两个集中质量，认为它们分别做旋转和往复运动，这样就不需要对连杆的运动规律进行单独研究。图2.1 曲柄连杆机构运动简图活塞做往复运动时，其速度和加速度是变化的。它的速度和加速度的数值以及变化规律对曲柄连杆机构以及发动机整体工作有很大影响，因此，研究曲柄连杆机构运动规律的主要任务就是研究活塞的运动规律。1. 活塞位移假设在某一时刻，曲柄转角为，并按顺时针方向旋转，连杆轴线在其运动平面内偏离气缸轴线的角度为，如图2.1所示。当=时，活塞销中心A在最上面的位置A1，此位置称为上止点。当=180时，A点在最下面的位置A2，此位置称为下止点。此时活塞的位移x为：x=(r+) （2.1）式中：连杆比。式（2.1）可进一步简化，由图2.1可以看出：即 又由于 （2.2）将式（2.2）带入式（2.1）得： （2.3）式（2.3）是计算活塞位移x的精确公式，为便于计算，可将式（2.3）中的根号按牛顿二项式定理展开，得：考虑到 13，其二次方以上的数值很小，可以忽略不计。只保留前两项，则 （2.4）将式（2.4）带入式（2.3）得 （2.5）2. 活塞的速度 将活塞位移公式（2.1）对时间t进行微分，即可求得活塞速度的精确值为 (2.6)将式（2.5）对时间微分，便可求得活塞速度得近似公式为： （2.7）从式（2.7）可以看出，活塞速度可视为由与两部分简谐运动所组成。当或时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当时，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。3. 活塞的加速度将式（2.6）对时间微分，可求得活塞加速度的精确值为： （2.8）将式（2.7）对时间为微分，可求得活塞加速度的近似值为： （2.9）因此，活塞加速度也可以视为两个简谐运动加速度之和，即由与两部分组成。2.3 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。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 （2.10）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，计算结果如表2.1所示：表2.1 缸内绝对压力计算结果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1.46膨胀终点压力0.45排气终点压力0.115注：平均压缩指数，=1.321.38；压缩比，=9.3；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。表2.2 气压力计算结果四 个 冲 程/进气终点77.23压缩终点-102.97膨胀终点7001.933排气终点1801.9682. 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。a) 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，如图2.2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： 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b) 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。c) 不平衡回转质量曲拐的不平衡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=0.583，不平衡回转质量=0.467。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=5800，则；曲柄半径=40.23，连杆比=0.250.315，取=0.27，参照附录表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-10519.68压缩终点6324.5膨胀终点-10519.68排气终点6324.51（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。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77.23压缩终点-102.976324.5膨胀终点7001.933排气终点1801.9686324.54) 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）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/进气终点压缩终点6385.191436.356膨胀终点排气终点8340.2371896.923力通过连杆作用在曲轴的曲柄臂上，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/进气终点压缩终点1811.3556122.8789膨胀终点排气终点2365.967997.61第三章 活塞组的设计3.1 活塞的设计活塞组包括活塞、活塞销和活塞环等在气缸里作往复运动的零件，它们是发动机中工作条件最严酷的组件。发动机的工作可靠性与使用耐久性，在很大程度上与活塞组的工作情况有关。3.1.1 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；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。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。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。3.1.2 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。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。3.1.3 活塞头部的设计1、设计要点活塞头部包括活塞顶和环带部分，其主要功用是承受气压力，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，活塞头部的设计要点是：（1）保证它具有足够的机械强度与刚度，以免开裂和产生过大变形，因为环槽的变形过大势必影响活塞环的正常工作；（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，为活塞环的正常工作创造良好条件，并避免顶部热疲劳开裂；（3）尺寸尽可能紧凑，因为一般压缩高度缩短1单位，整个发动机高度就可以缩短单位，并显著减轻活塞重量。而则直接受头部尺寸的影响。2、压缩高度的确定活塞压缩高度的选取将直接影响发动机的总高度，以及气缸套、机体的尺寸和质量。尽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、环槽的高度及销孔的直径。（1）第一环位置根据活塞环的布置确定活塞压缩高度时，首先须定出第一环的位置，即所谓火力岸高度。为缩小，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。因此火力岸高度的选取原则是：在满足第一环槽热载荷要求的前提下，尽量取得小些。一般汽油机，为活塞直径，该发动机的活塞标准直径，确定火力岸高度为：（2）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。但太小，使制环工艺困难。在小型高速内燃机上，一般气环高，油环高。该发动机采用三道活塞环，第一和第二环称之为压缩环（气环），第三环称之为油环。取，。环岸的高度，应保证它在气压力造成的负荷下不会破坏。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，其它较小。实际发动机的统计表明，汽油机接近下限。则 ， 。因此，环带高度。（3）上裙尺寸确定好活塞头部环的布置以后，压缩高度H1最后决定于活塞销轴线到最低环槽（油环槽）的距离h1。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削弱，同时也不致因销座处材料分布不均引起变形，影响油环工作。综上所述，可以决定活塞的压缩高度。对于汽油机，所以。则。3、活塞顶和环带断面（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，即平顶。大多数汽油机正是采用平顶活塞，由于EA113 5V 1.6L发动机为高压缩比，因而采用近似于平顶的活塞。实际统计数据表明，活塞顶部最小厚度，汽油机为，即。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。活塞头部要安装活塞环，侧壁必须加厚，一般取，取为6.16mm，活塞顶与侧壁之间应该采用较大的过渡圆角，一般取，取0.074为5.993mm.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。（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3.1所示:表3.1 活塞环的开口间隙及侧隙活塞环开口间隙/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，如图3.1所示。（4）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比下面压力大得多，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，如图3.2所示。已知=4.5，则， 图3.1 环与环槽的配合间隙及环槽结构 图3.2第一环岸的受力情况环岸是一个厚、内外圆直径为、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，环槽深为：于是作用在岸根的弯矩为 （3.1）而环岸根断面的抗弯断面系数近似等于所以环岸根部危险断面上的弯曲应力 （3.2）同理得剪切应力为： （3.3）接合成应力公式为： （3.4）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，校核合格。3.2 活塞销的设计3.2.1 活塞销的结构、材料1、活塞销的结构和尺寸活塞销的结构为一圆柱体，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，取，活塞销的内直径，取活塞销长度，取2、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。3.2.2 活塞销强度和刚度计算由运动学知，活塞销表面受到气体压力和往复惯性力的共同作用，总的作用力，活塞销长度，连杆小头高度，活塞销跨度。1、最大弯曲应力计算活塞销中央截面的弯矩为 （3.6）空心销的抗弯断面系数为，其中所以弯曲应力为即 （3.7） 2、最大剪切应力计算最大剪切应力出现在销座和连杆小头之间的截面上。横断截面的最大剪切应力发生在中性层上，其值按下式计算： （3.8）已知许用弯曲应力；许用剪切应力，那么校核合格。第章 连杆组的设计4.1 连杆的设计4.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用1、工作情况连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起做往复运动，连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起做旋转运动。因此，连杆体除有上下运动外，还左右摆动，做复杂的平面运动。2、设计要求 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在足够的疲劳强度和结构钢度。如果强度不足，就会发生连杆螺栓、大头盖或杆身的断裂，造成严重事故，同样，如果连杆组刚度不足，也会对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响。所以设计连杆的一个主要要求是在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。为此，必须选用高强度的材料；合理的结构形状和尺寸。3、材料的选择 为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，采用精选含碳量的优质中碳结构钢45模锻，表面喷丸强化处理，提高强度。4.1.2 连杆长度的确定 设计连杆时首先要确定连杆大小头孔间的距离，即连杆长度它通常是用连杆比来说明的，通常0.3125，取，则。4.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算1、连杆小头的结构设计连杆小头主要结构尺寸如图4.1所示，小头衬套内径和小头宽度已在活塞组设计中确定，。为了改善磨损，小头孔中以一定过盈量压入耐磨衬套，衬套大多用耐磨锡青铜铸造，这种衬套的厚度一般为，取，则小头孔直径，小头外径，取。2、连杆小头的强度校核以过盈压入连杆小头的衬套，使小头断面承受拉伸压力。若衬套材料的膨胀系数比连杆材料的大，则随工作时温度升高，过盈增大，小头断面中的应力也增大。此外，连杆小头在工作中还承受活塞组惯性力的拉伸和扣除惯性力后气压力的压缩，可见工作载荷具有交变性。上述载荷的联合作用可能使连杆小头及其杆身过渡处产生疲劳破坏，故必须进行疲劳强度计算。图4.1 连杆小头主要结果尺寸（1）衬套过盈配合的预紧力及温度升高引起的应力计算时把连杆小头和衬套当作两个过盈配合的圆筒，则在两零件的配合表面，由于压入过盈及受热膨胀，小头所受的径向压力为： （4.1）式中：衬套压入时的过盈，； 一般青铜衬套，取，其中：工作后小头温升,约；连杆材料的线膨胀系数，对于钢 ；衬套材料的线膨胀系数，对于青铜；、连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取；连杆材料的弹性模数，钢；衬套材料的弹性模数，青铜；计算小头承受的径向压力为：由径向均布力引起小头外侧及内侧纤维上的应力，可按厚壁筒公式计算，外表面应 （4.2）内表面应力（4.3）的允许值一般为，校核合格。（2）连杆小头的疲劳安全系数连杆小头的应力变化为非对称循环，最小安全系数在杆身到连杆小头的过渡处的外表面上为： （4.4）式中：材料在对称循环下的拉压疲劳极限，（合金钢），取； 材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2； 应力幅， ； 平均应力，；工艺系数，取0.5；则 连杆小头的疲劳强度的安全系数，一般约在范围之内4。3、连杆小头的刚度计算当采用浮动式活塞销时，必须计算连杆小头在水平方向由于往复惯性力而引起的直径变形，其经验公式为: （4.5）式中：连杆小头直径变形量，；连杆小头的平均直径，； 连杆小头断面积的惯性矩，则 对于一般发动机，此变形量的许可值应小于直径方向间隙的一半，标准间隙一般为，则校核合格。4.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算1、连杆杆身结构的设计连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形断面，杆身截面宽度约等于(为气缸直径)，取，截面高度，取。为使连杆从小头到大头传力比较均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的圆角半径。2、连杆杆身的强度校核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做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，为了计算疲劳强度安全系数，必须现求出计算断面的最大拉伸、压缩应力。（1）最大拉伸应力由最大拉伸力引起的拉伸应力为： （4.6）式中：连杆杆身的断面面积，汽油机，为活塞投影面积，取。则最大拉伸应力为： （2）杆身的压缩与纵向弯曲应力杆身承受的压缩力最大值发生在做功行程中最大燃气作用力时，并可认为是在上止点，最大压缩力为： （4.7）连杆承受最大压缩力时，杆身中间断面产生纵向弯曲。此时连杆在摆动平面内的弯曲，可认为连杆两端为铰支，长度为；在垂直摆动平面内的弯曲可认为杆身两端为固定支点，长度为，因此在摆动平面内的合成应力为： （4.8）式中：系数，对于常用钢材，取；计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩，。；将式（4.8）改为： （4.9）式中 连杆系数，；则摆动平面内的合成应力为：同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为： （4.10）将式（4.10）改成 （4.11）式中：连杆系数，。则在垂直于摆动平面内的合成应力为： 和的许用值为 ，所以校核合格。（3）连杆杆身的安全系数连杆杆身所受的是非对称的交变循环载荷，把或看作循环中的最大应力，看作是循环中的最小应力，即可求得杆身的疲劳安全系数。循环的应力幅和平均应力，在连杆摆动平面为： （4.12） （4.13）在垂直摆动平面内为： （4.13） （4.14）连杆杆身的安全系数为： （4.15）式中：材料在对称循环下的拉压疲劳极限，（合金钢），取；材料对应力循环不对称的敏感系数，取；工艺系数，取0.45。则在连杆摆动平面内连杆杆身的安全系数为：在垂直摆动平面内连杆杆身的安全系数为：杆身安全系数许用值在的范围内，则校核合格。4.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算1、连杆大头的结构设计与主要尺寸连杆大头的结构与尺寸基本上决定于曲柄销直径、长度、连杆轴瓦厚度和连杆螺栓直径。其中在、在曲轴设计中确定，则大头宽度，轴瓦厚度，取，大头孔直径。连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度，取，取，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离，取，一般螺栓孔外侧壁厚不小于2毫米，取3毫米，螺栓头支承面到杆身或大头盖的过渡采用尽可能大的圆角。2、连杆大头的强度校核假设通过螺栓的紧固连接，把大头与大头盖近似视为一个整体，弹性的大头盖支承在刚性的连杆体上，固定角为，通常取，作用力通过曲柄销作用在大头盖上按余弦规律分布，大头盖的断面假定是不变的，且其大小与中间断面一致，大头的曲率半径为。 连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得：作用在危险断面上的弯矩和法向力由经验公式求得：（4.16）由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为： （4.17）作用于大头盖中间断面的法向力为： （4.18）式中：，大头盖及轴瓦的惯性矩， ， ，大头盖及轴瓦的断面面积，在中间断面的应力为： （4.19）式中：大头盖断面的抗弯断面系数， 计算连杆大头盖的应力为：一般发动机连杆大头盖的应力许用值为，则校核合格。4.2 连杆螺栓的设计4.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力根据气缸直径初选连杆螺纹直径，根据统计，取。发动机工作时连杆螺栓受到两种力的作用：预紧力和最大拉伸载荷，预紧力由两部分组成：一是保证连杆轴瓦过盈度所必须具有的预紧力；二是保证发动机工作时，连杆大头与大头盖之间的结合面不致因惯性力而分开所必须具有的预紧力。连杆上的螺栓数目为2，则每个螺栓承受的最大拉伸载荷为往复惯性力和旋转惯性力在气缸中心线上的分力之和，即 （4.19）轴瓦过盈量所必须具有的预紧力由轴瓦最小应力，由实测统计可得一般为，取30，由于发动机可能超速，也可能发生活塞拉缸，应较理论计算值大些，一般取，取。4.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算连杆螺栓预紧力不足不能保证连接的可靠性，但预紧力过大则可能引起材料超出屈服极限，则应校核屈服强度，满足 （4.20）式中：螺栓最小截面积，；螺栓的总预紧力，；安全系数，取1.7；材料的屈服极限，一般在800以上。那么连杆螺栓的屈服强度为： 则校核合格。致谢 在本文完成之际，首先向我最尊敬的导师致以最诚挚的敬意和最衷心的感谢。几个月以来，他不遗余力地对我的设计进行了指导。在我毕业设计这段时间，无论是在学习还是在生活上，恩师都给予了我无微不至的关怀，同时还要感谢老师。他们以其渊博的知识，宽厚的胸怀、无私的敬业精神以及严谨的治学态度和开拓进取的精神激励着我，并言传身教，身体力行地不断培养我独立思考，深入探索，解决实际问题的能力，使我受益匪浅。本设计之所以能完成，导师给与了关键性的技术指导，并指明了研究的方向，朱老师虽然平日里工作繁多，但在我做毕业设计的过程中，特别在说明书的撰写和修改上给予了我悉心的指导，特此向两位老师表示衷心的感谢和敬意!此外还要感谢那些给予过我关心、帮助的老师和同学，正是有了大家的关怀、鼓力和我自己的努力，此设计才得以顺利完成。同时还要感谢大学四年来所有的老师，为我们打下良好的汽车专业知识的基础；为我们以后的工作实践做好了铺垫。毕业设计虽已完成了，但由于知识水平的局限，实际经验缺乏，设计还存在许多不足，有很多地方需要改进。对于这些不足，我会在今后的工作、生活中努力去改正，并利用自已所学到的知识，为社会作更多的贡献，成为一个对社会有用的人。参考文献1叶奇，发动机曲柄连杆机构多体动力学建模的若干问题J.机电工程，2007.12.2ZHENG-DONG MA，NOEL.C.PERKINS.An Efficient Multi-body Dynamics Model for Internal Combusti