發(fā)動機活塞連桿組結構設計摘要隨著科學技術的不斷發(fā)展，內(nèi)燃機的強度指數(shù)不斷提升，而在內(nèi)燃機中，活塞和連桿等部件所承受的力學載荷和溫度要求也不斷升高，其結構的合理性對內(nèi)燃機的可靠性、使用壽命、排放和經(jīng)濟性等都有很大的影響。然而，由于發(fā)動機的苛刻內(nèi)熱、載荷等因素，常規(guī)的試驗方法難以達到理想的結果，為了保證其設計目標，適應日益嚴峻的高壓工作環(huán)境，提升其強度、耐久性能，并滿足其使用壽命的需求，必須運用現(xiàn)代的設計與分析方法，對其進行科學的設計與分析，對其進行科學的分析，進而對其使用性能和工作的可靠性進行科學的研究，并對其進行高質(zhì)量的優(yōu)化，進而達到更好的工作狀態(tài)。關鍵詞：內(nèi)燃機；活塞；連桿引言幾點工程學院對我們車輛工程專業(yè)特別開設了專業(yè)課設計《汽車構造》，《機械設計》，《發(fā)動機底盤設計》，《發(fā)動機設計》等課程是非常必要的，這是因為發(fā)動機是汽車的心臟，車輛的行駛速度，加速性能，爬坡能力，牽引力都是由引擎決定的；大多數(shù)車輛的主要故障來自于引擎；車輛自然有其經(jīng)濟性能和經(jīng)常性成本也是由引擎所決定。在車輛的總體設計中，按照其在整車的重要程度，確定了其型號及主要參數(shù)和指標。因此，飛機的結構尺寸，總重量，功率，環(huán)保，制造費用，使用費用等都是一個非常關鍵的問題。通過這次親自設計的實踐，讓我們更好地了解和把握了那些專業(yè)的基礎理論，從而讓我們在分析、計算、設計、繪圖、使用各類標準和規(guī)范、查閱各類設計說明書和數(shù)據(jù)、計算機運用等多個層面上，可以充分地驗證和強化我們之前所學的專業(yè)知識，并將其與現(xiàn)實聯(lián)系起來，從一個嶄新的視角來重新學習和認識以前學過的專業(yè)知識。另外，這個課題的設置，也為我們今后的畢業(yè)論文打下了一些堅實的基石，并為我們未來步入社會做好鋪墊。1.汽油機結構形式的設計1.1汽缸數(shù)和氣缸布置的選擇發(fā)動機汽缸數(shù)目及排列形式直接關系到發(fā)動機的結構緊湊性、外形尺寸比例、行駛平穩(wěn)性以及制造與使用費用?，F(xiàn)在各種輕型轎車除了最小的兩、三缸發(fā)動機以外，絕大部分都是四汽缸發(fā)動機，也有一些高檔轎車采用六汽缸和八汽缸發(fā)動機。從汽缸配置上來說，大多數(shù)6缸以下的內(nèi)燃機都是一列的，線性的引擎結構比較簡單，工作起來也比較容易，成本也比較低廉，使用和維護也比較容易，能夠達到通用的需求，并且大部分都是以各個汽缸的位置為基準，與地板相平行。綜合國產(chǎn)產(chǎn)品的使用費用、生產(chǎn)狀況和運行均衡等因素，確定了4缸型柴油機的選型方案。現(xiàn)在的轎車引擎一般都是4缸，6缸，V形8缸。在國內(nèi)已有的汽油機動力與氣缸數(shù)的匹配情況下，2.0L汽油機需要與之相匹配的氣缸數(shù)確定為4缸內(nèi)燃機[2]。1.2冷卻方式常見的制冷方法有兩種，一種是水冷，一種是空氣制冷，因為它的冷卻效果更好，更均勻，所以到目前為止，大部分的車輛都采用了水冷。在同等工況下，水冷卻要高于風冷風機5%~10%，這是因為充電因子的不同。另外，由于空氣冷卻引擎的動力及油耗會隨溫度的改變而明顯降低，所以其性能也沒有水冷引擎那么平穩(wěn)。在考慮到上述各種影響的基礎上，本文選擇了水冷法[1]。2.汽油機結構參數(shù)的選取2.1氣缸直徑的確定這里我想要的是一臺2.0升的四沖程汽油引擎。平均有效壓力：活塞平均速度：根據(jù)內(nèi)燃機學的基本計算公式：其中——為發(fā)動機的有效功率，——為發(fā)動機的平均有效壓力，依題為——為汽缸的工作容積，依題為0.5L——為發(fā)動機的汽缸數(shù)目，依題為為4——為發(fā)動機的轉(zhuǎn)速——為活塞的平均速度，依題為18m/s——為發(fā)動機活塞的行程——為發(fā)動機汽缸直徑——為發(fā)動機的行程數(shù)，依題為4計算化簡后得：D=86mm，S=92mm2.2缸徑行程比S/D汽油機缸徑行程比S/D的取值范圍為0.8-1.2[2]S/D=92÷86=1.072.3轉(zhuǎn)速n的確定按《內(nèi)燃機設計》（楊連生）P2所述，發(fā)動機的速度為2500~6000轉(zhuǎn)/分鐘將n設為5000轉(zhuǎn)/分的活塞轉(zhuǎn)速 符合活塞速度小于18m/s的要求[1]。2.4汽缸工作容積與升功率氣缸工作容積升功率2.5缸心距的確定由于汽油機干缸套的缸心矩Lo/D為1.12-1.24，所以初選Lo/D＝1，得Lo=86mm[3]。2.6壓縮比與燃燒室容積Vc,總容積Va按照楊連生（《內(nèi)燃機設計》）的規(guī)定，在7-12的壓縮比受到爆震的制約，而發(fā)動機的壓縮比不得大于10[1]，因此，將ε=8。氣缸的整體體積Va=Vc+Vs=（62.3+498.5）毫升。3.活塞組零件的參數(shù)選擇3.1.活塞組的工作條件和設計要求3.1.1.活塞的機械負荷隨著內(nèi)燃機的不斷發(fā)展，其最大的慣性力已經(jīng)達到了活塞自重的1000-2000倍，而柴油機的300-600倍。在此過程中，由于慣性力的周期變動，會造成內(nèi)燃機的振蕩，從而使連桿、曲軸組等零部件尤其是承載量增加，從而降低了內(nèi)燃機的使用壽命。為了使其與機器載荷相匹配，需要在每一部位都具有適當?shù)暮穸燃斑m當?shù)耐庑?，也就是說，在保持一定的強度和剛度的同時，要盡可能的簡單、輕巧，并且在截面變化的地方要平滑的轉(zhuǎn)換，以降低強度較低或較輕的材質(zhì)來降低應力的集中[3]。3.1.2活塞組的作用與特點一般情況下，該活塞呈圓柱狀，其構造根據(jù)其工作條件及要求而定，一般由三部分組成，分別是：機頭、裙板、活塞銷座。鼻子是指活塞上部和環(huán)狀槽部分。為了減少與高溫氣體的接觸面積，使其具有較均勻的壓力。目前大多數(shù)汽油機都是平頂活塞，一些內(nèi)燃機（如直接噴射或最新研制的缸內(nèi)噴射汽油機），其設計要求活塞尖端設計得更加復雜，并在其內(nèi)部設置一個帶有特定深度的凹陷，以減小爆震波的發(fā)生?；钊系牟劢凶霏h(huán)形槽，它是用來固定活塞環(huán)的。活塞環(huán)具有密封、防氣體泄漏、阻止?jié)櫥土魅霘飧椎裙δ堋；钊故侵富钊虏浚涔δ苁鞘蛊浔M可能地維持在活塞的方向上的豎直狀態(tài)。特別是對于像汽車這樣的輕型客車來說，活塞裙的外形是經(jīng)過精心設計的，為了保證引擎的緊湊和穩(wěn)定，設計師們往往在活塞裙上下足功夫?；钊N座是一種支撐部件，它由一根活塞銷和一根桿相連，安裝在活塞裙的上面。高速引擎的活塞銷座有一個特殊的特點，那就是它的銷釘孔并不是和活塞處于一個同心面上，它可以稍微往一邊移動一些，也就是說，在做功行程中，活塞與氣缸壁上的那一面是有偏差的，因此，隨著活塞到達上止點的變化，活塞撞擊氣缸壁的幅度就會減小，所以可以降低引擎的噪音。在整體活塞和汽缸的裝配過程中，活塞組件中與汽缸的內(nèi)壁有一個真實的接觸面，這就是為什么活塞和汽缸壁上的間隙把燃燒室密封起來的原因，所以也是最易損壞的部位。活塞環(huán)通常為具有一定的彈性的鑄鐵，其橫斷面為各種不同的外形，并在其上進行鍍層處理，以提高其跑合能力。發(fā)動機運轉(zhuǎn)時，活塞受熱膨脹，活塞環(huán)間會有間隙，組裝時應將各環(huán)間隙位置錯開，以確保密封。一臺活塞一般都有三到四圈，根據(jù)其功能可分成兩種，一種是氣環(huán)，一種是油環(huán)。氣環(huán)安裝于活塞頭上部的環(huán)形凹槽中，起著密封密封作用，同時將來自活塞頭的熱能傳送至缸壁，并將其散熱。該裝置設置于氣環(huán)下部的環(huán)形凹槽中，用于阻止機油進入燃燒室，并將機油從汽缸壁中抽回至油箱。在滿足密封性能需求的前提下，活塞環(huán)數(shù)量越少越好，因為活塞環(huán)數(shù)量越少，不僅可以維持最小的摩擦面積，減小動力損失，而且還可以使活塞的高度變短，從而使引擎的高度變得更低，現(xiàn)在的高速柴油機通常都有兩個氣環(huán)一個油環(huán)[4]。3.1.3活塞的潤滑由于活塞在側向力的影響下在缸中以極快的速率（每秒鐘的活塞轉(zhuǎn)速可達到12m/s)，而缸壁上通常采用噴濺式潤滑方式，導致其潤滑狀態(tài)較差，且具有較大的摩擦損耗（活塞組摩阻損耗約為整個發(fā)動機總摩擦損耗的40%)，且容易造成活塞、活塞環(huán)等部件的磨損。在各種工作條件下，活塞的工作溫度差異很大，因此，如何使其在各種工作條件下都能獲得理想的嚙合間隙，就變得很困難。D.設計上的需求由于其工作載荷大，溫度高，轉(zhuǎn)速高，潤滑差，因此，它的構造是這樣的：(1)選用耐熱、耐磨、低密度、低膨脹、高導熱、高耐磨性的物料；(2)具有較好的外形及厚度。達到良好的散熱效果，強度和剛度滿足要求，最大限度地降低自重，防止出現(xiàn)應力集中；(3)確保了良好的密封性能，盡量減少竄油和竄油，而不會增大柱塞的磨損量；(4)能夠使柱塞和氣缸套在各種條件下達到最優(yōu)匹配；(5)當已經(jīng)被吸附的熱被釋放時，該活塞從氣體中所吸附的熱被減小了；(6)在發(fā)動機燃油消耗很小的情況下，能確保滑面有充足的潤滑。在對活塞進行結構設計時，需要重點考慮以下幾個問題：1)改進了活塞頭和頭圈的工況，避免了頭圈的熱裂紋，避免了環(huán)圈的卡死和過分的磨耗；2)提高了活塞桿和銷軸的實際負載容量，減小了摩擦，避免了斷裂；3)研究合理的裙板形狀及熱脹調(diào)控方法，以提升裙板的承載能力，減少氣缸的配缸間距，減少摩擦，保證運行平穩(wěn)[[6]。3.2活塞的材料共晶硅鋁合金制備的活塞必須具有小密度、高強度、高熱導率、低線膨脹、優(yōu)良的摩擦學特性（抗磨損、抗磨損）。常見的材質(zhì)是鋁硅合金。共晶鋁-硅系材料是一種綜合性能優(yōu)良、加工性能優(yōu)良、用途最廣的材料。在過共晶Al-Si合金中，初生Si能提高其耐熱性和耐磨性，降低其膨脹率，但其機械性能卻會變差。高載量的過共晶鋁-硅合金是一種常用的材料[5]。表3-1H1/D0.35-0.600.50-0.80H/D0.60-1.000.90-1.40H2/D0.40-0.800.50-0.90h/D0.04-0.10.12-0.20d/D0.22-0.300.30-0.403.3活塞主要尺寸設計圖3-1活塞結構圖3.3.1活塞高度HH=D,H=86mm3.3.2壓縮高度HH=0.5D,H=43mm3.3.3火力岸高度=0.07D=6.02mm選取=6mm3.3.4環(huán)帶高度目前的四沖程內(nèi)燃機普遍使用兩個氣環(huán)一個油環(huán)。氣環(huán)的厚度通常在2.0-3.0毫米[2]之間。周圍的岸壁必須有足夠的強度，以避免在最大壓力下受到破壞。第一個圈的邊緣高b1通常是1.5-2.5c（c指溝槽高），而第二個圈的邊緣高b2是1-2c。第一環(huán)岸高C1=0.03～0.04D=0.04*86=3.44mm，取4mm環(huán)高b1為2.0～3.0mm，取3.0mm環(huán)高b2為2.0～3.0mm，取3.0mm環(huán)高b3油環(huán)為4.0～6.0mm，取4.0mm環(huán)岸高C2為2b1，取6.0mmb1=3,b2=3,b3=4,C1=4,C2=6。則環(huán)帶高度為20mm3.3.5活塞頂部厚度δδ為0.06~0.10Dδ=0.08D=6.88mm取δ＝8mm。3.3.6活塞側壁厚度及內(nèi)部過渡圓角如果要將活塞環(huán)裝在活塞頭上，那么它的側壁就需要增厚一些，通常是（0.05-0.1)D，或者是0.1D，厚度是8毫米。為了更好地解決冷卻問題，在活塞的頂部和側面要有一個很大的過度圓角，通常是R=0.05~0.1D。然后將圓半徑設為8毫米[9]。有關活塞的尺寸設計結果：表3-2名稱數(shù)值單位壓縮高度取H143mm環(huán)帶高度H320mm火力岸高度H6mm總高度86mm壁厚8mm外圓直徑D86mm第一道環(huán)的環(huán)岸高度b13mm第二道環(huán)的環(huán)岸高度b23mm第二道環(huán)的環(huán)岸高度b34mm第一道環(huán)槽高度C14mm第二道環(huán)槽高度C26mm環(huán)槽深度4.5mm3.4活塞裙部及其側表面形狀的設計活塞裙及側面外形的設計，重點是要確保裙邊有充足的適合面和優(yōu)良的潤滑狀況，并確保在各種情況下，發(fā)動機的活塞間隙最小。3.4.1裙部橢圓1).所述裙部為橢圓形；2).在所述銷座的附近，將所述裙的外部部分設計為凹進形狀。裙擺橢圓形規(guī)則：在室溫下，需要將活塞裙的橫截面做成橢圓狀，其長軸與活塞軸的方向垂直，其矩軸與長軸的差值取決于發(fā)動機0.08-0.025毫米，從而避免在氣缸內(nèi)卡死或造成局部磨損。要使鋁合金活塞在工作（熱）時靠近圓筒形狀，就需要將活塞設計成上小下大的錐形。它的錐度值根據(jù)引擎而異，通常在0.05-0.1毫米之間。實際的增量：對于下、活塞的下止點，取0.1毫米；對活塞的中間部分取0.08毫米[12]。3.4.2配缸間隙為使鋁合金活塞在工作（熱）時靠近圓筒形狀，還需將其設計成上小下大的近似圓錐形狀。它的錐度值根據(jù)引擎而異，通常在0.05-0.1毫米之間?；钊祥g隙（在活塞銷的中央面中）為0.240毫米；0.210毫米（在與活塞銷的中線相垂直的面上）?；钊归g隙0.09毫米（在活塞銷的中央面）；0.04毫米（在與活塞桿的中軸線相垂直的面上）[13]。3.5活塞頭的質(zhì)量計算將活塞化簡為可算容積的幾何體，就可以求出它的體積與質(zhì)量。計算活塞重量時，按薄壁圓筒計算?；钊渲蠨——為活塞的外徑，D=86mmt——為活塞的厚度，t=8mmH——為活塞的高度，H=(0.8~1.0)D=86mm——為活塞的密度，在此處用共晶鋁硅合金66-1，密度為2.7g/cm3故可知活塞的質(zhì)量為m活塞=239.1g。4.活塞銷的設計當活塞在其上運行時，其頂端受到巨大的大氣壓的作用，從而將其傳遞到活塞銷子上，然后傳遞到連桿上。因此，在設計活塞銷時，既要有足夠的強度，又要有足夠的承壓面積，還要有良好的耐磨性能。A.活塞頭的材質(zhì)活塞銷通常由低碳鋼或20Cr等低碳合金鋼制成，并通過表面參碳調(diào)質(zhì)來增加其表面硬度，從而獲得一定的沖擊韌性。表面需要精細研磨和拋光[8]。B.活塞銷和銷座的結構設計圖4-1活塞銷結構d1=（0.25~0.3）D=0.3D=25.8mm取26mmd2=(0.6~0.79)d=0.6d=16mml=(0.8~0.9)D=0.9D=77.4mm取78mm活塞銷外徑d=26,;活塞銷內(nèi)徑d=16。活塞銷長度l=78mm。C.活塞銷和插銷座的裝配在活塞頂部受到的氣壓，經(jīng)活塞銷座及活塞銷傳遞到連桿上。受結構所限，活塞銷的直徑d不能超過0.4D，而活塞銷的長度不能超過0.85D，所以整個活塞銷的壓力區(qū)域非常有限，必須在活塞銷座和連桿小頭套之間進行合理的分配。因此，無論是銷釘和銷釘?shù)慕佑|面，還是銷釘和連桿的接觸面，壓力面都非常小，而接觸面的比壓也非常高。此外，由于活塞銷和銷座、活塞銷和連桿軸套的相對移動速率較小，所以很難在軸承表面形成油膜。在這樣的高轉(zhuǎn)速、低轉(zhuǎn)速工況下，為確保流體的可靠潤滑，應盡量減小嚙合副的工作間隙。實踐證明，在（1-3)10-4d范圍內(nèi)，活塞銷和連桿小頭套的工作（熱）間隙是可靠的。然后，在組裝（冷）時，為了對鋁合金活塞銷孔的熱膨脹進行補償，銷釘和銷釘支座具有（1-3)10-4d的過盈。為使活塞銷的外圓周、活塞銷孔及連桿小頭軸套等零件能在很小的間隙內(nèi)平穩(wěn)的旋轉(zhuǎn)。不僅要有嚴格的尺寸公差，而且要有很好的圓度和光潔度。當零件的尺寸誤差較大時，可采用分組選配的方法來確保零件的理想間隙。D.體積為m的活塞銷釘

m=95.2gE.對活塞銷的剛性與強度進行檢驗為了確?；钊N與銷座的正常工作，必須對其彎曲、不圓變形、銷座面壓力及活塞銷的應力進行校核。活塞銷的彎曲變形：許用變形：0.004D=0.0344mm滿足要求。失圓變形：許用失圓變形：滿足要求。作用在銷孔上的表面壓力：小于極限值560bar，滿足要求?；钊N的縱向彎曲應力：活塞銷的橫向彎曲應力：所以總彎曲應力：=286N/mm2在許用應力200到400N/mm2之間，滿足要求。經(jīng)以上計算可知設計的活塞銷滿足剛度和強度要求[8]。5.活塞環(huán)設計活塞和活塞環(huán)共同工作，阻止了高壓燃氣向曲軸箱下沖，而在活塞頂部所吸收的大量熱量又被輸送到汽缸壁上，起此功能的活塞環(huán)叫氣環(huán)。另外，還設有專用的油圈，當活塞下降時，可將缸壁上過多的潤滑油從缸壁上刮下來，從而降低發(fā)動機上竄油量。通常要求通過活塞環(huán)的漏風量不得大于總風量的0.5%，潤滑油的消耗量不得大于油耗的0.5%[14]。5.1活塞環(huán)的密封機理在發(fā)動機活塞和汽缸間采用有孔的金屬圈來完成往復密封。因為氣孔的原因，氣體泄漏通道無法徹底排除。為避免出現(xiàn)大面積的空氣泄漏，活塞環(huán)常用的幾個環(huán)箍構成一個與活塞同步運動的迷宮。為減小活塞與氣缸之間的漏氣通路，活塞環(huán)外圓周應具有一定的彈力，以便與氣缸的密封面相接觸，這樣就形成了一個密封環(huán)。因此，缸中燃氣不會因環(huán)周與缸體的接觸而發(fā)生短路，而會在活塞環(huán)與活塞環(huán)的間隙處產(chǎn)生，從而產(chǎn)生一種不均衡的軸向不均衡力，從而使活塞環(huán)的表面產(chǎn)生二次密封面；另一方面，由于在活塞環(huán)背面受到的氣壓產(chǎn)生的不均衡力，使一次密封面得到極大強化。雖然環(huán)背氣壓往往遠大于環(huán)圈自身的彈性，但是其功能仍然很重要。當其減至0，即環(huán)周與氣缸壁上產(chǎn)生間隙（俗稱“漏光”活塞環(huán)），則一旦損壞，則氣體將由間隙中的空氣通過間隙而產(chǎn)生，從而無法形成完整的環(huán)形背壓和間隙間隙。如果在圓周上還有一絲彈性，那么，被壓縮的空氣就會自動地把它封閉起來。因此，在往復式活塞發(fā)動機中，由于其自身的適應性，使其具備了較強的工作能力，因而成為一種重要的結構保障。應該注意到，活塞組件的密封性能除了與活塞環(huán)有關外，還與其結構有關。確?；钊ぷ鲿r的活塞環(huán)不要太高。環(huán)形部件和缸體之間的縫隙要盡量減小。在使用過程中，要保證環(huán)形溝槽的精度，避免產(chǎn)生大的變形。環(huán)形凹槽的間距應適當[13]。5.2．氣環(huán)的設計5.2.1氣環(huán)的斷面形狀從其密封原理出發(fā)，設計了一種外形簡單，易于加工的長方形（截面）環(huán)形結構，能夠很好地解決這一問題。但是，它的磨損性能很低，對活塞環(huán)的受力和密封表面的密封效果不好。該矩形環(huán)具有構造簡便、制造方便、生產(chǎn)費用低廉、廢品少等優(yōu)點。桶面環(huán)的外圓周表面為與氣缸直徑相等的球形表面，其特征在于能夠容納柱塞的搖擺，而在上下運動過程中，柱塞都可以在圈體的外圓周表面上生成一層油膜，因此，摩擦表面很難被燙傷?；钊h(huán)與缸體的接觸面較小，具有較高的比壓和良好的密封性能。桶面環(huán)被廣泛應用于高負荷、高轉(zhuǎn)速的發(fā)動機增強發(fā)動機中。矩形環(huán)b)桶面環(huán)c)錐面環(huán)。d)梯形環(huán)e)正扭曲環(huán)f)反扭曲環(huán)圖5-1常用的活塞環(huán)斷面形狀錐面環(huán)外周面具有很小的斜角(一般為)，它新裝入氣缸時與氣缸線接觸，磨合快，下行時有良好的刮油作用。安裝時不能上下裝反，否則使竄機油加劇。這種環(huán)適用于第二、三氣環(huán)。梯形環(huán)兩側的角度一般在150度以上。采用該密封圈的活塞在工作過程中產(chǎn)生橫向移動，使環(huán)和密封圈之間的縫隙連續(xù)改變，從而避免了密封圈內(nèi)潤滑油的粘粘，從而避免了潤滑油在密封圈內(nèi)的積碳現(xiàn)象，特別適合用于高負荷柴油機的首次循環(huán)使用。由于曲環(huán)的內(nèi)凹或倒角會導致截面與彎曲中心軸線不對稱，從而使環(huán)在裝進圓柱體后產(chǎn)生一個不大于10的圓盤形正向扭轉(zhuǎn)。其工作原理和錐面環(huán)相似，但易于制造，但是扭曲環(huán)的扭轉(zhuǎn)角在環(huán)周方向上并不一致。反扭曲環(huán)轉(zhuǎn)動時呈帽形，與其外圓周錐面相匹配，密封性能好，刮油性能好，常用在與油圈相鄰的氣環(huán)上[1]。5.2.2氣環(huán)的尺寸參數(shù)在滿足密封性要求的情況下，活塞環(huán)的數(shù)量應該盡量少，這是因為環(huán)數(shù)越少，活塞的高度越小，活塞的重量也就越輕，同時發(fā)動機的摩擦損耗也就越小?，F(xiàn)代高速發(fā)動機多采用兩個氣環(huán)（加1個油環(huán)），而大功率、大功率的發(fā)動機一般都是三個氣環(huán)。氣環(huán)的幾何參數(shù)包括：環(huán)壁的徑向厚度，軸向高度，自由態(tài)的形狀，以及自由開放的端間距。減小環(huán)高b有利于縮短活塞高度，減小環(huán)的顫振傾向，目前已達到1mm左右的極限。過小的使環(huán)和環(huán)槽的加工困難。徑向厚度較大的環(huán)彎曲剛度大，對氣缸表面畸變的跟隨性差，但耐磨性相對較好。剛性環(huán)在較小的端距下就可得出要求的平均徑向壁壓，但在套裝到活塞頭部上時易于折斷。對合金鑄鐵的活塞環(huán)來說D/t=23--25，=0.1--0.2M，S/t=3.5--3.7，環(huán)槽深度取0.9d=77mm[6]。5.2.3活塞環(huán)的材料活塞環(huán)是發(fā)動機中最易發(fā)生摩擦的部件，其材質(zhì)及加工方法對其性能有很大影響。通常情況下，為了提高耐熱性能，在高強度環(huán)上采用了球墨鑄鐵。有幾種是用合金制成的活塞環(huán)。為提高摩擦磨損和抗腐蝕能力或改善磨損性能，在活塞環(huán)的工作表面上往往采用不同的鍍層或鍍層。其中，最常見的是鉻鍍層和鉬鍍層。松孔電鍍不但具有較高的剛度、抗磨、耐腐蝕、貯油、防粘等優(yōu)點，因此被廣泛應用于汽油機及其他各種類型的柴油機上。鉬的熔點很高，而且噴出的鉬具有良好的耐粘著和耐磨性能，可以在較高的溫度下使用。采用噴霧法制得的多孔介質(zhì)，并具有較強的貯油量。噴鉬環(huán)是發(fā)動機中最早使用的一種增強增壓發(fā)動機。為了提高耐磨性并防止生銹，所有的活塞環(huán)都經(jīng)過磷化，鍍錫或氧化[7]。5.3油環(huán)的設計由噴出的潤滑油對汽缸和活塞移動副進行潤滑。油圈的功能就是將濺在汽缸壁上的過多的油從油箱中清理出來，從而降低引擎的油耗。在高速運轉(zhuǎn)時，要頂著潤滑油的液壓將潤滑油從潤滑油中刮走，僅在表面上形成一層極薄的油膜，因此，必須保證油環(huán)的工作表面有較大的壁面壓力。由于沒有了環(huán)背氣壓的輔助作用，接觸壁面的壓力全憑自身的彈性來實現(xiàn)。但因材質(zhì)限制，其壁面壓力僅限于與缸體的接觸面，僅可達0.5MPa。如果采用高強材質(zhì)，采用更大直徑的直徑，可以使壁壓力得到更大程度的改善，但是，環(huán)面剛度大，對缸體的形變跟蹤性能差，抗油污性能也不佳。采用帶切線彈性的螺旋彈簧的鑄鋼油圈，其壁壓力可超過0.8MPa，由于壁壓力是靠彈簧來實現(xiàn)的，因此，在環(huán)形外周磨損時，其壁壓力仍然很平穩(wěn)。該密封圈具有薄而靈活的特點，即使是在大的圓筒變形情況下，也可以進行良好的刮油。該類型的油圈已得到廣泛的使用，特別是對高速柴油機的汽油機。鑄鐵環(huán)形件要全部鍍鋅。這兩種類型的單油環(huán)與環(huán)縫之間必然存在橫向縫隙，當環(huán)縫發(fā)生振動或懸掛于環(huán)縫中部時，則存在著油沿側縫向上沖的現(xiàn)象。在較高的速度下，該效應更為明顯，因此，采用帶間隙的鋼板組合的油圈是當今高速汽油發(fā)動機普遍采用的一種結構形式。要想達到高效的刮油效果，除采用油圈的形式之外，還必須重視與柱塞的匹配。采用單質(zhì)油圈時，應盡量保證環(huán)縫的側面間隙越少越好，從而保證了環(huán)縫的高精度和低的變形。也要留意環(huán)溝應有充分的排油道，避免因節(jié)流而引起的回油壓力太大，導致油環(huán)上浮。為了便于排出，通常需要在油圈槽底及槽下開大量的泄油孔[9]。5.4活塞環(huán)強度校核校核氣環(huán)：（1）對于第一道氣環(huán)，其最大彎曲應力是：對于鑄鐵，取彈性模量E=180GPa活塞環(huán)的許用應力，故彎曲應力在允許范圍內(nèi)。活塞環(huán)的彈力：（1）對于第二道氣環(huán)，其最大彎曲應力是：對于灰鑄鐵，取彈性模量E=100Gpa活塞環(huán)的許用應力，故彎曲應力在允許范圍內(nèi)?；钊h(huán)的彈力：環(huán)的套裝應力是：因裝環(huán)時常采用手工安裝，取m=1.57；許用套裝應力，故套裝應力在允許范圍內(nèi)。6.連桿組零件參數(shù)的選擇6.1連桿的工作情況連桿裝置的功能是把活塞上的氣壓傳遞到曲柄軸上，使活塞的往復運動轉(zhuǎn)化為曲軸的轉(zhuǎn)動，使連桿的頭部也跟著轉(zhuǎn)動，使連桿做一個復雜的平面運動。連接件主要受到下列負載的影響：1.由于連接桿作用力Pcr而產(chǎn)生的拉伸-壓縮疲勞負荷。其中，Pg—氣體的作用力；Pj--往復慣性力的活塞連桿組；β—連桿的擺角。2.在連接桿的振動面上，由于連接桿的扭矩而產(chǎn)生的側向彎曲負荷。3.因壓力進入連桿軸套、緊固連桿螺栓、軸承殼等而引起的組裝靜態(tài)負荷。另外，連桿在加工誤差、壓力面、軸不對稱等因素時，也會產(chǎn)生額外的彎曲負荷。6.2連桿的材料本設計的連桿材質(zhì)為39Cr5中碳鉻合金鋼，這樣做的優(yōu)勢在于它的價格比較便宜，而且它對應力集中的敏感性也比較小，因此，在鍛造之后，在不匹配的地方，不容易造成連桿桿身斷裂的風險[8]。6.3連桿長度的確定連桿的長度是一項值得認真考慮的結構參數(shù)，通常采用連桿的比值來表達。較小的連桿長度，也就是較大的連桿，可以使引擎的高度下降，使活塞件及整個系統(tǒng)的重量減少，并能很好地適應高速運轉(zhuǎn)的要求。但是，這會導致二段往復慣力和氣缸側壓力的增加，同時也會使曲柄平衡塊與活塞和缸套發(fā)生碰撞的幾率增大。因此，為了保持發(fā)動機的緊湊性，最佳的連接長度應為，選擇最短的連接長度，同時確保連接件和有關零件在移動中不會與其它零件發(fā)生碰撞。對于缸徑S≤120mm的高速汽油機來說，值一般在0.27～0.30之間，又考慮到其他零件的設計，所以取連桿長度為187mm，即值為0.278，在此范圍內(nèi)，是可取的[4]。6.4連桿小頭的設計6.41小頭結構形式小頭部為薄壁圓環(huán)式，其外形簡單、加工容易、可充分發(fā)揮材料作用，在受力過程中應力分布較為均勻。利用單圓弧過渡實現(xiàn)小頭與桿體的過渡[5]。6.4.2小頭尺寸所述小頭具有以下幾個基本尺寸：小頭內(nèi)徑d1、小頭外徑d2、小頭寬b1和套筒內(nèi)徑d。因為軸套的內(nèi)徑d與活塞銷匹配，它的額定直徑為26毫米?！D6-1連桿小頭襯套的厚度一般是=（0.04～0.08）d。選可為2.5mm，所以小頭的內(nèi)徑d1為31mm。小頭外徑d2的選取范圍一般是d2=（1.2～1.4）d1，取d2=1.37d1=42.5mm。所述小頭的寬度b1由所述活塞銷間距B以及所述銷子與所述桿小頭端面之間的間距決定。為了補償機體、曲軸、活塞、連桿等部件在軸線方向上可能產(chǎn)生的加工誤差以及因熱膨脹造成的軸向相對位置偏差，在確定小頭的寬度時，小頭和活塞銷座的兩側各有1-2毫米的間隙。小頭要盡可能地有充分的承載面積，這樣，每一次小頭孔和活塞銷釘之間的壓力就不會超過允許的范圍。通常，小頭寬b1在b1=(0.9-1.2)d的范圍內(nèi)，b1=0.98d=26毫米，因此，小頭寬與插腳底座之間的間距為1毫米[10]。6.4.3連桿襯套為了減小活塞銷對連桿小頭的磨損，應在小頭內(nèi)裝入襯套。1、襯套的材料軸瓦主要為耐磨損的錫青銅鑄件，本次設計選用的是鉛青銅，它具有較高的強度和良好的耐磨性能，適用于較大的熱載荷。2、襯套與小頭孔的配合襯套與連桿小頭孔為過盈配合，常用的配合為jd、je、jb3、jc3等。過盈太大會使材料屈服而松動，太小會造成壓配松動，使襯套與小頭孔可能會相對轉(zhuǎn)動。小頭孔的直徑設計為mm，確定襯套與小頭孔的過盈量為0.033～0.06mm，則襯套外徑尺寸為mm。襯套與活塞銷的配合間隙應盡量小，以不發(fā)生咬合為原則。青銅襯套與活塞銷的配合間隙△大致在（0.0004～0.0015）d的范圍內(nèi)，即0.014～0.053mm，由于此設計選用全浮式活塞銷，故可使銷和襯套的間隙梢大，選用0.030～0.060mm，即襯套的內(nèi)徑為mm[8]。3、襯套的潤滑開啟小頭頂上的油孔，依靠氣缸內(nèi)的燃油噴嘴將機油噴射出來，使活塞降溫，并使部分機油通過小孔進入軸套，起到冷卻作用。6.5連桿桿身的設計在擴張過程中，連桿受到活塞的氣壓的擠壓，在抽吸沖程中，受到往復的慣性力的伸展，在受到擠壓時，會產(chǎn)生失穩(wěn)的彎曲，同時，在進行高速振蕩時，還會受到自身的橫向慣性力的彎曲。試驗表明，實際的撓曲應力是很小的。不值一提。連桿桿的橫斷面為工字形，其長軸在連桿的擺動面上。I形截面是最合適的材料，被廣泛的使用。從鍛壓技術上講，工字形斷面的兩個臂部太薄、圓角半徑太小均不利于成形。由于該類型的連桿在鍛造過程中發(fā)生了較大的變形，因此存在著鍛造開裂的風險，尤其是在工字形斷面兩側的邊部更容易發(fā)生開裂。另外，在鍛造此類連桿的過程中，刀具的磨損也比較嚴重。采用邊厚且倒圓型I形斷面更為有利。工字形斷面的長軸y-y在桿件的搖擺面上，使得桿件的橫斷面向正交于桿件搖擺面的x軸上的慣性矩Jx與布置在擺動面上的Y軸上的慣性矩Jy相比，通常Jx=(2~3)Jy，這與桿體的實際受力狀況相吻合，也有利于桿身向大、小頭過渡[9]。連桿桿體最大應力集中于桿體與大、小頭圓角過渡部位，而最大壓應力出現(xiàn)在桿體中部；在考慮上述情況的基礎上，從總體上看，決定了以下的尺寸：連桿桿的斷面形狀見附圖。此處斷面寬度b=20毫米t=8毫米斷面高度H=(1.2~1.8)b,H=1.25b=25毫米圖6-2連桿桿身橫截面形狀6.6連桿大頭的設計連桿頭連接連桿與曲軸，對其強度、剛度等性能的要求較高，若不滿足，將會對薄壁件、連桿螺栓產(chǎn)生不利影響，嚴重時還會影響到整機的工作可靠性。為方便維護，如本文所設計的這種高速柴油機，連桿要能夠從汽缸中抽出，所以它需要在搖擺面上的總寬度要比汽缸的直徑小，而大頭的外形尺寸又決定著凸輪軸的位置和曲軸箱的外形，而大頭的重量所引起的離心力，將會增加連桿的直徑、主軸承的負載，增加摩擦，有時候還要增加平衡質(zhì)量。所以，在設計連桿大頭的時候，在保證強度和剛度的前提下，要盡可能地減小體積，同時也要減輕重量。在此基礎上，對大頭進行了合理的設計。連桿頭部的結構和尺寸主要取決于曲軸銷的直徑、長度以及連桿襯套的厚度以及連桿的直徑?！按箢^”的設計實質(zhì)上就是要決定大頭在回轉(zhuǎn)面上的一些重要尺寸，大頭的劃分形式與定位方法，頭罩的結構設計。在大頭構型設計中，有幾個薄弱環(huán)節(jié)需要注意：1、在聯(lián)桿罩上應設置適當?shù)募觿爬?，加勁肋與螺栓孔支承面之間應呈光滑過渡。2、螺栓頭支撐面與螺帽支撐表面要有圓弧過渡，以防止鋒利的表面進行切削，為了減小應力的集中，可以通過鍛造圓角或弧形沉割來降低，但是一定要盡可能地改善圓弧下切部位的光順性[7]。6.6.1連桿大頭的剖分形式采用平切口的剖分方式6.6.2連桿大頭的定位方式平切式連接桿在受到慣性力張緊時，會產(chǎn)生較大的側向作用力，并在聯(lián)桿頭和聯(lián)桿帽的結合面上產(chǎn)生，從而導致聯(lián)桿受到剪力。因此，為了確保工作的可靠性，需要選擇能夠承受高剪切力的定位方法。在這個設計中，使用了螺釘?shù)亩ㄎ环绞絒4]。6.6.3連桿大頭的主要尺寸1.大頭孔直徑根據(jù)曲軸曲柄銷的設計尺寸為55mm，再考慮到軸瓦的尺寸，取D1=60mm2.大頭孔軸瓦直徑D2：D2=（0.42～0.55）D，取D=49mm,取壁厚為5mm，則軸瓦外徑為49+5*2=59mm3、連桿螺栓孔中心線中心線應盡量靠近軸瓦，連桿螺栓孔中心距一般為=（1.2～1.3），取=1.3，即=78mm，螺紋外側邊后不小于2～4mm4.大頭的寬度B2B2=（0.4～0.65）=24～39mm，取30mm6.7連桿組的重量及慣性力查閱一份86毫米氣缸直徑的高速汽油發(fā)動機的連接桿的重量M大約是1500克從設計圖中估計出連接桿的質(zhì)量中心的位置C,C到小頭的距離為H=150毫米。它的大小如下

圖6-3連桿結構圖則連桿小頭的換算質(zhì)量和大頭的換算質(zhì)量如下：7.連桿的校核7.1連桿小頭1.最大過盈量2.工作溫度下過盈量的增加3.由襯套過盈配合及受熱膨脹產(chǎn)生的徑向均布壓力4.由p引起的小頭外表面的應力5.活塞組最大慣性力6.固定角7.小頭平均半徑8.小頭中心截面上的彎矩9.小頭中心截面上的法向力10.小頭固定截面上的彎矩11.小頭固定截面上的法向力12小頭壁厚13.小頭截面積14.襯套截面積15.系數(shù)16.小頭受拉時固定截面處外表面應力17.小頭承受的最大壓縮力18.輔助參數(shù)19.小頭受壓時中央截面上的彎矩和法向力20.小頭固定截面處的f()值f()=0.013（查表）21.小頭受壓時固定截面處的彎矩和法向力22.小頭受壓時固定截面處外表面應力23.材料的機械性能由于材料是40，取=65則=（0.45～0.55）=0.51=33.15=（0.7～0.9）=0.8=26.52=（1.4～1.6）=1.5=49.7324.角系數(shù)25.在固定角截面的外表面應力幅平均應力26.小頭安全系數(shù)因為n=3.66>1.5,小頭的強度滿足要求，所以是安全的。27.小頭截面慣性矩28.小頭橫向直徑減小量δ=0.000235㎜＜＜0.0075㎜，所以所設計的連桿小頭滿足剛度要求。7.2連桿大頭1.連桿大頭的強度校核對于連接桿頭部的強度檢驗，至今尚無較為合理的計算公式。在這里，將整個連桿看作一個圓環(huán)，兩端都是靜止的，一般假定該角為400。圓環(huán)曲率半徑是由外、內(nèi)兩個圓周的和的二分之一來確定的。圓環(huán)的橫斷面是A-A斷面的面積.在此基礎上，假設各桿上所受的力服從余弦函數(shù)。施加于連桿頭部的慣性力抗拉負荷：連桿大頭中央截面A-A上的應力為：式中—計算圓環(huán)的曲率半徑，=17.5㎜；—大頭中央截面的慣性矩,==4.80×；—軸承中央截面的慣性矩，==2.03×；—大頭中央截面面積，=B（D0-d2）=81㎜2；—軸承中央截面面積，=B（d2-D2）=9㎜2；Z—