【正文】 （） （）由變形的協(xié)調(diào)條件為=， 受力的連續(xù)梁=又因?yàn)?，所? （）由。 曲軸的疲勞強(qiáng)度校核由于曲軸工作時(shí)承受交變載荷，它的破壞往往都由疲勞產(chǎn)生，因此，需要進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。 曲軸的止推曲軸由于受熱膨脹而伸長或受斜齒輪即離合器等的軸向力會產(chǎn)生軸向移動，為了控制發(fā)動機(jī)在工作時(shí)曲軸的軸向竄動，在曲軸上設(shè)置有軸向定位裝置，同時(shí)為了保證曲軸在受熱膨脹時(shí)有一定的自由伸長量，所以曲軸上只能有一處軸向定位。定位銷用來保證重裝飛輪時(shí)保持飛輪與曲軸的裝配位置。所謂迷宮槽是在軸上或在曲軸箱的對應(yīng)孔壁上制出螺紋，螺紋的螺旋方向與軸的螺旋方向相反。這是應(yīng)為曲軸自由端的軸頸允許較細(xì)，可以采用節(jié)圓直徑小的齒輪，消除扭轉(zhuǎn)振動的減振器裝在曲軸前端，因?yàn)檫@里的振幅最大。由于油道位于曲拐平面內(nèi)，油道出口處應(yīng)力集中現(xiàn)象嚴(yán)重，當(dāng)油道中心線與軸頸中心線的夾角時(shí)，最大應(yīng)力增加很快，因此油孔設(shè)在小于處[10]。曲軸中油道的尺寸和布置直接影響它的強(qiáng)度和剛度，同時(shí)也影響軸承工作的可靠性。設(shè)計(jì)平衡重時(shí)，應(yīng)盡可能使平衡重的重心遠(yuǎn)離曲軸旋轉(zhuǎn)中心，即用較輕的重量達(dá)到較好的效果，以便盡可能減輕曲軸重量。設(shè)計(jì)時(shí)，平衡重對主軸承工作情況的影響是利用主軸頸載荷圖來進(jìn)行估算的。 平衡重對四拐曲軸來說，作用在第2拐和第4拐上的離心慣性力互成力偶。曲柄臂以凸肩接主軸頸和曲柄銷。據(jù)統(tǒng)計(jì)，取==。那么由，則長度取值合適。但是，曲柄銷加粗伴隨著連桿大頭加大，使不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的離心力增大，隨曲軸及軸承的工作帶來不利，對于汽油機(jī)，為氣缸直徑，已知=，則，曲柄銷直徑取為==。 曲軸的結(jié)構(gòu)型式曲軸的設(shè)計(jì)從總體結(jié)構(gòu)上選擇整體式，它具有工作可靠、質(zhì)量輕的特點(diǎn)，而且剛度和強(qiáng)度較高，加工表面也比較少。所以在設(shè)計(jì)曲軸時(shí)，要使它具有足夠的疲勞強(qiáng)度，盡量減小應(yīng)力集中現(xiàn)象，克服薄弱環(huán)節(jié)，保證曲軸可靠工作。 本章小結(jié)本章在設(shè)計(jì)連桿的過程中，首先分析了連桿的工作情況，設(shè)計(jì)要求，并選擇了適當(dāng)?shù)牟牧?，然后分別確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，并進(jìn)行了強(qiáng)度了剛度的校核，使其滿足實(shí)際加工的要求，最后根據(jù)工作負(fù)荷和預(yù)緊力選擇了連桿螺栓，并行檢驗(yàn)校核。發(fā)動機(jī)工作時(shí)連桿螺栓受到兩種力的作用：預(yù)緊力和最大拉伸載荷，預(yù)緊力的大小由兩塊組成：一方面保證發(fā)動機(jī)工作時(shí)，大頭蓋和機(jī)構(gòu)連桿大頭結(jié)合面不一致克服慣性力所需的預(yù)緊力；另一方面保證連桿軸瓦過盈度一定要有的預(yù)緊力 [15]。連桿大頭與連桿蓋的分開面采用平切口，大頭凸臺高度，取，取，為了提高連桿大頭結(jié)構(gòu)剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離，取，一般螺栓孔外側(cè)壁厚不小于2毫米，取3毫米，螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過渡采用盡可能大的圓角。（3）機(jī)構(gòu)連桿桿身安全系數(shù)平均應(yīng)力與循環(huán)的應(yīng)力幅在連桿的擺動平面為： （） （）在垂直擺動的平面： （） （）機(jī)構(gòu)連桿的桿身安全系數(shù)為： （）式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），?。弧牧蠈?yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取=；—工藝系數(shù)。則最大拉伸應(yīng)力為： （2）桿身的壓縮與縱向彎曲應(yīng)力桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃?xì)庾饔昧r(shí)，并可認(rèn)為是在上止點(diǎn)，最大壓縮力為： （）連桿承受最大壓縮力時(shí)，桿身中間斷面產(chǎn)生縱向彎曲。 連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算連桿桿身結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)連桿桿身從彎曲剛度和鍛造工藝性考慮，采用工字形斷面，桿身截面寬度約等于(為氣缸直徑)，取，截面高度，取。上述載荷的聯(lián)合作用可能使連桿小頭及其桿身過渡處產(chǎn)生疲勞破壞，故必須進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計(jì)算[9]。為了改善磨損，小頭孔中以一定過盈量壓入耐磨襯套，襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，這種襯套的厚度一般為，取，則小頭孔直徑，小頭外徑，取。為此，必須選用高強(qiáng)度的材料；合理的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。因此，連桿體除有上下運(yùn)動外，還左右擺動，做復(fù)雜的平面運(yùn)動。 本章小結(jié) 在活塞的設(shè)計(jì)過程中，分別確定了活塞、活塞銷、活塞銷座和活塞環(huán)的主要的結(jié)構(gòu)參數(shù)，分析了其工作條件，總結(jié)了設(shè)計(jì)要求，選擇合適的材料，并分別進(jìn)行了相關(guān)的強(qiáng)度和剛度校核，使其符合實(shí)際要求。 活塞環(huán)強(qiáng)度校核活塞環(huán)在工作時(shí)，因剪應(yīng)力和軸向力影響較小，所以只計(jì)算彎矩。第三道是油環(huán)，是鋼帶組成環(huán)，重量輕，比壓高，刮油能力強(qiáng)。 活塞環(huán)設(shè)計(jì)及計(jì)算 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)計(jì)該發(fā)動機(jī)采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)為氣環(huán)，第三環(huán)為油環(huán)。 活塞銷座 活塞銷座結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 活塞銷座用以支承活塞，并由此傳遞功率。表面加工精度及粗糙度要求極高，高溫下熱穩(wěn)定性好。如果把活塞銷偏心布置，則能使瞬時(shí)的過渡變成分布的過渡，并使過渡時(shí)刻先于達(dá)到最高的燃燒壓力的時(shí)刻，因此改善了發(fā)動機(jī)的工作平順性[13]。裙部單位面積壓力（裙部比壓）按下式計(jì)算： （）式中：—最大側(cè)作用力，由動力計(jì)算求得，=—活塞直徑，；—裙部高度。 活塞銷裙部的橢圓形狀[9]裙部的尺寸活塞裙部是側(cè)壓力的主要承擔(dān)者。把活塞裙部的橫斷面設(shè)計(jì)成與裙部變形相適應(yīng)的形狀。因此，為了避免拉毛現(xiàn)象，在活塞裙部與氣缸之間必須預(yù)先流出較大的間隙。承受側(cè)向力作用的裙部表面，一般只是在兩個(gè)銷孔之間的弧形表面?；钊貧飧淄鶑?fù)運(yùn)動時(shí)，依靠裙部起導(dǎo)向作用，并承受由于連桿擺動所產(chǎn)生的側(cè)壓力。由于節(jié)流作用，第一環(huán)岸上面的壓力比下面壓力大得多，不平衡力會在岸根產(chǎn)生很大的彎曲和剪切應(yīng)力，當(dāng)應(yīng)力值超過鋁合金在其工作溫度下的強(qiáng)度極限或疲勞極限時(shí)，岸根有可能斷裂，專門的試驗(yàn)表明，當(dāng)活塞頂上作用最大的爆發(fā)壓力時(shí)。（3）環(huán)岸和環(huán)槽環(huán)岸和環(huán)槽的設(shè)計(jì)應(yīng)保持活塞、活塞環(huán)正常工作，降低機(jī)油消耗量，防止活塞環(huán)粘著卡死和異常磨損，氣環(huán)槽下平面應(yīng)與活塞軸線垂直，以保證環(huán)工作時(shí)下邊與缸桶接觸，減小向上竄機(jī)油的可能性。正確設(shè)計(jì)環(huán)槽斷面和選擇環(huán)與環(huán)槽的配合間隙，對于環(huán)和環(huán)槽工作的可靠性與耐久性十分重要。活塞頂厚度應(yīng)從中央到四周逐漸加大，而且過渡圓角應(yīng)足夠大，使活塞頂吸收的熱量能順利地被導(dǎo)至第二、三環(huán)，以減輕第一環(huán)的熱負(fù)荷，并降低了最高溫度。僅從活塞設(shè)計(jì)角度，為了減輕活塞組的熱負(fù)荷和應(yīng)力集中，希望采用受熱面積最小、加工最簡單的活塞頂形狀，即平頂。綜上所述，可以決定活塞的壓縮高度。因此，環(huán)帶高度。當(dāng)然，第二環(huán)岸負(fù)荷要比第一環(huán)岸小得多，溫度也低，只有在第一環(huán)岸已破壞的情況下，它才可能被破壞。在小型高速內(nèi)燃機(jī)上，一般氣環(huán)高，油環(huán)高。為縮小，當(dāng)然希望盡可能小，但過小會使第一環(huán)溫度過高，導(dǎo)致活塞環(huán)彈性松弛、粘結(jié)等故障。而則直接受頭部尺寸的影響。含硅9%左右的亞共晶鋁硅合金，熱膨脹系數(shù)稍大一些，但由于鑄造性能好，適應(yīng)大量生產(chǎn)工藝的要求，應(yīng)用也很廣。因此其慣性小，這對高速發(fā)動機(jī)具有重大意義。以降低活塞組的往復(fù)慣性力，從而降低了曲軸連桿組的機(jī)械負(fù)荷和平衡配重；（5）有良好的減磨性能（即與缸套材料間的摩擦系數(shù)較?。?，耐磨、耐蝕；（6）工藝性好，低廉。 活塞的材料根據(jù)上述對活塞設(shè)計(jì)的要求，活塞材料應(yīng)滿足如下要求：（1）熱強(qiáng)度高?；钊粌H溫度高，而且溫度分布不均勻，各點(diǎn)間有很大的溫度梯度，這就成為熱應(yīng)力的根源，正是這些熱應(yīng)力對活塞頂部表面發(fā)生的開裂起了重要作用[9]。此外，在環(huán)槽及裙部還有較大的磨損。 汽車發(fā)動機(jī)目前廣泛采用的活塞材料是鋁合金，有的柴油機(jī)上也采用合金鑄鐵或耐熱鋼制造活塞。當(dāng)=時(shí)，根據(jù)正弦定理，可得：求得 將分別代入式（）、式（），： 連桿力、側(cè)向力的計(jì)算結(jié)果四個(gè)沖程連桿力/側(cè)向力/進(jìn)氣終點(diǎn)壓縮終點(diǎn)膨脹終點(diǎn)排氣終點(diǎn)力通過連桿作用在曲軸的曲柄臂上，此力也分解成兩個(gè)力，即推動曲軸旋轉(zhuǎn)的切向力，即 （）和壓縮曲柄臂的徑向力，即 （）規(guī)定力和曲軸旋轉(zhuǎn)方向一致為正，力指向曲軸為正。是沿氣缸中心線方向作用的，公式（）前的負(fù)號表示方向與活塞加速度的方向相反。質(zhì)量與換算到大頭中心的連桿質(zhì)量之和稱為不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量，即由上述換算方法計(jì)算得：往復(fù)直線運(yùn)動部分的質(zhì)量=，不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量=。它們的質(zhì)量可以看作是集中在活塞銷中心上，并以表示。③ 機(jī)構(gòu)連桿相對的重心G的轉(zhuǎn)動慣量保持不變 即。 缸內(nèi)絕對壓力計(jì)算結(jié)果四個(gè)沖程終點(diǎn)壓力計(jì)算公式計(jì)算結(jié)果/進(jìn)氣終點(diǎn)壓力壓縮終點(diǎn)壓力膨脹終點(diǎn)壓力排氣終點(diǎn)壓力注：—平均壓縮指數(shù)，=；—壓縮比，=；—平均膨脹指數(shù)，=；；—最大爆發(fā)壓力，=35，取=；此時(shí)壓力角=，取=。運(yùn)動學(xué)可以得知加速度所以現(xiàn)在只需要求出質(zhì)量分布，在現(xiàn)實(shí)中質(zhì)量分布的非常復(fù)雜，所以要進(jìn)行簡化。而負(fù)載阻力和主動力正好處在平衡狀態(tài)，不用再計(jì)算，所以研究氣壓力與運(yùn)動質(zhì)量慣性力的變化規(guī)律對于機(jī)構(gòu)構(gòu)件的作用。當(dāng)時(shí)，此時(shí)活塞得速度等于曲柄銷中心的圓周速度。這時(shí)機(jī)構(gòu)活塞位移x:x===(r+) = （）式中：—連桿比。 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動簡圖當(dāng)機(jī)構(gòu)活塞做來回往復(fù)運(yùn)動的時(shí)候，活塞的加速度與速度是變化的，活塞的加速度與速度的數(shù)值并且變化的規(guī)律對機(jī)構(gòu)和發(fā)動機(jī)的整個(gè)的工作都有非常大的影響，所以研究機(jī)構(gòu)運(yùn)動規(guī)律的重要任務(wù)是研究機(jī)構(gòu)活塞運(yùn)動的規(guī)律。本設(shè)計(jì)的型式選擇為中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)。 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)內(nèi)燃機(jī)中采用曲柄連桿機(jī)構(gòu)的型式很多，按運(yùn)動學(xué)觀點(diǎn)可分為三類，即:中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)、偏心曲柄連桿機(jī)構(gòu)和主副連桿式曲柄連桿機(jī)構(gòu)。為了使問題更加簡單容易處理，普遍的將機(jī)構(gòu)連桿簡化成集中在機(jī)構(gòu)連桿小頭與機(jī)構(gòu)連桿大頭的二個(gè)集中的質(zhì)量，把它當(dāng)做旋轉(zhuǎn)與往復(fù)的運(yùn)動，如此便不用對機(jī)構(gòu)連桿運(yùn)動的規(guī)律做單獨(dú)的研究。=180時(shí)，點(diǎn)A在最下面的A2位置，這個(gè)位置稱作下止點(diǎn)。當(dāng)或時(shí)，機(jī)構(gòu)活