【正文】 摩擦系數(shù)較?。?，耐磨、耐蝕； （ 6）工藝性好，低廉。為縮小 1H ，當(dāng)然希望 1h 盡可能小，但 1h 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。 對 于 汽 油 機DH )~(1 ? ，所以 mmDH 3 8 6 ????? 。槽底圓角一般為 ~。承受側(cè)向力作用的裙部表面，一般只是在兩個銷孔之間的弧形表面。 裙部單位面積壓力（裙部比壓）按下式計算： 2maxDHNq? （ ） 式中： maxN — 最大側(cè)作用力，由動力計算求得， maxN = D — 活塞直徑， mm； 2H — 裙部高度， mm 。 活塞環(huán)設(shè)計及計算 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)計 該發(fā)動機采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)為氣環(huán)，第三環(huán)為油環(huán)。 所以設(shè)計連桿的一個主要要求是在盡可能輕巧的結(jié)構(gòu)下保證足夠的剛度和強度。 連桿桿身的強度校核 連桿桿身在不對稱的交變循環(huán)載荷下工作，它受到位于計算斷面以上做往復(fù)運動的質(zhì)量的慣性力的拉伸，在爆發(fā)行程，則受燃氣壓力和慣性力差值的壓縮，為了計算疲勞強度安全系數(shù)，必須現(xiàn)求出計算斷面的最大拉伸、壓縮應(yīng)力。 連桿小頭的強度校核 以過盈壓入連桿小頭的襯套，使小頭斷面承受拉伸壓 力。氣環(huán) mmb ~? ，油環(huán) mmb 5~3? ，取 mmb ? ， mmb ? ， mmb 33 ? ?；钊N與活塞銷座和連桿小頭襯套孔的連接配合，采用“全浮式”。解決這個問題的比較合理的方法應(yīng)該使盡量減少從活塞頭部流向裙部 的熱量，使裙部的膨脹減低至最??；活塞裙部形狀應(yīng)與活塞的溫度分布、裙部壁厚的大小等相適應(yīng)[12]。 （ 4）環(huán)岸的強度校核 在膨脹沖程開始時，在爆發(fā)壓力作用下，第一道活塞環(huán)緊壓在第一環(huán)岸上。活塞頂接受的 熱量，主要通過活塞環(huán)傳出。取 mmb ? ， mmb ? ， mmb 33 ? 。對汽油機來說，采用鋁活塞還為提高壓縮比、改善發(fā)動機性能創(chuàng)造了重要的條件 。 活塞的熱負荷 活塞在氣缸內(nèi)工作時，活塞頂面承受瞬變高溫燃氣的作用，燃氣的最高溫度可達 CC ?? 2500~20xx 。 （ 3）不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量 rm 曲拐的不平衡質(zhì)量及其代換質(zhì)量如圖 ： 圖 曲拐的不平衡質(zhì)量及其代換質(zhì)量 曲拐在繞軸線旋轉(zhuǎn)時，曲柄銷和一部分曲柄臂的質(zhì)量將產(chǎn)生不平衡離心慣性力，稱為曲拐的不平衡質(zhì)量。實際機構(gòu)質(zhì)量分布很復(fù)雜，必須加以簡化。當(dāng)? =180? 時， A 點在最下面的位置 A2，此位置稱為下止點。一般的單列式內(nèi)燃機，采用并列連桿與叉形連桿的 V形內(nèi)燃機，以及對置式活塞內(nèi)燃機的曲柄連桿機構(gòu)都屬于這一類。 工作原理就是：燃料燃燒后的能量推動活塞上下運動 ，再由連桿帶動曲軸作 圓周運動 。近年來隨著計算機的發(fā)展，可以利用復(fù)雜的計算表達式來精確求解各種運動過程和動態(tài)過程，從而形成了機械性能分析和產(chǎn)品設(shè)計的現(xiàn)代理論和方法。（ 2）溫壓連桿的生產(chǎn)成本最低，至于使用性能汽車制造廠家能否接受尚待觀察。山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 I 摘要 以桑塔納 20xxAJR 型發(fā)動機為例，基于相關(guān)參數(shù)對發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)主要零部件進行結(jié)構(gòu)設(shè)計計算，同時進行強度、剛度等方面的校核，并進行相關(guān)運動學(xué)分析和機構(gòu)運動仿真分析，以達到良好的生產(chǎn)經(jīng)濟效益。 從汽車發(fā)動機 連桿的發(fā)展趨向可看出：（ 1）就連桿的使用性能與生產(chǎn)成本來看， C － 7 0 鋼錘鍛連桿和鐵基粉末鍛造連桿已日趨接近，市場競爭將白熱化。但是過去由于手段的原因，大部分復(fù)雜的機械運動盡管能夠給出解析表達式，卻難以計算出供工程設(shè)計使用的結(jié)果，不得不用粗糙近似的圖解法求得數(shù)據(jù)。由 機體組 :氣缸體、氣缸蓋、曲軸箱體、氣缸套、氣缸墊；活塞連桿組：活塞、活塞環(huán)、活塞銷、連桿、連 桿大頭蓋；曲軸飛輪組：曲軸、飛輪、曲軸正時齒輪三大部分組成。這種型式的曲柄連桿機構(gòu)在內(nèi)燃機中應(yīng)用最為廣泛。 當(dāng) ? = ?0 時，活塞銷中心 A 在最上面的位置 A1，此位置稱為上止點。加速度從運動學(xué)中已經(jīng)知道，現(xiàn)在需要知道質(zhì)量分布。質(zhì)量 hm 與換算到連桿小頭中心的質(zhì)量 1m 之和，稱為往復(fù)運動質(zhì)量 jm ，即 1mmm hj ?? 。 為適應(yīng)機械負荷，設(shè)計活塞時要求各處有合適的壁厚和合理的形狀，即在保證足夠的強度、剛度前提下，結(jié)構(gòu)要盡量簡單、 輕巧，截面變化處的過渡要圓滑，以減少應(yīng)力集中。鋁合金另一突出優(yōu)點是導(dǎo)熱性好，其熱傳導(dǎo)系數(shù)約為鑄鐵的 4~3 倍，使活塞溫度顯著下降。 該發(fā)動機采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)稱之為壓縮環(huán)（氣環(huán)），第三環(huán)稱之為油環(huán)。實際統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，活塞頂 部 最 小 厚 度 ， 汽 油 機 為 D)~(?? ，即)( ???? 。一般氣環(huán) ?? =毫米，油環(huán)的 ?? 則 更 大些 ， 如圖 所示。當(dāng)然間隙也不能留得過大，否則又會產(chǎn)生敲缸現(xiàn)象。 山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 33 活塞銷的設(shè)計 活塞銷的結(jié)構(gòu)、材料 活塞銷的結(jié)構(gòu)和尺寸 活塞銷的結(jié)構(gòu)為一圓柱體，中空形式，可減少往復(fù)慣性質(zhì)量，有效利用材料。 活塞環(huán)的主要尺寸為環(huán)的高度 b 、環(huán)的徑向厚度 t 。 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 3mm~2?? ，取 2mm?? ，則小頭孔直徑 ? ，小頭外徑 d)~(D 1 ? ，取 1 ??? 。 （ 1）最大拉伸應(yīng)力 由最大拉 伸力引起的拉伸應(yīng)力為： mj fP max1 ?? （ ） 式中： mf — 連桿桿身的斷面面積，汽油機 Afm )~(? ， A 為活塞投影面積，取 mmDfm 5 2 ??? ? 。為此，必須選用高強度的材料；合理的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。 第一道活塞環(huán)為桶形扭曲環(huán)，材料為球墨鑄鐵，表面鍍鉻。 取 mmDH ???? 。這樣，裙部就有被壓偏的傾向，使它在活塞銷座方向上的尺寸增大；其次，由于加在活塞頂上的爆發(fā)壓力和慣性力的聯(lián)合作用，使活塞頂在活塞銷座的跨度內(nèi)發(fā)生彎曲變形，使整個活塞在銷座方向上的尺寸變 大；再次，由于溫度升高引起熱膨脹，其中銷座部分因壁厚較其它部分要厚，所以熱膨脹比較嚴(yán)重?；钊h(huán)岸銳邊必須有適當(dāng)?shù)牡菇?，否則當(dāng)岸部與缸壁壓緊出現(xiàn)毛刺時，就可能把活塞環(huán)卡住，成為嚴(yán)重漏氣和過熱的原因，但倒角過大又使活塞環(huán)漏氣增加。 則 mmhhHh ??????? 。因此火力岸高度的選取原則是：在滿足第一環(huán)槽熱載荷要求的前提下，盡量取得小些。 在發(fā)動機中，灰鑄鐵由于耐磨性、耐蝕性好、膨脹系數(shù)小、熱強度高、成本低、工藝性好等原因，曾廣泛地被 作為活塞材料。發(fā)動機的工作可靠性與使用耐久性，在很大程度上與活塞組的工作情況有關(guān)。 其中， l 連桿長度， 1l 為連桿重心 G 至小頭中心的距離。 氣缸內(nèi)工質(zhì)的作用力 作用在活塞上的氣體作用力 gP 等于活塞上、下兩面的空間內(nèi)氣體壓力差與活塞頂面積的乘積，即 )(4 39。 山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 10 3 曲柄連桿機構(gòu)受力分析 研究曲柄連桿機構(gòu)的受力，關(guān)鍵在于分析曲柄連桿機構(gòu)中各種力的作用情況，并根據(jù)這些 力對曲柄連桿機構(gòu)的主要零件進行強度、剛度、磨損等方面的分析、計算和設(shè)計，以便達到發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速的要求?；钊缴现裹c附近時，排氣行程結(jié)束。 研究的主要內(nèi)容 以桑塔納 20xxAJR型發(fā)動機為例對內(nèi)燃機運行過程中曲柄連桿機構(gòu)受力分析進行深入研究，其主要的研究內(nèi)容有： （ 1）對曲柄連桿機構(gòu)進行運動學(xué)和動力學(xué)分析，分析曲柄連桿機構(gòu)中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機構(gòu)的主要零部件進行強度、山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 4 剛度等方面的計算和校核，以便達到設(shè)計要求； （ 2）分析曲柄連桿機構(gòu) 中主要零部件如活塞，曲軸，連桿等的工作條件和設(shè)計要求，進行合理選材，確定出主要的結(jié)構(gòu)尺寸，并進行相應(yīng)的尺寸檢驗校核，以符合零件實際加工的要求； （ 3）應(yīng)用 Pro/E 軟件對曲柄連桿機構(gòu)的零件分別建立實體模型，并將其分別組裝成活塞組件，連桿組件，然后定義相應(yīng)的連接關(guān)系，最后裝配成完整的機構(gòu)，并進行運動仿真分析，檢測其運動干涉，獲取分析結(jié)果； （ 4）應(yīng)用 Pro/E 軟件將零件模型圖轉(zhuǎn)化為相應(yīng)的工程圖，并結(jié)合使用AutoCAD 軟件，系統(tǒng)地反應(yīng)工程圖上的各類信息，以便實現(xiàn)對機構(gòu)的進一步精確設(shè)計和檢驗。不經(jīng)任何計算，對曲柄連桿機構(gòu)直接圖解其速度和加速度的方法最早由克萊茵提出，但方法十分復(fù)雜。少數(shù)轎車和輕型客貨車發(fā)動機也有用柴油機的。 Second, the group performed crank piston, connecting rod and crankshaft design group, and its strength and rigidity to be checked。因此，汽車制造業(yè)對粉末冶金零件的生產(chǎn)與發(fā)展應(yīng)給予足夠重視。曲柄連桿機構(gòu)是發(fā)動機實現(xiàn)工作循環(huán)，完成能量轉(zhuǎn)換的主要運動部分。曲軸與連桿下端的連接中心至曲軸中心的垂直距離月稱為曲柄半徑 。在關(guān)節(jié)曲柄連桿機 構(gòu)中，一個曲柄可以同時帶動幾套副連桿和活塞，這種結(jié)山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 8 構(gòu)可使內(nèi)燃機長度縮短，結(jié)構(gòu)緊湊，廣泛的應(yīng)用于大功率的坦克和機車用 V形內(nèi)燃機。 當(dāng) ??0? 或 ?180 時，活塞速度為零，活塞在這兩點改變運動方向。 表 缸內(nèi)絕對壓力 p 計算結(jié)果 四個沖程終點壓力 計算公式 計算結(jié)果 /MPa 進氣終點壓力 dep 39。往復(fù)質(zhì)量 jm 的往復(fù)慣性力 jP 和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量 rm 的旋轉(zhuǎn)慣性力 rP 。 活塞組的設(shè)計要求 山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 23 （ 1）要選用熱強度好、耐磨、比重小、熱膨脹系數(shù)小、導(dǎo)熱性好、具有良好減磨性、工藝性的材料； （ 2）有合理的形狀和壁厚。 活塞頭部的設(shè)計 設(shè)計要點 活塞頭部包括活塞頂和環(huán)帶部分，其主要功用是承受氣壓力，并通過銷座把它傳給連桿，同時與活塞環(huán)一起配合氣缸密封工質(zhì)。實際發(fā)動機的統(tǒng)計表明， Dc )~(1 ? ， 12 )2~1( bc ? ，汽油機接近下限。復(fù)雜形狀的活塞頂要特別注意避免尖角，所有尖角均應(yīng)仔細修圓，以免在高溫下熔化。在 通常 的 尺寸 比例 下 ，可 假定 槽 底（ 岸根 ） 直 徑mmDD 6 ????? ，環(huán)槽深 t? 為： mmDt 6 ????? 于是作用在岸根的彎矩為 3m a x2221 )(4)( DptDDpp ????? ? （ ） 而環(huán)岸根斷面的抗彎斷面系數(shù)近似等于 DcDc 3121 ??? 所以環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應(yīng)力 21m a x213m a x )(cDpDcDp ??? （ ） 山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 30 ) ( 2 ???? 5 2/cmN 同理得剪切應(yīng)力為： 1m a x ????? cDp?2/cmN （ ） 接合成應(yīng)力公式為： 2222 ??????? ??? 2/mmN （ ） 考慮到鋁合金在高溫下的強度下降以及環(huán)岸根部的應(yīng)力集中，鋁合金的許用應(yīng)力 40~30][ ?? 2/mmN ， ][?? ?? ，校核合格。常用的橢圓形狀是按下列公式設(shè)計的： )2c o s1(4 ?? ???? dD （ ） 式中 D 、 d 分別為橢圓的長短軸，如圖 所示。 最大彎曲應(yīng)力計算 活塞銷中央截面的彎矩為 )(121lllPM P ??? ? （ ） 空心銷的抗彎斷面系數(shù)為 314 )1( dW ??? ， 其中 ??? dd? 山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 34 所以彎曲應(yīng)力為 WM?? 即 )1( )( 431 1?? ???? ? d lllP P （ ） )( )( 5 5 1 0 43 ??? ?????? ? 最大剪切應(yīng)力計算 最大剪切應(yīng)力出現(xiàn)在銷座和連桿小頭之間的截面上。 工作狀態(tài)下的彎曲應(yīng)力 山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 36 活塞斷面的最大彎矩為： )(40m a x tDbDpM ?? （ ） 由此可得最大彎曲應(yīng)力 max? 為： 6)(220m a xm a x bttDbDp