【文章內容簡介】 慣性力的聯合作用，使活塞頂在活塞銷座的跨度內發(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，所以熱膨脹比較嚴重。三種情況共同作用的結果都使活塞在工作時沿銷座方向漲大，使裙部截面的形狀變成為“橢圓”形，使得在橢圓形長軸方向上的兩個端面與氣缸間的間隙消失，以致造成拉毛現象。在這些因素中，機械變形影響一般來說并不嚴重，主要還是受熱膨脹產生變形的影響比較大[11]。因此，為了避免拉毛現象，在活塞裙部與氣缸之間必須預先流出較大的間隙。當然間隙也不能留得過大，否則又會產生敲缸現象。解決這個問題的比較合理的方法應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小；活塞裙部形狀應與活塞的溫度分布、裙部壁厚的大小等相適應[12]。本文采用托板式裙部，這樣不僅可以減小活塞質量，而且裙部具有較大的彈性，可使裙部與氣缸套裝配間隙減小很多，也不會卡死。把活塞裙部的橫斷面設計成與裙部變形相適應的形狀。在設計時把裙部橫斷截面制成長軸是在垂直與活塞銷中心線方向上，短軸平行于銷軸方向的橢圓形。常用的橢圓形狀是按下列公式設計的： （）式中、分別為橢圓的長短軸。缸徑小于的裙部開槽的活塞，橢圓度（）的大小，一般為。 活塞銷裙部的橢圓形狀[9]裙部的尺寸活塞裙部是側壓力的主要承擔者。為保證活塞裙表面能保持住必要厚度的潤滑油膜，其表面比壓不應超過一定的數值。因此，在決定活塞裙部長度是應保持足夠的承壓面積，以減少比壓和磨損。在確定裙部長度時，首先根據裙部比壓最大的允許值，決定需要的最小長度，然后按照結構上的要求加以適當修改。裙部單位面積壓力（裙部比壓）按下式計算： （）式中：—最大側作用力，由動力計算求得，=—活塞直徑，；—裙部高度。取。則 一般發(fā)動機活塞裙部比壓值約為，所以設計合適。銷孔的位置活塞銷與活塞裙軸線不相交，而是向承受膨脹側壓力的一面（稱為主推力面，相對的一面稱為次推力面）偏移了，這是因為，如果活塞銷中心布置，即銷軸線與活塞軸線相交，則在活塞越過上止點，側壓力作用方向改變時，活塞從次推力面貼緊氣缸壁的一面突然整個地橫掃過來變到主推力面貼緊氣缸壁的另一面，與氣缸發(fā)生“拍擊”，產生噪音，有損活塞耐久性。如果把活塞銷偏心布置，則能使瞬時的過渡變成分布的過渡，并使過渡時刻先于達到最高燃燒壓力的時刻，因此改善了發(fā)動機的工作平順性[13]。 活塞銷的設計 活塞銷的結構、材料活塞銷的結構和尺寸活塞銷的結構為一圓柱體，中空形式，可減少往復慣性質量，有效利用材料?；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”?；钊N的外直徑，取，活塞銷的內直徑，取活塞銷長度，取活塞銷的材料 活塞銷材料為低碳合金鋼，表面滲碳處理，硬度高、耐磨、內部沖擊韌性好。表面加工精度及粗糙度要求極高，高溫下熱穩(wěn)定性好。 活塞銷強度和剛度計算由運動學知，活塞銷表面受到氣體壓力和往復慣性力的共同作用，總的作用力，活塞銷長度，連桿小頭高度，活塞銷跨度。最大彎曲應力計算活塞銷中央截面的彎矩為 （）空心銷的抗彎斷面系數為，其中 所以彎曲應力為 即 （） 最大剪切應力計算最大剪切應力出現在銷座和連桿小頭之間的截面上。橫斷截面的最大剪切應力發(fā)生在中性層上[14]，其值按下式計算： （）已知許用彎曲應力；許用剪切應力，那么校核合格。 活塞銷座 活塞銷座結構設計 活塞銷座用以支承活塞，并由此傳遞功率。銷座應當有足夠的強度和適當的剛度，使銷座能夠適應活塞銷的變形，避免銷座產生應力集中而導致疲勞斷裂；同時要有足夠的承壓表面和較高的耐磨性?；钊N座的內徑，活塞銷座外徑一般等于內徑的倍，取，活塞銷的彎曲跨度越小，銷的彎曲變形就越小，銷—銷座系統的工作越可靠，所以，一般設計成連桿小頭與活塞銷座開擋之間的間隙為，但當制造精度有保證時，兩邊共就足夠了，取間隙為。 驗算比壓力銷座比壓力為： （）一般。 活塞環(huán)設計及計算 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設計該發(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)。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。桶形環(huán)與缸筒為圓弧接觸，對活塞擺動適應性好，并容易形成楔形潤滑油膜。第二道活塞環(huán)為鼻形環(huán)，材料為鑄鐵，鼻形環(huán)可防止泵油現象，活塞向上運動時潤滑效果好。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。 活塞環(huán)的主要尺寸為環(huán)的高度、環(huán)的徑向厚度。氣環(huán)，油環(huán)，取。活塞環(huán)的徑向厚度，一般推薦值為：當缸徑為時，取。 活塞環(huán)強度校核活塞環(huán)在工作時，因剪應力和軸向力影響較小，所以只計算彎矩?；钊h(huán)的平均半徑與徑向厚度之比一般都大于5，所以可按直桿彎曲正應力公式計算[9]。工作狀態(tài)下的彎曲應力活塞斷面的最大彎矩為： （）由此可得最大彎曲應力為： （）對于斷面均壓環(huán)其開口間隙與活塞環(huán)平均接觸壓力之間有如下關系： （）將式（）帶入（）并整理得： （）式中：—材料的彈性模量，對合金鑄鐵；—活塞環(huán)的開口間隙，取為；—氣缸直徑，；—活塞環(huán)徑向厚度，則 活塞環(huán)工作時的許用彎曲應力為，則校核合格。套裝應力活塞環(huán)往活塞上套裝時，要把切口扳得比自由狀態(tài)的間隙還大，對于均壓環(huán)，此時的正對切口處的最大套裝彎曲應力為： （）式中：—與套裝方法有關的系數，根據套裝方法的不同，其值為，一般取，則 因環(huán)的套裝時在常溫下進行的，承受的應力時間甚短，所以套裝應力的許用值大于工作應力的許用值，所以校核合格。 本章小結 在活塞的設計過程中，分別確定了活塞、活塞銷、活塞銷座和活塞環(huán)的主要的結構參數，分析了其工作條件，總結了設計要求，選擇合適的材料，并分別進行了相關的強度和剛度校核，使其符合實際要求。第４章 連桿組的設計 連桿的設計 連桿的工作情況、設計要求和材料選用工作情況連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復運動，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉運動。因此，連桿體除有上下運動外，還左右擺動，做復雜的平面運動。設計要求 連桿主要承受氣體壓力和往復慣性力所產生的交變載荷，因此，在設計時應首先保證連桿具有在足夠的疲勞強度和結構鋼度。如果強度不足，就會發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成嚴重事故，同樣，如果連桿組剛度不足，也會對曲柄連桿機構的工作帶來不好的影響。所以設計連桿的一個主要要求是在盡可能輕巧的結構下保證足夠的剛度和強度。為此，必須選用高強度的材料；合理的結構形狀和尺寸。材料的選擇 為了保證連桿在結構輕巧的條件下有足夠的剛度和強度，采用精選含碳量的優(yōu)質中碳結構鋼45模鍛，表面噴丸強化處理，提高強度。 連桿長度的確定 設計連桿時首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長度它通常是用連桿比來說明的，取，則。 連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算連桿小頭的結構設計，小頭襯套內徑和小頭寬度已在活塞組設計中確定。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。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。若襯套材料的膨脹系數比連桿材料的大，則隨工作時溫度升高，過盈增大，小頭斷面中的應力也增大。此外，連桿小頭在工作中還承受活塞組慣性力的拉伸和扣除慣性力后氣壓力的壓縮，可見工作載荷具有交變性。上述載荷的聯合作用可能使連桿小頭及其桿身過渡處產生疲勞破壞，故必須進行疲勞強度計算[9]。 連桿小頭主要結果尺寸（1）襯套過盈配合的預緊力及溫度升高引起的應力計算時把連桿小頭和襯套當作兩個過盈配合的圓筒，則在兩零件的配合表面，由于壓入過盈及受熱膨脹，小頭所受的徑向壓力為： 　?。ǎ┦街校骸r套壓入時的過盈，； 一般青銅襯套，取，其中：—工作后小頭溫升,約；—連桿材料的線膨脹系數，對于鋼 ；—襯套材料的線膨脹系數，對于青銅；、—連桿材料與襯套材料的伯桑系數，可?。弧B桿材料的彈性模數，鋼[10]；—襯套材料的彈性模數，青銅；計算小頭承受的徑向壓力為：由徑向均布力引起小頭外側及內側纖維上的應力，可按厚壁筒公式計算，外表面應力 （）內表面應力 （）的允許值一般為，校核合格。（2）連桿小頭的疲勞安全系數連桿小頭的應力變化為非對稱循環(huán)，最小安全系數在桿身到連桿小頭的過渡處的外表面上為： （）式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），??； —材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數，取=； —應力幅， ； —平均應力，；—工藝系數，；則 連桿小頭的疲勞強度的安全系數，一般約在范圍之內[4]。連桿小頭的剛度計算當采用浮動式活塞銷時，必須計算連桿小頭在水平方向由于往復慣性力而引起的直徑變形，其經驗公式為: （）式中：—連桿小頭直徑變形量，；—連桿小頭的平均直徑，； —連桿小頭斷面積的慣性矩，則 對于一般發(fā)動機，此變形量的許可值應小于直徑方向間隙的一半，標準間隙一般為，則校核合格。 連桿桿身的結構設計與強度計算連桿桿身結構的設計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。為使連桿從小頭到大頭傳力比較均勻，在桿身到小頭和大頭的過渡處用足夠大的圓角半徑。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運動的質量的慣性力的拉伸，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，必須現求出計算斷面的最大拉伸、壓縮應力。（1）最大拉伸應力由最大拉伸力引起的拉伸應力為： （）式中：—連桿桿身的斷面面積，汽油機，為活塞投影面積，取。則最大拉伸應力為： （2）桿身的壓縮與縱向彎曲應力桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃氣作用力時，并可認為是在上止點，最大壓縮力為： （）連桿承受最大壓縮力時，桿身中間斷面產生縱向彎曲。此時連桿在擺動平面內的彎曲，可認為連桿兩端為鉸支，長度為；在垂直擺動平面內的彎曲可認為桿身兩端為固定支點，長度為，因此在擺動平面內的合成應力為： （）式中：—系數，對于常用鋼材，??；—計算斷面對垂直于擺動平面的軸線的慣性矩。 ；將式（）改為： 　　　　　　　　　　　 　　　　　　　　　　?。ǎ┦街?—連桿系數，；則擺動平面內的合成應力為：同理，在垂直于擺動平面內的合成應力為： （） 　　 將式（）改成 （）式中：—連桿系數。則在垂直于擺動平面內的合成應力為： 和的許用值為 ，所以校核合格。（3）連桿桿身的安全系數連桿桿身所受的是非對稱的交變循環(huán)載荷，把或看作循環(huán)中的最大應力，看作是循環(huán)中的最小應力，即可求得桿身的疲勞安全系數。循環(huán)的應力幅和平均應力，在連桿擺動平面為： （） （）在垂直擺動平面內為： （） （）連桿桿身的安全系數為： （）式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），?。弧牧蠈ρh(huán)不對稱的敏感系數，取=；—工藝系數。則在連桿擺動平面內連桿桿身的安全系數為：在垂直擺動平面內連桿桿身的安全系數為：桿身安全系數許用值在的范圍內，則校核合格。 連桿大頭的結構設計與強度、剛度計算連桿大頭的結構設計與主要尺寸連桿大頭的結構與尺寸基本上決定于曲柄銷直徑、長度、連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。其中