【文章內(nèi)容簡介】 。 由于活塞直徑是一定的，活塞上的氣體作用力取決于活塞上、下兩面的 13 空間內(nèi)氣體壓力差 pp ?? ，對于四沖程發(fā)動機來說，一般取 p? = ，mmD ? ,對于缸內(nèi)絕對壓力 p ，在發(fā)動機的四個沖程中，計算結(jié)果如表 所示： 則由式（ ）計算氣壓力 gP 如表 所示。 機構(gòu)的慣性力 慣性力是由于運動不均勻而產(chǎn)生的，為了確定機構(gòu)的慣性力，必須先知道其加速度和質(zhì)量的分布。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。實際機構(gòu)質(zhì)量分布很復(fù)雜，必須加以簡化。為此進行質(zhì)量換算。 機構(gòu)運動件的質(zhì)量換算 質(zhì)量換算的原則是保持系統(tǒng)的動力學(xué)等效性。質(zhì)量換算的目的是計算零件的運動質(zhì)量，以便進一步計算它們在運動中所產(chǎn)生的慣性力 。 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。)~( pp de ? 壓縮終點壓力 cop 1nedeco pp ?? 膨脹終點壓力 exp 2maxnex pp ?? 排氣終點壓力 rp 39。 ppr ? 注： 1n — 平均壓縮指數(shù)， 1n =~ ； ? — 壓縮比， ? =； 2n — 平 14 均膨脹指數(shù)， 2n =~ ；????； maxp — 最大爆發(fā)壓力， maxp =3~ 5MPa ，取 maxp = ；此時壓力角 ? = ?? 15~10 ，取 ? = ?13 。 表 氣壓力 gP 計算結(jié)果 四 個 沖 程 gP /N 進氣終點 壓縮終點 膨脹終點 排氣終點 （ 1）連桿質(zhì)量的換算 連桿是做復(fù)雜平面運動的零件。為了方便計算， 將整個連桿（包括有關(guān)附屬零件）的質(zhì)量 Lm 用兩個換算質(zhì)量 1m 和 2m 來代換，并假設(shè)是 1m 集中作用在連桿小頭中心處，并只做往復(fù)運動的質(zhì)量； 2m 是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓周做旋轉(zhuǎn)運動的質(zhì)量，如圖 所示： 15 圖 連桿質(zhì)量的換算簡圖 為了保證代換后的質(zhì)量系統(tǒng)與原來的質(zhì)量系統(tǒng)在力學(xué)上等效，必 須滿足下列三個條件： ① 連桿總質(zhì)量不變，即 21 mmmL ?? 。 ② 連桿重心 G 的位置不變，即 )( 1211 llmlm ?? 。 ③ 連桿相對重心 G 的轉(zhuǎn)動慣量 GI 不變，即 GIllmlm ??? 222211 )( 。 其中， l 連桿長度， 1l 為連桿重心 G 至小頭中心的距離。由條件可得下列換算公式： lllmm L 11 ??? llmm L 12 ?? 用平衡力系求合力的索多邊形法求出重心位置 G 。將連桿分成若干簡單的幾何圖形，分別計算出各段連桿重量和它的重心位置，再按照索多邊形作圖法，求出整個連桿的重心位置以及折算到連桿大小頭中心的重量 1G 和2G ，如圖 ： 16 圖 索多邊形法 （ 2）往復(fù)直線運動部分的質(zhì)量 jm 活塞（包括活塞上的零件）是沿氣缸中心做往復(fù)直線運動的。它們的質(zhì)量可以看作是集中在活塞銷中心上，并以 hm 表示。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 ?? 。 （ 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。為了便于計算，所有這些質(zhì)量都按離心力相等的條件，換算到回轉(zhuǎn)半徑為 r 的連桿軸頸中心處，以 km 表示，換算質(zhì)量km 為： 17 remmm bgk 2?? 式中： km — 曲拐換算質(zhì)量， kg ； gm — 連桿軸頸的質(zhì)量， kg ； bm — 一個曲柄臂的質(zhì)量， kg ； e — 曲柄臂質(zhì)心位置與曲拐中心的距離， m 。 質(zhì)量 km 與換算到大頭中心的連桿質(zhì)量 2m 之和稱為不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量 rm ，即 2mmm kr ?? 由上述換算方法計算得： 往復(fù)直線運動部分的質(zhì)量 jm = ，不平 衡回轉(zhuǎn) rm = 。 曲柄連桿機構(gòu)的慣性力 把曲柄連桿機構(gòu)運動件的質(zhì)量簡化為二質(zhì)量 jm 和 rm 后，這些質(zhì)量的慣性力可以從運動條件求出，歸結(jié)為兩個力。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 。 （ 1）往復(fù)慣性力 ????????? 2c osc os)2c osc os( 2222 rmrmrrmamP jjjj ????????，（ ） 式中： jm — 往復(fù)運動質(zhì)量， kg ； ? — 連桿比； r — 曲柄半徑， m ； ? — 曲柄旋轉(zhuǎn)角速度， srad/ ； ? — 曲軸轉(zhuǎn)角。 18 ，jP 是沿氣缸中心線方向作用的，公式（ ）前的負號表示 ，jP 方向與活塞加速度 a 的方向相反。 其中曲柄的角速度 ? 為： 30602 nn ??? ?? （ ） 式中： n — 曲軸轉(zhuǎn)數(shù)， min/r ； 已知額定轉(zhuǎn)數(shù) n =5200 min/r ，則 ??? ?? srad/ ； 曲柄半徑 r = ，連桿比 ? =~，取 ? =，參照附錄表 2：四缸機工作循環(huán)表，將每一工況的曲軸轉(zhuǎn)角 ? 代入式（ ），計算得單位活塞面積上往復(fù)慣性力 jP ，結(jié)果如表 ： 表 往復(fù)慣性力 jP 計算結(jié)果 四 個 沖 程 jP /N 進氣終點 壓縮終點 膨脹終點 排氣終點 （ 2）旋轉(zhuǎn)慣性力 2?rmP rr ?? （ ） 33 .5 9 0 4 3 2 ?????? N 作用在活塞上的總作用力 由前述可知，在活塞銷中心處，同時作用著氣體作用力 gP 和往復(fù) 慣性力 19 jP ，由于作用力的方向都沿著中心線，故只需代數(shù)相加，即可求得合力 jg PPP ??? （ ） 計算結(jié)果如表 所示。 活塞上的總作用力 ?P 分解與傳遞 如圖 ，首先，將 ?P 分解成兩個分力：沿連桿軸線作用的力 K ，和把活塞壓向 氣缸壁的側(cè)向力 N ， 其中沿連桿的作用力 K 為： ?cos1?? PK （ ） 而側(cè)向力 N 為： ?tan??PN （ ） 表 作用在活塞上的總作用力 ?P 四個沖程 氣壓力 gP /N 往復(fù)慣性力 jP /N 總作用力 ?P /N 進氣終點 ? ? 壓縮終點 33708 .3 膨脹終點 ? ? 排氣終點 33708 .3 20 圖 作用在機構(gòu)上的力和力矩 連桿作用力 K 的方向規(guī)定如下：使連桿受壓時為正號，使連桿受拉時為負號，缸 壁的側(cè)向力 N 的符號規(guī)定為：當(dāng)側(cè)向力所形成的反扭矩與曲軸旋轉(zhuǎn)方向相反時，側(cè)向力為正值，反之為負值。 當(dāng) ? = ?13 時，根據(jù)正弦定理，可得： ?? sinsin rl ? 求得 ?????? 13s i rc s i ns i na rc s i n lr ?? 將 ? 分別代入式（ ）、式（ ），計算結(jié)果如表 所示： 21 表 連桿力 K 、側(cè)向力 N 的計算結(jié)果 四個沖程 連 桿力 K /N 側(cè)向力 N /N 進氣終點 ? 42 .5315? 壓縮終點 33682 .13 2273 .30 膨脹終點 .6971814? .984846? 排氣終點 35591 .43 力 K 通過連桿作用在曲軸的曲柄臂上，此力也分解成兩個力，即推動曲軸旋轉(zhuǎn)的切向力 T ， 即 ? ???? c os )s i n()s i n( ???? ?PKT （ ） 和壓縮曲柄臂的徑向力 Z ，即 ? ???? c os )c os ()c os ( ???? ?PKZ （ ） 規(guī)定力 T 和曲軸旋轉(zhuǎn)方向一致為 正，力 Z 指向曲軸為正。 求得切向力 T 、徑向力 Z 見如表 所示 : 表 切向力 T 、徑向力 Z 的計算結(jié)果 四個沖程 切向力 T /N 徑向力 Z /N 進氣終點 — ? 壓縮終點 膨脹終點 .7120840? .1968724? 排氣終點 22 4 活塞、連桿組的設(shè)計 活塞的設(shè)計 活塞組包括活塞、活塞銷和活塞環(huán)等在氣缸里作往復(fù)運動的零件，它們是發(fā)動 機中工作條件最嚴(yán)酷的組件。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)。 活塞的工作條件和設(shè)計要求 活塞的機械負荷 在發(fā)動機工作中 ,活塞承受的機械載荷包括周期變化的氣體壓力、往復(fù)慣性力以及由此產(chǎn)生的側(cè)向作用力。在機械載荷的作用下，活塞各部位了各種不同的應(yīng)力：活塞頂部動態(tài)彎曲應(yīng)力；活塞銷座承受拉壓及彎曲應(yīng)力；環(huán)岸承受彎曲及剪應(yīng)力。此外，在環(huán)槽及裙部還有較大的磨損。 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。 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 ?? 2500~2020 。因而活塞頂?shù)臏囟纫埠芨??；钊粌H溫度高，而且溫度分布不均勻，各點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]。 磨損強烈 發(fā)動機在工作中所產(chǎn)生的側(cè)向作用力是較大的，同時，活塞在氣缸中的高速往復(fù)運動，活塞組與氣缸表面之間會產(chǎn)生強烈磨損，由于此處潤滑條件較差，磨損情況比較嚴(yán) 重。 活塞組的設(shè)計要求 （ 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 23 有良好減磨性、工藝性的材料； （ 2）有合理的形狀和壁厚。使散熱良好，強度、剛度符合要求，盡量減輕重量，避免應(yīng)力集中； （ 3）保證燃燒室氣密性好，竄氣、竄油要少又不增加活塞組的摩擦損失； （ 4）在不同工況下都能保持活塞與缸套的最佳配合； （ 5）減少活塞從燃氣吸收的熱量，而已吸收的熱量則能順利地散走； （ 6）在較低的機油耗條件下，保證滑動面上有足夠的潤滑油。 活塞的材料 根據(jù)上述對活塞設(shè)計的要求，活塞材料應(yīng)滿足 如下要求： （ 1）熱強度高。即在 C?400~300 高溫下仍有足夠的機械性能，使零件不致?lián)p壞； （ 2）導(dǎo)熱性好，吸熱性差。以降低頂部及環(huán)區(qū)的溫度，并減少熱應(yīng)力； （ 3）膨脹系數(shù)小。使活塞與氣缸間能保持較小間隙； （ 4）比重小。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械負荷和平衡配重； （ 5）有良好的減磨性能（即與缸套材料間的摩擦系數(shù)較小），耐磨、耐蝕； （ 6）工藝性好，低廉。 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。但近幾十年來，由于發(fā)動機轉(zhuǎn)速日益提高，工作過程不斷強化，灰鑄鐵活塞因比重大和導(dǎo)熱性差兩個根本缺點而逐漸被鋁基輕合金活塞所淘汰。 鋁合金的優(yōu)缺點與灰鑄鐵正相反，鋁合金比重小，約占有灰鑄鐵的 1/3，結(jié)構(gòu)重量僅占鑄鐵活塞的 %70~50 。因此其慣性小，這對高速發(fā)動機具有重大意義。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， 24 使活塞溫度顯著下降。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 。 共晶鋁硅合金是目前國內(nèi)外應(yīng)用最廣泛的活塞材料，既可鑄造，也可鍛造。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。 綜合分析，該發(fā)動機活塞采用鋁硅合金材料鑄造而成。 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)。因此，活塞頭部的設(shè)計要點是： （ 1）保證它具有足夠的機械強度與剛度，以免開裂和產(chǎn)生過大變形，因為環(huán)槽的變形過大勢必影響活塞環(huán) 的正常工作； （ 2）保證溫度不過高，溫差小，防止產(chǎn)生過大的熱變形和熱應(yīng)力，為活塞環(huán)的正常工作創(chuàng)造良好條件，并避免頂部熱疲勞開裂； （ 3）尺寸盡可能緊湊，因