【正文】 活塞環(huán)的平均半徑與徑向厚度之比 tr/0 一般都大于 5，所以可按直桿彎曲正應(yīng)力公式計算 [9]。 活塞環(huán)的主要尺寸為環(huán)的高度 b 、環(huán)的徑向厚度 t 。 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。銷座應(yīng)當(dāng)有足夠的強度和適當(dāng)?shù)膭偠?，使銷座能夠適應(yīng)活塞銷的變形，避免銷座產(chǎn)生應(yīng)力集中而導(dǎo)致疲勞斷裂；同時要有足夠的承壓表面和較高的耐磨性。 活塞銷強度和剛度計算 由運動學(xué)知，活塞銷表面受到氣體壓力 gP 和往復(fù)慣性力 jP 的共同作用，總的作用力 NP ?? ，活塞銷長度 mml ? ，連桿小頭高度 mml ? ， 活塞銷跨度 mmlP ? 。 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。 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 。 本科生畢業(yè)設(shè)計 21 圖 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 N 的主要承擔(dān)者。 把活塞裙部的橫斷面設(shè)計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，一般只是在兩個銷孔之間的弧形表面?；钊貧飧淄鶑?fù)運動時，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 N 。由于節(jié)流作用，第一環(huán)岸上面的壓力 1p 比下面壓力 2p 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度極限或疲勞極限時，岸根有可能斷裂，專門 M P ap ??? ， M P ap ??? ， 本科生畢業(yè)設(shè)計 19 圖 環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及環(huán)槽結(jié)構(gòu) 圖 第一環(huán)岸的受力情況 [10] 環(huán)岸是一個厚 1c 、內(nèi)外圓直徑為 39。 一般該倒角為?45)~( ? 。 t?? 。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(xì)修圓，以免在高溫下熔化。活塞頂接受的熱量，主要通過活塞環(huán)傳出。 活塞頂和環(huán)帶斷面 （ 1）活塞頂 活塞頂?shù)男螤钪饕Q于燃燒室的選擇和設(shè)計。所以在一般設(shè)計中，選取活塞上裙尺寸一般應(yīng)使銷座上方油環(huán)槽的位置處于銷座外徑上面，并且保證銷座的強度不致因開槽而削弱，同時也不致因銷座處材料分布不均引起變形，影響油環(huán)工作。 則 mmDc ?? ， mmbc 12 ???? 。 環(huán)岸的高度 c ，應(yīng)保證它在氣壓力造成的負(fù)荷下不會破壞。但 b 太小，使制環(huán)工藝?yán)щy。 （ 1）第一環(huán)位置 根據(jù)活塞環(huán)的布置確定活塞壓縮高度時，首先須定出第一環(huán)的位置，即所謂火力岸高度 1h 。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，因為一般壓縮高度 1H 縮短 1 單位，整個發(fā)動機高度就可本科生畢業(yè)設(shè)計 16 以縮短 2~ 單位，并顯著減輕活塞重量。 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。 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 。使活塞與氣缸間能保持較小間隙； （ 4） 比重小。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； 本科生畢業(yè)設(shè)計 15 （ 5）減少活 塞從燃?xì)馕盏臒崃?，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。因而活塞頂?shù)臏囟纫埠芨摺Ｔ跈C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。 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 ? ? 排氣終點 本章小結(jié) 本章首先分析了曲柄連桿機構(gòu)的運動情況，重點分析了活塞的運動，在此基礎(chǔ)上分析了每個工作過程的氣體壓力變化情況，進一步推導(dǎo)出各過程氣體力的理論計算公式，進行了機構(gòu)中運動質(zhì)量的換算，并根據(jù) EA113 型汽油機的具體結(jié)構(gòu)參數(shù)計算出了各過 程的氣體力，為后面章節(jié)的動力仿真提供了理論數(shù)據(jù)的依據(jù)。 jP 是沿氣缸中心線方向作用的，公式（ ）前的負(fù)號表示 jP 方向與活塞加速度 a 的方向相反。 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)質(zhì)量 rm = 。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。 ③ 連桿相對重心 G 的轉(zhuǎn)動慣量 GI 不變 ，即 GIllmlm ??? 222211 )( 。 ppr ? 注： 1n — 平均壓縮指數(shù)， 1n = ~ ； ? — 壓縮比， ? =； 2n — 平均膨脹指數(shù)，2n =~ ； ???? ； maxp — 最大爆發(fā)壓力， maxp =3~ 5MPa ，取 maxp = ； 此時壓力角 ? = ?? 15~10 ，取 ? = ?13 。為此進行質(zhì)量換算。2 ppDPg ??? （ ） 式中 ： gP — 活塞上的 ， MPa ； p? — 大氣壓力 ， MPa ； D— 活塞直徑 ， mm 。由于摩擦力的數(shù)值較小且變化規(guī)律很難掌握，受力分析時把摩擦阻力忽略不計。只保留前兩項，則 ???? 2222 s i n211s i n1 ??? （ ） 將式（ ）帶入式（ ）得 （ ） 活塞的速度 將活塞位移公式（ ）對時間 t 進行微分，即可求得活塞速度 v 的精確值為 ?v )c os2s i n2(s i n ????? ???? rdtdadadxdtdx () 將式（ ）對時間 t 微分，便可求得活塞速度得近似公式為 ： 本科生畢業(yè)設(shè)計 6 （ ） 從式（ ）可以看出，活塞速度可視為由 ??sin1 rv ? 與 ??? 2sin)2(2 rv ? 兩部分簡諧運動所組成。 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。在實際分析中，為使問題簡單化，一般將連桿簡化為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個集中質(zhì)量，認(rèn)為它們分別做旋轉(zhuǎn)和往復(fù)運動，這樣就不需要對連桿的運動規(guī)律進行單獨研究 [9]。 偏心曲 最大側(cè)壓力，使活塞在膨脹行程與壓縮行程時作用在氣缸壁兩側(cè)的側(cè)壓力大小比較均勻。 曲柄連桿機構(gòu)的類型 及方 案選擇 內(nèi)燃機中采用曲柄連桿機構(gòu)的型式很多，按運動學(xué)觀點可分為三類，即 :中心曲柄連桿機構(gòu)、偏心曲柄連桿機構(gòu)和主副連桿式曲柄連桿機構(gòu)。當(dāng)考慮到對多柔體系統(tǒng)進行動力學(xué)分析時，有時還需要結(jié)合 Ansys 等專業(yè)的有限元分析軟件來進行 [7]。 本科生畢業(yè)設(shè)計 3 機械系統(tǒng)動態(tài)仿真技術(shù)的核心是利用計算機輔助技術(shù)進行機械系統(tǒng)的運動學(xué)和動力學(xué)分析，以確定系統(tǒng)各構(gòu)件在任意時刻的位置、速度和加速度，進而確定系統(tǒng)及其及其各構(gòu)件運動所需的作用力 [5]。近年來隨著計算機的發(fā)展，可以利用復(fù)雜的計算表達(dá)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。 復(fù)數(shù)向量法 復(fù)數(shù)向量法是以各個桿件作為向量，把在復(fù)平面上的連接過程用復(fù)數(shù)形式加以表達(dá)，對于包括結(jié)構(gòu)參數(shù)和時間參數(shù)的解析式就時間求導(dǎo)后，可以得到機構(gòu)的運動性能。 圖解法 圖解法形象比較直觀，機構(gòu) 各 組成部分的位移、速度、加速度以及所受力的大小及改變趨勢均能通過圖解一目了然。 目前國內(nèi)外對 發(fā)動 機 曲柄連桿機構(gòu) 的動力學(xué)分析的方法很多，而且已經(jīng)完善和成熟。目前多剛體動力學(xué)模擬軟件主要有 Pro/Mechanics， Working model 3D， ADAMS 等。 在傳統(tǒng)的設(shè)計模式中，為了滿足設(shè)計的需要須進行大量的數(shù)值計算，同時為了滿足產(chǎn)品的使用性能，須進行強度、剛度、穩(wěn)定性及可靠性等方面的設(shè)計和校核計算，同時 要滿足校核計算， 還需 要對曲柄連桿機構(gòu)進行動力學(xué)分析。因此，曲柄連桿機構(gòu)是 發(fā)動 機中主要的受力部件 ，其工作可靠性就決定了 發(fā)動 機工作的可靠性。 66 附錄 54 活塞銷卡環(huán)的創(chuàng)建 51 曲軸的建模步驟 51 曲軸的特點分析 51 曲軸的創(chuàng)建 49 連桿體的建模步驟 49 連桿的特點分析 47 連桿的創(chuàng)建 47 活塞的建模思路 47 對 Pro/E 軟件基本功能的介紹 46 第 6 章 曲柄連桿機構(gòu)的創(chuàng)建 38 曲軸兩端的結(jié)構(gòu) 37 平衡重 37 曲柄 37 主軸頸的直徑和長度 37 曲柄銷的直徑和長度 35 第 5 章 曲軸的設(shè)計 34 連桿螺栓的工作負(fù)荷與預(yù)緊力 26 連桿長度的確定 23 活塞環(huán)強度校核 23 活塞銷座結(jié)構(gòu)設(shè)計 22 活塞銷強度和剛度計算 22 活塞銷的結(jié) 構(gòu)、材料 14 活塞的材料 本章小結(jié) 6 曲柄連桿機構(gòu)中的作用力 5 活塞的速度 4 活塞位移 II 第 1 章 緒論 I Abstract 首先，以運動學(xué)和動力學(xué)的理論知識為依據(jù) ， 對曲柄連桿機構(gòu)的運動規(guī)律以及在