【正文】 有講了我還不明白的地方，老師就帶我們?nèi)タ磳?shí)物，這使我的設(shè)計(jì)也能得心應(yīng)手。設(shè)計(jì)過(guò)程中，老師給我提供了比較齊全的參考資料，這對(duì)我的設(shè)計(jì)有著相當(dāng)重要的作用。在設(shè)計(jì)完成后，看著自己所繪制的裝配圖，當(dāng)我沉醉在這種成就感中的時(shí)候，我深刻的體會(huì)到了團(tuán)體協(xié)作的力量竟然如此強(qiáng)大，設(shè)計(jì)并不是一個(gè)人的事情。除了專(zhuān)業(yè)，我在別的方面也學(xué)到不少實(shí)際的東西。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的構(gòu)造有了更具體的認(rèn)識(shí)，更明確了發(fā)動(dòng)機(jī)的構(gòu)型設(shè)計(jì)原理和工作原理。零件的尺寸很多，很煩瑣，這正考驗(yàn)了我對(duì)設(shè)計(jì)的耐性，而不僅僅是我對(duì)設(shè)計(jì)了解多少。其間，從設(shè)計(jì)計(jì)算到繪圖都遇到很多麻煩，比如，我的設(shè)計(jì)題目是活塞連桿組。 大頭蓋所受慣性力 167。圖54 連桿質(zhì)心的位置則連桿小頭的換算質(zhì)量和大頭的換算質(zhì)量如下：第六章 連桿的受力分析和強(qiáng)度校核167。 連桿組的重量及慣性力查表87mm缸徑的高速柴油機(jī)的連桿組重量M約為1500g根據(jù)設(shè)計(jì)好的圖紙估算出連桿的質(zhì)心的位置C，C到小頭的距離是H=150mm。、連桿大頭的主要尺寸大頭孔直徑根據(jù)曲軸曲柄銷(xiāo)的設(shè)計(jì)尺寸為55mm，再考慮到軸瓦的尺寸，取D1=60mm連桿螺栓孔中心線中心線應(yīng)盡量靠近軸瓦，連桿螺栓孔中心距一般為=（～），取=，即=71mm，螺紋外側(cè)邊后不小于2～4 mm。本設(shè)計(jì)采用的是螺栓定位。、連桿大頭的定位方式平切口連桿當(dāng)承受慣性力拉伸時(shí)，沿連桿體與連桿蓋的結(jié)合面方向作用著很大的橫向力，使連桿螺栓承受剪切力。167。在設(shè)計(jì)大頭構(gòu)形的時(shí)候針對(duì)一些薄弱環(huán)節(jié)，應(yīng)注意以下問(wèn)題：連桿蓋上要設(shè)置合適的加強(qiáng)筋，加強(qiáng)筋到螺栓孔支承面處要圓滑過(guò)渡。大頭的結(jié)構(gòu)與尺寸基本上決定與曲柄銷(xiāo)直徑、長(zhǎng)度和連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。為了便于維修，對(duì)于像本設(shè)計(jì)的高速柴油機(jī)，連桿必須能從氣缸中取出，故要求大頭在擺動(dòng)平面內(nèi)的總寬必須小于氣缸直徑，大頭的外型尺寸又決定了凸輪軸位置和曲軸箱形狀，大頭的重量產(chǎn)生的離心力會(huì)使連桿軸徑、主軸承負(fù)荷增大，摩擦加劇，有時(shí)還為此還不得不增大平衡重，給曲軸設(shè)計(jì)帶來(lái)困難，因此在設(shè)計(jì)連桿大頭時(shí)，應(yīng)在保證強(qiáng)度、剛度的條件下，尺寸盡量小，重量盡量輕。其中截面寬B=20mm t=8mm截面的高H=（～）B ，取H==25mm 圖5—2 連桿桿身橫截面形狀167。連桿桿身的最大應(yīng)力一般發(fā)生在桿身與大、小頭圓角過(guò)渡處，最大壓應(yīng)力發(fā)生在桿身中部。具有邊緣厚并倒圓的工字型截面時(shí)比較有利的。因?yàn)檫@種連桿鍛造時(shí)變形比較大，就有可能產(chǎn)生鍛造裂紋的危險(xiǎn)，特別時(shí)在工字型截面兩臂邊緣上更易出現(xiàn)裂紋。因?yàn)楣ぷ中徒孛鎸?duì)材料利用的最為合理，所以應(yīng)用的也很廣?？珊雎浴?連桿桿身的設(shè)計(jì)連桿桿身在膨脹行程中承受作用在活塞上的氣體壓力的壓縮作用，在吸氣行程中承受往復(fù)慣性力的拉伸作用，當(dāng)連桿受壓時(shí)，有可能發(fā)生不穩(wěn)定彎曲，此外當(dāng)連桿作高速擺動(dòng)運(yùn)動(dòng)時(shí)還要承受本身的橫向慣性力的彎曲作用。襯套的潤(rùn)滑在小頭上方開(kāi)機(jī)油孔，靠機(jī)體上的噴油嘴噴出的油冷卻活塞的同時(shí)，一部分油通過(guò)孔流入襯套，達(dá)到冷卻的效果。襯套與活塞銷(xiāo)的配合間隙應(yīng)盡量小，以不發(fā)生咬合為原則。過(guò)盈太大會(huì)使材料屈服而松動(dòng)，太小會(huì)造成壓配松動(dòng)，使襯套與小頭孔可能會(huì)相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)。襯套的材料襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，本設(shè)計(jì)采用鉛青銅，其優(yōu)點(diǎn)是強(qiáng)度較高，耐磨性好，使用與熱負(fù)荷比較大的柴油機(jī)。167。應(yīng)該盡量使小頭具有足夠的承壓面積，以便使小頭孔與活塞銷(xiāo)之間相互壓緊的單位面積壓力不超過(guò)許用值。小頭寬度b1取決于活塞銷(xiāo)間隔B和銷(xiāo)座與連桿小頭的端面間隙。選==2，即為2mm，所以小頭的內(nèi)徑d1為31mm。由于襯套內(nèi)徑d要和活塞銷(xiāo)相配合，所以其公稱(chēng)直徑是28mm。167。小頭到桿身的過(guò)渡采用單圓弧過(guò)渡。 連桿小頭的設(shè)計(jì) 167。對(duì)于缸徑S≤120mm的高速柴油機(jī)來(lái)說(shuō)，～，又考慮到柴油機(jī)其他零件的設(shè)計(jì)，所以取連桿長(zhǎng)度為187mm，在此范圍內(nèi)，是可取的。但的增大使二級(jí)往復(fù)慣性力及氣缸側(cè)壓力增大，并增加曲軸平衡塊與活塞、氣缸套相碰的可能性。 連桿長(zhǎng)度的確定連桿長(zhǎng)度是設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)慎重選擇的一個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)，它一般用連桿比來(lái)表示，即。 連桿的材料本設(shè)計(jì)連桿的材料采用39Cr5中碳Cr合金鋼，這種采用優(yōu)點(diǎn)是成本較低，對(duì)應(yīng)力集中不是很敏感，所以模鍛后非配合表面就不太可能引起連桿桿身斷裂的危險(xiǎn)。此外，連桿還可能承受由于加工不準(zhǔn)確，承壓面對(duì)連桿軸線不對(duì)稱(chēng)等引起的附加彎曲載荷。在連桿擺動(dòng)平面內(nèi)，由連桿力矩引起的橫向彎曲載荷。連桿主要承受以下載荷：由連桿力Pcr引起的拉壓疲勞載荷。第五章 連桿組零件參數(shù)的選擇167?；钊h(huán)的彈力：（1）對(duì)于第二道氣環(huán)，其最大彎曲應(yīng)力是：對(duì)于灰鑄鐵，取彈性模量E=100Gpa 活塞環(huán)的許用應(yīng)力，故彎曲應(yīng)力在允許范圍內(nèi)。167。橢圓變形許用的橢圓變形故橢圓變形在允許的范圍內(nèi)。其彈性模量為下列計(jì)算所用到的尺寸請(qǐng)參照上圖32。則 可得到： 其中的尺寸如圖32所示。其值按下面的公式計(jì)算：其中 。167。 允許值為，故在允許的范圍內(nèi)。裙部比壓最大側(cè)壓力：裙部比壓：其中裙部比壓允許值為5～9 ，故在允許的范圍內(nèi)，是安全的。由此知活塞頂?shù)臋C(jī)械應(yīng)力強(qiáng)度是可靠的。第四章 活塞的應(yīng)力分析和強(qiáng)度校核活塞平均速度 ： 其中S—活塞行程 n—轉(zhuǎn)速活塞平均有效壓力：其中 根據(jù)平均有效壓力查表估計(jì)出活塞上的最高爆發(fā)壓力為167。167。同一臺(tái)發(fā)動(dòng)機(jī)上，由于各處溫度不同，各道環(huán)與槽的端面間隙是不相同的，在上面的環(huán)靠近燃燒室，溫度較高，其值應(yīng)取大一些。增加可環(huán)和槽的機(jī)械負(fù)荷。軸向間隙不能過(guò)大，因?yàn)楫?dāng)環(huán)在環(huán)槽中上下運(yùn)動(dòng)時(shí)，環(huán)和環(huán)槽之間發(fā)生碰撞。閉口間隙==。取D/t=22，則t=。閉口間隙==。第二道氣環(huán) 選軸向高度h=，D/t=22，則t=。因?yàn)榇说拉h(huán)是球墨鑄鐵，對(duì)于這種材料S/D=～，取S/D=，則開(kāi)口間隙S=10mm。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)確定梯形環(huán)在基準(zhǔn)直徑上的軸向高度h=2mm。所以環(huán)的高度不能做的太低。采用薄環(huán)的優(yōu)缺點(diǎn)是：減低活塞高度和重量；減少摩擦損失和環(huán)對(duì)環(huán)槽的沖擊；對(duì)氣缸不均勻磨損的適應(yīng)性好。 活塞環(huán)和環(huán)槽的參數(shù)選擇一、活塞環(huán)的參數(shù)活塞環(huán)的主要參數(shù)包括軸向高度h，徑向厚度t，自由開(kāi)口間隙s，閉口間隙。同時(shí)在環(huán)的工作表面鍍Cr,提高它的耐磨性和抗腐蝕性。油環(huán)的材料和形式采用灰鑄鐵的彈簧脹圈油環(huán)，其內(nèi)襯螺旋彈簧材質(zhì)為彈簧鋼。而且由于它的接觸面小，所以可以提高與氣缸壁的接觸應(yīng)力，有利于密封和磨合。它可以提高表面接觸應(yīng)力，易于磨合，活塞上行易于在氣缸壁上形成油膜，下行刮油作用良好。30’，這樣形狀的環(huán)常用作第一道環(huán)以下的活塞環(huán)。第二道氣環(huán)的材料和結(jié)構(gòu) 圖37 第二道氣環(huán)的截面形狀第二道氣環(huán)采用錐面環(huán)，外表面錐角是1176。而且有較高的彈力和較好的熱穩(wěn)定性，這樣的優(yōu)點(diǎn)正好符合活塞環(huán)設(shè)計(jì)所要求的。但梯形環(huán)也有壞處，那就是磨損后高速運(yùn)動(dòng)中的環(huán)易產(chǎn)生環(huán)振，為此選擇耐振性好的球墨鑄鐵。這樣可以防止在熱負(fù)荷很高時(shí)，第一環(huán)粘結(jié)使環(huán)與缸壁接觸壓力徒增造成拉缸，或者造成竄氣竄油。這樣設(shè)計(jì)有兩個(gè)好處。二、活塞環(huán)的結(jié)構(gòu)第一道氣環(huán)的材料和結(jié)構(gòu) 圖36 第一道氣環(huán)的截面形狀為提高第一氣環(huán)在高溫時(shí)的抗結(jié)膠能力，第一環(huán)采用桶面梯形環(huán)，梯形頂角為15176。167。在這樣高的溫度下，很難得到良好的潤(rùn)滑，而且機(jī)油在高溫下結(jié)焦、炭化，也會(huì)進(jìn)一步惡化環(huán)的工作條件。而摩擦產(chǎn)生的熱量又加熱了環(huán)本身，這就使環(huán)的工作條件更加惡化。 塞環(huán)和活塞環(huán)槽的設(shè)計(jì)167。擋圈采用矩形截面的，因?yàn)樗膹?qiáng)度高。從而簡(jiǎn)化了裝配工藝。浮式銷(xiāo)的工作表面相對(duì)滑動(dòng)速度較小，摩擦產(chǎn)生的熱量也相應(yīng)減小，磨損較小且均勻，延長(zhǎng)了銷(xiāo)的壽命。長(zhǎng)度L=（～）D， 取L==70。對(duì)于柴油機(jī)活塞銷(xiāo)的尺寸一般為：外徑d1=（～）D ， 取d1=即d1=26mm ，根據(jù)對(duì)活塞銷(xiāo)尺寸公差的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，取銷(xiāo)子的外徑為。強(qiáng)化柴油機(jī)趨向于用較大的活塞直徑，d≥。2）校檢活塞銷(xiāo)的彎曲變形和橢圓變形，d的選取應(yīng)保證活塞銷(xiāo)的變形在許可范圍內(nèi)。本設(shè)計(jì)是高速柴油機(jī)，所以活塞銷(xiāo)的質(zhì)量要盡量輕，以減小往復(fù)運(yùn)動(dòng)慣性力。這種承載情況易使活塞銷(xiāo)產(chǎn)生疲勞破壞。167。為了避免拉毛現(xiàn)象，在活塞裙部和缸套之間要預(yù)先留出較大的間隙。這三種情況共同作用的結(jié)果都使活塞在工作時(shí)沿銷(xiāo)座方向漲大，使得裙部截面的形狀變成“橢圓”形，使得在橢圓形長(zhǎng)軸方向上的兩個(gè)端面與氣缸間的間隙消失，以致造成拉毛現(xiàn)象。其次，由于活塞頂上的爆發(fā)壓力和慣性力的聯(lián)合作用，使活塞頂在活塞銷(xiāo)座的跨度內(nèi)發(fā)生彎曲變形。三、裙部與缸套的配合間隙裙部受力和變形分析首先，活塞受到側(cè)向力的作用。薄壁裙部對(duì)減輕活塞重量有利，但又需保證裙部有足夠的剛性，則可沒(méi)置加強(qiáng)筋 (7}1)計(jì)算。3）上、下裙長(zhǎng)應(yīng)有恰當(dāng)?shù)谋壤?，上裙長(zhǎng)度H4過(guò)小，易產(chǎn)生尖峰負(fù)荷，造成活塞拉毛及擦傷。1．裙部長(zhǎng)度H21）選取H2應(yīng)使裙部比壓在許可范圍之內(nèi)。保證活塞得到良好的導(dǎo)向，具有足夠的實(shí)際承壓面積，能形成足夠厚的潤(rùn)滑油膜，既不因間隙過(guò)大發(fā)生敲缸，引起噪音和加速損傷，也不因間隙過(guò)小而在氣缸中咬住，導(dǎo)致事故。 活塞裙部的設(shè)計(jì)裙部主要起導(dǎo)向作用，并承受氣體側(cè)壓力。燃燒室的尺寸如圖22所示。燃燒室、噴油器和氣缸