【正文】 ：（2）再選取整個(gè)模型，再次鏡像生成完整的活塞。（5）運(yùn)用【孔工具】，創(chuàng)建【標(biāo)準(zhǔn)孔】，選擇螺紋類型為“M61” ，并添加攻絲和埋頭孔。（3）運(yùn)用【旋轉(zhuǎn)工具】，選擇【去除材料】，旋轉(zhuǎn)切除截面，創(chuàng)建裙部凹面特征。 創(chuàng)建的活塞1/4輪廓 　 拉伸切除結(jié)果創(chuàng)建凸臺（1）新建基準(zhǔn)平面，并設(shè)置間距。（3）運(yùn)用【旋轉(zhuǎn)工具】，選擇【去除材料】，創(chuàng)建活塞銷卡環(huán)槽。（2）運(yùn)用【插入基準(zhǔn)曲線】，將上一步創(chuàng)建的點(diǎn)連成曲線（3）運(yùn)用【旋轉(zhuǎn)工具】，選擇旋轉(zhuǎn)角度為“90”，：創(chuàng)建活塞銷孔（1）運(yùn)用【旋轉(zhuǎn)工具】，選擇【去除材料】，創(chuàng)建剪切特征。（5）創(chuàng)建各部分的倒圓角。（3）創(chuàng)建活塞的頂部凹槽特征。 活塞的建模思路（1）為了快速準(zhǔn)確地創(chuàng)建活塞模型，先抽取活塞模型中的對稱部分，由列表曲線創(chuàng)建活塞的1/4輪廓。（4）活塞裙部的軸截面應(yīng)制成鼓形，活塞裙部的橫截面應(yīng)制成橢圓形。（3）活塞的裙部在活塞做直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)起導(dǎo)向作用。（1）活塞頂部外表面設(shè)計(jì)成凹面形，以利于燃燒室內(nèi)的氣體形成渦流，使燃料與空氣混合得更均勻，燃燒得更充分。 活塞的創(chuàng)建 活塞的特點(diǎn)分析活塞是在高溫、高壓、高腐蝕的條件下，在汽缸內(nèi)做高速往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)的。用Pro/E創(chuàng)建的三維參數(shù)化零件模型，不但可以在屏幕上自由的翻轉(zhuǎn)動(dòng)態(tài)觀察結(jié)構(gòu)形體，更可以進(jìn)行方便的動(dòng)態(tài)修改和調(diào)整。Pro/E更是以其基于特征的參數(shù)化設(shè)計(jì)、單一數(shù)據(jù)庫下的全相關(guān)性等新概念而聞名于世。第6章 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的創(chuàng)建運(yùn)用Pro/E軟件分別對曲柄連桿機(jī)構(gòu)的各個(gè)零件進(jìn)行模型的建立，具體步驟如下： 對Pro/E軟件基本功能的介紹Pro/E軟件是美國PTC公司推出的大型CAD/CAM/CAE一體化軟件。然后計(jì)算圓角承受的扭矩： （） （）曲柄銷抗扭截面系數(shù)為： （）圓角名義切應(yīng)力為： （） （）最后得： （） （）計(jì)算結(jié)果遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于許用值，則校核合格。一般情況，四缸機(jī)是在第二、三缸受到最大爆發(fā)壓力作用時(shí)曲軸所受的應(yīng)力最大，現(xiàn)選擇對第三缸曲拐進(jìn)行名義應(yīng)力計(jì)算：曲軸材料：QT9002，極限強(qiáng)度，對稱循環(huán)彎曲疲勞極限，對稱循環(huán)扭轉(zhuǎn)疲勞極限。 名義應(yīng)力的計(jì)算應(yīng)力計(jì)算的任務(wù)是求出曲拐上曲柄銷圓角處的名義應(yīng)力幅、和名義應(yīng)力的平均值、。 支反力計(jì)算模型得到支反力表達(dá)式如下： （） （）式中：—作用在曲柄銷上的徑向力；—作用在曲柄銷上的切向力； —連桿旋轉(zhuǎn)質(zhì)量、曲柄銷、曲柄臂的總的離心慣性力；已知，由公式（）、（）計(jì)算得到各個(gè)支座反力。曲拐平面內(nèi)支承彎矩計(jì)算已知=28++=，當(dāng)=2，=3，=4時(shí)，由式（）得三彎矩方程組（）： （）。上式中包含，三個(gè)支承處的內(nèi)彎矩，故稱三彎矩方程。 作用于單元曲拐上的力和力矩計(jì)算公式及其推導(dǎo)，把曲軸簡化為等圓截面梁，且由于假設(shè)各軸頸按等高度剛性點(diǎn)支承，即不考慮支座彈性及加工形成的不同軸度，以集中方式加載，且各拐集中力作用在各曲柄銷中央，平衡重離心力作用在平衡塊寬度中，為了保持轉(zhuǎn)換前后的一致，需在鉸鏈處作用彎矩，再根據(jù)支承二端轉(zhuǎn)角相等的變形協(xié)調(diào)條件，保證各中間支承的連續(xù)性。由于實(shí)際的曲軸是一個(gè)多支承的靜不定系統(tǒng)，理論上應(yīng)按照連續(xù)梁的概念來求解支承彎矩和支反力，因?yàn)樗紤]了支承的彈性安裝不同心度以及支座彎矩等因素對曲軸應(yīng)力的影響。曲軸軸向間隙應(yīng)保持，其它各主軸承端面間隙應(yīng)保證曲軸受熱伸長時(shí)能自由延伸。從降低曲軸和機(jī)體加工尺寸鏈精度要求出發(fā)，止推軸承設(shè)在中間主軸承的兩邊。為了提高曲軸的扭轉(zhuǎn)剛度，從最后一道主軸承到飛輪法蘭這一軸段應(yīng)該盡量粗短[13]。故定位銷的布置是不對稱的或只有一個(gè)。螺栓應(yīng)擰得足夠緊，以便能夠依靠飛輪與法蘭之間的摩擦力矩傳輸出曲軸的最大轉(zhuǎn)矩。當(dāng)機(jī)油漏入軸與孔之間的間隙中時(shí)，依靠機(jī)油的粘性和螺紋，把機(jī)油像個(gè)螺母一樣地退了回去，不使它漏出機(jī)體外[17]。密封是用甩油環(huán)和密封裝置所組成，密封裝置可以是密封圈，也可以是螺紋迷宮槽。在曲軸自由端從曲軸箱伸出去額地方必須考慮密封。發(fā)動(dòng)機(jī)的配氣機(jī)構(gòu)也是由曲軸自由端驅(qū)動(dòng)。油道的孔徑一般在左右，取為4。曲柄銷油孔選擇在曲拐平面運(yùn)轉(zhuǎn)前方的范圍內(nèi)。潤滑油一般從機(jī)體上的主油道通過主軸承的上軸瓦引入。 油孔的位置和尺寸為保證曲軸軸承工作可靠，對它們必需有充分的潤滑。平衡重的徑向尺寸和厚度以不碰活塞裙底和連桿大頭能通過為限度。它意味著軸頸的磨損也可以比較均勻，而不是集中磨一處，防止因偏磨而很決失圓損壞[10]。沒有平衡重時(shí)，由于離心慣性力的影響，主軸頸表面所受載荷的分布可能很不均勻，一部分軸頸表面所受載荷很大，但另一部分軸頸表面卻完全不承受載荷。安裝平衡重，改善曲軸本身和機(jī)體的受力情況，尤其改善了主軸承的工作條件。這兩個(gè)力偶大小相等、方向相反，所以從整體上講是平衡的，但是這兩個(gè)力偶卻還是作用在曲袖上了，曲軸這兩個(gè)對稱力偶的作用下可能發(fā)生彎曲變形。曲柄銷和主軸頸至曲柄臂凸肩的過渡圓角對應(yīng)力集中程度影響最大，加大圓角半徑可使圓角應(yīng)力峰值降低，故宜取大，取=3。凸肩的厚度根據(jù)曲軸加工工藝決定。根據(jù)統(tǒng)計(jì)，曲柄的寬度，取，厚度，取。 曲柄曲柄應(yīng)選擇適當(dāng)?shù)暮穸取挾?，以使曲軸有足夠的剛度和強(qiáng)度。由于主軸承的負(fù)荷比連桿軸承輕，主軸頸的長度一般比曲柄銷的長度短，這樣可滿足增強(qiáng)剛性及保證良好潤滑的要求。 主軸頸的直徑和長度為了最大限度地增加曲軸的剛度，適當(dāng)?shù)丶哟种鬏S頸，這樣可以增加曲軸軸頸的重疊度，從而提高曲軸剛度，其次，加粗主軸頸后可以相對縮短其長度，從而給加厚曲柄提高其強(qiáng)度提供可能。軸頸的尺寸，最后可以根據(jù)承壓面的投影面積與活塞投影面積之比來校核，此比值據(jù)統(tǒng)計(jì)在范圍內(nèi)，而且汽油機(jī)偏下限。曲柄銷的長度是在選定的基礎(chǔ)上考慮的。在現(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)中，一般趨向于采用較大的值，以降低曲柄銷比壓，提高連桿軸承工作的可靠性，提高曲軸的剛度。該發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸采用球墨鑄鐵鑄造而成。球墨鑄鐵就其機(jī)械性能和使用性能而言，比其它多種鑄鐵都要好。以鑄代鍛，以鐵代鋼。同時(shí)也要使曲軸的加工容易和造價(jià)低廉。 曲軸的結(jié)構(gòu)型式曲軸的設(shè)計(jì)從總體結(jié)構(gòu)上選擇整體式，它具有工作可靠、質(zhì)量輕的特點(diǎn)，而且剛度和強(qiáng)度較高，加工表面也比較少。此外，曲軸主軸頸與曲柄銷時(shí)再高比壓下進(jìn)行高速轉(zhuǎn)動(dòng)的，因而還會產(chǎn)生強(qiáng)烈的磨損。所以在設(shè)計(jì)曲軸時(shí)，要使它具有足夠的疲勞強(qiáng)度，盡量減小應(yīng)力集中現(xiàn)象，克服薄弱環(huán)節(jié)，保證曲軸可靠工作。由于曲軸彎曲與扭轉(zhuǎn)振動(dòng)而產(chǎn)生附加應(yīng)力，再加上曲軸形狀復(fù)雜，結(jié)構(gòu)變化急劇，產(chǎn)生的嚴(yán)重的應(yīng)力集中。 本章小結(jié)本章在設(shè)計(jì)連桿的過程中，首先分析了連桿的工作情況，設(shè)計(jì)要求，并選擇了適當(dāng)?shù)牟牧?，然后分別確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，并進(jìn)行了強(qiáng)度了剛度的校核，使其滿足實(shí)際加工的要求，最后根據(jù)工作負(fù)荷和預(yù)緊力選擇了連桿螺栓，并行檢驗(yàn)校核。 連桿螺栓的屈服強(qiáng)度校核和疲勞計(jì)算連桿螺栓預(yù)緊力不足不能保證連接的可靠性，但預(yù)緊力過大則可能引起材料超出屈服極限，則應(yīng)校核屈服強(qiáng)度，滿足 （）式中：—螺栓最小截面積，；—螺栓的總預(yù)緊力，；—安全系數(shù)，；—材料的屈服極限，一般在800以上[16]。發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)連桿螺栓受到兩種力的作用：預(yù)緊力和最大拉伸載荷，預(yù)緊力由兩部分組成：一是保證連桿軸瓦過盈度所必須具有的預(yù)緊力；二是保證發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)，連桿大頭與大頭蓋之間的結(jié)合面不致因慣性力而分開所必須具有的預(yù)緊力[15]。 連桿蓋的最大載荷是在進(jìn)氣沖程開始的，計(jì)算得：作用在危險(xiǎn)斷面上的彎矩和法向力由經(jīng)驗(yàn)公式求得： （）由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為： （）作用于大頭蓋中間斷面的法向力為： （）式中：，—大頭蓋及軸瓦的慣性矩， ， ，—大頭蓋及軸瓦的斷面面積， ，在中間斷面的應(yīng)力為： （）式中：—大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)， 計(jì)算連桿大頭蓋的應(yīng)力為：一般發(fā)動(dòng)機(jī)連桿大頭蓋的應(yīng)力許用值為，則校核合格。連桿大頭與連桿蓋的分開面采用平切口，大頭凸臺高度，取，取，為了提高連桿大頭結(jié)構(gòu)剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離，取，一般螺栓孔外側(cè)壁厚不小于2毫米，取3毫米，螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過渡采用盡可能大的圓角。 連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度、剛度計(jì)算連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與主要尺寸連桿大頭的結(jié)構(gòu)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。循環(huán)的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力，在連桿擺動(dòng)平面為： （） （）在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)為： （） （）連桿桿身的安全系數(shù)為： （）式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），取；—材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取=；—工藝系數(shù)。則在垂直于擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為： 和的許用值為 ，所以校核合格。此時(shí)連桿在擺動(dòng)平面內(nèi)的彎曲，可認(rèn)為連桿兩端為鉸支，長度為；在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)的彎曲可認(rèn)為桿身兩端為固定支點(diǎn)，長度為，因此在擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為： （）式中：—系數(shù)，對于常用鋼材，取；—計(jì)算斷面對垂直于擺動(dòng)平面的軸線的慣性矩。（1）最大拉伸應(yīng)力由最大拉伸力引起的拉伸應(yīng)力為： （）式中：—連桿桿身的斷面面積，汽油機(jī)，為活塞投影面積，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。連桿小頭的剛度計(jì)算當(dāng)采用浮動(dòng)式活塞銷時(shí)，必須計(jì)算連桿小頭在水平方向由于往復(fù)慣性力而引起的直徑變形，其經(jīng)驗(yàn)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(dòng)機(jī)，此變形量的許可值應(yīng)小于直徑方向間隙的一半，標(biāo)準(zhǔn)間隙一般為，則校核合格。 連桿小頭主要結(jié)果尺寸（1）襯套過盈配合的預(yù)緊力及溫度升高引起的應(yīng)力計(jì)算時(shí)把連桿小頭和襯套當(dāng)作兩個(gè)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(shí)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(shù)，對于鋼 ；—襯套材料的線膨脹系數(shù)，對于青銅；、—連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)，可??；—連桿材料的彈性模數(shù)，鋼[10]；—襯套材料的彈性模數(shù)，青銅；計(jì)算小頭承受的徑向壓力為：由徑向均布力引起小頭外側(cè)及內(nèi)側(cè)纖維上的應(yīng)力，可按厚壁筒公式計(jì)算，外表面應(yīng)力 （）內(nèi)表面應(yīng)力 （）的允許值一般為，校核合格。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。連桿小頭的強(qiáng)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。 連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度、剛度計(jì)算連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，小頭襯套內(nèi)徑和小頭寬度已在活塞組設(shè)計(jì)中確定。材料的選擇 為了保證連桿在結(jié)構(gòu)輕巧的條件下有足夠的剛度和強(qiáng)度，采用精選含碳量的優(yōu)質(zhì)中碳結(jié)構(gòu)鋼45模鍛，表面噴丸強(qiáng)化處理，提高強(qiáng)度。所以設(shè)計(jì)連桿的一個(gè)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(qiáng)度。設(shè)計(jì)要求 連桿主要承受氣體壓力和往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，因此，在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)首先保證連桿具有在足夠的疲勞強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)鋼度。第４章 連桿組的設(shè)計(jì) 連桿的設(shè)計(jì) 連桿的工作情況、設(shè)計(jì)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(fù)運(yùn)動(dòng)，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。套裝應(yīng)力活塞環(huán)往活塞上套裝時(shí)，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(shí)的正對切口處的最大套裝彎曲應(yīng)力為： （）式中：—與套裝方法有關(guān)的系數(shù)，根據(jù)套裝方法的不同，其值為，一般取，則 因環(huán)的套裝時(shí)在常溫下進(jìn)行的，承受的應(yīng)力時(shí)間甚短，所以套裝應(yīng)力的許用值大于工作應(yīng)力的許用值，所以校核合格?；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(yīng)力公式計(jì)算[9]?；钊h(huán)的徑向厚度，一般推薦值為：當(dāng)缸徑為時(shí)，取。 活塞環(huán)的主要尺寸為環(huán)的高度、環(huán)的徑向厚度。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(xiàn)象，活塞向上運(yùn)動(dòng)時(shí)潤滑效果好。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。 驗(yàn)算比壓力銷座比壓力為：