【正文】 ()co s ( ???? ?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。發(fā)動機(jī)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)。在機(jī)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。 為適應(yīng)機(jī)械負(fù)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(qiáng)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。因而活塞頂?shù)臏囟纫埠芨摺? 磨損強(qiáng)烈 發(fā)動機(jī)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(yùn)動，活塞組與氣缸表面之間會產(chǎn)生強(qiáng)烈磨損，由于此處潤滑條件較差，磨損情況比較嚴(yán) 重。使散熱良好，強(qiáng)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?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(jī)油耗條件下，保證滑動面上有足夠的潤滑油。即在 C?400~300 高溫下仍有足夠的機(jī)械性能，使零件不致?lián)p壞； （ 2）導(dǎo)熱性好，吸熱性差。使活塞與氣缸間能保持較小間隙； （ 4）比重小。 在發(fā)動機(jī)中，灰鑄鐵由于耐磨性、耐蝕性好、膨脹系數(shù)小、熱強(qiáng)度高、成本低、工藝性好等原因，曾廣泛地被 作為活塞材料。 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 。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，使活塞溫度顯著下降。 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。 綜合分析，該發(fā)動機(jī)活塞采用鋁硅合金材料鑄造而成。因此，活塞頭部的設(shè)計要點是： （ 1）保證它具有足夠的機(jī)械強(qiáng)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(jī)高度就可以縮短 2~ 單位，并顯著減輕活塞重量。 壓縮高度的確定 活塞壓縮高度的選取將直接影響發(fā)動機(jī)的總高度，以及氣缸套、機(jī)體的尺寸和質(zhì)量。 （ 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 。因此火力岸高度的選取原則是：在滿足第一環(huán)槽熱載荷要求的前提下，盡量取得小些。但 b 太小，使制環(huán)工藝?yán)щy。 該發(fā)動機(jī)采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)稱之為壓縮環(huán)（氣環(huán)），第三環(huán)稱之為油環(huán)。 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。因此，環(huán)岸高 度一般第一環(huán)最大，其它較小。 則 mmDc ?? ， mmbc 12 ???? 。為了保證油環(huán)工作良好，環(huán)在槽中的軸向間隙是很小的，環(huán)槽如有較大變形就會使油環(huán)卡住而失效。 綜 上 所 述 ， 可 以 決 定 活 塞 的 壓 縮 高 度 1H 。 則 mmhhHh ??????? 。僅從活塞設(shè)計角度，為了減輕活塞組的熱負(fù)荷和應(yīng)力集中，希望采用受熱面積最小、加工最簡單的活塞頂形狀，即平頂。實際統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，活塞頂 部 最 小 厚 度 ， 汽 油 機(jī) 為 D)~(?? ，即)( ???? 。專門的實驗表明，對無強(qiáng)制冷卻的活塞來說，經(jīng)活塞環(huán)傳到氣缸壁的熱量占70～ 80%，經(jīng)活塞本身傳到氣缸壁的占 10～ 20%，而傳給曲軸箱空氣和機(jī)油的僅占 10%左右。 活塞頭部要安裝活塞環(huán)，側(cè)壁必須加厚，一般取 D)~( ，取 為 ，活塞頂與側(cè)壁之間應(yīng)該采用較大的過渡圓角，一般取Dr )~(? ，取 為 ，活塞頂表面應(yīng)光潔，在個別情況下甚至拋光。 （ 2）環(huán)帶斷面 為了保證高熱負(fù)荷活塞的環(huán)帶有足夠的壁厚 39。)~(39。正確設(shè)計環(huán)槽斷面和選擇環(huán)與環(huán)槽的配合間隙，對于環(huán)和環(huán)槽工作的可靠性與耐久性十分重要?；钊h(huán)岸銳邊必須有適當(dāng)?shù)牡菇牵駝t當(dāng)岸部與缸壁壓緊出現(xiàn)毛刺時，就可能把活塞環(huán)卡住，成為嚴(yán)重漏氣和過熱的原因，但倒角過大又使活塞環(huán)漏氣增加。 （ 3）環(huán)岸和環(huán)槽 環(huán)岸和環(huán)槽的設(shè)計應(yīng)保持活塞、活塞環(huán)正常工作，降低機(jī)油消耗量，防止活塞環(huán)粘著卡死和異常磨損，氣環(huán)槽下平面應(yīng)與活塞 軸線垂直，以保證環(huán)工作時下邊與缸桶接觸，減小向上竄機(jī)油的可能性。一般氣環(huán) ?? =毫米，油環(huán)的 ?? 則 更 大些 ， 如圖 所示。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(qiáng)度極限或疲勞極限時，岸根有可能斷裂，專門的試驗表明，當(dāng)活塞頂上作用著最高爆發(fā)壓力 maxp 時， max1 pp ? ， max2 pp ? ，如圖 所示。D 、 D 的圓環(huán)形板，沿內(nèi)圓柱面固定，要精確計算固定面的應(yīng)力比較復(fù)雜，可以將其簡化為一個簡單的懸臂梁進(jìn)行大 致 的計 算 。 活塞裙部的設(shè)計 活塞裙部是指活塞頭部最低一個環(huán)槽以下的那部分活塞。所以裙部的設(shè)計要求，是保證活塞得到良好的導(dǎo)向，具有足夠的實際承壓面積，能形成足夠厚的潤滑油膜，既不因間隙過大發(fā)生敲缸，引起噪音和加速損傷，也不因間隙過小而導(dǎo)致活塞拉傷。首先，活塞受到側(cè)向力的作用。這樣，裙部就有被壓偏的傾向，使它在活塞銷座方向上的尺寸增大；其次，由于加在活塞頂上的爆發(fā)壓力和慣性力的聯(lián)合作用，使活塞頂在活塞銷座的跨度內(nèi)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(yán)重。在這些因素中，機(jī)械變形影響一般來說并不嚴(yán)重，主要還是受熱膨脹產(chǎn)生變形的影響比較大 [11]。當(dāng)然間隙也不能留得過大，否則又會產(chǎn)生敲缸現(xiàn)象。 本文采用托板式裙部，這樣不僅可以減小活塞質(zhì)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。在設(shè)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。 缸徑小于 mm100 的裙部開槽的活塞，橢圓度（ ? ）的大小，一般為~?? 。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 q 不應(yīng)超過一定的數(shù)值。 在確定裙部長度時，首先根據(jù)裙部比壓最大的允許值，決定需要的最小長度，然后按照結(jié)構(gòu)上的要求加以適當(dāng)修改。 取 mmDH ???? 。 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(cè)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 mm2~1 ，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(cè)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(chǎn)生噪音，有損活塞耐久性。 山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 33 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。活塞銷的外直徑 Dd )~(1 ? ，取 mmDd ?? ， 活塞銷的內(nèi)直徑 12 )~( dd ? ，取 mmdd 12 ?? 活塞銷長度Dl )~(? ，取 mmDl ?? 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(nèi)部沖擊韌性好。 活塞銷強(qiáng)度和剛度計算 由運(yùn)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 ? 。橫斷截面的最大剪切應(yīng)力發(fā)生在中性層上 [14]，其值按下式計算： )1( )1( 4212m a x ? ??? ? ??? ?dP （ ） )( )( 5 5 1 422?? ????? ? 已 知 許 用 彎 曲 應(yīng) 力 M P a500~230][ ?? ； 許 用 剪 切 應(yīng) 力M P a220~120][ ?? ， 那么校核合格。銷座應(yīng)當(dāng)有足夠的強(qiáng)度和適當(dāng)?shù)膭偠龋逛N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。 驗算比壓力 銷座比壓力為： )(2 0 Plld Pq ?? ? )( 5 5 1 0 ???? ?（ ） 一般 MPaq 60~40][ ? 。 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。 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)動時潤滑效果好。 活塞環(huán)的主要尺寸為環(huán)的高度 b 、環(huán)的徑向厚度 t 。活塞環(huán)的徑向厚度 t ，一般推薦值為：當(dāng)缸徑 D 為 mm100~50 時， 22~20t/D ? ，取mmDt ?? 。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]。 套裝應(yīng)力 山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 37 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(yīng)力為： 20m a x)1(311?????tDtSEm ?? （ ） 式中： m — 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 2~1 ，一般取 ?m ， 則 M P ) ()311( 25m a x ???????? ?? 因環(huán)的套裝時在常溫下進(jìn)行的，承受的應(yīng)力時間甚短，所以套裝應(yīng)力的許用值大于工作應(yīng)力的許用值 %30~10 ，所以校核合格。因此，連桿體除有上下運(yùn)動外，還左右擺動，做復(fù)雜的平面運(yùn)動。如果強(qiáng)度不足，就會發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成 嚴(yán)重事故，同樣，如果連桿組剛度不足，也會對曲柄連桿機(jī)構(gòu)的工作帶來不好的影響。為此，必須選用高強(qiáng)度的材料；合理的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。 連桿長度的確定 設(shè)計連桿時首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長度 l 它通常是用連桿比 lr/?? 來說明的，通常 ~?? ，取 ?? ， mmr ? ，則 mml ?? 。 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 3mm~2?? ，取 2mm?? ，則小頭孔直徑 ? ，小頭外徑 d)~(D 1 ? ，取 1 ??? 。若襯套材料的膨脹系數(shù)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(yīng)力也增大。上述載荷的聯(lián)合作用可能使連桿小頭及其桿身過渡處產(chǎn)生疲勞破壞，故必須進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計算 [9]。 ?? ； 計算小頭承受的徑向壓力為： 山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 40 ] [ 1] [ 1p22225222255????????????????）（ ? N 由徑向均布力 p 引起小頭外側(cè)及內(nèi)側(cè)纖維上的應(yīng)力，可按厚壁筒公式計算，表面應(yīng)力 2dp 2222212 ??????? da? 2/mmN （ ） 內(nèi)應(yīng)力 dDp 2222221221 ???????? di? 2/mmN （ ） i??和a 的允許值一般為 150~100 2/mmN ，校核合格。 連桿小頭的剛度計算 當(dāng)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(fù) 慣性力而引起的直徑變形，其經(jīng)驗公式為 : 6233j m a x10 )90(P ? ???EId m ?? （ ） 式中： ? — 連桿小頭直徑變形量， mm ； md — 連桿小頭的平均直徑， mm ； I — 連桿小頭斷面積的慣性矩， 4331 1 312 5 3 8 mmh ???? 則 mm0 1 1 342 901 0 52 2 6 8 6 5 262??? ?????? ）（? 對于一般發(fā)動機(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。 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山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 42 足夠大的圓角半徑。 （ 1）最大拉伸應(yīng)力 由最大拉 伸力引起的拉伸應(yīng)力為： mj fP max1 ?? （ ） 式中： mf — 連桿桿身的斷面面積，汽油機(jī) Afm )~(? ， A 為活塞投影面積，取 mmDfm 5 2 ???