387柴油機設計（活塞連桿組）設計

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387柴油機設計（活塞連桿組） 摘 要 本文主要介紹387柴油機活塞連桿組的設計。在本次設計中，考慮到387柴油機主要應用于農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中的中小型機械，環(huán)境往往較為惡劣，需要內(nèi)燃機具有較好的動力性能為農(nóng)機產(chǎn)品提供足夠的動力。本次設計在387柴油機基礎上加大了活塞的工作行程，改球形燃燒室為W形燃燒室，使其動力性與經(jīng)濟性都有所提高。但由于工作行程的加大，平衡性變差，噪音與震動加大，在設計時對其采取一定的措施。燃燒系統(tǒng)采用直噴型，易啟動，節(jié)能效果明顯，可使經(jīng)濟性和動力性大大提高。發(fā)動機轉(zhuǎn)速為3000r/min左右，12h標定功率約27kW，符合當今低速汽車對轉(zhuǎn)速及功率的需求。通過參數(shù)及工藝性能的控制可使燃油消耗率保持在245g/kW.h以內(nèi)。本文著重討論了活塞連桿組部位的設計要求及特點。 本人主要任務是設計387柴油機的活塞連桿組，首先根據(jù)柴油機的性能指標對柴油機主要的性能參數(shù)進行了選擇。然后在參照387柴油機的活塞連桿組進行結構設計。在闡述活塞連桿組設計過程的同時也對主要零部件的設計要點作了總結。本說明書中重點論述了387柴油機活塞連桿組的設計依據(jù)與設計過程。 關鍵詞：柴油機，活塞，連桿 THE DESIGN OF 387 DIESEL ENGINE （PARTS OF PISTON GROUP） ABSTRACT This paper mainly introduces the design of the 387 diesel engine parts of piston group. In this design, considering the 387 diesel engines are mainly applied in small and medium-sized machinery, agricultural production environment is bad, need often has better performance for internal machinery products provide enough power. The Diesel 387 which designed this time is on the basis of the old Diesel 387 and increasing the piston stroke, with its power performance and economical efficiency enhanced. However, because of the work itinerary increased, its balance became worse, noise and vibration also increased. So in this design, I have to take some certain measures. Combustion Chamber using injection type, easy to start, energy saving effect, and can make the efficiency and performance improved greatly. The engine speed is 3000r/min, about 27kW/12h calibration power, speed and the current low power of the car needs. Through the parameters and process performance control can make fuel consumption in 245g/kW. This paper discusses the design requirements and characteristics of the cylinder important parts。 My main task is to design 387 engine parts of piston group. On the first, according to the diesel’s performance target, I should to choose the main performance mark of the diesel. Then in the light of the design of 387 diesel parts of piston group to design the structure. When explained the process of the parts of piston group design, I also summarized the main parts. This thesis focused on expounding the foundation and process of the 387 diesel engine parts of piston group design. KEY WORDS： diesel engine, the piston, the connecting rod, 目錄 第一章 前 言 1 1.1 柴油機技術概述及發(fā)展趨勢 1 1.1.2 柴油機技術的發(fā)展趨勢 1 1.2 我國柴油機技術的發(fā)展 2 第二章 整體設計 4 2.1 柴油機設計的總體要求 4 2.2 柴油機的設計要求 4 2.3 387柴油機簡介 5 2.4 柴油機主要零部件的設計 6 2.4.1 活塞 6 2.4.2 連桿 6 2.4.3 曲軸飛輪組 7 2.4.4 氣缸蓋 7 2.4.5 機體組 8 第三章 活塞組零件的參數(shù)選擇 9 3.1 活塞組的工作條件 9 3.1.1機械負荷 9 3.1.2熱負荷 9 3.1.3活塞高速滑動，潤滑不良 9 3.2 活塞的設計 9 2.2.2 活塞的材料 9 3.2 活塞頭部的設計 10 3.2.4 活塞裙部的設計 13 3.3 活塞銷的設計 14 3.4 塞環(huán)和活塞環(huán)槽的設計 16 3.4.1 活塞環(huán)的工作情況和設計要求 16 3.4.2 活塞環(huán)的組合和結構 16 3.4.3 活塞環(huán)和環(huán)槽的參數(shù)選擇 18 3.5 活塞組的重量 19 第四章 活塞的應力分析和強度校核 20 4.1、活塞的校核 20 4.2、活塞銷的受力與校核 21 4.3、活塞環(huán)的校核 23 第五章 連桿組零件參數(shù)的選擇 25 5.1 連桿的工作情況 25 5.2 連桿的材料 25 5.3 連桿長度的確定 25 5.4 連桿小頭的設計 26 5.4.1、小頭結構形式 26 5.4.2、小頭尺寸 26 5.4.3、連桿襯套 27 5.5 連桿桿身的設計 27 5.6 連桿大頭的設計 28 5.6.1、連桿大頭的剖分形式 29 5.6.2、連桿大頭的定位方式 29 5.6.3、連桿大頭的主要尺寸 29 5.7 連桿組的重量及慣性力 30 第六章 連桿的受力分析和強度校核 30 6.1連桿小頭 30 6.2連桿大頭 34 6.3連桿桿身 34 結 論 36 參考文獻 37 致 謝 38 39 第一章 前 言 活塞式內(nèi)燃機自19世紀60年代問世以來，經(jīng)過不斷改進和發(fā)展，已是比較完善的機械。它熱效率高、功率和轉(zhuǎn)速范圍寬、配套方便、機動性好，所以獲得了廣泛的應用。全世界各種類型的汽車、拖拉機、農(nóng)業(yè)機械、工程機械、小型移動電站和戰(zhàn)車等都以內(nèi)燃機為動力。海上商船、內(nèi)河船舶和常規(guī)艦艇，以及某些小型飛機也都由內(nèi)燃機來推進。世界上內(nèi)燃機的保有量在動力機械中居首位，它在人類活動中占有非常重要的地位。 1.1 柴油機技術概述及發(fā)展趨勢 1882年德國人狄賽爾（Rudolf Diesel）提出了柴油機工作原理，1896年制成了第一臺四沖程柴油機。一百多年來，柴油機技術得以全面的發(fā)展，應用領域越來越廣泛。大量研究成果表明，柴油機是目前被產(chǎn)業(yè)化應用的各種動力機械中熱效率最高、能量利用率最好、最節(jié)能的機型。裝備了最先進技術的柴油機，升功率可達到30～50kW/l，扭矩儲備系數(shù)可達到0.35以上，最低燃油耗可達到198g/kWh，標定功率油耗可達到204g/kWh；柴油機被廣泛應用于船舶動力、發(fā)電、灌溉、車輛動力等廣闊的領域，尤其在車用動力方面的優(yōu)勢最為明顯，全球車用動力“柴油化”趨勢業(yè)已形成。在美國、日本以及歐洲100%的重型汽車使用柴油機為動力。 在歐洲，90%的商用車及33%的轎車為柴油車。在美國，90%的商用車為柴油車。在日本，38%的商用車為柴油車，9.2%的轎車為柴油車。據(jù)專家預測，在今后20年，甚至更長的時間內(nèi)柴油機將成為世界車用動力的主流。世界汽車工業(yè)發(fā)達國家政府對柴油機發(fā)展也給予了高度重視，從稅收、燃料供應等方面采取措施促進柴油機的普及與發(fā)展。 1.1.2 柴油機技術的發(fā)展趨勢 現(xiàn)代高性能柴油機由于熱效率比汽油機高、污染物排放比汽油機少，作為汽車動力應用日益廣泛。西歐國家不但載貨汽車和客車使用柴油發(fā)動機，而且轎車采用柴油機的比例也相當大。最近，美國聯(lián)邦政府能源部和以美國三大汽車公司為代表的美國汽車研究所理事會正在開發(fā)的新一代經(jīng)濟型轎車同樣將柴油機作為動力配置。 經(jīng)過多年的研究、大量新技術的應用，柴油機最大的問題煙度和噪聲取得重大突破，達到了汽油機的水平[4]。 現(xiàn)在，科技的發(fā)展日新月異，柴油機新技術的開發(fā)和應用所需要的時間也越來越短。 1.2 我國柴油機技術的發(fā)展 我國柴油機產(chǎn)業(yè)起步相對較晚，但是自20世紀80年代以來有了較快的發(fā)展。隨著一批先進機型和技術的引進，我國柴油機總體技術水平已經(jīng)達到國外80年代末90年代初水平，一些國外柴油機近幾年開始采用的排放控制技術在少數(shù)國產(chǎn)柴油機上也有應用。最新開發(fā)投產(chǎn)的柴油機產(chǎn)品的排放水平已經(jīng)達到歐Ⅲ排放限值要求，一些甚至可以達到歐Ⅳ排放限值要求。但我國柴油機產(chǎn)業(yè)的整體發(fā)展仍然面臨著許多問題，與國外柴油機相比還有一定的差距。 我國柴油機產(chǎn)業(yè)的整體發(fā)展面臨著許多問題：（1）柴油機行業(yè)投入不足，嚴重制約了生產(chǎn)工藝水平、規(guī)模發(fā)展和自主開發(fā)能力的提高；（2）柴油品質(zhì)差、柴油標準的修訂嚴重滯后于汽車工業(yè)發(fā)展的需要，對柴油機技術的發(fā)展及各種新技術、改善柴油機排放措施的應用造成障礙；（3）我國柴油機技術的落后、產(chǎn)品質(zhì)量差以及車輛使用中維修保養(yǎng)措施不力，導致低性能高排放柴油機在使用中對城市環(huán)境和大氣質(zhì)量造成不良的影響。 隨著環(huán)保法規(guī)的日益嚴格，光靠增壓中冷技術已不能滿足日益嚴格的環(huán)保要求，這就需要更新的柴油機電控噴射技術來支持。現(xiàn)在國內(nèi)的柴油機電控噴射系統(tǒng)正處在開發(fā)階段。比如上海內(nèi)燃機研究所、無錫油泵油嘴研究所等正在積極研究之中。無錫油泵油嘴研究所已把部分成果應用到雙燃料機上實現(xiàn)了天然氣和液化石油氣的電控化，目前正進行匹配試驗。 根據(jù)目前我國發(fā)動機的狀況，提高我國柴油機技術水平急需解決下列的關鍵技術： 1、 關鍵零部件技術：如油泵油嘴和增壓中冷。 2、 燃油品質(zhì)：優(yōu)質(zhì)低硫的柴油是柴油機滿足日益嚴格的排放法規(guī)的前提。 3、 電控技術：柴油機電控技術對于發(fā)動機綜合性能的優(yōu)化和提高至關重要。 4、 排放后處理關鍵技術： 如廢氣再循環(huán)技術（EGR），微粒捕集技術以及NOx催化轉(zhuǎn)化技術。 5、 整機開發(fā)及匹配技術： 如柴油機燃油、進氣及燃燒系統(tǒng)的匹配與優(yōu)化技術，重型車用及轎車用柴油機技術。 6、 柴油機的制造、工藝及材質(zhì)等技術。 隨著中國機械工業(yè)的發(fā)展，特別是制造工藝水平的提高，相信中國的內(nèi)燃機工業(yè)也會有一個很大的提高。  第二章 整體設計 2.1 柴油機設計的總體要求 在結構設計和總體布置設計時，要求盡可能采用一般鋼材，零部件的工藝性要好，要適合于大量生產(chǎn)。它們的附屬系統(tǒng)（如供油系、起動機、三濾、散熱器等）往往都是專業(yè)化生產(chǎn)的。這就更嚴格地要求符合“三化”的規(guī)定。而且要求這些柴油機的重量輕、體積小、質(zhì)量好、效率高、機構簡單、使用方便，此外對于發(fā)動機的啟動性和制造工藝性以及使用維修方便性的要求也是很重要的。例如動力性與經(jīng)濟性，重量輕與使用壽命長，性能指標與制造成本等等。 在柴油機的排放方面，由于柴油機排出有害氣體（NOX、CO、HC等）連同噪音、臭味等共同構成了人類環(huán)境的污染源之一。國外已經(jīng)嚴格控制發(fā)動機的排放，為其制定相應的標準，我國現(xiàn)在采用歐洲排放標準，法規(guī)規(guī)定到2008年一些較大城市（如北京、上海）實行歐Ⅳ排放標準，其它地區(qū)逐年實現(xiàn)。 。 2.2 柴油機的設計要求 柴油機的總體設計是在注重節(jié)約能源的同時又加強了對排放性的要求，提高了產(chǎn)品的適用性。根據(jù)柴油機的設計要求對其主要參數(shù)進行選擇。 作為農(nóng)用機械動力的387柴油機，因其配套種類繁多，其性能、結構和使用情況隨地區(qū)不同而差別懸殊，且大部分農(nóng)用柴油機工作環(huán)境惡劣，同時使用負荷不均，有時超負荷，有時負荷較低，而且可能性連續(xù)工作幾十個小時以上，故柴油機的設計要求如下： 1、使用的可靠性和耐久性，這是作為農(nóng)用柴油機的重要要求，因此選用較低的活塞平均速度和平均有效壓力，目前多數(shù)為四沖程柴油機。 2、要有好的經(jīng)濟性，造價低廉，燃油和機油消耗率低。 3、易起動、好操縱、維修方便，適合于農(nóng)村的使用條件。 4、要有好的動力性，柴油機發(fā)出的功率要能夠滿足使用的要求。 5、空氣、燃油、機油濾清器的過濾面積要大，且容易清洗和更換。 2.3 387柴油機簡介 387柴油機主要用于輪式拖拉機動力，經(jīng)過一定改裝和調(diào)整后，可用于排灌動力、發(fā)電機組和小型載重汽車上。其特點是結構緊湊、重量輕、性能好。 387柴油機的技術參數(shù)： 型式：直噴、直列、三缸、立式、水冷、四沖程、ω形燃燒室 活塞行程/氣缸直徑： 104/87 標定功率/轉(zhuǎn)速： 27/3000 （kW/r/min） 壓縮比： 15 ：1 燃油消耗率： ≤245（g/kW.h） 潤滑方式： 壓力及飛濺復合式 啟動方式： 電啟動 氣缸蓋和機體都是整體鑄造的，機體下平面與曲軸線相平，因此結構輕巧。采用干式氣缸套，因此機體現(xiàn)剛度好。缸套材料為高磷合金鑄鐵，壁厚為3毫米。 活塞由硅鋁合金鑄造，頭部共有兩道氣環(huán)和一道油環(huán)?；钊N是浮式的。 連桿用鋼鍛制成，具有平切口連桿大頭。兩個連桿螺栓加工有定位帶以保證連桿蓋的定位。球鐵曲軸是全支承的，不帶平衡塊，其軸向定位設在后軸承上。曲軸后端凸緣用螺釘將甩油盤和飛輪固定在一起。曲軸的前端裝有皮帶輪和起動爪。主軸瓦和連桿軸瓦都是高錫鋁合金薄壁軸瓦。凸輪軸布置在機體的上部，具有三個支承。氣門、搖臂直接由較長的菌形挺柱驅(qū)動。這樣可使氣門機構的剛性加大。氣門上都設有兩個氣門彈簧座和兩個氣門彈簧。 潤滑系統(tǒng)中，有轉(zhuǎn)子式機油泵，固定在第一主軸承蓋上，經(jīng)中間齒輪由曲軸齒輪驅(qū)動。 冷卻系中的離心水泵和風扇都是由曲軸皮帶輪直接驅(qū)動的。柴油機采用電起動，為了適應冬季冷起動的需要，在進氣管內(nèi)裝有起動預熱器。 為了適應拖拉機工作的，387型柴油機采用帶有一級旋風的紙質(zhì)空氣濾清器，具有較高的濾清效率。 2.4 柴油機主要零部件的設計 2.4.1 活塞 活塞是在惡劣的條件下工作的。首先，它承受著很大的機械負荷?；钊斏献饔糜胁粩嘧兓臍怏w壓力。對于柴油機來說，氣體壓力的最大值Pmax一般是在7～8MPa。目前，由于高增壓強化，柴油機的最高氣體爆發(fā)壓力已達到17～18MPa，有的甚至更高。同時，在高速內(nèi)燃機中，循環(huán)的變化頻率很高。這樣就使作用在活塞上的載荷是具有沖擊性的。活塞在氣缸里做高速運動，還會產(chǎn)生很大的往復慣性力。為了減小活塞組的往復慣性力，設計活塞時要盡量減小結構質(zhì)量，選用密度小、強度高的材料。其次，活塞在工作中承受著很高的熱負荷。活塞頂與燃燒室中最高溫度為1800～2600℃，熱量通過對流以及熱輻射等方式傳到活塞頂。由于柴油機燃燒的特點，使活塞受熱強度分布不均勻，此外還因為在有效燃燒期中氣體介質(zhì)具有較高的密度和紊流的作用，也使得燃氣傳給活塞的熱量增加。為了防止活塞受熱部分溫度過高，一般都力求減小燃氣向活塞的傳熱量并使流入活塞的熱量能很好的散走。再次，活塞沿氣缸作高速滑動，活塞裙部受側向力的作用，在潤滑不良的情況下，常常造成活塞、活塞環(huán)和氣缸之間的劇烈磨檫和磨損。 所以，活塞的設計任務就是根據(jù)活塞的功用，適應內(nèi)燃機強化程度提高的需要，從活塞各部分結構尺寸的選定和造型設計、活塞的材料和表面處理、必要的計算和試驗等方面入手，正確解決活塞的工作能力、可靠性、壽命和機械負荷、熱負荷、磨損之間的矛盾，并在實踐中不斷加以考核和改進。 活塞的設計要點包括：活塞頭部的設計，活塞銷座的設計，活塞裙部及其側面形狀的設計。 2.4.2 連桿 連桿（組）一般由連桿體、大頭蓋、連桿螺栓、軸瓦和連桿小頭襯套等組成。連桿把活塞和曲軸連接起來。連桿小頭與活塞銷連接，并與活塞一起作往復運動；連桿大頭與曲軸的曲柄銷連接，和曲軸一起作旋轉(zhuǎn)運動；連桿的其余部分作復雜的平面運動。作用在活塞上的力經(jīng)連桿傳給曲軸。 連桿主要承受氣體壓力和往復慣性力所產(chǎn)生的交變載荷。連桿必須具有足夠的結構剛度和疲勞強度。也就是說在力的作用下，桿身應該不致被顯著壓彎；連桿大小頭孔不致顯著失圓。在設計時候應遵循以下的原則[14]： 1、在保證具有足夠強度和剛度的前提下，盡可能減輕重量，以降低慣性力； 2、盡量縮短長度，以降低發(fā)動機的總體尺寸和總重量； 3、結構簡單，尺寸緊湊，可靠耐用； 4、大小頭軸承工作可靠，耐磨性好； 5、連桿螺栓疲勞強度高，連接可靠； 6、易于制造，成本低。 很顯然，為了增加連桿的強度和剛度，不能簡單地依靠加大結構尺寸來達到，因為連桿重量的增加使慣性力增加。必須從材料選用、構形設計、熱處理及表面強化等方面采取措施。 2.4.3 曲軸飛輪組 曲軸組由曲軸、飛輪、平衡重以及傳動齒輪等構成。曲軸是發(fā)動機中最重要的機件之一，是由一個或者多個彼此間錯開一定角度的曲柄，加上功率輸出端和自由端組成，它是發(fā)動機最主要的部件之一。它的尺寸參數(shù)在很大程度上不僅影響著發(fā)動機的整體尺寸和重量，而且也在很大程度上影響著發(fā)動機的可靠性與壽命。曲軸的功用是把活塞的往復運動通過連桿轉(zhuǎn)化成旋轉(zhuǎn)運動以輸出柴油機所產(chǎn)生的功率，并驅(qū)動柴油機的配氣機構、噴油泵、機油泵、水泵及其他的附件。 在曲軸的設計方面有幾點要注意，首先，因為曲軸在工作中要承受扭轉(zhuǎn)力矩的作用，因此曲軸在設計時必須注意的解決的主要問題是保證軸頸與軸承工作可靠并且耐用，再者要有足夠的抗彎剛度，還有在工藝上也應注意，設計盡量簡單，只要保證足夠的轉(zhuǎn)動慣量的情況下減小飛輪的質(zhì)量。 飛輪的主要功用是儲存做功沖程的能量，克服輔助沖程的阻力以保證曲軸旋轉(zhuǎn)運動的均勻性，是內(nèi)燃機工作平穩(wěn)。 曲軸組的設計要點包括：曲柄銷，主軸頸，曲柄，平衡重，油孔的位置和尺寸的設計以及飛輪的設計。 2.4.4 氣缸蓋 氣缸蓋的工作條件是非?？量痰模惺苋紵龤怏w的高溫高壓的作用。設計時要注意以下的幾點[5]： 1、氣缸蓋要與足夠的剛度。 2、要布置好進、排氣道和氣缸蓋的螺栓。 3、要組織好氣缸蓋的冷卻，以防氣缸蓋的溫度過高以及溫度分布不均產(chǎn)生熱應力過大。 4、各個零部件以及氣門機構要拆裝方便。 氣缸蓋的設計包括：氣缸蓋形式的選擇，氣門數(shù)的確定，缸蓋螺栓數(shù)量的選擇與布局，進排氣道的設計與布局，以及氣缸蓋冷卻的措施的設計。具體詳細見第三章。 2.4.5 機體組 機體部分包括：氣缸體、曲軸箱、機座（或油底殼）、主軸承蓋等零件。一般柴油機的氣缸體與曲軸箱合為一體?？偡Q為機體。而機體又有機座式機體與無機座式機體之分。機體結構和受力情況復雜。它是安裝運動件和附件的支承架，通常又是支承柴油機的安裝基礎。 當柴油機工作時，機體承受著大小和方向作周期性變化的氣體力、慣性力和力矩的作用。機體的結構設計必須保證它有足夠的強度和剛度；曲軸箱部分的形狀和尺寸要盡可能緊湊。水道和油道設計時一定要注意，以及各部分的外輪廓的設計。因此，為保證柴油機可靠和耐久性的工作，應考慮下列設計要求[8]： 1、根據(jù)柴油機的用途，合理選擇機體結構，保證有足夠的剛度強度。 2、依據(jù)受力情況，合理設計受力部位的結構和形狀，使作用力集中在某些限定區(qū)域內(nèi)。機體壁的圓角和厚度，應無急劇變化，以免應力集中。 3、要求尺寸小，重量輕，結構簡單。 4、目前柴油機的設計，趨向于將油、水和空氣管道、水泵外殼等零件鑄入機休內(nèi)，使機體外部管子的數(shù)量和長度，安排得較少和較短。這樣，既增加加機體剛度，亦可使外形布置緊湊和簡潔。 5、注意噪聲的降低和考慮標準化、系列化和通用化問題。 6、機體的接近性要好（即易接近氣缸蓋、運動件和附件等），便于零件和部件的裝拆、維修和搬運。 7、工藝性好，成本低廉；材料宜取，價廉材廣 第三章 活塞組零件的參數(shù)選擇 3.1 活塞組的工作條件 3.1.1機械負荷 活塞組受到氣體壓力P、往復慣性力Pj，及側壓力PN的周期性沖擊力的作用。目前，強化柴油機的最高爆發(fā)壓力Pz已達140kgf/cm2，使活塞產(chǎn)生很大的機械應力和變形。 3.1.2熱負荷 活塞頂面承受瞬變高溫燃氣的作用，燃氣最高溫度可達1800～2600℃，所以活塞頂溫度很高，而且溫度分布很不均勻。尤其是在直接噴射式柴油機活塞頂上都有相當深的凹坑，活塞實際受熱面積大大增加，其熱負荷更加嚴重。熱負荷是發(fā)動機強化的一個重要障礙?；钊麥囟冗^高將有以下不良影響: （1）活塞的熱應力和熱變形過大。 （2）溫度超過300℃---350℃時，鋁活塞材料的強度急劇下降。 （3）第一道環(huán)槽溫度超過180～220℃時，易引起潤滑油變質(zhì)結膠，致使活塞環(huán)卡死。 3.1.3活塞高速滑動，潤滑不良 活塞在側壓力作用下，在氣缸內(nèi)高速滑動，而缸壁一般均靠飛濺潤滑，因此潤滑條件差，磨損嚴重，易使活塞和活塞環(huán)磨損失效。 3.2 活塞的設計 2.2.2 活塞的材料 本設計活塞的材料采用硅的質(zhì)量分數(shù)為11％～13％的共晶硅鋁合金。這種材料中加入的硅可使線膨脹系數(shù)降低，并提高了耐磨性、耐熱性和改善鑄造性能。所以這種材料的活塞線膨脹系數(shù)小，質(zhì)量輕，強度和剛度適中，熱穩(wěn)定性好，耐磨性好，在中等溫度下抗疲勞性好，體積穩(wěn)定性好。 3.2 活塞頭部的設計 活塞頭部包括活塞頂和環(huán)帶部分，其主要功用是承受氣體壓力，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，活塞的設計要點是： 1.尺寸盡可能緊湊，因為一般壓縮高度縮短一個單位，整個發(fā)動機高度可以縮短1.5～2個單位，并顯著減輕活塞重量。而壓縮高度則直接受頭部尺寸的影響。 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力，為活塞的正常工作創(chuàng)造良好的條件，并避免頂部熱疲勞開裂。 3.保證它具有足夠的機械強度和剛度，以避免開裂和產(chǎn)生過大變形。 一、主要尺寸的選擇要點 1．活塞高度H 1）活塞高度取決于下列因素; （1）對柴油機高度尺寸的要求（與柴油機用途有關） （2）轉(zhuǎn)速n； （3）燃燒室形狀及尺寸； （4）活塞裙部承壓面積。 應在保證結構布置合理和所需的承壓面積條件下，盡量選擇較小的活塞高度。 2）目前發(fā)展趨勢：不斷縮短活塞高度，特別是高速柴油機。近十年來，由于成功地減活塞環(huán)數(shù)目，使活塞高度H縮短約10%。 2．壓縮高度H1 壓縮高度H1，決定活塞銷的位置。H1取決于第一道活塞環(huán)至頂面的距離h、環(huán)帶高度H5及上裙高度H4。在保證氣環(huán)良好工作的條件下，宜縮短H1，以力求降低整機的高度尺寸。H1/D 3．頂岸高度h（即第一道活塞環(huán)槽到活塞頂?shù)木嚯x） 1）h越小第一道環(huán)本身的熱負荷也越高。應根據(jù)熱負荷及活塞冷卻狀況確定h，使第一道活塞環(huán)約工作溫度不超過允許極限（約180℃～2200℃）。 2)在保證第一道環(huán)工作可靠的條件下，盡量縮小h，以力求降低活塞高度和重量。 3)h/D的一般范圍如下： 高速槳油機鋁活塞 0.14～0.20 組合活塞 0 .07～0.20 4.活塞環(huán)的數(shù)目及排列 1)括塞環(huán)數(shù)目一般為: 高速機 氣環(huán)2～3道，油環(huán)1～2道; 中速機 氣環(huán)3～4道，油環(huán)2道(少數(shù)用一道) 2)發(fā)展趨勢：減少環(huán)數(shù)。目前中小型高速柴油機采用三環(huán)結構(二道氣環(huán)、一道油環(huán))的日益增多，并已開始應用雙環(huán)活塞。近代中速柴油機采用四道環(huán)。環(huán)數(shù)減少后，須從活塞及活塞環(huán)的結構上采取措施，以確保良好的密封性能和防竄油性能。 3)油環(huán)布置：采用一道油環(huán)時，油環(huán)裝在銷孔上方。 采用二道油環(huán)時，一般是在銷孔上方和活塞底下部各布置一道油環(huán)，但也有的大缸徑柴油機活塞，二道油環(huán)均裝在銷座上部，這既能減少機油竄入燃燒室，又保證裙部有比較充分的潤滑。 5環(huán)槽尺寸 環(huán)槽的軸向高度(名義尺寸)等于活寒環(huán)的軸向高度b。十 環(huán)槽底徑D取決于活塞環(huán)的背面間隙(即活塞環(huán)內(nèi)圓面與環(huán)槽底之間的間隙)，背盈大小與活塞的熱膨脹有關，并對環(huán)的背壓有一定影響。D可按下式估算 氣環(huán)槽 D = 〔D－(2t﹢KD) +0.5〕(mm) 油環(huán)槽 D = 〔D－(2t﹢KD) +1.5〕(mm) 式中 D—活塞名義直徑； t—活塞環(huán)的徑向厚度； K—系數(shù)，鋁活塞K=0.006，鑄鋁活塞K=0.004。 環(huán)槽底部的過渡圓角一般為0.2～0.5mm。 6．環(huán)岸高度 1）第一環(huán)岸(第一道氣環(huán)下面的環(huán)岸)溫度較高，承受的氣體壓力最大，又容易受環(huán)的沖擊而斷裂。所以第一環(huán)岸高度h1一般比其余環(huán)岸高度要大一些。 2）必須保證環(huán)岸有足夠的機械強度，并進行驗算。 3）環(huán)岸高度的范圍 鋁活塞高速機 h1/D=0.04～0.06 高速大功率 　　　h1/D=0.04～0.06 鋼頂組合括塞　　　h1/D=0.025～0.035 7．活塞頂厚度各是根據(jù)活塞頂部應力、剛度及散熱要求來決定的，小型高速柴油機的鋁活塞，如滿足頂部有足夠的傳熱截面，則頂部的機械強度一般也是足夠的。熱應力隨活塞頂厚度增加而增大，活塞頂厚度(特別是鋼頂)只要厚到能承受燃氣壓力即可。s的一般范圍 小型高速　　　　 h1/D=0.04～0.06 高速大功率　　　　h1/D=0.04～0.06 鑰頂組合活塞　　　h1/D=0.04～0.06 鑄鐵活塞　　　　　h1/D=0.04～0.06 圖3-1 二、燃燒室 本設計采用ω型的燃燒室。 燃燒室的形狀和尺寸： 1、根據(jù)喉口側面角β，可將ω型的燃燒室分成開口型(β>90)，直口型(β=90)及收口型(β<90)三種，收口型較小（一般/D=0.5～0.65） 本設計采用β=90的直口型，因為喉口的熱負荷很高，這樣做是為了防止喉口開裂，便于制造。 一般/D=0.5～0.65，取/D=0.55，即=30mm 2、在ω型的燃燒室的底部設計一隆起的凸尖，這樣是為了幫助形成渦流及使燃燒室與油束相配合。 這里應特別注意的是油束和燃燒室的正確配合，油束射程不足或過大都會使混合不均勻，影響排煙極限。 3、燃燒室、噴油器和氣缸最好是同心布置，但由于本次設計的特殊情況，將燃燒室中心線向噴油器的一側偏離。 一般偏移量<0.1,即<8.7,取e=3.75mm。 燃燒室的尺寸如圖2-2所示。 圖3-2 燃燒室的主要尺寸 3.2.4 活塞裙部的設計 裙部主要起導向作用，并承受氣體側壓力。設計活塞裙部時，必須注意保證裙部在工作時具有正確的幾何形狀，以期得到小的比壓，有利于防止拉缸。保證活塞得到良好的導向，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，也不因間隙過小而在氣缸中咬住，導致事故。因此，活塞裙結構設計中的基本思想時如何在發(fā)動機不同工況下始終保持它與氣缸有最合適的間隙。 1．裙部長度H2 1）選取H2應使裙部比壓在許可范圍之內(nèi)。 2）H2/D的一般范圍如下： 高速柴油機 0 .65～0 .68 中速柴油機 1.0～1.1 綜合考慮取0.65，即裙部長度為60mm。 3）上、下裙長應有恰當?shù)谋壤?，上裙長度H4過小，易產(chǎn)生尖峰負荷，造成活塞拉毛及擦傷。一般的比例如下： H3=(0.65～0.75)H2 9．裙部壁厚bo 鋁活塞(包括鋼頂鋁裙的組合活塞)裙部最小壁厚一般為(0.03～0.06)D。薄壁裙部對減輕活塞重量有利，但又需保證裙部有足夠的剛性，則可沒置加強筋 (7-}1)計算。 二、銷孔中心的位置 要合理的決定銷孔中心線在裙部的位置，使分配在活塞銷中心線的上、下裙部比例恰當，以避免活塞傾斜而引起活塞局部的劇烈磨損，活塞下裙的長度一般為整個裙部長度的60%～70%，取下裙長度為46mm，為活塞裙部長度的60%。 三、裙部與缸套的配合間隙 1、裙部受力和變形分析 首先，活塞受到側向力的作用。承受側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，裙部被壓扁。 其次，由于活塞頂上的爆發(fā)壓力和慣性力的聯(lián)合作用，使活塞頂在活塞銷座的跨度內(nèi)發(fā)生彎曲變形。 再次，由于溫度升高引起的熱膨脹，其中銷座部分因壁厚較其他部分要厚，所以熱膨脹比較嚴重。 這三種情況共同作用的結果都使活塞在工作時沿銷座方向漲大，使得裙部截面的形狀變成“橢圓”形，使得在橢圓形長軸方向上的兩個端面與氣缸間的間隙消失，以致造成拉毛現(xiàn)象。 這種現(xiàn)象尤其是受熱膨脹影響比較大。為了避免拉毛現(xiàn)象，在活塞裙部和缸套之間要預先留出較大的間隙。當然如果間隙太大，又會造成敲缸現(xiàn)象。 3.3 活塞銷的設計 活塞銷承受氣體壓力和活塞組慣性力的作用，這些力的大小和方向，在發(fā)動機工作時是隨曲軸轉(zhuǎn)角做周期性變化的。這種承載情況易使活塞銷產(chǎn)生疲勞破壞。在設計活塞銷時應使銷具有足夠高的機械強度和耐磨性，同時還要有較高的疲勞強度。本設計是高速柴油機，所以活塞銷的質(zhì)量要盡量輕，以減小往復運動慣性力。 活塞銷直徑d和銷座間隔b，d和B的選擇主要是考慮活塞銷座的承載壓力及活塞銷的剛度間題，應滿足下列要求: 1）選擇d 和B時應驗算銷座比壓和連桿小頭軸承比壓，使這 兩項平均比壓均在允許范圍之內(nèi)。 2）校檢活塞銷的彎曲變形和橢圓變形，d的選取應保證活塞銷的變形在許可范圍內(nèi)。 3）d的一般范圍中小型高速柴油機，一般d/D<0.4d，若d/D太大，則使活塞銷外表面至活塞頂內(nèi)表面的距離（即所謂延伸長度）過小，給活塞連桿組設計帶來困難。強化柴油機趨向于用較大的活塞直徑，d≥0.4d。 一、結構和尺寸 圖3-5 活塞銷主要尺寸 活塞銷的結構如圖2-5所示，材料選用20Cr。 對于柴油機活塞銷的尺寸一般為：外徑d1=（0.31～0.40）D ， 取d1=0.35D 即d1=26mm ，根據(jù)對活塞銷尺寸公差的設計經(jīng)驗，取銷子的外徑為。 內(nèi)徑d2=（0.45～0.65）d1 ，取d2=0.6d1=14。 長度L=（0.8～0.9）D， 取L=0.8D=70。 二、活塞銷的固定方式 本設計的活塞銷用浮式銷，即銷在活塞銷座和連桿小頭中都可轉(zhuǎn)動。浮式銷的工作表面相對滑動速度較小，摩擦產(chǎn)生的熱量也相應減小，磨損較小且均勻，延長了銷的壽命。浮式銷在運轉(zhuǎn)中不易被卡住，裝配時不需要加熱就可以用手推入活塞的銷孔內(nèi)。從而簡化了裝配工藝。 為了防止浮式銷的軸向竄動，用彈性擋圈來進行軸向固定。擋圈采用矩形截面的，因為它的強度高。 3.4 塞環(huán)和活塞環(huán)槽的設計 3.4.1 活塞環(huán)的工作情況和設計要求 一、活塞環(huán)的工作情況 活塞環(huán)（尤其是氣環(huán)）的工作條件十分惡劣，它不但在應力狀態(tài)下承受著高溫、高壓的氣體作用，而且在氣缸中做高速往復滑動，產(chǎn)生很大的磨擦和磨損。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。第一道環(huán)直接和高溫燃氣接觸，溫度接近或超過520K，其余的環(huán)溫度一般也在473K以上。在這樣高的溫度下，很難得到良好的潤滑，而且機油在高溫下結焦、炭化，也會進一步惡化環(huán)的工作條件。 二、活塞環(huán)的設計要求 1、降低環(huán)的高度，減少環(huán)數(shù)，盡量減少摩擦損失 2、密封性能好 3、刮油能力強，除改進油環(huán)結構外，要求氣環(huán)也能起控制機油作用 4、具有足夠的強度 5、熱穩(wěn)定性好，即在高溫時能保證環(huán)的彈力和形狀 6、磨合性能及抗結膠性能良好 7、合適的環(huán)槽間隙，減小環(huán)對環(huán)槽的沖擊 實現(xiàn)這些要求主要時靠采用良好的材料合表面處理，正確選擇環(huán)的截面形狀、尺寸、運動間隙以及適當?shù)墓ぷ骱习惭b應力，采用合理的加工方法合加工要求等措施來達到。 3.4.2 活塞環(huán)的組合和結構 一、活塞環(huán)的組合 基于盡量減少環(huán)數(shù)以降低活塞高度的原則，本設計就采用二道氣環(huán)和一道油環(huán)。 二、活塞環(huán)的結構 1、第一道氣環(huán)的材料和結構 圖3-6 第一道氣環(huán)的截面形狀 為提高第一氣環(huán)在高溫時的抗結膠能力，第一環(huán)采用桶面梯形環(huán)，梯形頂角為15，如圖2—6所示。這樣設計有兩個好處。一是因為它是梯形的，所以當活塞在側壓力的交替作用下，梯形環(huán)在環(huán)槽內(nèi)徑向移動，使環(huán)的側隙時大時小，將環(huán)槽中的結膠擠出。這樣可以防止在熱負荷很高時，第一環(huán)粘結使環(huán)與缸壁接觸壓力徒增造成拉缸，或者造成竄氣竄油。二是因為它是桶面的，這樣可保證良好的潤滑，避免棱緣負荷，密封性和磨合性也好。 但梯形環(huán)也有壞處，那就是磨損后高速運動中的環(huán)易產(chǎn)生環(huán)振，為此選擇耐振性好的球墨鑄鐵。球墨鑄鐵有較高的抗彎強度，一般在1300MPa以上，工作時不易折斷。而且有較高的彈力和較好的熱穩(wěn)定性，這樣的優(yōu)點正好符合活塞環(huán)設計所要求的。 為了使第一道環(huán)在高溫時有較高的抗粘著性能，在環(huán)的外表面鍍Cr。 2、第二道氣環(huán)的材料和結構 圖3-7 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130’，這樣形狀的環(huán)常用作第一道環(huán)以下的活塞環(huán)。其結構如圖2-7所示。它可以提高表面接觸應力，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。它兼有氣環(huán)和油環(huán)的作用。而且由于它的接觸面小，所以可以提高與氣缸壁的接觸應力，有利于密封和磨合。 此道環(huán)用灰鑄鐵制成，表面全部氧化。 3、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。這種油環(huán)是在開槽油環(huán)背后加置彈簧脹圈，從而環(huán)的徑向壓力Po(一般Po>8kgf/cm2)，保證油環(huán)與氣缸壁均勻而穩(wěn)定的貼合，能減小磨損和降低機油消耗量。同時在環(huán)的工作表面鍍Cr,提高它的耐磨性和抗腐蝕性。 3.4.3 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，自由開口間隙s，閉口間隙。軸向高度h的選擇可參考經(jīng)驗所統(tǒng)計的數(shù)據(jù)來選擇，潤滑條件越好，轉(zhuǎn)速越高，則h值選的小點。采用薄環(huán)的優(yōu)缺點是：減低活塞高度和重量；減少摩擦損失和環(huán)對環(huán)槽的沖擊；對氣缸不均勻磨損的適應性好。 同時它也有自己的缺點：易于折斷；影響活塞散熱；制造較困難。 所以環(huán)的高度不能做的太低。 圖3-8 活塞環(huán)的尺寸及配合間隙 1、第一道氣環(huán) 尺寸如圖2-8所示。 根據(jù)經(jīng)驗確定梯形環(huán)在基準直徑上的軸向高度h=2mm。 一般對于缸徑D=80～150mm的柴油機，D/t=22～28，取D/t=22， 則t=4.6mm。因為此道環(huán)是球墨鑄鐵，對于這種材料S/D=0.08～0.10，取S/D=0.10，則開口間隙S=10mm。閉口間隙=0.005D=0.5mm。 2、第二道氣環(huán) 選軸向高度h=2.5mm，D/t=22，則t=4.6mm。 對于灰鑄鐵S/D=0.13～0.14 取S/D=0.13，則開口間隙S=13mm。閉口間隙=0.005D=0.5mm。 3、油環(huán) 根據(jù)同類型機的經(jīng)驗數(shù)據(jù)確定軸向高度h=5mm。取D/t=22，則t=4.6mm。 對于灰鑄鐵S/D=0.13～0.14 取S/D=0.13，則開口間隙S=13mm。閉口間隙=0.005D=0.5mm。 二、環(huán)槽與活塞環(huán)的間隙 活塞環(huán)在環(huán)槽中運動，因此在環(huán)槽的徑向和軸向方向上，都應該有適當?shù)拈g隙。軸向間隙不能過大，因為當環(huán)在環(huán)槽中上下運動時，環(huán)和環(huán)槽之間發(fā)生碰撞。間隙大，碰撞也大。增加可環(huán)和槽的機械負荷。此外，間隙大也不利于密封。 同一臺發(fā)動機上，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，其值應取大一些。 高速發(fā)動機的活塞環(huán)，隨發(fā)動機形式和缸徑的不同，端面間隙一般在下列范圍： 第一環(huán)=0.08～0.20 ， 取=0.09 mm； 第二環(huán)=0.06～0.15 ， 取=0.08 mm； 油環(huán)=0.03～0.08 ， 取=0.03 mm； 對于徑向間隙，其一般范圍是： 氣環(huán)：，取第一、第二環(huán)的徑向間隙均為0.5mm； 油環(huán)：，取其為0.8mm。 3.5 活塞組的重量 對于四沖程的鋁合金活塞，活塞的比重量是，估算取1.1，即活塞重量為1100g,再加上活塞銷和活塞環(huán)等的重量，取活塞組的重量為1300g。 第四章 活塞的應力分析和強度校核 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出活塞上的最高爆發(fā)壓力為 4.1、活塞的校核 圖4-1 活塞頂?shù)暮穸? 1、活塞頂?shù)臋C械應力 如圖3-1所示，活塞頂?shù)牡撞坑屑訌娊?，所以機械應力的許用值是。 由此知活塞頂?shù)臋C械應力強度是可靠的。 2、對第一環(huán)岸進行校核 彎曲應力： 剪切應力： 總應力： 其中 對于像本設計的的鋁合金活塞，許用總應力，所以第一環(huán)岸的強度足夠。 3、裙部比壓 最大側壓力： 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。 4、活塞銷座比壓 其中 。 允許值為，故在允許的范圍內(nèi)。是安全的。 4.2、活塞銷的受力與校核 1、活塞銷的最大剪切應力 活塞銷的最大剪切應力出現(xiàn)在銷座和連桿小頭之間的截面上。其值按下面的公式計算： 其中 。 其中 ； 。 則 可得到： 其中的尺寸如圖3-2所示。 圖4-2 活塞銷的計算簡圖 活塞銷材料選用20Cr。 其彈性模量為 下列計算所用到的尺寸請參照上圖3-2。 2、彎曲變形： 許用彎曲變形 ，故彎曲變形在允許的范圍內(nèi)。 3、橢圓變形 許用的橢圓變形 故橢圓變形在允許的范圍內(nèi)。 4、縱向彎曲應力 5、橫向彎曲應力 6、總應力 許用總應力為 ，故總應力在允許的范圍內(nèi)，是安全的。 4.3、活塞環(huán)的校核 校核氣環(huán)： （1）對于第一道氣環(huán)，其最大彎曲應力是： 對于球墨鑄鐵，取彈性模量E=180GPa 活塞環(huán)的許用應力，故彎曲應力在允許范圍內(nèi)?；钊h(huán)的彈力： （1）對于第二道氣環(huán)，其最大彎曲應力是： 對于灰鑄鐵，取彈性模量E=100Gpa 活塞環(huán)的許用應力，故彎曲應力在允許范圍內(nèi)。 活塞環(huán)的彈力： 環(huán)的套裝應力是： 因裝環(huán)時常采用手工安裝，取m=1.57； 許用套裝應力，故套裝應力在允許范圍內(nèi)。  第五章 連桿組零件參數(shù)的選擇 5.1 連桿的工作情況 連桿組的功用蝕將作用在活塞上的氣體壓力傳給曲軸，并將活塞的往復運動變成曲軸的旋轉(zhuǎn)運動，連桿大頭與一起作旋轉(zhuǎn)運動，連桿桿身作復雜的平面運動。 連桿主要承受以下載荷： 1、由連桿力Pcr引起的拉壓疲勞載荷。 式中 Pg——氣體作用力； Pj——活塞連桿組的往復慣性力； β——連桿擺角。 2、在連桿擺動平面內(nèi)，由連桿力矩引起的橫向彎曲載荷。 3、由于壓入連桿襯套，擰緊連桿螺栓，壓緊軸瓦等產(chǎn)生的裝配靜載荷。 此外，連桿還可能承受由于加工不準確，承壓面對連桿軸線不對稱等引起的附加彎曲載荷。 5.2 連桿的材料 本設計連桿的材料采用39Cr5中碳Cr合金鋼，這種采用優(yōu)點是成本較低，對應力集中不是很敏感，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。 5.3 連桿長度的確定 連桿長度是設計時應慎重選擇的一個結構參數(shù)，它一般用連桿比來表示，即。連桿長度越短，即越大，可降低發(fā)動機的高度，減輕活塞件重量和整機重量，能很好的適應發(fā)動機的高轉(zhuǎn)速。但的增大使二級往復慣性力及氣缸側壓力增大，并增加曲軸平衡塊與活塞、氣缸套相碰的可能性。 所以為使發(fā)動機的結構緊湊，最合適的連桿長度應該是，在保證連桿及相關機件在運動時不與其他機件相碰的情況下，選取最小的連桿長度。 對于缸徑S≤120mm的高速柴油機來說，值一般在0.27～0.30之間，又考慮到柴油機其他零件的設計，所以取連桿長度為187mm，即值為0.278，在此范圍內(nèi)，是可取的。 圖5—1 連桿小頭的尺寸 5.4 連桿小頭的設計 5.4.1、小頭結構形式 小頭采用薄壁圓環(huán)型結構，它的形狀簡單，制造方便，材料能充分利用，受力時應力分布較均勻。小頭到桿身的過渡采用單圓弧過渡。其結構如圖4-1所示。 5.4.2、小頭尺寸 小頭的主要尺寸為小頭內(nèi)徑d1，小頭外徑d2 ,小頭寬度b1,襯套內(nèi)徑的d。 由于襯套內(nèi)徑d要和活塞銷相配合，所以其公稱直徑是28mm。 襯套的厚度一般是=（0.04～0.08）d。選=0.05d=2，即為2mm，所以小頭的內(nèi)徑d1為31mm。 小頭外徑d2的選取范圍一般是d2=（1.2～1.4）d1 ，取d2=1.37d1=41.5mm。 小頭寬度b1取決于活塞銷間隔B和銷座與連桿小頭的端面間隙。在確定小頭的寬度時候，應使小頭與活塞銷座之間每側都留約1～2mm的間隙，用來彌補機體、曲軸、活塞和連桿等零件在軸向尺寸上可能出現(xiàn)的制造誤差和由于熱膨脹所引起的軸向相對位置的變化。應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之間相互壓緊的單位面積壓力不超過許用值。一般小頭寬度b1的范圍是b1=（0.9～1.2）d， 取b1=0.98d=35mm，這樣小頭寬度和銷座之間每側的間隙為1mm。 5.4.3、連桿襯套 為了減小活塞銷對連桿小頭的磨損，應在小頭內(nèi)裝入襯套。 1、襯套的材料 襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，本設計采用鉛青銅，其優(yōu)點是強度較高，耐磨性好，使用與熱負荷比較大的柴油機。 2、襯套與小頭孔的配合 襯套與連桿小頭孔為過盈配合，常用的配合為jd、je、jb3、jc3等。過盈太大會使材料屈服而松動，太小會造成壓配松動，使襯套與小頭孔可能會相對轉(zhuǎn)動。小頭孔的直徑設計為mm，確定襯套與小頭孔的過盈量為0.033～0.06mm，則襯套外徑尺寸為mm。 襯套與活塞銷的配合間隙應盡量小，以不發(fā)生咬合為原則。青銅襯套與活塞銷的配合間隙△大致在（0.0004～0.0015）d的范圍內(nèi)，即0.014～0.053mm，由于此設計選用全浮式活塞銷，故可使銷和襯套的間隙梢大，選用0.030～0.060mm，即襯套的內(nèi)徑為mm。 3、襯套的潤滑 在小頭上方開機油孔，靠機體上的噴油嘴噴出的油冷卻活塞的同時，一部分油通過孔流入襯套，達到冷卻的效果。 5.5 連桿桿身的設計 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慣性力的拉伸作用，當連桿受壓時，有可能發(fā)生不穩(wěn)定彎曲，此外當連桿作高速擺動運動時還要承受本身的橫向慣性力的彎曲作用。實驗證明，彎曲應力實際上不大?？珊雎浴? 連桿桿身采用工字型截面，工字型截面的長軸位于連桿的擺動平面內(nèi)。因為工字型截面對材料利用的最為合理，所以應用的也很廣。 從鍛造工藝方面看，工字型截面兩臂過薄和圓角半徑過小都是不利的。因為這種連桿鍛造時變形比較大，就有可能產(chǎn)生鍛造裂紋的危險，特別時在工字型截面兩臂邊緣上更易出現(xiàn)裂紋。此外，鍛造這種連桿時磨具磨損也較大。具有邊緣厚并倒圓的工字型截面時比較有利的。 工字型截面的長軸y-y處于連桿的擺動平面內(nèi)，使桿身截面對垂直與連桿擺動平面的x軸的慣性矩Jx大與對位于擺動平面的y軸的慣性矩Jy，一般Jx=(2～3)Jy，這樣符合桿身實際受力情況，并有利于桿身向大、小頭過渡。 連桿桿身的最大應力一般發(fā)生在桿身與大、小頭圓角過渡處，最大壓應力發(fā)生在桿身中部。 考慮上面所述，綜合考慮，確定出下列尺寸： 連桿桿身橫截面的形狀如圖4-2所示。 其中截面寬B=20mm t=8mm 截面的高H=（1.2～1.8）B ，取H=1.65B=25mm 圖5—2 連桿桿身橫截面形狀 5.6 連桿大頭的設計 連桿大頭聯(lián)結連桿和曲軸，要求有足夠的強度和剛度，否則將影響薄壁軸瓦和連桿螺栓，甚至整機工作可靠性。為了便于維修，對于像本設計的高速柴油機，連桿必須能從氣缸中取出，故要求大頭在擺動平面內(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)生的離心力會使連桿軸徑、主軸承負荷增大，摩擦加劇，有時還為此還不得不增大平衡重，給曲軸設計帶來困難，因此在設計連桿大頭時，應在保證強度、剛度的條件下，尺寸盡量小，重量盡量輕。合理確定大頭的結構尺寸和形狀，就是大頭設計的任務。 大頭的結構與尺寸基本上決定與曲柄銷直徑、長度和連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。所謂的大頭設計，實際上是確定連桿大頭在擺動平面內(nèi)某些主要尺寸，連桿大頭的剖分形式和定位方式以及大頭蓋的結構設計。 在設計大頭構形的時候針對一些薄弱環(huán)節(jié)，應注意以下問題： 1、連桿蓋上要設置合適的加強筋，加強筋到螺栓孔支承面處要圓滑過渡。 2、螺栓頭支承面和螺母支承面要圓弧過度，避免加工尖角，可采用鍛造圓角或圓弧沉割來減少應力集中，但必須盡量提高圓弧沉割處的光潔度。 5.6.1、連桿大頭的剖分形式 采用平切口的剖分方式 5.6.2、連桿大頭的定位方式 平切口連桿當承受慣性力拉伸時，沿連桿體與連桿蓋的結合面方向作用著很大的橫向力，使連桿螺栓承受剪切力。為此必須采用能承受較大剪切力的定位方式，才能保證工作可靠。 本設計采用的是螺栓定位。 5.6.3、連桿大頭的主要尺寸 1、大頭孔直徑 根據(jù)曲軸曲柄銷的設計尺寸為55mm，再考慮到軸瓦的尺寸，取D1=60mm 2、連桿螺栓孔中心線 中心線應盡量靠近軸瓦，連桿螺栓孔中心距一般為=（1.2～1.3），取=1.28，即=71mm，螺紋外側邊后不小于2～4 mm。 圖5-3 連桿大頭的主要尺寸 5.7 連桿組的重量及慣性力 查表87mm缸徑的高速柴油機的連桿組重量M約為1500g 根據(jù)設計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。其尺寸如圖4-4所示。 圖5-4 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度校核 6.1連桿小頭 1. 最大過盈量 2. 工作溫度下過盈量的增加 3. 由襯套過盈配合及受熱膨脹產(chǎn)生的徑向均布壓力 4. 由p引起的小頭外表面的應力