汽车曲柄连杆机构设计毕业论文(设计).doc

本科生毕业论文（设计）题 目: 汽车曲柄连杆机构设计 姓 名: 李锐 学 院: 机械工程学院 专 业: 机械电子工程 班 级: 机械电子130班 学 号: 1673130014 指导教师: 职称: 2014 年 10月 10日目 录摘要3关键词31 曲柄连杆机构受力分析41.1 曲柄连杆机构运动学41.1.1 活塞位移61.1.2 活塞的速度71.1.3 机构活塞加速度81.2机构中各种作用力81.2.1 气缸内工质的作用力81.2.2 机构惯性力91.3 本章小结152 活塞组的设计172.1 活塞的设计172.1.1 活塞的结构172.1.2 活塞的工作条件和设计要求172.1.3 活塞的材料182.1.4 活塞头部的设计192.1.5 活塞裙部的设计242.2 活塞销的设计262.2.1 活塞销的结构、材料262.2.2 活塞销强度和刚度计算272.3 活塞销座282.3.1 活塞销座结构设计282.3.2 验算比压力282.4 活塞环设计及计算282.4.1 活塞环形状及主要尺寸设计282.4.2 活塞环强度校核292.5 本章小结303 连杆组的设计323.1 连杆的设计323.1.1 连杆的结构323.1.2 连杆的工作情况、设计要求和材料选用323.1.3 连杆长度的确定333.1.4 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算333.1.5 连杆杆身的结构设计与强度计算363.1.6 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算393.2 连杆螺栓的设计413.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力413.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算413.3 本章小结424 曲轴的设计434.1 曲轴的结构型式和材料的选择434.1.1 曲轴的工作条件和设计要求434.1.2 曲轴的结构型式444.1.3 曲轴材料444.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计444.2.1 曲柄销的直径和长度444.2.2 主轴颈的直径和长度454.2.3 曲柄454.2.4 平衡重464.2.5 油孔的位置和尺寸464.2.6 曲轴两端的结构474.2.7 曲轴的止推474.3 曲轴的疲劳强度校核484.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩484.3.2 计算名义应力524.4 本章小结54致谢55参考文献56汽车曲柄连杆机构设计摘要：曲柄连杆机构由机体组、曲柄飞轮、活塞连杆组三部分组成。它是往复式内燃机中的动力传递系统。它的作用是提供燃料燃烧的场所，把燃料燃烧之后产生的气体作用在活塞顶上的膨胀压力转化成为曲轴旋转的转矩，不间断的输出机械动力。曲柄连杆机构的运动件主要包括活塞组、连杆组、曲轴与轴承组。在零部件设计过程中，首先要了解其工作情况以及对零件的要求并做出相应的分析，接着再根据内燃机的整体设计指标及工厂生产条件和环境选择适当的材料，并且采取恰当的措施用以满足所提出的要求。然后，决定出零件的主要尺寸，并进行相对应的强度、刚度等方面的校核计算。最后，应用CAD软件建立相应的几何模型。关键词：曲柄连杆；结构设计；整体稳定性；强度校核；经济性ABSTRACT：Connecting rod by the bodys group, the crank flywheel, the piston connecting rod set of three parts. It is a power transmission system in reciprocating internal combustion engine. Its role is to provide the place of fuel combustion, the effects of the gas after the fuel burning in inflationary pressure at the top of the piston into the crankshaft rotating torque, continuous output mechanical power. Motion of crank connecting rod mechanism mainly includes the piston, connecting rod, and crankshaft and bearing group. In parts design process, first of all to understand its working situation and requirement for parts and make the corresponding analysis, then according to the overall design indexes and production condition of the internal combustion engine and the selection of proper material, and take appropriate measures to meet the proposed requirements. Then, decided to main dimensions of the parts, and the corresponding checking calculation of strength, stiffness, etc. Finally, the application of CAD software to establish the corresponding geometric model.Key words: The crank connecting rod; Structure design; Overall stability; Intensity; economy引言 毕业设计是在学完了机械电子工程专业全部专业课，并进行了生产实习的基础上进行的一个教学环节。这是我们在毕业前对所学课程的一次深入的全面的总复习，也是一次理论联系实际的训练，更是一次毕业总结。因此，毕业设计在这两年的学习中占有十分重要的地位，要求每位毕业生都能发挥所能，搞好自己的设计，给自己的学业划上一个圆满的句号。2014年11月-2014年12月在我校精工实习。实习期间，我十分重视对自己能力的提高，多次接触工程训练中心的老师，与他们交流技术经验，从他们身上学到很多技术经验，为做此次设计打下了很好的基础，也有利于以后的工作。我也十分重视这次毕业设计，并希望通过这次设计对自己今后将从事的工作进行一次适应性的训练，锻炼自己分析问题、解决问题的能力，为进厂后的工作打下一个良好的基础。由于个人能力有限，设计中难免有许多不足之处。希望各位指导老师给予批评指正，我也会在以后的工作中严格要求自己，努力提高自己的专业技能。1 曲柄连杆机构受力分析研究曲柄连杆机构的受力，关键在于分析曲柄连杆机构中各种力的作用情况，并根据这些力对曲柄连杆机构的主要零件进行强度、刚度、磨损等方面的分析、计算和设计，以便达到发动机输出转矩及转速的要求。1.1 曲柄连杆机构运动学内燃机中采用曲柄连杆机构的型式很多，按运动学观点可分为三类，即:中心曲柄连杆机构、偏心曲柄连杆机构和主副连杆式曲柄连杆机构。本设计的型式选择为中心曲柄连杆机构。中心曲柄连杆机构简图如图2.1所示，在图2.1里面机构气缸中心线所在的位置经过曲轴的中心点O，线段OB作为机构的曲柄，线段AB是机构的连杆，点B是机构曲柄销的中心，点A是机构活塞销的中心。如果机构曲柄按照相等的角速度旋转运动时，机构曲柄OB线段任意的点都会以点O作为圆心位置绕着点O做相等转速的旋转运动，机构活塞点A沿着机构气缸的中心线位置往复运动着，机构连杆AB线段做平面运动，连杆大头点B和机构曲柄的一端相互连接，按照相等的速度旋转运动，机构连杆的小头和活塞相互连接做往复的运动。为了使问题更加简单容易处理，普遍的将机构连杆简化成集中在机构连杆小头与机构连杆大头的二个集中的质量，把它当做旋转与往复的运动，如此便不用对机构连杆运动的规律做单独的研究。图2.1 曲柄连杆机构运动简图当机构活塞做来回往复运动的时候，活塞的加速度与速度是变化的，活塞的加速度与速度的数值并且变化的规律对机构和发动机的整个的工作都有非常大的影响，所以研究机构运动规律的重要任务是研究机构活塞运动的规律。1.1.1 活塞位移假设在某一个时刻，机构曲柄的转角为，并按照顺时针的方向进行旋转，机构连杆的轴线在所在运动的平面内偏离机构气缸的轴线角度是，如图2.1 所示。当=时，机构活塞销的中心点A在最上面A1位置，这个位置称作上止点。=180时，点A在最下面的A2位置，这个位置称作下止点。这时机构活塞位移x:x=(r+) = （2.1）式中：连杆比。式（2.1）再次的简化形式，由图2.1可以看出：即 又由于 （2.2）将式（2.2）带入式（2.1）得： x= （2.3）式（2.3）计算机构活塞的位移x的公式,为了便于计算，可将式（2.3）中的根号按牛顿二项式定理展开，得：考虑到 13，其二次方以上的数值很小，可以忽略不计。只保留前两项，则 （2.4）将式（2.4）带入式（2.3）得 （2.5）1.1.2 活塞的速度 将活塞位移公式（2.1）对时间t进行微分，即求机构活塞速度的值是 (2.6)将式（2.5）对时间微分，便求出机构活塞速度得近似的公式是： （2.7）从式（2.7）看得出来，机构活塞的速度可以看做是和两块简谐运动来构成。当或时，机构活塞的速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当时，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。1.1.3 机构活塞加速度将式（2.6）对时间进行微分处理求出机构活塞的加速度精确值是： （2.8）将式（2.7）对时间进行微分求出机构活塞加速度近似值是： （2.9）因此，机构活塞加速度也可以视为两个简谐运动的加速度之和，即由与两部分组成。1.2机构中各种作用力曲柄连杆机构作用力可以分成：运动质量的惯性力，作用在发动机曲轴上的负载阻力，缸内气压力，摩擦阻力。由于摩擦力数值非常小而且变化规律非常难以掌握，所以进行受力分析时可以把摩擦阻力直接忽略。而负载阻力和主动力正好处在平衡状态，不用再计算，所以研究气压力与运动质量惯性力的变化规律对于机构构件的作用。1.2.1 气缸内工质的作用力作用在活塞上的气体作用力等于活塞上、下两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即 （2.10）式中：活塞上的气体作用力，； 缸内绝对压力，； 大气压力，； 活塞直径，。由于活塞直径是一定的，活塞上的气体作用力取决于活塞上、下两面的空间内气体压力差，对于四冲程发动机来说，一般取=0.1，,对于缸内绝对压力，在发动机的四个冲程中，计算结果如表2.1所示：则由式（2.10）计算气压力如表2.2所示。1.2.2 机构惯性力惯性力的产生由于运动不均匀，想要确定惯性力首先要知道它的质量与加速度的分布。运动学可以得知加速度所以现在只需要求出质量分布，在现实中质量分布的非常复杂，所以要进行简化。因此要进行质量换算。1、机构的运动件质量换算质量换算要保持机构系统的动力学等效性。并且质量换算目的是计算零件的运动质量，以便进一步计算它们在运动中所产生的惯性力。表2.1 缸内绝对压力计算结果四个冲程终点压力计算公式计算结果/进气终点压力0.08压缩终点压力1.46膨胀终点压力0.45排气终点压力0.115注：平均压缩指数，=1.321.38；压缩比，=9.3；平均膨胀指数，=1.21.30；最大爆发压力，=35，取=4.5；此时压力角=，取=。表2.2 气压力计算结果四 个 冲 程/进气终点77.23压缩终点-102.97膨胀终点7001.933排气终点1801.968（1）连杆质量的换算连杆是做复杂的平面运动零件。为了方便计算，将整个连杆（包括有关附属零件）的质量用两个换算质量和来代换，并假设是是集中的作用于在机构连杆大头中心的地方，而且只沿着圆周做旋转运动的质量；集中作用与机构连杆小头中心的地方，而且只做往复运动的质量；如图2.2所示：图2.2 连杆质量的换算简图为了保证原来的质量系统与代换后的质量系统在力学上等效，必须满足下列三个条件： 机构连杆的总质量保持不变 即。 机构连杆重心的位置不变 即。 机构连杆相对的重心G的转动惯量保持不变 即。其中，连杆长度，连杆重心至连杆小头中心之间距离。由条件可得下列换算公式：用平衡力系求合力的索多边形法求出重心位置。把机构连杆分成几个简单的几何图案；然后再计算出来各段连杆的重量和各连杆的重心所在位置，最后按索多边形作图法；算出整个连杆重心所在位置和折算在连杆的大小头中心的重量和 ，如图2.3所示：图2.3 索多边形图（2）来回往复直线运动的部分质量机构活塞是沿着气缸的中心做来回往复的直线运动。它们的质量可以看作是集中在活塞销中心上，并以表示。质量与换算到连杆小头的中心质量之和，称为往复运动质量，即。（3）机构不平衡回转的质量机构曲拐不平衡的质量和它代换质量如下图2.4所示： 图2.4 曲拐的不平衡质量及其代换质量机构的曲拐绕轴线在旋转时机构曲柄销与其中一部分机构的曲柄臂质量将会产生不平衡的离心惯性力称作机构曲拐不平衡质量。为了方便计算所以全部这些质量都按照离心力相等的条件进行，换算到了回转的半径是连杆轴颈的中心地方，用来表示可得换算后的质量为：式中：曲拐换算质量，； 连杆轴颈的质量，； 一个曲柄臂的质量，；曲柄臂质心位置与曲拐中心的距离，。质量与换算到大头中心的连杆质量之和称为不平衡回转质量，即由上述换算方法计算得：往复直线运动部分的质量=0.583，不平衡回转质量=0.467。2、机构惯性力为了方便计算，需要将机构的运动件质量简成二个质量和后，两个质量的惯性力能通过运动的条件求出来，总结称为两个力。旋转质量的旋转惯性力与往复质量的往复惯性力。（1）、往复惯性力 （2.11）式中：往复运动质量，； 连杆比； 曲柄半径，； 曲柄的角速度，； 曲轴转角。是沿气缸中心线方向作用的，公式（2.11）前的负号表示方向与活塞加速度的方向相反。其中曲柄的角速度为： （2.12）式中：曲轴转数，；已知额定转数=5800，则；曲柄半径=40.23，连杆比=0.250.315，取=0.27，参照附录表2：四缸机工作循环表，将每一工况的曲轴转角代入式（2.11），计算得出往复的惯性力，结果如表2.3所示：表2.3 往复的惯性力计算结果四 个 冲 程/进气终点-10519.68压缩终点6324.5膨胀终点-10519.68排气终点6324.51（2）旋转惯性力 （2.13） 3、作用在活塞上总的作用力在机构活塞销的中心处，同时作用着往复惯性力与气体作用力，因为作用力的方向都是沿中心线，所以只需要代数相加，便可得到合力 （2.14）计算结果如表2.4所示。4、活塞上总的作用力分解与传递如图2.5所示，首先，将分解成两个分力：把活塞压向气缸壁的力侧向力和沿着连杆的轴线作用力，其中沿连杆作用的力为： （2.15）而侧向力为： （2.16）表2.4 作用在活塞上总的作用力四个冲程气压力/往复惯性的力/总作用力/进气终点77.23压缩终点-102.976324.5膨胀终点7001.933排气终点1801.9686324.5图2.5 作用在机构上的力和力矩机构连杆的作用力方向规定为，让连杆受压时作为正号，让机构连杆受拉时作为负号。侧向力正负号规定如下，当侧向力所形成的反扭矩与曲轴旋转方向相反时，侧向力为正值，反之为负值。当=时，根据正弦定理，可得：求得 将分别代入式（2.15）、式（2.16），计算结果如表2.5所示：表2.5 连杆力、侧向力的计算结果四个冲程连杆力/侧向力/进气终点压缩终点6385.191436.356膨胀终点排气终点8340.2371896.923力通过连杆作用在曲轴的曲柄臂上，此力也分解成两个力，即推动曲轴旋转的切向力，即 （2.17）和压缩曲柄臂的径向力，即 （2.18）规定力和曲轴旋转方向一致为正，力指向曲轴为正。求得切向力、径向力见如表2.6所示:表2.6 切向力、径向力的计算结果四个冲程切向力/径向力/进气终点压缩终点1811.3556122.8789膨胀终点排气终点2365.967997.611.3 本章小结本章首先分析了曲柄连杆机构的运动情况，重点分析了活塞的运动，在此基础上分析了每个工作过程的气体压力变化情况，进一步推导出各过程气体力的理论计算公式，进行了机构中运动质量的换算，并根据EA113型汽油机的具体结构参数计算出了各过程的气体力，为后面章节的动力仿真提供了理论数据的依据。2 活塞组的设计2.1 活塞的设计2.1.1 活塞的结构活塞的主要作用是承受气缸中气体压力并通过活塞销和连杆传给曲轴。此外，活塞还与气缸盖、气缸壁共同组成燃烧室， 由于活塞顶部直接与高温燃气接触，承受很高的热负荷；活塞还承受周期性变化的的气体压力和惯性力的作用， 因此要求活塞应有足够的强度和刚度，质量尽可能小，导热性能要好，要有良好的耐热性、耐磨性，温度变化时，尺寸及形状的变化要小。 汽车发动机目前广泛采用的活塞材料是铝合金，有的柴油机上也采用合金铸铁或耐热钢制造活塞。 活塞的基本结构可分为顶部、头部和裙部三个部分。 2.1.2 活塞的工作条件和设计要求1、活塞的机械负荷在发动机工作中,活塞承受的机械载荷包括周期变化的气体压力、往复惯性力以及由此产生的侧向作用力。在机械载荷的作用下，活塞各部位了各种不同的应力：活塞顶部动态弯曲应力；活塞销座承受拉压及弯曲应力；环岸承受弯曲及剪应力。此外，在环槽及裙部还有较大的磨损。为适应机械负荷，设计活塞时要求各处有合适的壁厚和合理的形状，即在保证足够的强度、刚度前提下，结构要尽量简单、轻巧，截面变化处的过渡要圆滑，以减少应力集中。2、活塞的热负荷活塞在气缸内工作时，活塞顶面承受瞬变高温燃气的作用，燃气的最高温度可达。因而活塞顶的温度也很高。活塞不仅温度高，而且温度分布不均匀，各点间有很大的温度梯度，这就成为热应力的根源，正是这些热应力对活塞顶部表面发生的开裂起了重要作用9。3、磨损强烈发动机在工作中所产生的侧向作用力是较大的，同时，活塞在气缸中的高速往复运动，活塞组与气缸表面之间会产生强烈磨损，由于此处润滑条件较差，磨损情况比较严重。4、活塞组的设计要求（1）要选用热强度好、耐磨、比重小、热膨胀系数小、导热性好、具有良好减磨性、工艺性的材料；（2）有合理的形状和壁厚。使散热良好，强度、刚度符合要求，尽量减轻重量，避免应力集中；（3）保证燃烧室气密性好，窜气、窜油要少又不增加活塞组的摩擦损失；（4）在不同工况下都能保持活塞与缸套的最佳配合；（5）减少活塞从燃气吸收的热量，而已吸收的热量则能顺利地散走；（6）在较低的机油耗条件下，保证滑动面上有足够的润滑油。2.1.3 活塞的材料根据上述对活塞设计的要求，活塞材料应满足如下要求：（1）热强度高。即在高温下仍有足够的机械性能，使零件不致损坏；（2）导热性好，吸热性差。以降低顶部及环区的温度，并减少热应力；（3）膨胀系数小。使活塞与气缸间能保持较小间隙；（4）比重小。以降低活塞组的往复惯性力，从而降低了曲轴连杆组的机械负荷和平衡配重；（5）有良好的减磨性能（即与缸套材料间的摩擦系数较小），耐磨、耐蚀；（6）工艺性好，低廉。在发动机中，灰铸铁由于耐磨性、耐蚀性好、膨胀系数小、热强度高、成本低、工艺性好等原因，曾广泛地被作为活塞材料。但近几十年来，由于发动机转速日益提高，工作过程不断强化，灰铸铁活塞因此比重大和导热性差两个根本缺点而逐渐被铝基轻合金活塞所淘汰。铝合金的优缺点与灰铸铁正相反，铝合金比重小，约占有灰铸铁的1/3，结构重量仅占铸铁活塞的。因此其惯性小，这对高速发动机具有重大意义。铝合金另一突出优点是导热性好，其热传导系数约为铸铁的倍，使活塞温度显著下降。对汽油机来说，采用铝活塞还为提高压缩比、改善发动机性能创造了重要的条件。共晶铝硅合金是目前国内外应用最广泛的活塞材料，既可铸造，也可锻造。含硅9%左右的亚共晶铝硅合金，热膨胀系数稍大一些，但由于铸造性能好，适应大量生产工艺的要求，应用也很广。综合分析，该发动机活塞采用铝硅合金材料铸造而成。2.1.4 活塞头部的设计1、设计要点活塞头部包括活塞顶和环带部分，其主要功用是承受气压力，并通过销座把它传给连杆，同时与活塞环一起配合气缸密封工质。因此，活塞头部的设计要点是：（1）保证它具有足够的机械强度与刚度，以免开裂和产生过大变形，因为环槽的变形过大势必影响活塞环的正常工作；（2）保证温度不过高，温差小，防止产生过大的热变形和热应力，为活塞环的正常工作创造良好条件，并避免顶部热疲劳开裂；（3）尺寸尽可能紧凑，因为一般压缩高度缩短1单位，整个发动机高度就可以缩短单位，并显著减轻活塞重量。而则直接受头部尺寸的影响。2、压缩高度的确定活塞压缩高度的选取将直接影响发动机的总高度，以及气缸套、机体的尺寸和质量。尽量降低活塞压缩高度是现代发动机活塞设计的一个重要原则，压缩高度是由火力岸高度、环带高度和上裙尺寸构成的，即=+ 为了降低压缩高度，应在保证强度的基础上尽量压缩环岸、环槽的高度及销孔的直径。（1）第一环位置根据活塞环的布置确定活塞压缩高度时，首先须定出第一环的位置，即所谓火力岸高度。为缩小，当然希望尽可能小，但过小会使第一环温度过高，导致活塞环弹性松弛、粘结等故障。因此火力岸高度的选取原则是：在满足第一环槽热载荷要求的前提下，尽量取得小些。一般汽油机，为活塞直径，该发动机的活塞标准直径，确定火力岸高度为：（2）环带高度 为减小活塞高度，活塞环槽轴向高度应尽可能小，这样活塞环惯性力也小，会减轻对环槽侧面冲击，有助于提高环槽耐久性。但太小，使制环工艺困难。在小型高速内燃机上，一般气环高，油环高。该发动机采用三道活塞环，第一和第二环称之为压缩环（气环），第三环称之为油环。取，。环岸的高度，应保证它在气压力造成的负荷下不会破坏。当然，第二环岸负荷要比第一环岸小得多，温度也低，只有在第一环岸已破坏的情况下，它才可能被破坏。因此，环岸高度一般第一环最大，其它较小。实际发动机的统计表明，汽油机接近下限。则 ， 。因此，环带高度。（3）上裙尺寸确定好活塞头部环的布置以后，压缩高度H1最后决定于活塞销轴线到最低环槽（油环槽）的距离h1。为了保证油环工作良好，环在槽中的轴向间隙是很小的，环槽如有较大变形就会使油环卡住而失效。所以在一般设计中，选取活塞上裙尺寸一般应使销座上方油环槽的位置处于销座外径上面，并且保证销座的强度不致因开槽而削弱，同时也不致因销座处材料分布不均引起变形，影响油环工作。综上所述，可以决定活塞的压缩高度。对于汽油机，所以。则 。2.1.3、活塞顶和环带断面（1）活塞顶活塞顶的形状主要取决于燃烧室的选择和设计。仅从活塞设计角度，为了减轻活塞组的热负荷和应力集中，希望采用受热面积最小、加工最简单的活塞顶形状，即平顶。大多数汽油机正是采用平顶活塞，由于EA113 5V 1.6L发动机为高压缩比，因而采用近似于平顶的活塞。实际统计数据表明，活塞顶部最小厚度，汽油机为，即。活塞顶接受的热量，主要通过活塞环传出。活塞顶厚度应从中央到四周逐渐加大，而且过渡圆角应足够大，使活塞顶吸收的热量能顺利地被导至第二、三环，以减轻第一环的热负荷，并降低了最高温度。活塞头部要安装活塞环，侧壁必须加厚，一般取，取为6.16mm，活塞顶与侧壁之间应该采用较大的过渡圆角，一般取，取0.074为5.993mm.为了减少积炭和受热，活塞顶表面应光洁，在个别情况下甚至抛光。复杂形状的活塞顶要特别注意避免尖角，所有尖角均应仔细修圆，以免在高温下熔化。（2）环带断面为了保证高热负荷活塞的环带有足够的壁厚使导热良好，不让热量过多地集中在最高一环，其平均值为。正确设计环槽断面和选择环与环槽的配合间隙，对于环和环槽工作的可靠性与耐久性十分重要。槽底圆角一般为0.20.5mm。活塞环岸锐边必须有适当的倒角，否则当岸部与缸壁压紧出现毛刺时，就可能把活塞环卡住，成为严重漏气和过热的原因，但倒角过大又使活塞环漏气增加。一般该倒角为。（3）环岸和环槽环岸和环槽的设计应保持活塞、活塞环正常工作，降低机油消耗量，防止活塞环粘着卡死和异常磨损，气环槽下平面应与活塞轴线垂直，以保证环工作时下边与缸桶接触，减小向上窜机油的可能性。活塞环侧隙在不产生上述损伤的情况下愈小愈好，目前，第一环与环槽侧隙一般为0.050.1mm，二、三环适当小些，为0.030.07mm，油环则更小些，这有利于活塞环工作稳定和降低机油消耗量，侧隙确定油环槽中必须设有回油孔，并均匀地布置再主次推力面侧，回油孔对降低机油消耗量有重要意义，三道活塞环的开口间隙及侧隙如表3.1所示:表3.1 活塞环的开口间隙及侧隙活塞环开口间隙/侧隙/第一道环第二道环第三道环活塞环的背隙比较大，以免环与槽底圆角干涉。一般气环=0.5毫米，油环的则更大些，如图3.1所示。（4）环岸的强度校核在膨胀冲程开始时，在爆发压力作用下，第一道活塞环紧压在第一环岸上。由于节流作用，第一环岸上面的压力比下面压力大得多，不平衡力会在岸根产生很大的弯曲和剪切应力，当应力值超过铝合金在其工作温度下的强度极限或疲劳极限时，岸根有可能断裂，专门的试验表明，当活塞顶上作用最大的爆发压力时，如图3.2所示。已知=4.5，则， 图3.1 环与环槽的配合间隙及环槽结构 图3.2第一环岸的受力情况10环岸的厚度，内外圆的直径为、圆环形的板，想要准确计算固定面的应力很困难可以把它简化成一个简单的悬臂梁粗略计算。在通常的尺寸比例下，可假定槽底（岸根）直径，环槽深为：可得作用于岸根弯矩是 （3.1）而环岸根断面抗弯断面系数约是因此环岸根危险断面上弯曲的应力是 （3.2） 同理得剪切应力为： （3.3）接合成应力公式为： （3.4）考虑到铝合金在高温下的强度下降以及环岸根部的应力集中，铝合金的许用应力，校核合格。2.1.5 活塞裙部的设计活塞裙部是指活塞头部最低一个环槽以下的那部分活塞。活塞沿气缸往复运动时，依靠裙部起导向作用，并承受由于连杆摆动所产生的侧压力。所以裙部的设计要求，是保证活塞得到良好的导向，具有足够的实际承压面积，能形成足够厚的润滑油膜，既不因间隙过大发生敲缸，引起噪音和加速损伤，也不因间隙过小而导致活塞拉伤。分析活塞在发动机中工作时裙部的变形情况。首先，活塞受到侧向力的作用。承受侧向力作用的裙部表面，一般只是在两个销孔之间的弧形表面。这样，裙部就有被压偏的倾向，使它在活塞销座方向上的尺寸增大；其次，由于加在活塞顶上的爆发压力和惯性力的联合作用，使活塞顶在活塞销座的跨度内发生弯曲变形，使整个活塞在销座方向上的尺寸变大；再次，由于温度升高引起热膨胀，其中销座部分因壁厚较其它部分要厚，所以热膨胀比较严重。三种情况共同作用的结果都使活塞在工作时沿销座方向涨大，使裙部截面的形状变成为“椭圆”形，使得在椭圆形长轴方向上的两个端面与气缸间的间隙消失，以致造成拉毛现象。在这些因素中，机械变形影响一般来说并不严重，主要还是受热膨胀产生变形的影响比较大11。因此，为了避免拉毛现象，在活塞裙部与气缸之间必须预先流出较大的间隙。当然间隙也不能留得过大，否则又会产生敲缸现象。解决这个问题的比较合理的方法应该使尽量减少从活塞头部流向裙部的热量，使裙部的膨胀减低至最小；活塞裙部形状应与活塞的温度分布、裙部壁厚的大小等相适应12。本文采用托板式裙部，这样不仅可以减小活塞质量，而且裙部具有较大的弹性，可使裙部与气缸套装配间隙减小很多，也不会卡死。把活塞裙部的横断面设计成与裙部变形相适应的形状。在设计时把裙部横断截面制成长轴是在垂直与活塞销中心线方向上，短轴平行于销轴方向的椭圆形。常用的椭圆形状是按下列公式设计的： （3.4）式中、分别为椭圆的长短轴，如图3.3所示。缸径小于的裙部开槽的活塞，椭圆度（）的大小，一般为。图3.3 活塞销裙部的椭圆形状91、裙部的尺寸活塞裙部是侧压力的主要承担者。为保证活塞裙表面能保持住必要厚度的润滑油膜，其表面比压不应超过一定的数值。因此，在决定活塞裙部长度是应保持足够的承压面积，以减少比压和磨损。在确定裙部长度时，首先根据裙部比压最大的允许值，决定需要的最小长度，然后按照结构上的要求加以适当修改。裙部单位面积压力（裙部比压）按下式计算： （3.5）式中：最大侧作用力，由动力计算求得，=2410.83活塞直径，；裙部高度，。取。则 一般发动机活塞裙部比压值约为，所以设计合适。2、销孔的位置机构活塞销和活塞裙的轴线不相交并向承受膨胀一侧压力方向偏移了，假如机构活塞销中心的布置，即机构销轴线和活塞的轴线相交，如果活塞越过了上止点，当侧向压力作用的方向改变时，活塞从次推力面贴紧气缸壁一侧一下全部地横扫过来变到主推力面贴紧气缸壁的另一侧，和气缸拍击，产生了噪音，有损活塞的耐久性。如果把活塞销偏心布置，则能使瞬时的过渡变成分布的过渡，并使过渡时刻先于达到最高的燃烧压力的时刻，因此改善了发动机的工作平顺性13。2.2 活塞销的设计2.2.1 活塞销的结构、材料1、活塞销的结构和尺寸活塞销的结构为一圆柱体，中空形式，可减少往复惯性质量，有效利用材料。活塞销与活塞销座和连杆小头衬套孔的连接配合，采用“全浮式”。活塞销的外直径，取，活塞销的内直径，取活塞销长度，取2、活塞销的材料 活塞销材料为低碳合金钢，表面渗碳处理，硬度高、耐磨、内部冲击韧性好。表面加工精度及粗糙度要求极高，高温下热稳定性好。2.2.2 活塞销强度和刚度计算由运动学知，活塞销表面受到气体压力和往复惯性力的共同作用，总的作用力，活塞销长度，连杆小头高度，活塞销跨度。1、最大弯曲应力计算活塞销中央截面的弯矩为 （3.6）空心销的抗弯断面系数为，其中 所以弯曲应力为 即 （3.7） 2、最大剪切应力计算最大剪切应力出现在销座和连杆小头之间的截面上。横断截面的最大剪切应力发生在中性层上14，其值按下式计算： （3.8）已知许用弯曲应力；许用剪切应力，那么校核合格。2.3 活塞销座2.3.1 活塞销座结构设计 活塞销座用以支承活塞，并由此传递功率。销座应当有足够的强度和适当的刚度，使销座能够适应活塞销的变形，避免销座产生应力集中而导致疲劳断裂；同时要有足够的承压表面和较高的耐磨性。活塞销座的内径，活塞销座