1、摘要本文以捷達汽油機的相關參數作為參考，對四缸汽油機的曲柄連桿機構的主要零部件進行了結構設計計算，并對曲柄連桿機構進行了有關運動學和動力學的理論分析與計算機仿真分析。首先，以運動學和動力學的理論知識為依據，對曲柄連桿機構的運動規律以及在運動中的受力等問題進行詳盡的分析，并得到了精確的分析結果。其次分別對活塞組、連桿組以及曲軸進行詳細的結構設計，并進行了結構強度和剛度的校核。再次，應用Pro/Engineer軟件建立曲柄連桿機構各組成零件的幾何模型，并利用該軟件的裝配功能將零件裝配成活塞組件、連桿組件和曲軸組件，然后建立曲柄連桿機構的多剛體動力學模型，進行運動學的分析模擬，在模擬的過程中可以觀察

2、曲柄連桿機構的位移、速度、加速度等。研究了在不考慮外力作用并使曲軸保持勻速轉動的情況下，活塞和連桿的運動規律以及曲柄連桿機構的運動包絡。仿真結果的分析表明，仿真結果與發動機的實際工作狀況基本一致，文章介紹的仿真方法為曲柄連桿機構的選型、優化設計提供了一種新思路。關鍵詞：發動機；曲柄連桿組；受力分析；仿真建模；運動分析；Pro/EABSTRACTThis article refers to by the Jeeta EA113 gasoline engines related parameter achievement, it has carried on the structural desi

3、gn compution formain parts of the crank link mechanism in the gasoline engine with four cylinders, and has carried on theoretical analysis and simulation analysis in computer in kinematics and dynamics for the crank link mechanism.First,motion laws andstress in movement about the crank link mechanis

4、m are analyzed in detail and the precise analysis results are obtained. Next separately to the piston group, the linkage as well as the crank carries on the detailed structural design, and hascarried on the structuralstrength and the rigidity examination.Once more, applys three-dimensional CAD softw

5、are Pro/Engineer establishing the geometry models of all kinds of parts in the crank link mechanism, then useing thePro/E software assembling function assembles the components of crank link into the piston module,the connecting rod module and the crank module, then using Pro/Esoftware mechanismanaly

6、sis module (Pro/Mechanism), establishes the multi-rigid dynamics model of the crank link,and carries on the kinematics analysis and the dynamics analysis simulation, and it studies the piston and the connecting rod movement rule as well as crank link motion gear movement envelopment. The analysis of

7、 simulation results shows that those simulation results are meet to true working state of engine. It also shows that the simulation method introduced here can offer a new efficient and convenient way for the mechanism choosing and optimized design of crank-connecting rod mechanism in engine.Key word

8、s:Engine；Crankshaft-Connecting Rod Mechanism；Analysis of Force；Modelingof Simulation；Movement Analysis；Pro/E目錄摘要IAbstractII第1章 緒論11.1國內外的研究現狀11.2 選題的目的和意義+11.3 設計研究的主要內容3第2章機構受力分析42.1機構的類型及方案選擇42.2機構運動學42.1.1 活塞工作位移52.1.2 活塞的工作速度62.1.3 活塞的工作加速度62.2機構中的作用力72.2.1 氣缸內工質的作用力72.2.2 機構的慣性力72.3 本章小結13第3章活塞

9、組的設計143.1 活塞的頭部及裙部設計143.1.1 活塞的工作條件和設計要求143.1.2 活塞的材料163.1.3 活塞頭部的設計163.1.4 活塞裙部的設計213.2 活塞銷的設計233.2.1 活塞銷的結構、材料233.2.2 活塞銷強度和剛度計算233.3 活塞銷座243.3.1 活塞銷座結構設計243.3.2 驗算比壓力243.4 活塞環設計及計算253.4.1 活塞環形狀及主要尺寸設計253.4.2 活塞環強度校核253.5 本章小結26第4章 連桿組的設計274.1 連桿的設計274.1.1 連桿的工作情況、設計要求和材料選用274.1.2 連桿長度的確定274.1.3 連

10、桿小頭的結構設計與強度、剛度計算274.1.4 連桿桿身的結構設計與強度計算304.1.5 連桿大頭的結構設計與強度、剛度計算334.2 連桿螺栓的設計354.2.1 連桿螺栓的工作負荷與預緊力354.2.2 連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算354.3 本章小結36第5章曲軸的設計375.1 曲軸的結構型式和材料的選擇375.1.1 曲軸的工作條件和設計要求375.1.2 曲軸的結構型式375.1.3 曲軸的材料375.2 曲軸的主要尺寸的確定和結構細節設計385.2.1 曲柄銷的直徑和長度385.2.2 主軸頸的直徑和長度385.2.3 曲柄395.2.4 平衡重395.2.5 油孔的位置和

11、尺寸405.2.6 曲軸兩端的結構405.2.7 曲軸的止推405.3 曲軸的疲勞強度校核415.3.1 作用于單元曲拐上的力和力矩415.3.2 名義應力的計算455.4 本章小結47第6章曲柄連桿機構的創建486.1 對Pro/E軟件基本功能的介紹486.2 活塞的創建486.2.1 活塞的特點分析486.2.2 活塞的建模思路486.2.3 活塞的建模步驟496.3 連桿的創建506.3.1 連桿的特點分析506.3.2 連桿的建模思路506.3.3 連桿體的建模步驟516.3.4 連桿蓋的建模526.4 曲軸的創建526.4.1 曲軸的特點分析526.4.2 曲軸的建模思路526.4.

12、3 曲軸的建模步驟536.5 曲柄連桿機構其它零件的創建556.5.1 活塞銷的創建556.5.2 活塞銷卡環的創建556.5.3 連桿小頭襯套的創建556.5.4 大頭軸瓦的創建556.5.5 連桿螺栓的創建566.6本章小結56第7章曲柄連桿機構運動分析577.1 活塞及連桿的裝配577.1.1 組件裝配的分析與思路577.1.2 活塞組件裝配步驟577.1.3 連桿組件的裝配步驟587.2 定義曲軸連桿的連接597.3 定義伺服電動機607.4 建立運動分析607.5 進行干涉檢驗與視頻制作617.6本章小結62結論63參考文獻64致謝65附錄A66附錄B68第1章緒論1.1國內外研究現

13、狀發動機作為車輛動力裝置，結構十分復雜，其性能直接決定著車輛的使用性能，對汽車發生的故障進行研究，指出這些故障大多數來源于發動機及其部件約占41%。曲柄連桿作為發動機的重要部件之一，受力情況十分復雜，其結構參數和加工工藝水平不僅影響整機的尺寸和質量，而且在很大程度上影響發動機的可靠性與壽命。是發動機的設計難點。目前國內外對發動機曲柄連桿機構的動力學分析的方法很多，而且已經完善和成熟。其中機構運動學分析是研究兩個或兩個以上物體間的相對運動，即位移、速度和加速度的變化關系：動力學則是研究產生運動的力。發動機曲柄連桿機構的動力學分析主要包括氣體力、慣性力、軸承力和曲軸轉矩等的分析，傳統的內燃機工作機

14、構動力學、運動學分析方法主要有圖解法和解析法，而現代的設計方法逐漸取代過去的方法，多剛體動力學模擬軟件的最大優點在與分析過程中無需編寫復雜仿真程序，可校核部件運動軌跡，及時發現運動干涉；對部件裝配進行動力學仿真，可校核機構受力情況；根據機構運動約束及保證性能最優的目標進行機構設計優化，可最大限度地滿足性能要求，對設計提供照指導和修正，為設計人員提供了基本的設計依據。1.2課題研究的目的與意義曲柄連桿機構是發動機的傳遞運動和動力的機構，通過它把活塞的往復直線運動轉變為曲軸的旋轉運動而輸出動力。傳統的設計采用靜態的分析和設計方法，很難達到使用要求。隨著基礎理論的拓開，電子計算機與信息技術的發展，虛

15、擬樣機技術被廣泛應用，傳統的設計方法正逐漸被現代設計方法取代，基于這種情況，結合捷達汽油機發動機的設計計算過程，利用現代方法對該機進行了曲軸連桿機構虛擬裝配、動力學仿真，等使發動機設計制造技術的進一步發展和提高。在過去十年里，汽車工業發展已經達到了一個空前的高度，發動機市場日益激烈的競爭要求不斷縮短產品開發周期，降低成本以及提高產品和質量，因此，現在的發展趨勢必須使用電子計算機是發動機設計制造技術的進一步發展和提高，對汽車工業的發展具有重要意義。與此同時為了真實全面地了解機構在實際運行工況下的力學特性，本文采用了多體動力學仿真技術，針對機構進行了實時的，高精度的動力學響應分析與計算，因此本研究

16、所采用的高效、實時分析技術對提高分析精度，提高設計水平具有重要意義，而且可以更直觀清晰地了解曲柄連桿機構在運行過程中的受力狀態，便于進行精確計算，對進一步研究發動機的平衡與振動、發動機增壓的改造等均有較為實用的應用價值。1.3設計研究的主要內容對內燃機運行過程中曲柄連桿機構受力分析進行深入研究，其主要的研究內容有：（1）對曲柄連桿機構進行運動學和動力學分析，分析曲柄連桿機構中各種力的作用情況，并根據這些力對曲柄連桿機構的主要零部件進行強度、剛度等方面的計算和校核，以便達到設計要求；（2）分析曲柄連桿機構中主要零部件如活塞，曲軸，連桿等的工作條件和設計要求，進行合理選材，確定出主要的結構尺寸，并

17、進行相應的尺寸檢驗校核，以符合零件實際加工的要求；（3）應用Pro/E軟件對曲柄連桿機構的零件分別建立實體模型，并將其分別組裝成活塞組件，連桿組件，然后定義相應的連接關系，最后裝配成完整的機構，并進行運動仿真分析，檢測其運動干涉，獲取分析結果；（4）應用Pro/E軟件將零件模型圖轉化為相應的工程圖，并結合使用AutoCAD軟件，系統地反應工程圖上的各類信息，以便實現對機構的進一步精確設計和檢驗。第2章 曲柄連桿機構受力分析研究曲柄連桿機構的受力，關鍵在于分析曲柄連桿機構中各種力的作用情況，并根據這些力對曲柄連桿機構的主要零件進行強度、剛度、磨損等方面的分析、計算和設計，以便達到發動機輸出轉矩及

18、轉速的要求。2.1曲柄連桿機構的類型及方案選擇內燃機中采用曲柄連桿機構的型式很多，按運動學觀點可分為三類，即:中心曲柄連桿機構、偏心曲柄連桿機構和主副連桿式曲柄連桿機構。1、中心曲柄連桿機構其特點是氣缸中心線通過曲軸的旋轉中心，并垂直于曲柄的回轉軸線。這種型式的曲柄連桿機構在內燃機中應用最為廣泛。一般的單列式內燃機，采用并列連桿與叉形連桿的V形內燃機，以及對置式活塞內燃機的曲柄連桿機構都屬于這一類。2、偏心曲柄連桿機構其特點是氣缸中心線垂直于曲軸的回轉中心線，但不通過曲軸的回轉中心，氣缸中心線距離曲軸的回轉軸線具有一偏移量e。這種曲柄連桿機構可以減小膨脹行程中活塞與氣缸壁間的最大側壓力，使活塞

19、在膨脹行程與壓縮行程時作用在氣缸壁兩側的側壓力大小比較均勻。3、主副連桿式曲柄連桿機構其特點是內燃機的一列氣缸用主連桿，其它各列氣缸則用副連桿，這些連桿的下端不是直接接在曲柄銷上，而是通過副連桿銷裝在主連桿的大頭上，形成了“關節式”運動，所以這種機構有時也稱為“關節曲柄連桿機構”。在關節曲柄連桿機構中，一個曲柄可以同時帶動幾套副連桿和活塞，這種結構可使內燃機長度縮短，結構緊湊，廣泛的應用于大功率的坦克和機車用V形內燃機。經過比較，本設計的型式選擇為中心曲柄連桿機構。2.2曲柄連桿機構運動學中心曲柄連桿機構簡圖如圖2.1所示，圖2.1中氣缸中心線通過曲軸中心O，OB為曲柄，AB為連桿，B為曲柄銷

20、中心，A為連桿小頭孔中心或活塞銷中心。當曲柄按等角速度旋轉時，曲柄OB上任意點都以O點為圓心做等速旋轉運動，活塞A點沿氣缸中心線做往復運動，連桿AB則做復合的平面運動，其大頭B點與曲柄一端相連，做等速的旋轉運動，而連桿小頭與活塞相連，做往復運動。在實際分析中，為使問題簡單化，一般將連桿簡化為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個集中質量，認為它們分別做旋轉和往復運動，這樣就不需要對連桿的運動規律進行單獨研究。圖2.1 曲柄連桿機構運動簡圖活塞做往復運動時，其速度和加速度是變化的。它的速度和加速度的數值以及變化規律對曲柄連桿機構以及發動機整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機構運動規律的主要任務就是研

21、究活塞的運動規律。2.1.1活塞位移假設在某一時刻，曲柄轉角為，并按順時針方向旋轉，連桿軸線在其運動平面內偏離氣缸軸線的角度為，如圖2.1 所示。當=時，活塞銷中心A在最上面的位置A1，此位置稱為上止點。當=180時，A點在最下面的位置A2，此位置稱為下止點。此時活塞的位移x為:x=(r+)=（2.1）式中：連桿比。式（2.1）可進一步簡化，由圖2.1可以看出：即 又由于（2.2）將式（2.2）帶入式（2.1）得：x= （2.3）式（2.3）是計算活塞位移x的精確公式,為便于計算，可將式（2.3）中的根號按牛頓二項式定理展開，得：考慮到13，其二次方以上的數值很小，可以忽略不計。只保留前兩項，

22、則（2.4）將式（2.4）帶入式（2.3）得（2.5）2.1.2活塞的速度將活塞位移公式（2.1）對時間t進行微分，即可求得活塞速度的精確值為（2.6）將式（2.5）對時間微分，便可求得活塞速度得近似公式為：（2.7）從式（2.7）可以看出，活塞速度可視為由與兩部分簡諧運動所組成。當或時，活塞速度為零，活塞在這兩點改變運動方向。當時，此時活塞得速度等于曲柄銷中心的圓周速度。2.1.3活塞的加速度將式（2.6）對時間微分，可求得活塞加速度的精確值為： （2.8）將式（2.7）對時間為微分，可求得活塞加速度的近似值為：（2.9）因此，活塞加速度也可以視為兩個簡諧運動加速度之和，即由與兩部分組成。2

23、.2曲柄連桿機構中的作用力作用于曲柄連桿機構的力分為：缸內氣壓力、運動質量的慣性力、摩擦阻力和作用在發動機曲軸上的負載阻力。由于摩擦力的數值較小且變化規律很難掌握，受力分析時把摩擦阻力忽略不計。而負載阻力與主動力處于平衡狀態，無需另外計算，因此主要研究氣壓力和運動質量慣性力變化規律對機構構件的作用。計算過程中所需的相關數據參照EA1113汽油機，如附表1所示。2.2.1氣缸內工質的作用力作用在活塞上的氣體作用力等于活塞上、下兩面的空間內氣體壓力差與活塞頂面積的乘積，即（2.10）式中：活塞上的氣體作用力，；缸內絕對壓力，；大氣壓力，；活塞直徑，。由于活塞直徑是一定的，活塞上的氣體作用力取決于活

24、塞上、下兩面的空間內氣體壓力差，對于四沖程發動機來說，一般取=0.1，,對于缸內絕對壓力，在發動機的四個沖程中，計算結果如表2.1所示：則由式（2.10）計算氣壓力如表2.2所示。2.2.2機構的慣性力慣性力是由于運動不均勻而產生的，為了確定機構的慣性力，必須先知道其加速度和質量的分布。加速度從運動學中已經知道，現在需要知道質量分布。實際機構質量分布很復雜，必須加以簡化。為此進行質量換算。1、機構運動件的質量換算質量換算的原則是保持系統的動力學等效性。質量換算的目的是計算零件的運動質量，以便進一步計算它們在運動中所產生的慣性力。表2.1 缸內絕對壓力計算結果四個沖程終點壓力計算公式計算結果/進

25、氣終點壓力0.08壓縮終點壓力1.46膨脹終點壓力0.45排氣終點壓力0.115注：平均壓縮指數，；壓縮比，=9.3；平均膨脹指數，；最大爆發壓力，=35，取=4.5；此時壓力角=，取=。表2.2 氣壓力計算結果四個沖程/進氣終點77.23壓縮終點-102.97膨脹終點7001.933排氣終點1801.968（1）連桿質量的換算連桿是做復雜平面運動的零件。為了方便計算，將整個連桿（包括有關附屬零件）的質量用兩個換算質量和來代換，并假設是集中作用在連桿小頭中心處，并只做往復運動的質量；是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓周做旋轉運動的質量，如圖2.2所示：圖2.2 連桿質量的換算簡圖為了保證代

26、換后的質量系統與原來的質量系統在力學上等效，必須滿足下列三個條件： 連桿總質量不變，即。 連桿重心的位置不變，即。 連桿相對重心G的轉動慣量不變，即。其中，連桿長度，為連桿重心至小頭中心的距離。由條件可得下列換算公式：用平衡力系求合力的索多邊形法求出重心位置。將連桿分成若干簡單的幾何圖形，分別計算出各段連桿重量和它的重心位置，再按照索多邊形作圖法，求出整個連桿的重心位置以及折算到連桿大小頭中心的重量和，如圖2.3所示：圖2.3 索多邊形法（2）往復直線運動部分的質量活塞（包括活塞上的零件）是沿氣缸中心做往復直線運動的。它們的質量可以看作是集中在活塞銷中心上，并以表示。質量與換算到連桿小頭中心的

27、質量之和，稱為往復運動質量，即。（3）不平衡回轉質量曲拐的不平衡質量及其代換質量如圖2.4所示：圖2.4 曲拐的不平衡質量及其代換質量曲拐在繞軸線旋轉時，曲柄銷和一部分曲柄臂的質量將產生不平衡離心慣性力，稱為曲拐的不平衡質量。為了便于計算，所有這些質量都按離心力相等的條件，換算到回轉半徑為的連桿軸頸中心處，以表示，換算質量為：（2.11）式中：曲拐換算質量，；連桿軸頸的質量，；一個曲柄臂的質量，；曲柄臂質心位置與曲拐中心的距離，。質量與換算到大頭中心的連桿質量之和稱為不平衡回轉質量，即 （2.12） 由上述換算方法計算得：往復直線運動部分的質量=0.583，不平衡回轉質量=0.467。2、曲柄

28、連桿機構的慣性力把曲柄連桿機構運動件的質量簡化為二質量和后，這些質量的慣性力可以從運動條件求出，歸結為兩個力。往復質量的往復慣性力和旋轉質量的旋轉慣性力。（1）往復慣性力（2.13）式中：往復運動質量，；連桿比；曲柄半徑，；曲柄旋轉角速度，；曲軸轉角。是沿氣缸中心線方向作用的，公式（2.13）前的負號表示方向與活塞加速度的方向相反。其中曲柄的角速度為： （2.14）式中：曲軸轉數，；已知額定轉數=5800，則；曲柄半徑=40.23，連桿比=0.250.315，取=0.27，參照附錄表2：四缸機工作循環表，將每一工況的曲軸轉角代入式（2.13），計算得往復慣性力，結果如表2.3所示：表2.3 往

29、復慣性力計算結果四個沖程/進氣終點-10519.68壓縮終點6324.5膨脹終點-10519.68排氣終點6324.51（2）旋轉慣性力 （2.15）3、作用在活塞上的總作用力由前述可知，在活塞銷中心處，同時作用著氣體作用力和往復慣性力，由于作用力的方向都沿著中心線，故只需代數相加，即可求得合力 （2.16）計算結果如表2.4所示。4、活塞上的總作用力分解與傳遞如圖2.5所示，首先，將分解成兩個分力：沿連桿軸線作用的力，和把活塞壓向氣缸壁的側向力，其中沿連桿的作用力為： （2.17）而側向力為：（2.18）表2.4 作用在活塞上的總作用力四個沖程氣壓力/往復慣性力/總作用力/進氣終點77.23

30、壓縮終點-102.976324.5膨脹終點7001.933排氣終點1801.9686324.5圖2.5作用在機構上的力和力矩連桿作用力的方向規定如下：使連桿受壓時為正號，使連桿受拉時為負號，缸壁的側向力的符號規定為：當側向力所形成的反扭矩與曲軸旋轉方向相反時，側向力為正值，反之為負值。當=時，根據正弦定理，可得：求得將分別代入式（2.17）、式（2.18），計算結果如表2.5所示：表2.5 連桿力、側向力的計算結果四個沖程連桿力/側向力/進氣終點壓縮終點6385.191436.356膨脹終點排氣終點8340.2371896.923力通過連桿作用在曲軸的曲柄臂上，此力也分解成兩個力，即推動曲軸旋

31、轉的切向力，即 （2.19）和壓縮曲柄臂的徑向力，即 （2.20）規定力和曲軸旋轉方向一致為正，力指向曲軸為正。求得切向力、徑向力見如表2.6所示:表2.6 切向力、徑向力的計算結果四個沖程切向力/徑向力/進氣終點壓縮終點1811.3556122.8789膨脹終點排氣終點2365.967997.612.3本章小結本章首先分析了曲柄連桿機構的運動情況，重點分析了活塞的運動，在此基礎上分析了每個工作過程的氣體壓力變化情況，進一步推導出各過程氣體力的理論計算公式，進行了機構中運動質量的換算，并根據捷達型汽油機的具體結構參數計算出了各過程的氣體力，為后面章節的動力仿真提供了理論數據的依據。第3章活塞組

32、的設計活塞組包括活塞、活塞環、活塞銷等，是活塞式內燃機中的重要組件。正是由于活塞高效可靠的工作，才使活塞式內燃機具有旺盛的生命力，發動機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。3.1.1活塞的工作條件和設計要求1、功用與工作條件活塞頂部與氣缸蓋共同形成內燃機燃燒室，要承受氣缸內氣體壓力、溫度的作用。缸內的最高燃燒壓力，在現代汽油機中達46MPa，自然吸氣柴油機為69MPa，而高增壓的柴油機可達15MPa甚至20MPa，使活塞組承受很高的機械負荷，所以活塞應有足夠的機械強度。與活塞頂面直接接觸的燃氣，最高溫度可達2000左右，循環平均溫度也在800左右，使活塞組承受很大的熱

33、負荷，活塞的最高溫度可達300以上。活塞頂部所受的壓力通過活塞銷座和活塞銷傳給連桿和曲軸。由于獨特的結構形狀使活塞銷座與活塞銷的變形不協調，造成銷座內上側應力集中，常成為活塞損壞的策源地。活塞組與氣缸壁面一起構成往復運動的密封裝置，保證燃燒室在容積變化的條件下良好密封，缸內燃氣不泄漏到曲軸箱中，缸壁上的機油不泄漏到燃氣中。這是通過裝在活塞頂部環槽中的一系列活塞環實現的。活塞環一方面要在盡可能小的摩擦損失下保證漏氣少，另一方面又要在很高的壓力、溫度下和極少的潤滑油的條件下保證足夠的耐久性。活塞環系統的成功是內燃機生命力的重要保證。 活塞組還要承受連桿擺動造成的側向力，具體來說由活塞裙部承受。為使

34、活塞在氣缸中高速運動時導向良好，活塞裙須有必要的導向長度，同時在各種工況下盡可能恒定地與氣缸保持最小的間隙。 活塞組運動時產生很大的往復慣性力，它是引起內燃機振動、受力件動負荷和軸承磨損的主要原因，所以它的質量要盡可能小。上述承壓、傳熱、密封、導向等任務均應在輕巧的結構下實現。2、活塞的耐熱設計由燃氣傳給活塞的熱量大部分經活塞環傳給氣缸再傳到冷卻介質，一部分經活塞內壁傳給曲軸箱內的油霧和空氣，小部分經裙部傳給氣缸。所以，活塞頭部的設計對其耐熱性影響很大。3、磨損強烈發動機在工作中所產生的側向作用力是較大的，同時，活塞在氣缸中的高速往復運動，活塞組與氣缸表面之間會產生強烈磨損，由于此處潤滑條件較

35、差，磨損情況比較嚴重。4、活塞組的設計要求（1）要選用熱強度好、耐磨、比重小、熱膨脹系數小、導熱性好、具有良好減磨性、工藝性的材料；（2）有合理的形狀和壁厚。使散熱良好，強度、剛度符合要求，盡量減輕重量，避免應力集中；（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）減少活塞從燃氣吸收的熱量，而已吸收的熱量則能順利地散走；（6）在較低的機油耗條件下，保證滑動面上有足夠的潤滑油。3.1.2活塞的材料根據上述對活塞設計的要求，活塞材料應滿足如下要求：（1）熱強度高。即在高溫下仍有足夠的機械性能，使零件不致損壞；（2）導熱性好，吸

36、熱性差。以降低頂部及環區的溫度，并減少熱應力；（3）膨脹系數小。使活塞與氣缸間能保持較小間隙；（4）比重小。以降低活塞組的往復慣性力，從而降低了曲軸連桿組的機械負荷和平衡配重；（5）有良好的減磨性能（即與缸套材料間的摩擦系數較小），耐磨、耐蝕；（6）工藝性好，低廉。在發動機中，灰鑄鐵由于耐磨性、耐蝕性好、膨脹系數小、熱強度高、成本低、工藝性好等原因，曾廣泛地被作為活塞材料。但近幾十年來，由于發動機轉速日益提高，工作過程不斷強化，灰鑄鐵活塞因此比重大和導熱性差兩個根本缺點而逐漸被鋁基輕合金活塞所淘汰。鋁合金的優缺點與灰鑄鐵正相反，鋁合金比重小，約占有灰鑄鐵的1/3，結構重量僅占鑄鐵活塞的。因此其

37、慣性小，這對高速發動機具有重大意義。鋁合金另一突出優點是導熱性好，其熱傳導系數約為鑄鐵的倍，使活塞溫度顯著下降。對汽油機來說，采用鋁活塞還為提高壓縮比、改善發動機性能創造了重要的條件。共晶鋁硅合金是目前國內外應用最廣泛的活塞材料，既可鑄造，也可鍛造。含硅9%左右的亞共晶鋁硅合金，熱膨脹系數稍大一些，但由于鑄造性能好，適應大量生產工藝的要求，應用也很廣。綜合分析，該發動機活塞采用鋁硅合金材料鑄造而成。3.1.3活塞頭部的設計1要盡可能減小活塞頂的受熱表面積，因此平頂活塞是最佳選擇。一般鋁合金活塞頂最高溫度不應超過3500C。為了提高鋁合金活塞頂的耐熱性，可采用陽極氧化處理，生成厚0.050.1m

38、m、硬度 400HV的硬質氧化鋁薄膜。頂面噴涂ZrO2陶瓷層，也可提高活塞頂的耐熱性。有些活塞開 始采用高合金奧氏體鑄鐵護圈或用A1203+SiO2纖維、SiC或A1203顆粒強化的鋁合金復合 材料來強化環槽和燃燒室。2活塞頭部斷面 汽油機的活塞頭部斷面一般都在滿足強度條件下盡量薄，以求輕量化。柴油機鋁合金活塞頭部一般很厚實，以便熱的導出。從頂部到環帶有很大的過渡圓角R，可降低活塞頂的溫度和活塞頭部的熱應力。3火力岸高度活塞環對活塞頭部的散熱起很大作用(活塞環散熱對無強制冷卻的活塞來說占總散熱 量的一半以上)，尤其第一道環的熱流量最大。所以，應選擇適當的火力岸高度h。h增大可降低第一道活塞環溫

39、度，但使活塞頂溫度提高，同時活塞高度增大。第一活塞環槽的溫度不應超過2400C，否則潤滑油可能結膠甚至碳化，使活塞環在環槽中失去活動性，從而喪失其密封和傳熱功能。1、壓縮高度的確定活塞壓縮高度的選取將直接影響發動機的總高度，以及氣缸套、機體的尺寸和質量。盡量降低活塞壓縮高度是現代發動機活塞設計的一個重要原則，壓縮高度是由火力岸高度、環帶高度和上裙尺寸構成的，即=+ （3.1） 為了降低壓縮高度，應在保證強度的基礎上盡量壓縮環岸、環槽的高度及銷孔的直徑。（1）第一環位置根據活塞環的布置確定活塞壓縮高度時，首先須定出第一環的位置，即所謂火力岸高度。為縮小，當然希望盡可能小，但過小會使第一環溫度過高

40、，導致活塞環彈性松弛、粘結等故障。因此火力岸高度的選取原則是：在滿足第一環槽熱載荷要求的前提下，盡量取得小些。一般汽油機，為活塞直徑，該發動機的活塞標準直徑，確定火力岸高度為： （3.2）（2）環帶高度 為減小活塞高度，活塞環槽軸向高度應盡可能小，這樣活塞環慣性力也小，會減輕對環槽側面沖擊，有助于提高環槽耐久性。但太小，使制環工藝困難。在小型高速內燃機上，一般氣環高，油環高。該發動機采用三道活塞環，第一和第二環稱之為壓縮環（氣環），第三環稱之為油環。取，。環岸的高度，應保證它在氣壓力造成的負荷下不會破壞。當然，第二環岸負荷要比第一環岸小得多，溫度也低，只有在第一環岸已破壞的情況下，它才可能被破

41、壞。因此，環岸高度一般第一環最大，其它較小。實際發動機的統計表明，汽油機接近下限。則， （3.3）。 （3.4）因此，環帶高度。（3）上裙尺寸確定好活塞頭部環的布置以后，壓縮高度H1最后決定于活塞銷軸線到最低環槽（油環槽）的距離h1。為了保證油環工作良好，環在槽中的軸向間隙是很小的，環槽如有較大變形就會使油環卡住而失效。所以在一般設計中，選取活塞上裙尺寸一般應使銷座上方油環槽的位置處于銷座外徑上面，并且保證銷座的強度不致因開槽而削弱，同時也不致因銷座處材料分布不均引起變形，影響油環工作。綜上所述，可以決定活塞的壓縮高度。對于汽油機，所以 （3.5） 則。2、活塞頂和環帶斷面（1）活塞頂活塞頂的

42、形狀主要取決于燃燒室的選擇和設計。僅從活塞設計角度，為了減輕活塞組的熱負荷和應力集中，希望采用受熱面積最小、加工最簡單的活塞頂形狀，即平頂。大多數汽油機正是采用平頂活塞，由于EA113 5V 1.6L發動機為高壓縮比，因而采用近似于平頂的活塞。實際統計數據表明，活塞頂部最小厚度，汽油機為，即。活塞頂接受的熱量，主要通過活塞環傳出。專門的實驗表明，對無強制冷卻的活塞來說，經活塞環傳到氣缸壁的熱量占7080%，經活塞本身傳到氣缸壁的占1020%，而傳給曲軸箱空氣和機油的僅占10%左右。所以活塞頂厚度應從中央到四周逐漸加大，而且過渡圓角應足夠大，使活塞頂吸收的熱量能順利地被導至第二、三環，以減輕第一

43、環的熱負荷，并降低了最高溫度9。活塞頭部要安裝活塞環，側壁必須加厚，一般取，取為6.16mm，活塞頂與側壁之間應該采用較大的過渡圓角，一般取，取0.074為5.993mm.為了減少積炭和受熱，活塞頂表面應光潔，在個別情況下甚至拋光。復雜形狀的活塞頂要特別注意避免尖角，所有尖角均應仔細修圓，以免在高溫下熔化。（2）環帶斷面為了保證高熱負荷活塞的環帶有足夠的壁厚使導熱良好，不讓熱量過多地集中在最高一環，其平均值為。正確設計環槽斷面和選擇環與環槽的配合間隙，對于環和環槽工作的可靠性與耐久性十分重要。槽底圓角一般為0.20.5mm。活塞環岸銳邊必須有適當的倒角，否則當岸部與缸壁壓緊出現毛刺時，就可能把

44、活塞環卡住，成為嚴重漏氣和過熱的原因，但倒角過大又使活塞環漏氣增加。一般該倒角為。（3）環岸和環槽環岸和環槽的設計應保持活塞、活塞環正常工作，降低機油消耗量，防止活塞環粘著卡死和異常磨損，氣環槽下平面應與活塞軸線垂直，以保證環工作時下邊與缸桶接觸，減小向上竄機油的可能性。活塞環側隙在不產生上述損傷的情況下愈小愈好，目前，第一環與環槽側隙一般為0.050.1mm，二、三環適當小些，為0.030.07mm，油環則更小些，這有利于活塞環工作穩定和降低機油消耗量，側隙確定油環槽中必須設有回油孔，并均勻地布置再主次推力面側，回油孔對降低機油消耗量有重要意義，三道活塞環的開口間隙及側隙如表3.1所示:表3

45、.1 活塞環的開口間隙及側隙活塞環開口間隙/側隙/第一道環第二道環第三道環活塞環的背隙比較大，以免環與槽底圓角干涉。一般氣環=0.5毫米，油環的則更大些，如圖3.1所示。（4）環岸的強度校核在膨脹沖程開始時，在爆發壓力作用下，第一道活塞環緊壓在第一環岸上。由于節流作用，第一環岸上面的壓力比下面壓力大得多，不平衡力會在岸根產生很大的彎曲和剪切應力，當應力值超過鋁合金在其工作溫度下的強度極限或疲勞極限時，岸根有可能斷裂，專門的試驗表明，當活塞頂上作用著最高爆發壓力時，如圖3.2所示。已知=4.5，則，圖3.1環與環槽的配合間隙及環槽結構圖3.2第一環岸的受力情況環岸是一個厚、內外圓直徑為、的圓環形

46、板，沿內圓柱面固定，要精確計算固定面的應力比較復雜，可以將其簡化為一個簡單的懸臂梁進行大致的計算。在通常的尺寸比例下，可假定槽底（岸根）直徑，環槽深為：（3.6）于是作用在岸根的彎矩為（3.7）而環岸根斷面的抗彎斷面系數近似等于所以環岸根部危險斷面上的彎曲應力（3.8）同理得剪切應力為：（3.9）接合成應力公式為：（3.10）考慮到鋁合金在高溫下的強度下降以及環岸根部的應力集中，鋁合金的許用應力，校核合格。3.1.4活塞裙部的設計活塞裙部是指活塞頭部最低一個環槽以下的那部分活塞。活塞沿氣缸往復運動時，依靠裙部起導向作用，并承受由于連桿擺動所產生的側壓力。所以裙部的設計要求，是保證活塞得到良好的

47、導向，具有足夠的實際承壓面積，能形成足夠厚的潤滑油膜，既不因間隙過大發生敲缸，引起噪音和加速損傷，也不因間隙過小而導致活塞拉傷。分析活塞在發動機中工作時裙部的變形情況。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。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壓力和慣性力的聯合作用，使活塞頂在活塞銷座的跨度內發生彎曲變形，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，所以熱膨脹比較嚴重。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，使裙部截面的形狀變成

48、為“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，以致造成拉毛現象。在這些因素中，機械變形影響一般來說并不嚴重，主要還是受熱膨脹產生變形的影響比較大。因此，為了避免拉毛現象，在活塞裙部與氣缸之間必須預先流出較大的間隙。當然間隙也不能留得過大，否則又會產生敲缸現象。解決這個問題的比較合理的方法應該使盡量減少從活塞頭部流向裙部的熱量，使裙部的膨脹減低至最小；活塞裙部形狀應與活塞的溫度分布、裙部壁厚的大小等相適應。本文采用托板式裙部，這樣不僅可以減小活塞質量，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。把活塞裙部的橫斷面設計成與裙部變形相適應的形狀。在設計時

49、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。常用的橢圓形狀是按下列公式設計的：（3.11）式中、分別為橢圓的長短軸，如圖3.3所示。缸徑小于的裙部開槽的活塞，橢圓度（）的大小，一般為。圖3.3 活塞銷裙部的橢圓形狀1、裙部的尺寸活塞裙部是側壓力的主要承擔者。為保證活塞裙表面能保持住必要厚度的潤滑油膜，其表面比壓不應超過一定的數值。因此，在決定活塞裙部長度是應保持足夠的承壓面積，以減少比壓和磨損。在確定裙部長度時，首先根據裙部比壓最大的允許值，決定需要的最小長度，然后按照結構上的要求加以適當修改。裙部單位面積壓力（裙部比壓）按下式計算： （3.12）式中：最大

50、側作用力，由動力計算求得，=2410.83活塞直徑，；裙部高度，。取。則一般發動機活塞裙部比壓值約為，所以設計合適。2、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，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，與氣缸發生“拍擊”，產生噪音，有損活塞耐久性。如果把活塞銷偏心布置，則能使瞬時的過渡變成分布的過渡，并使過渡時刻先于達到最高燃燒壓力的時刻，因此改善了發動機的工作平順性。3.2活塞銷的設計3.2

51、.1活塞銷的結構、材料1、活塞銷的結構和尺寸活塞銷的結構為一圓柱體，中空形式，可減少往復慣性質量，有效利用材料。活塞銷與活塞銷座和連桿小頭襯套孔的連接配合，采用“全浮式”。活塞銷的外直徑，取，活塞銷的內直徑，取活塞銷長度，取2、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、內部沖擊韌性好。表面加工精度及粗糙度要求極高，高溫下熱穩定性好。3.2.2活塞銷強度和剛度計算由運動學知，活塞銷表面受到氣體壓力和往復慣性力的共同作用，總的作用力，活塞銷長度，連桿小頭高度，活塞銷跨度。1、最大彎曲應力計算活塞銷中央截面的彎矩為（3.13）空心銷的抗彎斷面系數為，其中所以彎曲應力為即（3.1

52、4）2、最大剪切應力計算最大剪切應力出現在銷座和連桿小頭之間的截面上。橫斷截面的最大剪切應力發生在中性層上14，其值按下式計算：（3.15）已知許用彎曲應力；許用剪切應力，那么校核合格。3.3活塞銷座3.3.1活塞銷座結構設計活塞銷座用以支承活塞，并由此傳遞功率。銷座應當有足夠的強度和適當的剛度，使銷座能夠適應活塞銷的變形，避免銷座產生應力集中而導致疲勞斷裂；同時要有足夠的承壓表面和較高的耐磨性。活塞銷座的內徑，活塞銷座外徑一般等于內徑的倍，取，活塞銷的彎曲跨度越小，銷的彎曲變形就越小，銷銷座系統的工作越可靠，所以，一般設計成連桿小頭與活塞銷座開擋之間的間隙為，但當制造精度有保證時，兩邊共就足

53、夠了，取間隙為。3.3.2驗算比壓力銷座比壓力為：（3.16）一般。3.4活塞環設計及計算3.4.1活塞環形狀及主要尺寸設計該發動機采用三道活塞環，第一和第二環為氣環，第三環為油環。第一道活塞環為桶形扭曲環，材料為球墨鑄鐵，表面鍍鉻。桶形環與缸筒為圓弧接觸，對活塞擺動適應性好，并容易形成楔形潤滑油膜。第二道活塞環為鼻形環，材料為鑄鐵，鼻形環可防止泵油現象，活塞向上運動時潤滑效果好。第三道是油環，是鋼帶組成環，重量輕，比壓高，刮油能力強。 活塞環的主要尺寸為環的高度、環的徑向厚度。氣環，油環，取，。活塞環的徑向厚度，一般推薦值為：當缸徑為時，取。3.4.2活塞環強度校核活塞環在工作時，因剪應力和

54、軸向力影響較小，所以只計算彎矩。活塞環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力公式計算。1、工作狀態下的彎曲應力活塞斷面的最大彎矩為： （3.17）由此可得最大彎曲應力為：（3.18）對于斷面均壓環其開口間隙與活塞環平均接觸壓力之間有如下關系：（3.19）將式（3.12）帶入（3.11）并整理得： （3.20）式中：材料的彈性模量，對合金鑄鐵；活塞環的開口間隙，取為；氣缸直徑，；活塞環徑向厚度，則活塞環工作時的許用彎曲應力為，則校核合格。2、套裝應力活塞環往活塞上套裝時，要把切口扳得比自由狀態的間隙還大，對于均壓環，此時的正對切口處的最大套裝彎曲應力為： （3.21）式中：與套裝方法有關的系數，根據套裝方法的不同，其值為，一般取，則因環的套裝時在常溫下進行的，承受的應力時間甚短，所以套裝應力的許用值大于工作應力的許用值，所以校核合格。3.5本章小結在活塞的設計過程中，分別確定了活塞、活塞銷、活塞銷座和活塞環的主要的結構參數，分析了其工作條件，總結了設計要求，選擇合適的材料，并分別進行了相關的