畢業論文-汽車四缸汽油機的曲柄連桿機構設計-資料下載頁

　　

【正文】 求得 切向力 T 、徑向力 Z 見 如 表 所示 : 表 切向力 T 、徑向力 Z 的計算結果 四個沖程 切向力 T /N 徑向力 Z /N 進氣終點 ? ? 壓縮終點 膨脹終點 ? ? 排氣終點 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 EA113 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。 本科生畢業設計 14 第 3 章 活塞組的設計 活塞的設計 活塞組包括活塞、活塞銷和活塞環等在氣缸里作往復運動的零件，它們是發動機中工作條件最嚴酷的組件。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。 活塞的工作條件和設計要求 活塞的機械負荷 在發動機工作中 ,活塞承受的機械載荷包括周期變化的氣體壓力、往復慣性力以及由此產生的側向作用力。在機械載荷的作用下，活塞各部位了各種不同的應力：活塞頂部動態彎曲應力；活塞銷座承受拉壓及彎 曲 應力 ；環岸承受彎曲及剪應力。此外，在環槽及裙部還有較大的磨損。 為適應機械負荷，設計活塞時要求各處有合適的壁厚和合理的形狀，即在保證足夠的強度、剛度前提下，結構要盡量簡單、輕巧 ， 截面變化處的過渡要圓滑，以減少應力集中。 活塞的熱負荷 活塞在氣缸內工作時，活塞頂面承受瞬變高溫燃氣的作用，燃氣的最高溫度可達CC ?? 2500~2021 。因而活塞頂的溫度也很高?；钊粌H溫度高，而且溫度分布不均勻，各點間有很大的溫度梯度， 這 就成為熱應力的根源，正是這些熱應力對活塞頂部表面發生的開裂起了重要作 用 [9]。 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差，磨損情況比較嚴重。 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； 本科生畢業設計 15 （ 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。 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 C?400~300 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?。?，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 %70~50 。因此其慣性小，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 4~3 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。 活塞頭部的設計 設計要點 活塞頭部包括活塞頂和環帶部分，其主要功用是承受氣壓力，并通過銷座把它 傳給連桿，同時與活塞環一起配合氣缸密封工質。因此，活塞頭部的設計要點是： （ 1）保證它具有足夠的機械強度與剛度，以免開裂和產生過大變形，因為環槽的變形過大勢必影響活塞環的正常工作； （ 2）保證溫度不過高，溫差小，防止產生過大的熱變形和熱應力，為活塞環的正常工作創造良好條件，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，整個發動機高度就可本科生畢業設計 16 以縮短 2~ 單位，并顯著減輕活塞重量。而 1H 則直接受頭部尺寸的影響。 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 1H 是由火力岸高度 1h 、環帶高度 2h 和上裙尺寸 3h 構成的，即 1H = 1h + 2h + 3h 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 1h 。為縮小 1H ，當然希望 1h 盡可能小，但 1h 過小會使第一環溫度過高，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 Dh )~(1 ? ， D 為活塞直徑，該發動機的活塞標準直徑 mmD ? ，確定火力岸高度為： mmDh ???? （ 2）環帶高度 為減小活塞高度，活塞環槽軸向高度 b 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 b 太小，使制環工藝困難。在小型高速內燃機上，一般氣環高 mmb ~? ，油環高 mmb 5~2? 。 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 mmb ? ， mmb ? ， mmb 33 ? 。 環岸的高度 c ，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，Dc )~(1 ? ， 12 )2~1( bc ? ，汽油機接近下限。 則 mmDc ?? ， mmbc 12 ???? 。 本科生畢業設計 17 因此，環帶高度 mmbcbcbh ??????????? 。 （ 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 1H 。對于汽油機 DH )~ 5(1 ? ，所以mmDH ????? 。 則 mmhhHh 7 6 8 9 ??????? 。 活塞頂和環帶斷面 （ 1）活塞頂 活塞頂的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 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D)~(?? ，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 70～ 80%，經活塞本身傳到氣缸壁的占 10～ 20%，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 r 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 D)~( ，取 為，活塞頂與側壁之間應該采用較大的過渡圓角，一般取 Dr )~(? ，取 為 ，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 39。? 使導熱良好，不讓熱量過多地集中本科生畢業設計 18 在最高一環，其平均值為 39。)~(39。 t?? 。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 ~?；钊h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?45)~( ? 。 （ 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 ~，二、三環適當小些，為 ~，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 所示 : 表 活塞環的開口間隙及側隙 活塞環 開口間隙 /mm 側隙 /mm 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 ?? = 毫米 ，油環的 ?? 則更大些，如 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 1p 比下面壓力 2p 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 M P ap ??? ， M P ap ??? ， 本科生畢業設計 19 圖 環與環槽的配合間隙及環槽結構 圖 第一環岸的受力情況 [10] 環岸是一個厚 1c 、內外圓直徑為 39。D 、 D 的圓環形板，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 mmDD ????? ，環槽深 t? 為： mmDt ????? 于是作用在岸根的彎矩為 3m a x2221 )(4)( DptDDpp ????? ? （ ） 而環岸根斷面的抗彎斷面系數近似等于 DcDc 3121 ??? 所以環岸根部危險斷面上的彎曲應力 21m a x213m a x )(0 0 2 cDpDcDp ??? （ ） ) ( 2 ???? 2/cmN 同理得剪切應力 為： 1m a x ????? cDp? 2/cmN （ ） 接合成應力公式 為： 本科生畢業設計 20 2222 ??????? ??? 2/mmN （ ） 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40~30][ ?? 2/mmN ， ][?? ?? ，校核合格 。 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?；钊貧飧淄鶑瓦\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 N 。所以裙部的設計要求，是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 [11]。 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??；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 [12]。 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 ： )2c os1(4 ?? ???? dD （ ） 式中 D 、 d 分別為橢圓的長短軸，如圖 所示 。 缸徑小于 mm100 的裙部開槽的活塞，橢圓度（ ? ）的大小，一般為 ~?? 。 本科生畢業設計 21 圖 活塞銷裙部的橢圓形狀 [9] 裙部的尺寸 活塞裙部是側壓力 N 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 q 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： 2maxDHNq? （ ） 式中 ： maxN — 最大側作用力，由動力計算求得， maxN = D — 活塞直徑， mm ； 2H — 裙部高度， mm 。 取裙部比壓值約為 ~ ，所以設計合適。 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，并使本科生畢業設計 22 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 [13]。 活塞銷的設計 活塞銷的結構、材料 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?；钊N與活塞銷座和連桿小頭襯套孔的連接配合，采用 “ 全浮式 ” ?；钊N的外直徑Dd )~(1 ? ，取 mmDd ?? ， 活塞銷的內直徑 12 )~( dd ? ，取mmdd 12 ?? 活塞銷長度 Dl )~(? ，取 mmDl 7 8 ?? 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。 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 gP 和往復慣性力 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 ? 。 最大彎曲應力計算 活塞銷中央截面的彎矩為 )(121lllPM P ??? ? （ ） 空心銷的抗彎斷面系數為 314 )1( dW ??? ， 其中 ??? dd? 所以彎曲應力為 WM?? 即 )1( )( 431 1?? ???? ? d lllP P （ ） )( )( 43 ??? ?????? ? 本科生畢業設計 23 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： )1( )1( 4212m a x ? ??? ? ??? ?dP （ ） )(22 )( 422? ???? ? 已知許用彎曲應力 M Pa500~230][ ?? ； 許用剪切應力 M Pa220~120][ ?? ， 那么校核合格。 活塞銷座 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 mmd 220 ? ， 活塞銷座外徑 d 一般等于內徑的 ~ 倍，取mmdd 0 ?? ， 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 mm5~4 ，但當制造精度有保證時，兩邊共 mm3~2 就足夠了，取間隙為 mm3 。 驗算比壓力 銷座比壓力為： )(2 0 Plld Pq ?? ? )(222 ???? ? ][q? （ ） 一般 MPaq 60~40][ ? 。 活塞環設計及計算 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。 本科生畢業設計 24 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 b 、環的徑向厚度 t 。氣環 mmb 3~? ，油環mmb 5~3? ，取 mmb ? ， mmb ? ， mmb 33 ? ?；钊h的徑向厚度 t ，一般推薦值為：當缸徑 D 為 mm100~50 時， ~?Dt ，取 mmDt ?? 。 活塞環強度校核 活塞環在工作時，因剪應力和軸向力影響較小，所以只計算彎矩。活塞環的平均半徑與徑向厚度之比 tr/0 一般都大于 5，所以可按直桿彎曲正應力公式計算 [9]。 工作狀態下的彎曲應力 活塞斷面的最大彎矩為： )(40m a x tDbDpM ?? （ ） 由此可得最大彎曲應力 max? 為 ： 6)(220m a xm a x bttDbDpWM ???? （ ） 對于斷面均壓環其開口間隙 0S 與活塞環平均接觸壓力 0p 之間有如下關系 ： tDtDtSEp300)1(?? （ ） 將式（ ）帶入（ ）并整理得 ： M P atDtSE20m a x)1(4 ??? （ ） 式中 ： E — 材料的彈性模量，對合金鑄鐵 ??E MPa ； 0S — 活塞環的開口間隙， mmS ~ ? ，取為 mmS ? ； D — 氣缸直徑， mm ； 本科生畢業設計 25 t — 活塞環徑向厚度， mm 則 M P ) (25m a x ?????? 活塞環工作時的許用彎曲應力為 MPa450~200 ，則校核合格。 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