汽油機曲柄連桿機構(gòu)中活塞的有限元分析

汽油機曲柄連桿機構(gòu)中活塞的有限元分析,汽油機曲柄連桿機構(gòu)中活塞的有限元分析,汽油機,曲柄,連桿機構(gòu),活塞,有限元分析 摘　　要 本文以捷達EA113汽油機的相關(guān)參數(shù)作為參考，對四缸汽油機的曲柄連桿機構(gòu)的主要零部件進行了結(jié)構(gòu)設計計算，并利用ANSYS有限元分析對活塞組件進行的熱力學分析。 首先，分別對活塞組、連桿組以及曲軸進行詳細的參數(shù)化結(jié)構(gòu)設計，并進行了結(jié)構(gòu)強度和剛度的校核。然后，使用Solidworks三維作圖軟件建立了活塞的實體模型，并將其導入ANSYS軟件進行溫度場的分析和處理，分析活塞在缸內(nèi)的受熱情況，從理論上深入了解模型的簡化方法，施加適當?shù)倪吔鐥l件和約束關(guān)系，計算活塞在溫度等載荷條件下的溫度分布。仿真結(jié)果的分析表明，仿真結(jié)果與發(fā)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(gòu)的選型、優(yōu)化設計提供了一種新思路。 關(guān)鍵詞：發(fā)動機；曲柄連桿機構(gòu)；受力分析；仿真建模；有限元分析；Solidworks ABSTRACT This article refers to by the Jeeta EA113 gasoline engine’s related parameter achievement, it has carried on the structural design compution for main parts of the crank link mechanism in the gasoline engine with four cylinders, the main components of and by using ANSYS finite element analysis was carried out on the piston component analysis of the thermodynamics. First of all, of the piston, connecting rod and crankshaft parametric structure design in detail, and the structural strength and rigidity check. Then, using Solidworks software to establish the entity model of piston, and import it into ANSYS software of temperature field analysis and processing, the analysis of the piston within the cylinder heating, a deep understanding of the simplified method of model in theory, applying the appropriate boundary conditions and constraints, calculate the piston temperature distribution under the condition of temperature load. The simulation results show that the simulation results with the actual working condition, engine in this paper the simulation method for type selection, optimum design of crank connecting rod mechanism provides a new way of thinking. Key words: Engine；Crankshaft-Connecting Rod Mechanism；Analysis of Force；Modeling of Simulation；FEM；Solidworks 目錄 摘　　要 I ABSTRACT II 目錄 III 第1章 緒　　論 1 1.1 選題的目的和意義 1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 2 1.3 設計研究的主要內(nèi)容 2 第2章 連桿組的設計 4 2.1 連桿的設計 4 2.1.1 連桿的工作情況、設計要求和材料選用 4 2.1.2 連桿長度的確定 4 2.1.3 連桿小頭的結(jié)構(gòu)設計與強度、剛度計算 4 2.1.4 連桿桿身的結(jié)構(gòu)設計與強度計算 7 2.1.5 連桿大頭的結(jié)構(gòu)設計與強度、剛度計算 10 2.2 連桿螺栓的設計 12 2.2.1 連桿螺栓的工作負荷與預緊力 12 2.2.2 連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算 12 2.3 本章小結(jié) 13 第3章 曲軸的設計 14 3.1 曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇 14 2.1.1 曲軸的工作條件和設計要求 14 3.1.2 曲軸的結(jié)構(gòu)型式 14 3.1.3 曲軸的材料 15 3.2 曲軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細節(jié)設計 15 3.2.1 曲柄銷的直徑和長度 15 3.2.2 主軸頸的直徑和長度 16 3.2.3 曲柄 16 3.2.4 平衡重 16 3.2.5 油孔的位置和尺寸 17 3.2.6 曲軸兩端的結(jié)構(gòu) 17 3.2.7 曲軸的止推 18 3.3 曲軸的疲勞強度校核 18 3.3.1 作用于單元曲拐上的力和力矩 18 3.3.2 名義應力的計算 22 3.4 本章小結(jié) 24 第4章 活塞組的設計 25 4.1 活塞的設計 25 4.1.1 活塞的工作條件和設計要求 25 4.1.2 活塞的材料 26 4.1.3 活塞頭部的設計 26 4.1.4 活塞裙部的設計 30 4.2 活塞銷的設計 32 4.2.1 活塞銷的結(jié)構(gòu)、材料 32 4.2.2 活塞銷強度和剛度計算 33 4.3 活塞銷座 34 4.3.1 活塞銷座結(jié)構(gòu)設計 34 4.3.2 驗算比壓力 34 4.4 活塞環(huán)設計及計算 34 4.4.1 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設計 34 4.4.2 活塞環(huán)強度校核 35 4.5 本章小結(jié) 36 第5章 活塞的溫度場分析 37 5.1 活塞的熱負荷和相關(guān)參數(shù) 37 5.2 活塞熱分析邊界條件的確定 37 5.2.1燃氣對活塞頂部的換熱系數(shù)和燃氣平均溫度的確定 38 5.2.2火力岸、活塞環(huán)區(qū)和裙部換熱系數(shù)的確定 38 5.2.3內(nèi)腔換熱系數(shù)的確定 39 5.2.4冷卻油腔換熱系數(shù)的確定 39 5.3　活塞溫度場模擬分析和結(jié)果 40 5.4 本章小結(jié) 47 結(jié)　　論 48 參考文獻 49 致　　謝 50 IV 第1章 緒　　論 1.1 選題的目的和意義 曲柄連桿機構(gòu)是發(fā)動機的傳遞運動和動力的機構(gòu)，通過它把活塞的往復直線運動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運動而輸出動力。因此，曲柄連桿機構(gòu)是發(fā)動機中主要的受力部件，其工作可靠性就決定了發(fā)動機工作的可靠性。隨著發(fā)動機強化指標的不斷提高，機構(gòu)的工作條件更加復雜。在多種周期性變化載荷的作用下，如何在設計過程中保證機構(gòu)具有足夠的疲勞強度和剛度及良好的動靜態(tài)力學特性成為曲柄連桿機構(gòu)設計的關(guān)鍵性問題[1]。 通過設計，確定發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)的總體結(jié)構(gòu)和零部件結(jié)構(gòu)，包括必要的結(jié)構(gòu)尺寸確定、運動學和動力學分析、材料的選取等，以滿足實際生產(chǎn)的需要。 在傳統(tǒng)的設計模式中，為了滿足設計的需要須進行大量的數(shù)值計算，同時為了滿足產(chǎn)品的使用性能，須進行強度、剛度、穩(wěn)定性及可靠性等方面的設計和校核計算，同時要滿足校核計算，還需要對曲柄連桿機構(gòu)進行動力學分析。 在滿足發(fā)動機高功率設計的同時，必須要考慮發(fā)動機的溫度和強度方面的要求。發(fā)動機是一切動力裝置的新章，而作為發(fā)動機關(guān)鍵部件的活塞又是重中之重，活塞熱負荷和熱強度問題的解決常常是提高征集技術(shù)水平的關(guān)鍵，直接影響內(nèi)燃機工作可靠性和耐久性。為了減少發(fā)動機的整機重量和提高功率，中小型柴油機幾乎都采用鋁合金作為材料，為了減少活塞的傳熱和熱負荷，人們正嘗試使用陶瓷作為活塞的材料。 有限元法是當今工程分析中應用最廣泛的數(shù)值計算方法。由于它的通用性和有效性，受到工程技術(shù)界的高度重視。它不但可以解決工程中的結(jié)構(gòu)分析問題，也成功地解決了傳熱學，流體力學，電磁學和聲學等領(lǐng)域的問題。有限元計算結(jié)果可以作為各類工業(yè)產(chǎn)品設計和想能分析的可靠依據(jù)。使用有限元方法分析活塞模型，可以很直接的分析活塞零部件的就夠強度問題。熱負荷問題，而研究分析的結(jié)果與試驗箱就和將驗證試驗進行的有效性。 鑒于此，采用有限元技術(shù)，應用ANSYS軟件，對某發(fā)動機活塞進行了溫度場的數(shù)值模擬,進而了解了活塞的熱負荷狀態(tài)和熱應力分布情況,為降低熱負荷,改善熱應力分布和改進設計,提高內(nèi)燃機的性能與可靠性提供必要的理論依據(jù),具有十分重要的意義。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 目前國內(nèi)外對發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)的動力學分析的方法很多，而且已經(jīng)完善和成熟。其中機構(gòu)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(guān)系：動力學則是研究產(chǎn)生運動的力。發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)的動力學分析主要包括氣體力、慣性力、軸承力和曲軸轉(zhuǎn)矩等的分析，傳統(tǒng)的內(nèi)燃機工作機構(gòu)動力學、運動學分析方法主要有圖解法和解析法[5]。 通過對機構(gòu)運動學、動力學的分析，我們可以清楚了解內(nèi)燃機工作機構(gòu)的運動性能、運動規(guī)律等，從而可以更好地對機構(gòu)進行性能分析和產(chǎn)品設計。但是過去由于手段的原因，大部分復雜的機械運動盡管能夠給出解析表達式，卻難以計算出供工程設計使用的結(jié)果，不得不用粗糙近似的圖解法求得數(shù)據(jù)。近年來隨著計算機的發(fā)展，可以利用復雜的計算表達式來精確求解各種運動過程和動態(tài)過程，從而形成了機械性能分析和產(chǎn)品設計的現(xiàn)代理論和方法。 對活塞的研究主要有傳力、傳熱、導向、密封、減輕重量和耐磨六個方面，實際上會絮叨一定相互矛盾的問題。有些問題如密封效果，磨損熟慮等著很難計算?；钊脑O計在很大程度上依賴于又有的大量專門的試驗研究的成果和經(jīng)驗。在活塞傳熱、溫度場、應力場研究上，無論在理論分析方面還是在試驗方法方面目前都已比較成熟[2]。八十年代國外有關(guān)研究有：利用有限元法對策研究活塞進行了數(shù)值分析，他詳細論述了有限元方法在柴油機活塞設計中的應用，給出了溫度場、熱變形、機械變形以及應力場，反映了一般柴油機活塞在這方面的變化趨勢。 國內(nèi)八十年代初對內(nèi)燃機受熱件的瞬態(tài)溫度場進行了一位老外計算和有限元差分計算，對對一額吸納工作和邊界條件都十分復雜的活塞，一維數(shù)學模型就顯得太粗糙，應用有很大的局限性。九十年代，按照熱疲勞和高溫低周活塞壽命和安全性進行評定。根據(jù)缸內(nèi)溫度和壓力呈現(xiàn)三角波形變化的態(tài)度，采用ANSYS有限元程序?qū)Σ哐芯啃匀S溫度場的分析。利用Galerkin法原理，建立了軸對稱熱沖擊問題的有限元方程，對策研究活塞進行了數(shù)值分析，研究活塞的熱沖擊和熱損傷機理[3]。 1.3 設計研究的主要內(nèi)容 對內(nèi)燃機運行過程中曲柄連桿機構(gòu)受力分析進行深入研究，其主要的研究內(nèi)容有： （1）分析曲柄連桿機構(gòu)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(jié)構(gòu)尺寸，并進行相應的尺寸檢驗校核，以符合零件實際加工的要求； （2）應用solidworks軟件將零件模型圖轉(zhuǎn)化為相應的工程圖，并結(jié)合使用AutoCAD軟件，系統(tǒng)地反應工程圖上的各類信息，以便實現(xiàn)對機構(gòu)的進一步精確設計和檢驗。 （3）使用solidworks三維作圖軟件建立了活塞的實體模型，并將其導入ANSYS軟件進行溫度場的分析和處理，得到了內(nèi)容豐富的結(jié)果數(shù)據(jù)。 （4）依據(jù)發(fā)動機的實測示功圖，按照公式，用積分方法得到了活塞頂部燃氣對活塞的換熱系數(shù)和環(huán)境溫度。從理論上深入了解模型的簡化方法，施加適當?shù)倪吔鐥l件和約束關(guān)系，分析活塞在缸內(nèi)的受熱情況，計算活塞在溫度等載荷條件下的溫度分布。 第2章 連桿組的設計 2.1 連桿的設計 2.1.1 連桿的工作情況、設計要求和材料選用 連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復運動，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運動。因此，連桿體除有上下運動外，還左右擺動，做復雜的平面運動。它主要承受氣體壓力和往復慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，因此，在設計時應首先保證連桿具有在足夠的疲勞強度和結(jié)構(gòu)鋼度。如果強度不足，就會發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成嚴重事故，同樣，如果連桿組剛度不足，也會對曲柄連桿機構(gòu)的工作帶來不好的影響。所以設計連桿的一個主要要求是在盡可能輕巧的結(jié)構(gòu)下保證足夠的剛度和強度。為此，必須選用高強度的材料；合理的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。為了保證連桿在結(jié)構(gòu)輕巧的條件下有足夠的剛度和強度，采用精選含碳量的優(yōu)質(zhì)中碳結(jié)構(gòu)鋼45模鍛，表面噴丸強化處理，提高強度。 2.1.2 連桿長度的確定 設計連桿時首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長度它通常是用連桿比來說明的，通常0.3125，取，，則。 2.1.3 連桿小頭的結(jié)構(gòu)設計與強度、剛度計算 1、連桿小頭的結(jié)構(gòu)設計 連桿小頭主要結(jié)構(gòu)尺寸如圖2.1所示，小頭襯套內(nèi)徑和小頭寬度已在活塞組設計中確定，，。 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，取，則小頭孔直徑，小頭外徑，取。 2、連桿小頭的強度校核 以過盈壓入連桿小頭的襯套，使小頭斷面承受拉伸壓力。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，小頭斷面中的應力也增大。此外，連桿小頭在工作中還承受活塞組慣性力的拉伸和扣除慣性力后氣壓力的壓縮，可見工作載荷具有交變性。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，故必須進行疲勞強度計算[9]。 圖2.1 連桿小頭主要結(jié)果尺寸 （1）襯套過盈配合的預緊力及溫度升高引起的應力 計算時把連桿小頭和襯套當作兩個過盈配合的圓筒，則在兩零件的配合表面，由于壓入過盈及受熱膨脹，小頭所受的徑向壓力為： 　　（2.1） 式中：—襯套壓入時的過盈，； 一般青銅襯套，取， 其中：—工作后小頭溫升,約；—連桿材料的線膨脹系數(shù)，對于鋼 ；—襯套材料的線膨脹系數(shù)，對于青銅；、—連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)，可??；—連桿材料的彈性模數(shù)，鋼[10]；—襯套材料的彈性模數(shù)，青銅； 計算小頭承受的徑向壓力為： 由徑向均布力引起小頭外側(cè)及內(nèi)側(cè)纖維上的應力，可按厚壁筒公式計算， 外表面應力 （2.2） 內(nèi)表面應力 （2.3） 的允許值一般為，校核合格。 （2）連桿小頭的疲勞安全系數(shù) 連桿小頭的應力變化為非對稱循環(huán)，最小安全系數(shù)在桿身到連桿小頭的過渡處的外表面上為： （2.4） 式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限， （合金鋼），?。? —材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取=0.2； —應力幅， ； —平均應力，； —工藝系數(shù)，，取0.5； 則 連桿小頭的疲勞強度的安全系數(shù)，一般約在范圍之內(nèi)[4]。 3、連桿小頭的剛度計算 當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慣性力而引起的直徑變形，其經(jīng)驗公式為: （2.5） 式中：—連桿小頭直徑變形量，； —連桿小頭的平均直徑，； —連桿小頭斷面積的慣性矩， 則 對于一般發(fā)動機，此變形量的許可值應小于直徑方向間隙的一半，標準間隙一般為，則校核合格。 2.1.4 連桿桿身的結(jié)構(gòu)設計與強度計算 1、連桿桿身結(jié)構(gòu)的設計 連桿桿身從彎曲剛度和鍛造工藝性考慮，采用工字形斷面，桿身截面寬度約等于(為氣缸直徑)，取，截面高度，取。 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足夠大的圓角半徑。 2、連桿桿身的強度校核 連桿桿身在不對稱的交變循環(huán)載荷下工作，它受到位于計算斷面以上做往復運動的質(zhì)量的慣性力的拉伸，在爆發(fā)行程，則受燃氣壓力和慣性力差值的壓縮，為了計算疲勞強度安全系數(shù)，必須現(xiàn)求出計算斷面的最大拉伸、壓縮應力。 （1）最大拉伸應力 由最大拉伸力引起的拉伸應力為： （2.6） 式中：—連桿桿身的斷面面積，汽油機，為活塞投影面積，取。 則最大拉伸應力為： （2）桿身的壓縮與縱向彎曲應力 桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃氣作用力時，并可認為是在上止點，最大壓縮力為： （2.7） 連桿承受最大壓縮力時，桿身中間斷面產(chǎn)生縱向彎曲。此時連桿在擺動平面內(nèi)的彎曲，可認為連桿兩端為鉸支，長度為；在垂直擺動平面內(nèi)的彎曲可認為桿身兩端為固定支點，長度為，因此在擺動平面內(nèi)的合成應力為： （2.8） 式中：—系數(shù)，對于常用鋼材，，??； —計算斷面對垂直于擺動平面的軸線的慣性矩，。 ； 將式（2.8）改為： 　　　　　　　　　　?。?.9） 式中 —連桿系數(shù)，； 則擺動平面內(nèi)的合成應力為： 同理，在垂直于擺動平面內(nèi)的合成應力為： （2.10） 　　 將式（2.10）改成 （2.11） 式中：—連桿系數(shù)， 則在垂直于擺動平面內(nèi)的合成應力為： 和的許用值為 ，所以校核合格。 （3）連桿桿身的安全系數(shù) 連桿桿身所受的是非對稱的交變循環(huán)載荷，把或看作循環(huán)中的最大應力，看作是循環(huán)中的最小應力，即可求得桿身的疲勞安全系數(shù)。 循環(huán)的應力幅和平均應力，在連桿擺動平面為： （2.12） （2.13） 在垂直擺動平面內(nèi)為： （2.13） （2.14） 連桿桿身的安全系數(shù)為： （2.15） 式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），??； —材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取=0.2； —工藝系數(shù)，，取0.45。 則在連桿擺動平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為： 在垂直擺動平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為： 桿身安全系數(shù)許用值在的范圍內(nèi)，則校核合格。 2.1.5 連桿大頭的結(jié)構(gòu)設計與強度、剛度計算 1、連桿大頭的結(jié)構(gòu)設計與主要尺寸 連桿大頭的結(jié)構(gòu)與尺寸基本上決定于曲柄銷直徑、長度、連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。其中在、在曲軸設計中確定，，，則大頭寬度，軸瓦厚度，取，大頭孔直徑。 連桿大頭與連桿蓋的分開面采用平切口，大頭凸臺高度，取，取，為了提高連桿大頭結(jié)構(gòu)剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離，取，一般螺栓孔外側(cè)壁厚不小于2毫米，取3毫米，螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過渡采用盡可能大的圓角。 2、連桿大頭的強度校核 假設通過螺栓的緊固連接，把大頭與大頭蓋近似視為一個整體，彈性的大頭蓋支承在剛性的連桿體上，固定角為，通常取，作用力通過曲柄銷作用在大頭蓋上按余弦規(guī)律分布，大頭蓋的斷面假定是不變的，且其大小與中間斷面一致，大頭的曲率半徑為。 連桿蓋的最大載荷是在進氣沖程開始的，計算得： 作用在危險斷面上的彎矩和法向力由經(jīng)驗公式求得： （2.16） 由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為： （2.17） 作用于大頭蓋中間斷面的法向力為： （2.18） 式中：，—大頭蓋及軸瓦的慣性矩，， ， ，—大頭蓋及軸瓦的斷面面積，， ， ， 在中間斷面的應力為： （2.18） 式中：—大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)， 計算連桿大頭蓋的應力為： 一般發(fā)動機連桿大頭蓋的應力許用值為，則校核合格。 2.2 連桿螺栓的設計 2.2.1 連桿螺栓的工作負荷與預緊力 根據(jù)氣缸直徑初選連桿螺紋直徑，根據(jù)統(tǒng)計，取。 發(fā)動機工作時連桿螺栓受到兩種力的作用：預緊力和最大拉伸載荷，預緊力由兩部分組成：一是保證連桿軸瓦過盈度所必須具有的預緊力；二是保證發(fā)動機工作時，連桿大頭與大頭蓋之間的結(jié)合面不致因慣性力而分開所必須具有的預緊力[4]。 連桿上的螺栓數(shù)目為2，則每個螺栓承受的最大拉伸載荷為往復慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力在氣缸中心線上的分力之和， 即 （4.19） 軸瓦過盈量所必須具有的預緊力由軸瓦最小應力，由實測統(tǒng)計可得一般為，取30，由于發(fā)動機可能超速，也可能發(fā)生活塞拉缸，應較理論計算值大些，一般取，取。 2.2.2 連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算 連桿螺栓預緊力不足不能保證連接的可靠性，但預緊力過大則可能引起材料超出屈服極限，則應校核屈服強度，滿足 （2.20） 式中：—螺栓最小截面積，； —螺栓的總預緊力，； —安全系數(shù)，，取1.7； —材料的屈服極限，一般在800以上[16]。 那么連桿螺栓的屈服強度為： 則校核合格。 2.3 本章小結(jié) 本章在設計連桿的過程中，首先分析了連桿的工作情況，設計要求，并選擇了適當?shù)牟牧?，然后分別確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，并進行了強度了剛度的校核，使其滿足實際加工的要求，最后根據(jù)工作負荷和預緊力選擇了連桿螺栓，并行檢驗校核。 第3章 曲軸的設計 3.1 曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇 2.1.1 曲軸的工作條件和設計要求 曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力、往復和旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量的慣性力以及它們的力矩作用下工作的，使曲軸既扭轉(zhuǎn)又彎曲，產(chǎn)生疲勞應力狀態(tài)。 由于曲軸彎曲與扭轉(zhuǎn)振動而產(chǎn)生附加應力，再加上曲軸形狀復雜，結(jié)構(gòu)變化急劇，產(chǎn)生的嚴重的應力集中。特別在曲柄至軸頸的圓角過渡區(qū)、潤滑油孔附近以及加工粗糙的部位應力集中現(xiàn)象尤為突出。所以在設計曲軸時，要使它具有足夠的疲勞強度，盡量減小應力集中現(xiàn)象，克服薄弱環(huán)節(jié)，保證曲軸可靠工作。 如果曲軸彎曲剛度不足，就會大大惡化活塞、連桿的工作條件，影響它們的工作可靠性和耐磨性，曲軸扭轉(zhuǎn)剛度不足則可能在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)產(chǎn)生強烈的扭轉(zhuǎn)振動，所以設計曲軸時，應保證它有盡可能高的彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度。 此外，曲軸主軸頸與曲柄銷時再高比壓下進行高速轉(zhuǎn)動的，因而還會產(chǎn)生強烈的磨損。所以設計曲軸時，要使其各摩擦表面耐磨，各軸頸應具有足夠的承壓面積同時給予盡可能好的工作條件。 3.1.2 曲軸的結(jié)構(gòu)型式 曲軸的設計從總體結(jié)構(gòu)上選擇整體式，它具有工作可靠、質(zhì)量輕的特點，而且剛度和強度較高，加工表面也比較少。為了提高曲軸的彎曲剛度和強度，采用全支撐半平衡結(jié)構(gòu)[11]，即四個曲拐，每個曲拐的兩端都有一個主軸頸，如圖3.1所示： 圖3.1 曲軸的結(jié)構(gòu)型式 3.1.3 曲軸的材料 在結(jié)構(gòu)設計和加工工藝正確合理的條件下，主要是材料強度決定著曲軸的體積、重量和壽命，作為曲軸的材料，除了應具有優(yōu)良的機械性能以外，還要求高度的耐磨性、耐疲勞性和沖擊韌性。同時也要使曲軸的加工容易和造價低廉。在保證曲軸有足夠強度的前提下，盡可能采用一般材料。以鑄代鍛，以鐵代鋼。高強度球墨鑄鐵的出現(xiàn)為鑄造曲軸的廣泛采用提供了前提。 球墨鑄鐵就其機械性能和使用性能而言，比其它多種鑄鐵都要好。球墨鑄鐵曲軸可以鑄成復雜的合理的結(jié)構(gòu)形狀，使其應力分布均勻，金屬材料更有效地利用，加上球鐵材料對斷面缺口的敏感性小，使得球鐵曲軸的實際彎曲疲勞強度與正火中碳鋼相近。 該發(fā)動機曲軸采用球墨鑄鐵鑄造而成。 3.2 曲軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細節(jié)設計 3.2.1 曲柄銷的直徑和長度 在考慮曲軸軸頸的粗細時，首先是確定曲柄銷的直徑。在現(xiàn)代發(fā)動機設計中，一般趨向于采用較大的值，以降低曲柄銷比壓，提高連桿軸承工作的可靠性，提高曲軸的剛度。但是，曲柄銷加粗伴隨著連桿大頭加大，使不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的離心力增大，隨曲軸及軸承的工作帶來不利，對于汽油機，，為氣缸直徑，已知=80.985，則，曲柄銷直徑取為=0.60=47.80。 曲柄銷的長度是在選定的基礎(chǔ)上考慮的。從增加曲軸的剛性和保證軸承的工作能力出發(fā)，應使控制在一定范圍內(nèi)，同時注意曲拐各部分尺寸協(xié)調(diào)，根據(jù)統(tǒng)計/=，取=0.59=28。 軸頸的尺寸，最后可以根據(jù)承壓面的投影面積與活塞投影面積之比來校核，此比值據(jù)統(tǒng)計在范圍內(nèi)，而且汽油機偏下限。 那么由，則長度取值合適。 3.2.2 主軸頸的直徑和長度 為了最大限度地增加曲軸的剛度，適當?shù)丶哟种鬏S頸，這樣可以增加曲軸軸頸的重疊度，從而提高曲軸剛度，其次，加粗主軸頸后可以相對縮短其長度，從而給加厚曲柄提高其強度提供可能。從曲軸各部分尺寸協(xié)調(diào)的觀點，建議取，取=1.13=54。 由于主軸承的負荷比連桿軸承輕，主軸頸的長度一般比曲柄銷的長度短，這樣可滿足增強剛性及保證良好潤滑的要求。 據(jù)統(tǒng)計，取=0.31=25.11。 3.2.3 曲柄 曲柄應選擇適當?shù)暮穸?、寬度，以使曲軸有足夠的剛度和強度。為提高曲柄的抗彎能力，適當增加曲柄的厚度，曲柄的形狀采用橢圓形，為了能最大限度地減輕曲軸的重量，并減小曲柄相對于主軸頸中心的不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量，將曲柄上肩部多余的金屬削去。根據(jù)統(tǒng)計，曲柄的寬度，取，厚度，取。 曲柄臂以凸肩接主軸頸和曲柄銷。凸肩的厚度根據(jù)曲軸加工工藝決定。全加工曲軸的只有0.5~1，取=1。 曲柄銷和主軸頸至曲柄臂凸肩的過渡圓角對應力集中程度影響最大，加大圓角半徑可使圓角應力峰值降低，故宜取大，至少不能小于0.05或2.5，取=3。 3.2.4 平衡重 對四拐曲軸來說，作用在第1、2拐和第3、4拐上的離心慣性力互成力偶。這兩個力偶大小相等、方向相反，所以從整體上講是平衡的，但是這兩個力偶卻還是作用在曲袖上了，曲軸這兩個對稱力偶的作用下可能發(fā)生彎曲變形。由于曲軸是安裝在機體的主軸承中的，所以曲軸發(fā)生彎曲變形時上述力偶就將也部分地作用在機體上，使機體承受附加彎曲力偶的作用，尤其是在此情況下主軸承的工作條件也要變壞。安裝平衡重，改善曲軸本身和機體的受力情況，尤其改善了主軸承的工作條件。 設計時，平衡重對主軸承工作情況的影響是利用主軸頸載荷圖來進行估算的。沒有平衡重時，由于離心慣性力的影響，主軸頸表面所受載荷的分布可能很不均勻，一部分軸頸表面所受載荷很大，但另一部分軸頸表面卻完全不承受載荷。通過安裝平衡重可以抵消一部分離心慣性力，從而使軸頸表面的載荷分布比較均勻些，與此同時軸頸和軸承表面的平均載荷也可以相應下降。它意味著軸頸的磨損也可以比較均勻，而不是集中磨一處，防止因偏磨而很決失圓損壞[10]。 設計平衡重時，應盡可能使平衡重的重心遠離曲軸旋轉(zhuǎn)中心，即用較輕的重量達到較好的效果，以便盡可能減輕曲軸重量。平衡重的徑向尺寸和厚度以不碰活塞裙底和連桿大頭能通過為限度。將平衡重與曲軸鑄成一體，時加工較簡單，并且工作可靠。 3.2.5 油孔的位置和尺寸 為保證曲軸軸承工作可靠，對它們必需有充分的潤滑。曲軸中油道的尺寸和布置直接影響它的強度和剛度，同時也影響軸承工作的可靠性。 潤滑油一般從機體上的主油道通過主軸承的上軸瓦引入。從主軸頸向曲柄銷供油采用斜油道，主軸頸上的油孔入口應保證向曲柄銷供油足夠充分，曲柄銷上油孔的出口應設在負荷較低區(qū)，用以提高向曲柄銷的供油能力。曲柄銷油孔選擇在曲拐平面運轉(zhuǎn)前方的范圍內(nèi)。由于油道位于曲拐平面內(nèi)，油道出口處應力集中現(xiàn)象嚴重，當油道中心線與軸頸中心線的夾角時，最大應力增加很快，因此油孔設在小于處[5]。 油道的孔徑一般在左右，取為4。 3.2.6 曲軸兩端的結(jié)構(gòu) 曲軸上帶動輔助系統(tǒng)的正時齒輪和皮帶輪一般裝在曲軸的前端，因為結(jié)構(gòu)簡單，維修方便。發(fā)動機的配氣機構(gòu)也是由曲軸自由端驅(qū)動。這是應為曲軸自由端的軸頸允許較細，可以采用節(jié)圓直徑小的齒輪，消除扭轉(zhuǎn)振動的減振器裝在曲軸前端，因為這里的振幅最大。 在曲軸自由端從曲軸箱伸出去額地方必須考慮密封。一方面防止曲軸箱中的機油由這里漏出去，另一方面也防止外面的塵土等進入。密封是用甩油環(huán)和密封裝置所組成，密封裝置可以是密封圈，也可以是螺紋迷宮槽。所謂迷宮槽是在軸上或在曲軸箱的對應孔壁上制出螺紋，螺紋的螺旋方向與軸的螺旋方向相反。當機油漏入軸與孔之間的間隙中時，依靠機油的粘性和螺紋，把機油像個螺母一樣地退了回去，不使它漏出機體外[6]。 曲軸后端（功率輸出端）設有法蘭，飛輪與后端用螺栓和定位銷連接。螺栓應擰得足夠緊，以便能夠依靠飛輪與法蘭之間的摩擦力矩傳輸出曲軸的最大轉(zhuǎn)矩。定位銷用來保證重裝飛輪時保持飛輪與曲軸的裝配位置。故定位銷的布置是不對稱的或只有一個。這種連接方式結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠。為了提高曲軸的扭轉(zhuǎn)剛度，從最后一道主軸承到飛輪法蘭這一軸段應該盡量粗短[7]。 3.2.7 曲軸的止推 曲軸由于受熱膨脹而伸長或受斜齒輪即離合器等的軸向力會產(chǎn)生軸向移動，為了控制發(fā)動機在工作時曲軸的軸向竄動，在曲軸上設置有軸向定位裝置，同時為了保證曲軸在受熱膨脹時有一定的自由伸長量，所以曲軸上只能有一處軸向定位。 從降低曲軸和機體加工尺寸鏈精度要求出發(fā)，止推軸承設在中間主軸承的兩邊。在第三主軸頸處設置軸向止推片，止推片為四片。 曲軸軸向間隙應保持，其它各主軸承端面間隙應保證曲軸受熱伸長時能自由延伸。 3.3 曲軸的疲勞強度校核 由于曲軸工作時承受交變載荷，它的破壞往往都由疲勞產(chǎn)生，因此，需要進行疲勞驗算。由于實際的曲軸是一個多支承的靜不定系統(tǒng)，理論上應按照連續(xù)梁的概念來求解支承彎矩和支反力，因為它考慮了支承的彈性安裝不同心度以及支座彎矩等因素對曲軸應力的影響。 連續(xù)梁計算方法為：把曲軸簡化為支承在剛性支承上的圓柱形連續(xù)直梁，根據(jù)連續(xù)梁支承處偏轉(zhuǎn)角相等的變形協(xié)調(diào)條件，推導出各支承偏轉(zhuǎn)角變化總和為零的連續(xù)方程，這種方法在各單位曲拐長度相等的情況下認為它們的剛度相等，免去繁雜的曲拐剛度計算，同時又由于不考慮支座彈性等，得到三彎矩方程，借助三彎矩方程進行計算，得各支承處在曲拐平面和曲拐平面的垂直面內(nèi)的彎矩，然后把第支承和第支承點處的主軸頸截面的彎矩（曲拐平面內(nèi)）、（曲拐平面的垂直面內(nèi)）和、作為載荷加到圖3.2中的曲拐受力模型上，再根據(jù)此新模型確定各支反力、各危險截面的內(nèi)力矩，進而計算各名義應力[17]。 3.3.1 作用于單元曲拐上的力和力矩 1、計算公式及其推導 如圖3.2所示，把曲軸簡化為等圓截面梁，且由于假設各軸頸按等高度剛性點支承，即不考慮支座彈性及加工形成的不同軸度，以集中方式加載，且各拐集中力作用在各曲柄銷中央，平衡重離心力作用在平衡塊寬度中，為了保持轉(zhuǎn)換前后的一致，需在鉸鏈處作用彎矩，再根據(jù)支承二端轉(zhuǎn)角相等的變形協(xié)調(diào)條件，保證各中間支承的連續(xù)性。 由材料力學知：在支承處左端梁轉(zhuǎn)角和右端梁轉(zhuǎn)角為（若）： （3.1） （3.2） 由變形協(xié)調(diào)條件=， 圖5.2 連續(xù)梁受力圖 = 又因為，所以 （3.3） 設第一支承和最后一個支承處的彎矩為零，即。 上式中包含，，三個支承處的內(nèi)彎矩，故稱三彎矩方程。連續(xù)梁有多少個內(nèi)支承就可以建立多少各這樣的三彎矩方程，以此可求出支承處的內(nèi)彎矩[8]。 2、曲拐平面內(nèi)支承彎矩計算 已知=28+25.11+18.082=89.27，當=2，=3，=4時，由式（3.3）得三彎矩方程組（3.4）： （3.4） 參照表3.6知如表3.1所示。 將、分別代入方程組，得工況下各支承處的彎矩如表3.2所示。 同理根據(jù)表3.3各工況下載荷計算曲拐平面的垂直平面內(nèi)彎矩，計算結(jié)果如表3.4所示。 表3.1 各工況下載荷數(shù)據(jù) （單位：） 工況 一 -346.96 7997.61 6122.88 -10276.86 二 7997.61 -10276.86 -346.96 6122.88 三 -10276.86 6122.88 7997.61 -346.96 四 6122.88 -346.96 -10276.86 7997.61 表3.2 各工況下曲拐平面內(nèi)彎矩計算結(jié)果（單位：） 工況 一 5.45 133.87 -68.23 二 8.42 -110.05 75.89 三 -66.49 -126.79 -32.38 四 25 93.32 -42.42 表3.3各工況下載荷數(shù)據(jù)（單位：） 工況 一 -1024.17 2365.96 1811.36 -304.24 二 2365.96 -3040.24 -1024.17 1811.36 三 -3040.24 1811.36 2365.96 -1024.17 四 1811.36 -1024.17 -304.24 2365.96 表3.4 曲拐平面的垂直平面內(nèi)彎矩計算結(jié)果（單位：） 工況 一 1.3 39.71 -20.2 二 4.15 -39.17 16.39 三 -20.2 39.71 1.3 四 16.39 -39.17 4.15 3、支反力計算 求得各支承彎矩后，就可用圖3.3所示的模型來計算各個支座的支反力。 圖3.3 支反力計算模型 得到支反力表達式如下： （3.5） （3.6） 式中：—作用在曲柄銷上的徑向力； —作用在曲柄銷上的切向力； —連桿旋轉(zhuǎn)質(zhì)量、曲柄銷、曲柄臂的總的離心慣性力； 已知，由公式（3.5）、（3.6）計算得到各個支座反力，其值如表3.5，表3.6所示。 表5.5各工況下曲拐平面內(nèi)支座反力計算結(jié)果（單位：） 工況 一 -3635.44 535.35 -401.19 8599.57 -3461.9 二 536.81 -8599.19 -3635 -401.3 -3461.9 三 -8599.58 -401.13 -537.38 -3635.74 -3461.9 四 -400.74 -3636.71 -537.38 -3461.9 表5.6各工況下曲拐平面的垂直平面內(nèi)支座反力計算結(jié)果（單位：） 工況 一 -512.1 1182.52 905.46 -1519.9 0 二 1182.97 -1519.73 511.83 905.5 0 三 -1519.9 905.46 -1182.52 -512.1 0 四 905.5 -511.83 -1519.73 1182.93 0 可見，各支座在曲拐平面內(nèi)的值比曲拐平面的垂直面內(nèi)的值大得多。 3.3.2 名義應力的計算 應力計算的任務是求出曲拐上曲柄銷圓角處的名義應力幅、和名義應力的平均值、。由于疲勞破壞總是發(fā)生在曲柄臂截面上，扭轉(zhuǎn)疲勞破壞總是發(fā)生在軸頸上，因此彎曲和扭轉(zhuǎn)時的名義應力應分別取為曲柄臂中央截面和曲柄銷軸頸橫截面上的彎曲和扭轉(zhuǎn)應力[9]。一般情況，四缸機是在第二、三缸受到最大爆發(fā)壓力作用時曲軸所受的應力最大，現(xiàn)選擇對第三缸曲拐進行名義應力計算： 曲軸材料：QT900-2，極限強度，對稱循環(huán)彎曲疲勞極限，對稱循環(huán)扭轉(zhuǎn)疲勞極限，單拐計算模型見圖3.4。 圖3.4 單拐計算模型[18] 1、彎曲應力 首先由表3.5和圖3.3可知，最大支反力，對應的支承彎矩，最小支反力，對應的支承彎矩，然后計算曲拐平面內(nèi)曲柄臂中央處彎矩，彎矩最大值為： （3.7） 彎矩最小值為： （3.8） 曲柄臂抗彎截面模量為： （3.9） 圓角名義彎曲應力為： （3.10） （3.11） 最后得到，圓角彎曲應力幅和平均應力為： （3.12） （3.13） 2、扭轉(zhuǎn)應力 首先由表3.4和表3.6可知，單拐扭矩，，對應的曲拐垂直平面內(nèi)支反力，對應的曲拐垂直平面內(nèi)支反力。 然后計算圓角承受的扭矩： （3.14） （3.15） 曲柄銷抗扭截面系數(shù)為： （3.16） 圓角名義切應力為： （3.17） （3.18） 最后得： （3.19） （3.20） 計算結(jié)果遠遠小于許用值，則校核合格。 3.4 本章小結(jié) 本章首先分析了曲軸的工作條件和設計要求，在合理選擇材料的基礎(chǔ)上，對曲軸的各個部分進行結(jié)構(gòu)參數(shù)的設計，并進行有關(guān)的尺寸校核，使其符合實際加工的要求，還對曲軸的一些細節(jié)進行了設計，如油孔的位置以及曲軸的軸向定位等問題，給予了合理的解釋，最后對曲軸進行了疲勞強度校核。 第4章 活塞組的設計 4.1 活塞的設計 活塞組包括活塞、活塞銷和活塞環(huán)等在氣缸里作往復運動的零件，它們是發(fā)動機中工作條件最嚴酷的組件。發(fā)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(guān)[10]。 4.1.1 活塞的工作條件和設計要求 1、活塞的機械負荷 在發(fā)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(chǎn)生的側(cè)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(tài)彎曲應力；活塞銷座承受拉壓及彎曲應力；環(huán)岸承受彎曲及剪應力。此外，在環(huán)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(jié)構(gòu)要盡量簡單、輕巧，截面變化處的過渡要圓滑，以減少應力集中。 2、活塞的熱負荷 活塞在氣缸內(nèi)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。因而活塞頂?shù)臏囟纫埠芨??；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(fā)生的開裂起了重要作用[11]。 3、磨損強烈 發(fā)動機在工作中所產(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運動，活塞組與氣缸表面之間會產(chǎn)生強烈磨損，由于此處潤滑條件較差，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(shù)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）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； （5）在較低的機油耗條件下，保證滑動面上有足夠的潤滑油。 4.1.2 活塞的材料 在發(fā)動機中，灰鑄鐵由于耐磨性、耐蝕性好、膨脹系數(shù)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(fā)動機轉(zhuǎn)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(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。因此其慣性小，這對高速發(fā)動機具有重大意義。鋁合金另一突出優(yōu)點是導熱性好，其熱傳導系數(shù)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(fā)動機性能創(chuàng)造了重要的條件。 綜合分析，該發(fā)動機活塞采用鋁硅合金材料鑄造而成。 4.1.3 活塞頭部的設計 1、設計要點 活塞頭部包括活塞頂和環(huán)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(huán)一起配合氣缸密封工質(zhì)。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(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； 2、壓縮高度的確定 活塞壓縮高度的選取將直接影響發(fā)動機的總高度，以及氣缸套、機體的尺寸和質(zhì)量。盡量降低活塞壓縮高度是現(xiàn)代發(fā)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(huán)帶高度和上裙尺寸構(gòu)成的，即 =++ 為了降低壓縮高度，應在保證強度的基礎(chǔ)上盡量壓縮環(huán)岸、環(huán)槽的高度及銷孔的直徑。 （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。為縮小，當然希望盡可能小，但過小會使第一環(huán)溫度過高，導致活塞環(huán)彈性松弛、粘結(jié)等故障。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。一般汽油機，為活塞直徑，該發(fā)動機的活塞標準直徑，確定火力岸高度為： （2）環(huán)帶高度 為減小活塞高度，活塞環(huán)槽軸向高度應盡可能小，這樣活塞環(huán)慣性力也小，會減輕對環(huán)槽側(cè)面沖擊，有助于提高環(huán)槽耐久性。但太小，使制環(huán)工藝困難。在小型高速內(nèi)燃機上，一般氣環(huán)高，油環(huán)高。 該發(fā)動機采用三道活塞環(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)。取，，。 環(huán)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(huán)岸負荷要比第一環(huán)岸小得多，溫度也低，只有在第一環(huán)岸已破壞的情況下，它才可能被破壞。因此，環(huán)岸高度一般第一環(huán)最大，其它較小。實際發(fā)動機的統(tǒng)計表明，，，汽油機接近下限。 則 ， 。 因此，環(huán)帶高度。 （3）上裙尺寸 確定好活塞頭部環(huán)的布置以后，壓縮高度H1最后決定于活塞銷軸線到最低環(huán)槽（油環(huán)槽）的距離h1。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。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(huán)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(huán)工作。 綜上所述，可以決定活塞的壓縮高度。對于汽油機，所以。 則 。 3、活塞頂和環(huán)帶斷面 （1）活塞頂 活塞頂?shù)男螤钪饕Q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(shù)汽油機正是采用平頂活塞，由于EA113 5V 1.6L發(fā)動機為高壓縮比，因而采用近似于平頂?shù)幕钊?。實際統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，活塞頂部最小厚度，汽油機為，即?；钊斀邮艿臒崃浚饕ㄟ^活塞環(huán)傳出。專門的實驗表明，對無強制冷卻的活塞來說，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(huán)，以減輕第一環(huán)的熱負荷，并降低了最高溫度[9]。 活塞頭部要安裝活塞環(huán)，側(cè)壁必須加厚，一般取，取為6.16mm，活塞頂與側(cè)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(huán)帶斷面 為了保證高熱負荷活塞的環(huán)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(huán)，其平均值為。正確設計環(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。槽底圓角一般為0.2~0.5mm?；钊h(huán)岸銳邊必須有適當?shù)牡菇?，否則當岸部與缸壁壓緊出現(xiàn)毛刺時，就可能把活塞環(huán)卡住，成為嚴重漏氣和過熱的原因，但倒角過大又使活塞環(huán)漏氣增加。一般該倒角為。 （3）環(huán)岸和環(huán)槽 環(huán)岸和環(huán)槽的設計應保持活塞、活塞環(huán)正常工作，降低機油消耗量，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，減小向上竄機油的可能性?；钊h(huán)側(cè)隙在不產(chǎn)生上述損傷的情況下愈小愈好，目前，第一環(huán)與環(huán)槽側(cè)隙一般為0.05~0.1mm，二、三環(huán)適當小些，為0.03~0.07mm，油環(huán)則更小些，這有利于活塞環(huán)工作穩(wěn)定和降低機油消耗量，側(cè)隙確定油環(huán)槽中必須設有回油孔，并均勻地布置再主次推力面?zhèn)?，回油孔對降低機油消耗量有重要意義，三道活塞環(huán)的開口間隙及側(cè)隙如表4.1所示: 表4.1 活塞環(huán)的開口間隙及側(cè)隙 活塞環(huán) 開口間隙/ 側(cè)隙/ 第一道環(huán) 第二道環(huán) 第三道環(huán) 活塞環(huán)的背隙比較大，以免環(huán)與槽底圓角干涉。一般氣環(huán)=0.5毫米，油環(huán)的則更大些，如圖4.1所示。 （4）環(huán)岸的強度校核 在膨脹沖程開始時，在爆發(fā)壓力作用下，第一道活塞環(huán)緊壓在第一環(huán)岸上。由于節(jié)流作用，第一環(huán)岸上面的壓力比下面壓力大得多，不平衡力會在岸根產(chǎn)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(fā)壓力時，，，如圖4.2所示。 已知=4.5，則，， 環(huán)岸是一個厚、內(nèi)外圓直徑為、的圓環(huán)形板，沿內(nèi)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(huán)槽深為： 于是作用在岸根的彎矩為 （4.1） 而環(huán)岸根斷面的抗彎斷面系數(shù)近似等于 所以環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應力 （4.2） 同理得剪切應力為： （4.3） 接合成應力公式為： （4.4） 考慮到鋁合金在高溫下的強度下降以及環(huán)岸根部的應力集中，鋁合金的許用應力，，校核合格。 圖4.1 環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及環(huán)槽結(jié)構(gòu) 圖4.2第一環(huán)岸的受力情況 4.1.4 活塞裙部的設計 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。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(chǎn)生的側(cè)壓力。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(fā)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(fā)動機中工作時裙部的變形情