风冷柴油机设计说明书

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

第一章 前 言

§1.1 选题的目的和意义

活塞连杆机构是发动机的传递运动和动力的机构，通过它把活塞的往复直线运动转变为曲轴的旋转运动而输出动力。因此，活塞连杆机构是发动机中主要的受力部件，其工作可靠性就决定了发动机工作的可靠性。随着发动机强化指标的不断提高，机构的工作条件更加复杂。在多种周期性变化载荷的作用下，如何在设计过程中保证机构具有足够的疲劳强度和刚度及良好的动静态力学特性成为活塞连杆机构设计的关键性问题。

通过设计，确定发动机活塞连杆机构的总体结构和零部件结构，包括必要的结构尺寸确定、运动学和动力学分析、材料的选取等，以满足实际生产的需要。

清晰地了解活塞连杆机构在运行过程中的受力状态，对进一步研究发动机的平衡与振动、发动机增压的改造等均有较为实用的应用价值。

§1.2 国内外的研究现状

活塞是发动机的心脏，在汽缸内的活塞暴露在高温、高压的燃烧气体中做高速的往复运动，承受交变的机械负荷和热负荷，是发动机中工作条件最恶劣的关键部件之一。在活塞设计中要求活塞具有充分的承受交变爆发压力的强度和高耐磨性，平稳的导向性和良好的密封功能，且质量要轻。 目前，为了优化活塞设计，国内外活塞设计制造机构在活塞的结构上作出了如下创新设计。a.采用推力侧与反推力侧非对称的设计。由于活塞在汽缸内上下运动的过程中，推力侧受力大于反推力侧，因此在设计活塞的过程中，便可以将反推力侧的面积设计的小些，从而达到降重的目的。b.优化活塞销形状，减少活塞销长度，改变活塞销座为楔形，从而使活塞销座的总长度最短。c.对于活塞销座最上面部分，优化其壁厚，以达到减轻质量的目的。d.为进一步保证销孔的安全，销孔中加衬套的设计实例在逐年增加，活塞的

- 1 -

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

异形销孔也由以前的单边异形销孔演变为双边异形销孔。e.活塞的冷却方面最新的进展是开发出波浪形的内冷油道，也有个别设计实例，即为了加强对活塞环槽的冷却，将活塞环槽的耐磨镶圈与冷却油道设计为一体，极大地降低了活塞一环槽和活塞顶面的温度。f.为解决燃烧室喉口因爆发压力及火焰的冲刷而产生的开裂，燃烧室喉口采用陶瓷镶圈设计实例已经出现。

汽车发动机的未来发展方向是高动力输出和低燃油耗，因此活塞在保持其高可靠性的同时要求其更轻、摩擦损失更低。对于汽油机活塞而言，采用超短裙部的锻造铝活塞是未来的发展方向和目标。使用铝基复合材料能很好的适应未来轿车柴油机的高爆发压力，高耐磨的设计要求。对于重型车用柴油机而言，由于不能适应高爆发压力的需要，锻钢活塞会逐渐取代铝活塞而成为设计的主流。汽车发动机活塞正朝着高强度、高耐磨、高精度、低膨胀、轻量化、结构复合组合化得方向发展。

随着中国汽车市场的快速发展，特别是随着我国中重型汽车的快速发展和国3排放标准的全面实施，我国中高档发动机活塞市场将迎来历史性的巨大发展契机。据中国汽车协会统计，2010年全年，我国车用柴油机产销分别达到393.6万台和399万台，产销量双双突破历史记录。按照平均每车5缸计算，2010年商用车活塞市场产销量将达到1968万只和1995万只。本次毕业设计的目的就是通过对活塞材质的选取、结构的探究，加工过程的改进，来获得符合要求，拥有尽可能高性能的活塞。

发动机性能的改善，势必也对连杆提出了更高的要求，现代高性能发动机对连杆的要求是重量轻、强度高、刚度好、惯性力小，尽量采用强化工艺等。发展趋势是采用短连杆结构。发动机运动部件重量的减轻，有助于降低能耗和噪声；可以改善发动机的排放。对短连杆的需求是因为发动机正朝着体积小和功率大的方向发展。

§1.3 设计研究的主要内容

对内燃机运行过程中活塞连杆机构受力分析进行深入研究，其主要的研究内容有：

一、对活塞连杆机构进行运动学和动力学分析，分析活塞连杆机构中各种力的作用情况，并根据这些力对活塞连杆机构的主要零部件进行强度、刚

- 2 -

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

度等方面的计算和校核，以便达到设计要求；

二、分析活塞连杆机构中主要零部件如活塞，连杆等的工作条件和设计要求，进行合理选材，确定出主要的结构尺寸，并进行相应的尺寸检验校核，以符合零件实际加工的要求；

三、应用AutoCAD对活塞连杆机构的零件分别建立平面图形系统地反应工程图上的各类信息，以便实现对机构的进一步精确设计。

- 3 -

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

第2章 活塞连杆机构的受力分析

§2.1 活塞的分析

研究活塞连杆机构的受力，关键在于分析活塞连杆机构中各种力的作用情况，并根据这些力对活塞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。

图2.1曲柄连杆机构运动简图

活塞做往复运动时，其速度和加速度是变化的。它的速度和加速度的数值以及变化规律对曲柄连杆机构以及发动机整体工作有很大影响，因此，研究活塞连杆机构运动规律的主要任务就是研究活塞的运动规律。 §2.1.1 活塞位移

假设在某一时刻，曲柄转角为?，并按顺时针方向旋转，连杆轴线在其运动平面内偏离气缸轴线的角度为?，如图2.1 所示。

当?=0?时，活塞销中心A在最上面的位置A1，此位置称为上止点。当

?=180?时，A点在最下面的位置A2，此位置称为下止点。

- 4 -

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

此时活塞的位移x为:

x=A1A=A1O?AO=(r+l)?(rcos??lcos?)

=r[(1?cos?)?式中：?—连杆比。

式（2-1）可进一步简化，由图2.1可以看出：

rsin??lsin?

1?(1?cos?)] （2-1）

r即 sin??sin???sin?

l又由于 cos??1?sin2??1??2sin2? （2-2） 将式（2-2）带入式（2-1）得： ?=r[1?cos??1? (1??2sin2?)] （2-1）

式（2-3）是计算活塞位移x的精确公式，为便于计算，可将式（2-3）中的根号按牛顿二项式定理展开，得：

11 1??2sin2??1??2sin2???4sin???6sin6? （2-3）

816

考虑到?≤ 1∕3，其二次方以上的数值很小，可以忽略不计。只保留前两项，则

式（2-4）带入式（2-3）得

x?r(1?cos??1 1??2sin2??1??2sin2? （2-4）

2?2 sin2?) （2-5）

§2.1.2 活塞的速度

将活塞位移公式（2-1）对时间t进行微分，即可求得活塞速度v的精确值为

v?dxdxda?sin2????r?(sin??) (2-6) dtdadt2cos?将式（2-5）对时间t微分，便可求得活塞速度得近似公式为：

- 5 -

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

v?r?(sin???2sin2?)?r?sin??r??2 sin2??v1?v2 （2-7）

从式（2-7）可以看出，活塞速度可视为由v1?r?sin?与v2?(?2)r?sin2?两部分简谐运动所组成。

当??0?或180?时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当??90?时，v?r?，此时活塞的速度等于曲柄销中心的圆周速度。 §2.1.3 活塞的加速度

将式（2.6）对时间t微分，可求得活塞加速度的精确值为：

dvdvdacos2??3sin22?2 a????r?[cos????] （2-8）

dtdadtcos?4cos3?将式（2-7）对时间t为微分，可求得活塞加速度的近似值为：

a?r?2(cos???cos2?)?r?2cos??r?2?cos2??a1?a2 （2-9）

因此，活塞加速度也可以视为两个简谐运动加速度之和，即由

a1?r?2cos?与a2?r?2?cos2?两部分组成。

§2.2 活塞连杆机构中的作用力

作用于活塞连杆机构的力分为：缸内气压力、运动质量的惯性力、摩擦阻力。由于摩擦力的数值较小且变化规律很难掌握，受力分析时把摩擦阻力忽略不计，因此主要研究气压力和运动质量惯性力变化规律对机构构件的作用。计算过程中所需的相关数据参照风冷912柴油机，如附表1所示。 §2.2.1 气缸内工质的作用力

作用在活塞上的气体作用力Pg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

Pg?式中：

Pg—活塞上的气体作用力，N；

?D24(p?p') （2-10）

p—缸内绝对压力，MPa； p?—大气压力，MPa；

- 6 -

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

D—活塞直径，mm。

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p?p?，对于四冲程发动机来说，一般取p?=0.1MPa，

D?100mm，对于缸内绝对压力p，在发动机的四个冲程中，计算结果如表2.1所示，由式（2-10）计算气压力Pg如表2.2所示。 §2.2.2 机构的惯性力

惯性力是由于运动不均匀而产生的，为了确定机构的惯性力，必须先知道其加速度和质量的分布。加速度从运动学中已经知道，现在需要知道质量分布。实际机构质量分布很复杂，必须加以简化。为此进行质量换算。

一、机构运动件的质量换算

质量换算的原则是保持系统的动力学等效性。质量换算的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p计算结果

四个冲程终点压力 计算公式 计算结果/MPa 进气终点压力pde pde?(0.75~0.90)p' 0.08 压缩终点压力pco pco?pde?e1 pex?pmax?n2 pr?1.15p' n3.67 膨胀终点压力pex 0.75 排气终点压力pr

0.115 注：n1—平均压缩指数，n1=1.32~1.38，取1.35；?—压缩比，?=17；n2—平均膨胀指数，n2=1.2~1.30，取1.25；???；pmax—最大爆发压力，pmax=3~5MPa，????取pmax=4.5MPa；此时压力角?=10~15，取?=13。

- 7 -

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

表2.2 气压力Pg计算结果

四 个 冲 程 进气终点 压缩终点 膨胀终点 排气终点 Pg/N 117.7 -339.8 21005.78 2702.9 1、连杆质量的换算

连杆是做复杂平面运动的零件。为了方便计算，将整个连杆（包括有关附属零件）的质量mL用两个换算质量m1和m2来代换，并假设是m1集中作用在连杆小头中心处，并只做往复运动的质量；m2是集中作用在连杆大头中心处，并只沿着圆周做旋转运动的质量，如图2.2所示：

图2.2 连杆质量的换算简图

为了保证代换后的质量系统与原来的质量系统在力学上等效，必须满足下列三个条件：

（1）、连杆总质量不变，即mL?m1?m2。

（2）、连杆重心G的位置不变，即m1l1?m2(l?l1)。

（3）、连杆相对重心G的转动惯量IG不变，即m1l12?m2(l?l2)2?IG。 其中，l连杆长度，l1为连杆重心G至小头中心的距离。由条件可得下列

- 8 -

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

换算公式：

m1?mL?l?l1lm2?mL?l1 l用平衡力系求合力的索多边形法求出重心位置G。将连杆分成若干简单的几何图形，分别计算出各段连杆重量和它的重心位置，再按照索多边形作图法，求出整个连杆的重心位置以及折算到连杆大小头中心的重量G1和G2 ，如图2.3所示：

图2.3

2、往复直线运动部分的质量mj

活塞（包括活塞上的零件）是沿气缸中心做往复直线运动的。它们的质量可以看作是集中在活塞销中心上，并以mh表示，mh?1.1?10?3D3（D为汽缸直径）。质量mh与换算到连杆小头中心的质量m1之和，称为往复运动质量mj，即mj?mh?m1。

由上述换算方法计算得：往复直线运动部分的质量mj。 二、作用在活塞上的总作用力

由前述可知，在活塞销中心处，同时作用着气体作用力Pg和往复惯性力

Pj，由于作用力的方向都沿着中心线，故只需代数相加，即可求得合力

P??Pg?Pj （2-14）

三、活塞上的总作用力P?分解与传递

如图2.5所示，首先，将P?分解成两个分力：沿连杆轴线作用的力K，和把活塞压向气缸壁的侧向力N，

其中沿连杆的作用力K为：

- 9 -

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

K?P?而侧向力N为：

1 （2-15） cos? N?P?tan? （2-16）

图2.5 作用在机构上的力和力矩

连杆作用力K的方向规定如下：使连杆受压时为正号，使连杆受拉时为负号缸壁的侧向力N的符号规定为：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?=13?时，根据正弦定理，可得：

lr? sin?sin?rsi?n 求得: ??arcsin

l将?分别代入式（2-15）、式（2-16），即得连杆力K，侧向力N。

§2.3 本章小结

本章首先分析了活塞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

- 10 -

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

体力的理论计算公式，进行了机构中运动质量的换算。

- 11 -

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

第3章 活塞组的设计

§3.1 活塞的设计

活塞组包括活塞、活塞销和活塞环等在气缸里作往复运动的零件，它们是发动机中工作条件最严酷的组件。发动机的工作可靠性与使用耐久性，在很大程度上与活塞组的工作情况有关。 §3.1.1 活塞的工作条件和设计要求

一、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。

二、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2000?C~2500?C。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。

三、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。

四、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

12

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

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。 §3.1.2 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：

一、热强度高。即在300~400?C高温下仍有足够的机械性能，使零件不致损坏；

二、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； 三、膨胀系数小。使活塞与气缸间能保持较小间隙；

四、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；

五、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；

六、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50~70%。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3~4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Gk—AlSi12CuMgNi材料铸造而成。 §3.1.3 活塞头部的设计

13

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

一、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H1缩短1单位，整个发动机高度就可以缩短1.5~2单位，并显著减轻活塞重量。而H1则直接受头部尺寸的影响。

二、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H1是由火力岸高度h1、环带高度h2和上裙尺寸h3构成的，即

H1=h1+h2+h3

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h1。为缩小H1，当然希望h1尽可能小，但h1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。一般柴油机

h1?(0.15~0.D2，0)D为活塞直径，该发动机的活塞标准直径D?100mm，确定

火力岸高度为：

h1?0.09D?0.18?100?18mm

2、环带高度

为减小活塞高度，活塞环槽轴向高度b（即槽宽）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b太小，使制环工艺困难。

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

14

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

环称之为油环。取b1?3mm，b2?2.5mm，b3?5mm。

环岸的高度c，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，c1?(0.04~0.07)D，c2?(0.025~0.045)D，汽油机接近下限。 则 c1?0.065D?6.5mm，

c2?0.042D?4.2mm。

因此，环带高度h2?b1?c1?b2?c2?b3?3?6.5?2.5?4.2?5?21.2mm。

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。

8)，综上所述，可以决定活塞的压缩高度H1。对于柴油机H1?(0.6~0.D2?182?15.325.m?m所以 H1?0.72?D?0.72?100?72mm。则h3?H1?h1?h2?7。

三、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，本次设计中由于采用直喷燃烧系统，因此采用w型燃烧室。活塞顶接受的热量，主要通过活塞环传出。专门的实验表明，对无强制冷却的活塞来说，经活塞环传到气缸壁的热量占70～80%，经活塞本身传到气缸壁的占10～20%，而传给曲轴箱空气和机油的仅占10%左右。所以活塞顶厚度?应从中央到四周逐渐加大，而且过渡圆角r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(0.05~0.1)D，取0.075D为活塞顶与侧壁之间应该采用较大的过渡圆角，一般取r?(0.05~0.1)D，0.75mm，

取0.074D为7.4mm.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。

15

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

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?'?(1.5~2.0)t'。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0.2~0.5mm。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(0.2~0.5)?45?。

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0.05~0.1mm，二、三环适当小些，为0.03~0.07mm，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 第一道环 第二道环 第三道环 开口间隙/mm 侧隙/mm 0.20~0.40 0.05~0.09 0.20~0.40 0.25~0.45 0.03~0.06 0.03~0.06

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p1比下面压力p2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，当活塞顶上作用着最高爆发压力pmax时，p1?0.9pmax，p2?0.2pmax，如图3.2所示。

16

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

已知pmax=4.5MPa，则p1?0.9?4.5?4.05MPa，p2?0.2?4.5?0.9MPa，

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

环岸是一个厚c1、内外圆直径为D'、D的圆环形板，沿内圆柱面固定，要精确计算固定面的应力比较复杂，可以将其简化为一个简单的悬臂梁进行大致的计算。在通常的尺寸比例下，可假定槽底（岸根）直径

D??0.9D?0.?91?00m，m环槽深t?为：

t??0.05D?0.05?100?50mm

于是作用在岸根的弯矩为

(p1?p2)?4(D2?D?2)t? ?0.0026pmaxD3 （3-1）

2而环岸根断面的抗弯断面系数近似等于

12c1??0.9D?0.47c13D 6所以环岸根部危险断面上的弯曲应力

0.0026pmaxD3D2???0.055p()max2 c1 （3-2）0.47c1D1002?0.055?4.5?()?0.58N/cm2

6.5同理得剪切应力为：

17

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

??0.37pmax接合成应力公式为：

D100?0.37?4.5??25.6 N/cm2 （3-3） c16.5 ????2?3?2?0.582?3?25.62?44.3 N/cm2 （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[?]?40~50N/mm2，???[?]，校核合格。 §3.1.4 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N。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

18

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

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：

???D?d (1?cos2?) （3-4）

4式中D、d分别为椭圆的长短轴，如图3.3所示。

缸径小于100mm的裙部开槽的活塞，椭圆度（?）的大小，一般为

??0.1~0.25mm。

图3.3 活塞销裙部的椭圆形状[9]

一、裙部的尺寸

活塞裙部是侧压力N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q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： q?式中：

Nmax—最大侧作用力，由动力计算求得，Nmax=5410.83N

19

Nmax （3-5） DH2车辆与动力工程学院毕业设计说明书

D—活塞直径，mm；

H2—裙部高度，mm。 取H2?0.782D?78.2mm。 则 q?5410.83?0.69MPa

100?78.2一般发动机活塞裙部比压值约为0.5~1.5MPa，所以设计合适。 二、销孔的位置

活塞销与活塞裙轴线不相交，而是向承受膨胀侧压力的一面（称为主推力面，相对的一面称为次推力面）偏移了1~2mm，这是因为，如果活塞销中心布置，即销轴线与活塞轴线相交，则在活塞越过上止点，侧压力作用方向改变时，活塞从次推力面贴紧气缸壁的一面突然整个地横扫过来变到主推力面贴紧气缸壁的另一面，与气缸发生“拍击”，产生噪音，有损活塞耐久性。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燃烧压力的时刻，因此改善了发动机的工作平顺性。

§3.2 活塞销的设计

§3.2.1 活塞销的结构、材料

一、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d1?0.35D?35mm，活塞销的内直径d2?0.18d1?18mm活塞销长度l?(0.8~0.9)D，取l?0.8D ?80mm二、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。 §3.2.2 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Pg和往复惯性力Pj的共同作用，总的作用力P??8126.478N，活塞销长度l?80mm，连杆小头高度l1?38mm，活塞销跨度lP?38mm。

20

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

一、最大弯曲应力计算 活塞销中央截面的弯矩为 M?P?(l?2lP?1.5l1) （3-6） 12空心销的抗弯断面系数为W?0.1(1??4)d13， 其中 ??d218??0.51 d135所以弯曲应力为 ??MW 即 ??P?(l?2lP?1.5l1)1.2d(1??)314 （3-7）

?2、最大剪切应力计算

8126.478?(80?2?38?1.5?38)?16.78MPa 341.2?35?(1?0.51)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，其值按下式计算：

?max?0.85P?(1????2)d(1??)214 （3-8）

0.85?8126.478(1?0.51?0.512)?10.7MPa =

352(1?0.514)已知许用弯曲应力[?]?230~500MPa；许用剪切应力[?]?120~220MPa，那么校核合格。

§3.3 活塞销座

§3.3.1 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d0?35mm，活塞销座外径d一般等于内径的1.4~1.6倍，取d?1.5d0?52.5mm，

活塞销的弯曲跨度越小，销的弯曲变形就越小，销—销座系统的工作越

21

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

可靠，所以，一般设计成连杆小头与活塞销座开挡之间的间隙为4~5mm，但当制造精度有保证时，两边共2~3mm就足够了，取间隙为3mm。 §3.3.2 验算比压力

销座比压力为：

q?P?8126.478? ?27.6MPa?[q] （3-9）

2d0(l?lP)2?35?(80?38)一般[q]?40~60MP。a

§3.4 活塞环设计及计算

§3.4.1 活塞环形状及主要尺寸设计

该发动机采用三道活塞环，第一和第二环为气环，第三环为油环。 第一道活塞环为桶形扭曲环，材料为球墨铸铁，表面镀铬。桶形环与缸筒为圆弧接触，对活塞摆动适应性好，并容易形成楔形润滑油膜。

第二道活塞环为鼻形环，材料为铸铁，鼻形环可防止泵油现象，活塞向上运动时润滑效果好。

第三道是油环，是钢带组成环，重量轻，比压高，刮油能力强。 活塞环的主要尺寸为环的高度b、环的径向厚度t。气环b?1.5~3mm，油环b?3~5mm，取b1?1.5mm，b2?1.75mm，b3?3mm。活塞环的径向厚度t，一般推荐值为：当缸径D为50~100mm时，取t?0t/D?0.45~0.6，5.D40.5mm?§3.4.2 活塞环强度校核

活塞环在工作时，因剪应力和轴向力影响较小，所以只计算弯矩。活塞环的平均半径与径向厚度之比r0/t一般都大于5，所以可按直杆弯曲正应力公式计算[9]。

一、工作状态下的弯曲应力 活塞断面的最大弯矩为：

Mma?x。

p0bD(D?t) （3-10） 4由此可得最大弯曲应力?max为：

22

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

?max?MmaxWp0bD(D?t)2 （3-11） ?2bt6对于断面均压环其开口间隙S0与活塞环平均接触压力p0之间有如下关系：

p0?0.1414ES0tDD(?1)3tt （3-12）

将式（3-12）带入（3-11）并整理得：

?maxS0t?0.424EMPa （3-13） D(?1)2t式中：

E—材料的弹性模量，对合金铸铁E?1.2?105MPa；

S0—活塞环的开口间隙，S0?0.2~0.5mm，取为S0?0.3mm；

D—气缸直径，mm；

t—活塞环径向厚度，mm 则 ?max0.34.05?0.424?1.2?105?10.44MPa 。 80.985(?1)24.05活塞环工作时的许用弯曲应力为200~450MPa，则校核合格。

二、套装应力

活塞环往活塞上套装时，要把切口扳得比自由状态的间隙还大，对于均压环，此时的正对切口处的最大套装弯曲应力为：

??max1S0?3.93?t （3-14）?E

Dm(?1)2t1?式中：m—与套装方法有关的系数，根据套装方法的不同，其值为1~2，一般取m?1.57，

23

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

则 ??max10.3)?3.93?4.05?49.22MPa ??1.2?10580.9851.57(?1)24.05(1?因环的套装时在常温下进行的，承受的应力时间甚短，所以套装应力的许用值大于工作应力的许用值10~30%，所以校核合格。

§3.5 本章小结

在活塞的设计过程中，分别确定了活塞、活塞销、活塞销座和活塞环的主要的结构参数，分析了其工作条件，总结了设计要求，选择合适的材料，并分别进行了相关的强度和刚度校核，使其符合实际要求。

24

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

第４章 连杆组的设计

§4.1 连杆的设计

§4.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用

一、工作情况

连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起做往复运动，连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起做旋转运动。因此，连杆体除有上下运动外，还左右摆动，做复杂的平面运动。

二、设计要求

连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷，因此，在设计时应首先保证连杆具有在足够的疲劳强度和结构钢度。如果强度不足，就会发生连杆螺栓、大头盖或杆身的断裂，造成严重事故，同样，如果连杆组刚度不足，也会对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响。

所以设计连杆的一个主要要求是在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。为此，必须选用高强度的材料；合理的结构形状和尺寸。

三、材料的选择

为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，采用精选含碳量的优质中碳结构钢45模锻，表面喷丸强化处理，提高强度。 §4.1.2 连杆长度的确定

设计连杆时首先要确定连杆大小头孔间的距离，即连杆长度l它通常是用连杆比??r/l来说明的，通常??0.25~0.3125，取??0.3，r?65mm，则

l?65/0.?3 21。6m§4.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算

一、连杆小头的结构设计

连杆小头主要结构尺寸如图4.1所示，小头衬套内径d1和小头宽度B1已在活塞组设计中确定，d1?31mm，B1?26.388mm。

为了改善磨损，小头孔中以一定过盈量压入耐磨衬套，衬套大多用耐磨锡青铜铸造，这种衬套的厚度一般为??2~3mm，取??2.2mm，则小头孔直

25

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

?31?38mm 径d?31mm，小头外径D1?(1.2~1.35)d，取D1?1.23。

二、连杆小头的强度校核

以过盈压入连杆小头的衬套，使小头断面承受拉伸压力。若衬套材料的膨胀系数比连杆材料的大，则随工作时温度升高，过盈增大，小头断面中的应力也增大。此外，连杆小头在工作中还承受活塞组惯性力的拉伸和扣除惯性力后气压力的压缩，可见工作载荷具有交变性。上述载荷的联合作用可能使连杆小头及其杆身过渡处产生疲劳破坏，故必须进行疲劳强度计算。

图4.1 连杆小头主要结果尺寸

1、衬套过盈配合的预紧力及温度升高引起的应力

计算时把连杆小头和衬套当作两个过盈配合的圆筒，则在两零件的配合表面，由于压入过盈及受热膨胀，小头所受的径向压力为：

??d?t(????)d p?MPa （4-1） 22221D1?d1D1?d1[2??]?[2???]22ED1?dE?D1?d1式中：?—衬套压入时的过盈，mm；

一般青铜衬套?d1?0.0002~0.0015，取??0.0008， ?22?0.0176m其中：?t—工作后小头温升，约100~150 ?C；

?—连杆材料的线膨胀系数，对于钢 ??1.0?10?5(1/?C)；

??—衬套材料的线膨胀系数，对于青铜???1.8?10?5(1/?C)；

?、??—连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取?????0.3； E—连杆材料的弹性模数，钢E?4..2?105MPa；

E?—衬套材料的弹性模数，青铜E'?2.2?105MPa；

26

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

计算小头承受的径向压力为：

0.0176?24.2?120?（1.8?1.0）?10?524.2p??16.74 N 22130.734?24.2124.22?222[?0.3]?[?0.3]5225224.2?1030.734?24.22.2?1024.2?22由径向均布力p引起小头外侧及内侧纤维上的应力，可按厚壁筒公式计算，

外表面应力：

2d22?24.222 ?a?p2 （4-2） N/mm?16.74??54.63222D1?d30.734?24.2内表面应力：

2D1?d230.7342?24.22 ?i?p2 ?31.865??71.37N/mm2 （4-3）222D1?d30.734?24.2?a和?i的允许值一般为100~150N/mm2，校核合格。

2、连杆小头的疲劳安全系数

连杆小头的应力变化为非对称循环，最小安全系数在杆身到连杆小头的过渡处的外表面上为：

n??-1?a????m?? （4-4）

式中：?-1—材料在对称循环下的拉压疲劳极限，

?-1?2.5~3.5?102N/mm2（合金钢），取?-1?3?102N/mm2； ??—材料对应力循环不对称的敏感系数，取??=0.2； ?a—应力幅， ?a?71.37?54.63?63N/mm2；

271.37?54.63?9.87N/mm2；

2 ?m—平均应力，?m???—工艺系数，???0.4~0.6，取0.5；

则 n?3?10263?0.2?9.870.5?2.344

连杆小头的疲劳强度的安全系数，一般约在2.0~5.0范围之内。

27

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

3、连杆小头的刚度计算

当采用浮动式活塞销时，必须计算连杆小头在水平方向由于往复惯性力而引起的直径变形，其经验公式为:

??3Pjmaxdm(?3?90?)2EI?106 （4-5）

式中：?—连杆小头直径变形量，mm；

dm—连杆小头的平均直径，mm；

I—连杆小头断面积的惯性矩，

B1h326.388?6.5343I???613.43mm4

121230.734?24.22（105??90?）2则 ???0.0053mm 564.2?10?613.43?10对于一般发动机，此变形量的许可值应小于直径方向间隙的一半，标准

10519.681?间隙一般为0.012~0.031mm，则校核合格。 §4.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算

一、连杆杆身结构的设计

连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形断面，杆身截面宽度B约等于(0.16~D，截面高度0.(3mD为气缸直径)，取B?0.17D=17H?(1.5~1.8)17，取H?1.65B?26mm。

为使连杆从小头到大头传力比较均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的圆角半径。

二、连杆杆身的强度校核

连杆杆身在不对称的交变循环载荷下工作，它受到位于计算断面以上做往复运动的质量的惯性力的拉伸，在爆发行程，则受燃气压力和惯性力差值的压缩，为了计算疲劳强度安全系数，必须现求出计算断面的最大拉伸、压缩应力。

1、最大拉伸应力

由最大拉伸力引起的拉伸应力为：

?1?Pjmaxfm （4-6） 式中：fm—连杆杆身的断面面积，汽油机fm?(0.02~0.035)A，A为活塞投影

28

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

?D2?154.45mm。 面积，取fm?0.03?4则最大拉伸应力为：

?1?10519.681154.45?68.11MPa2、杆身的压缩与纵向弯曲应力

杆身承受的压缩力最大值发生在做功行程中最大燃气作用力pgmax时，并可认为是在上止点，最大压缩力为：

Pc?pgmax?Pj （4-7）

?7001.933?(?10519.681)?17521.614N

连杆承受最大压缩力时，杆身中间断面产生纵向弯曲。此时连杆在摆动平面内的弯曲，可认为连杆两端为铰支，长度为l?149mm；在垂直摆动平面内的弯曲可认为杆身两端为固定支点，长度为l'?l?24.22?47.82?113mm，因此在摆动平面内的合成应力为：

Pl2 ?x?(1?c fm)c （4-8）

Ixfm式中：c—系数，对于常用钢材，c?0.0003~0.004，取c?0.002；

Ix—计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩，mm4。

Ix?1130.734?24.23[BH3?(B?t)h3]?[21.87?30.083?(21.87?4.374)?()]12122

?49155.902mm4；

将式（4-8）改为：

?x?k1Pc （4-9） fml21492式中 k1—连杆系数，k1?1?cfm?1?0.002??154.45?1.14；

Ix49155.902则摆动平面内的合成应力为：

?x?1.14?17521.614 ?129.33MPa154.45同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为：

Pl2 ?y?(1?c fm)c （4-10）

4Iyfm29

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

Iy?1130.734?24.230.734?24.2[(H?h)B3?ht3]?[(30.08?)?21.873??4.3743]121222 ?23395.57mm4 将式（4-10）改成

?y?k2Pc （4-11） fml21492式中：k2—连杆系数，k2?1?cfm?1?0.002??154.45?1.1。

4Iy4?23395.57则在垂直于摆动平面内的合成应力为：

?y?1.1?17521.614 ?124.79MPa154.45?x和?y的许用值为250~400MPa ，所以校核合格。

3、连杆杆身的安全系数

连杆杆身所受的是非对称的交变循环载荷，把?x或?y看作循环中的最大应力，看作是循环中的最小应力，即可求得杆身的疲劳安全系数。

循环的应力幅?a和平均应力?m，在连杆摆动平面为： ?a? ?m?在垂直摆动平面内为：

?a??x??12?129.33?68.11?30.61MPa （4-12）

2129.33?68.11?98.72MPa （4-13）

2?x??12??y??12?124.79?68.11?28.34MPa （4-13）

2?124.79?68.11?96.45MPa （4-14）

2 ?m?连杆杆身的安全系数为：

?y??12 n??-1?a????m?? （4-15）

式中：?-1—材料在对称循环下的拉压疲劳极限，?-1?2.5~3.5?102N/mm2（合金钢），取?-1?2.5?102N/mm2；

30

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

??—材料对应力循环不对称的敏感系数，取??=0.2； ??—工艺系数，???0.4~0.6，取0.45。

则在连杆摆动平面内连杆杆身的安全系数为：

2.5?102n??2.8

30.61?0.2?98.720.45在垂直摆动平面内连杆杆身的安全系数为：

2.5?102n??3.0

28.34?0.2?96.450.45杆身安全系数许用值在1.5~3的范围内，则校核合格。 §4.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算

一、连杆大头的结构设计与主要尺寸

连杆大头的结构与尺寸基本上决定于曲柄销直径D2、长度B2、连杆轴瓦厚度?2和连杆螺栓直径dm。其中在D2、B2在曲轴设计中确定，D2?60mm，

B2?34mm，则大头宽度b2?35mm，轴瓦厚度?2?2mm取?2?2.5mm，大头

孔直径d2?65mm。

连杆大头与连杆盖的分开面采用斜切口，大头凸台高度

H1?H2?(0.35~0.5)d2，取H1?0.45d2?29.25mm，取H2?0.43d2?27.95mm，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离C?(1.24~1.31)d2，取

C?1.272d?82.55mm般螺栓孔外侧壁厚不小于2毫米，取3毫米，螺栓头，一

支承面到杆身或大头盖的过渡采用尽可能大的圆角。

二、连杆大头的强度校核

假设通过螺栓的紧固连接，把大头与大头盖近似视为一个整体，弹性的大头盖支承在刚性的连杆体上，固定角为?0，?0通常取40?，作用力通过曲柄销作用在大头盖上按余弦规律分布，大头盖的断面假定是不变的，且其大小与中间断面一致，大头的曲率半径为C2。

连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得：

P2?Pjmax?Pr?10519.681?6923.799?17443.48N

作用在危险断面上的弯矩M1和法向力N1由经验公式求得：

31

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

M1?P2?C63.881(0.0127?0.00083?0)?17443.48??（0.0127?0.00083?40）?25545.222N1?P2(0.522?0.003?0)?17443.48?(0.522?0.003?40)?11198.71N （4-16）

由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为：

M?M1 （4-17）

I?1?IN1 （4-18） A?1?A 作用于大头盖中间断面的法向力为：

N?

式中：I，I?—大头盖及轴瓦的惯性矩，mm4，

I?B2h?12‘3B2(C?d363.881?50.33)26.73?(）22??5579.727mm4 1212B2h3B2?326.73?2.53I????34.81mm4，

121212 A，A?—大头盖及轴瓦的断面面积，mm2，

A?B2h?26.73?63.881?50.3?181.51mm2，

2A??B2???26.73?2.5?66.825mm2，

在中间断面的应力为：

??MN ? （4-19）

WA

式中：W—大头盖断面的抗弯断面系数，

W?计算连杆大头盖的应力为：

M1N125545.1811198.7134.8166.825I?A?1?1?1?1?5579.727?181.51?63.29MPa I?A???WA1394.93181.51B2h?6226.73?(63.881?50.3)2?1394.93mm3 6一般发动机连杆大头盖的应力许用值为150~200MPa，则校核合格。

32

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

§4.2 连杆螺栓的设计

§4.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力

根据气缸直径D初选连杆螺纹直径dM，根据统计dM?(0.1~0.12)D，取

dM?0.1D?8.09mm。

发动机工作时连杆螺栓受到两种力的作用：预紧力P和最大拉伸载荷Pj，预紧力由两部分组成：一是保证连杆轴瓦过盈度所必须具有的预紧力P1；二是保证发动机工作时，连杆大头与大头盖之间的结合面不致因惯性力而分开所必须具有的预紧力P2。

?连杆上的螺栓数目为2，则每个螺栓承受的最大拉伸载荷Pj为往复惯性

力Pj和旋转惯性力Pr在气缸中心线上的分力之和，

Pj?Pr?cos?10519.681?6923.799?cos13????18633.01N （4-19） 即 Pj?22a轴瓦过盈量所必须具有的预紧力P1由轴瓦最小应力?min?200~300MP，

由实测统计可得P1一般为10~65N，取30N，由于发动机可能超速，也可能

（0.75~0.8）Pj?max，取发生活塞拉缸，P2应较理论计算值大些，一般取P2??mPP2?0.75?ax13043.1 1N。

§4.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算

连杆螺栓预紧力不足不能保证连接的可靠性，但预紧力过大则可能引起材料超出屈服极限，则应校核屈服强度，满足

???P?s （4-20） Fminn?dM2??8.092???51.38mm2；

44式中：Fmin—螺栓最小截面积，FminP—螺栓的总预紧力，P?P1?P2?30?13043.11?13073.11N； n—安全系数，n?1.5~2.0，取1.7；

?s—材料的屈服极限，一般在800MPa以上。

那么连杆螺栓的屈服强度为：

33

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

??13073.11?254.43MPa

51.38???s800??470.59MPa则校核合格。 n1.7§4.3 本章小结

本章在设计连杆的过程中，首先分析了连杆的工作情况，设计要求，并选择了适当的材料，然后分别确定了连杆小头、连杆杆身、连杆大头的主要结构参数，并进行了强度了刚度的校核，使其满足实际加工的要求，最后根据工作负荷和预紧力选择了连杆螺栓，并行检验校核。

34

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

第5章 结 论

本次设计的风冷4100柴油机以市场导向为依据而设计出来的，具有工作可靠性高、使用、保养方便、工作寿命长等优点。

在完成整个设计过程后，总结了以下结论：

（1）首先经过几种方案的比较，最终确定了设计方案，本设计以风冷912柴油机作为参照，确定了相关参数，以便进行下一步的设计计算。

（2）以传统运动学和动力学的理论知识为依据，对活塞连杆机构的受力进行了系统的分析，并以此作为零件强度、刚度和和磨损等问题的依据。在此基础上，又进行了动力学方面的理论分析，重点分析了活塞的运动规律。

（3）对活塞连杆机构的主要零部件活塞、连杆以及机构的其它零件如螺栓等进行了主要结构参数的设计计算，并通过校核检验尺寸选取的是否合适。分析了零部件的工作条件，总结应满足的设计要求，合理选择材料，以满足强度和刚度的校核。

35

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

参考文献

[1] 周龙保. 内燃机学. 北京：机械工业出版社. 2008:135-151 [2] 袁兆成. 内燃机设计. 北京：机械工业出版社.2006:105-147 [3] 陈家瑞. 汽车构造. 北京: 机械工业出版社.2009:57-81

[4] 王定祥. 现代工程机械柴油机. 北京: 机械工业出版社.2004: 13-53

[5] 赵新房.看图学修柴油机.北京:人民邮电出版社.2005: 24-30 [6] 万欣等.内燃机设计.天津：天津大学出版社，1988：54-89 [7] 高秀华等. 内燃机. 北京：化学工业出版社，2006：186-203 [8] 詹友刚．Pro/E野火版3.0机械设计教程[M]．北京：机械工业出版

社，2007．1．

[9] 谭荣望等.内燃机结构设计.北京：中国铁道出版社，1990：86-105 [10] 唐开元. 柴油机增压原理[M]. 北京: 国防工业出版社， 1985 [11] 柴油机设计手册编辑委员会. 柴油机设计手册（上册）[M]. 中国

农业机械出版社. 1984， 415-630

[12] 肖永宁，潘克煌，韩国诞. 内燃机热负荷和热强度[J]. 北京: 机

械工业出版社， 1988

[13] 徐兀， 汽车发动机现代设计[M]. 北京: 人民交通出版社， 1995，

169-197.

[14] 佟景伟，李林安，李鸿琦等. 在温度和机械载荷作用下活塞应力与

变形的三维有限元分析[J]. 内燃机学报. 1995，13(2): 123-131.

[15] 张冶，洪雪. UG NX三维工程设计与渲染教程[M]. 清华大学出版

社. 2004，1-245

[16] 袁峰. UG NX机械设计实例教程[M]. 清华大学出版社. 2006，1-157

36

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

致 谢

在本文完成之际，向我最尊敬的导师罗浩老师致以最诚挚的敬意和最衷心的感谢。几个月以来，他不遗余力地对我的设计进行了指导。在我毕业设计这段时间，罗老师言传身教，身体力行地不断培养我独立思考，深入探索，解决实际问题的能力，使我受益匪浅。此外还要感谢那些给予过我关心、帮助的同学，正是有了大家的关怀、鼓励，此设计才得以顺利完成。同时还要感谢大学四年来所有的老师，为我们打下良好的汽车专业知识的基础；为我们以后的工作实践做好了铺垫。

毕业设计虽已完成， 但由于知识水平的局限，实际经验缺乏，设计还存在许多不足，有很多地方需要改进。对于这些不足，我会在今后的工作、生活中努力去改正，并利用自已所学到的知识，为社会作更多的贡献，成为一个对社会有用的人。

37

车辆与动力工程学院毕业设计说明书

附 录

表4100发动机主要性能参数

气缸排列方式 供油方式 排量/L 缸径/mm 行程/mm 行程/缸径 连杆中心长/mm 缸体高/mm 缸心距/mm 压缩比 额定功率/kW 最大扭矩/(N·m) 平均有效压力/MPa) 点火顺序 直列四缸 直接喷射 3.768 100 120 1.2 216 222.75 130 17 46 230 0.726 1—3—4—2

38

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/2ep5.html