1、2.1 连杆的设计42.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用42.1.2 连杆长度的确定42.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算42.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算72.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算102.2 连杆螺栓的设计122.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力122.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算122.3 本章小结13第3章 曲轴的设计143.1 曲轴的结构型式和材料的选择142.1.1 曲轴的工作条件和设计要求143.1.2 曲轴的结构型式143.1.3 曲轴的材料153.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计153.2.1 曲柄销的直径和
2、长度153.2.2 主轴颈的直径和长度163.2.3 曲柄163.2.4 平衡重163.2.5 油孔的位置和尺寸173.2.6 曲轴两端的结构173.2.7 曲轴的止推183.3 曲轴的疲劳强度校核183.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩183.3.2 名义应力的计算223.4 本章小结24第4章 活塞组的设计254.1 活塞的设计254.1.1 活塞的工作条件和设计要求254.1.2 活塞的材料264.1.3 活塞头部的设计264.1.4 活塞裙部的设计304.2 活塞销的设计324.2.1 活塞销的结构、材料324.2.2 活塞销强度和刚度计算334.3 活塞销座344.3.1 活塞销座
3、结构设计344.3.2 验算比压力344.4 活塞环设计及计算344.4.1 活塞环形状及主要尺寸设计344.4.2 活塞环强度校核354.5 本章小结36第5章 活塞的温度场分析375.1 活塞的热负荷和相关参数375.2 活塞热分析边界条件的确定375.2.1燃气对活塞顶部的换热系数和燃气平均温度的确定385.2.2火力岸、活塞环区和裙部换热系数的确定385.2.3内腔换热系数的确定395.2.4冷却油腔换热系数的确定395.3活塞温度场模拟分析和结果405.4 本章小结47结论48参考文献49致谢50IV第1章 绪论1.1 选题的目的和意义曲柄连杆机构是发动机的传递运动和动力的机构，通过
4、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，曲柄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曲柄连杆机构设计的关键性问题1。通过设计，确定发动机曲柄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。在传统的设计模式中，为了满足设计的需要须进行大量的数值计算，同时为了满足产品的使用性能，须进行强度、刚度、稳定性及可靠性等方面的设计和校
5、核计算，同时要满足校核计算，还需要对曲柄连杆机构进行动力学分析。在满足发动机高功率设计的同时，必须要考虑发动机的温度和强度方面的要求。发动机是一切动力装置的新章，而作为发动机关键部件的活塞又是重中之重，活塞热负荷和热强度问题的解决常常是提高征集技术水平的关键，直接影响内燃机工作可靠性和耐久性。为了减少发动机的整机重量和提高功率，中小型柴油机几乎都采用铝合金作为材料，为了减少活塞的传热和热负荷，人们正尝试使用陶瓷作为活塞的材料。有限元法是当今工程分析中应用最广泛的数值计算方法。由于它的通用性和有效性，受到工程技术界的高度重视。它不但可以解决工程中的结构分析问题，也成功地解决了传热学，流体力学，电
6、磁学和声学等领域的问题。有限元计算结果可以作为各类工业产品设计和想能分析的可靠依据。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够强度问题。热负荷问题，而研究分析的结果与试验箱就和将验证试验进行的有效性。鉴于此，采用有限元技术，应用ANSYS软件，对某发动机活塞进行了温度场的数值模拟,进而了解了活塞的热负荷状态和热应力分布情况,为降低热负荷,改善热应力分布和改进设计,提高内燃机的性能与可靠性提供必要的理论依据,具有十分重要的意义。1.2 国内外研究现状目前国内外对发动机曲柄连杆机构的动力学分析的方法很多，而且已经完善和成熟。其中机构运动学分析是研究两个或两个以上物体间的相对运动，
7、即位移、速度和加速度的变化关系：动力学则是研究产生运动的力。发动机曲柄连杆机构的动力学分析主要包括气体力、惯性力、轴承力和曲轴转矩等的分析，传统的内燃机工作机构动力学、运动学分析方法主要有图解法和解析法5。通过对机构运动学、动力学的分析，我们可以清楚了解内燃机工作机构的运动性能、运动规律等，从而可以更好地对机构进行性能分析和产品设计。但是过去由于手段的原因，大部分复杂的机械运动尽管能够给出解析表达式，却难以计算出供工程设计使用的结果，不得不用粗糙近似的图解法求得数据。近年来随着计算机的发展，可以利用复杂的计算表达式来精确求解各种运动过程和动态过程，从而形成了机械性能分析和产品设计的现代理论和方
8、法。对活塞的研究主要有传力、传热、导向、密封、减轻重量和耐磨六个方面，实际上会絮叨一定相互矛盾的问题。有些问题如密封效果，磨损熟虑等着很难计算。活塞的设计在很大程度上依赖于又有的大量专门的试验研究的成果和经验。在活塞传热、温度场、应力场研究上，无论在理论分析方面还是在试验方法方面目前都已比较成熟2。八十年代国外有关研究有：利用有限元法对策研究活塞进行了数值分析，他详细论述了有限元方法在柴油机活塞设计中的应用，给出了温度场、热变形、机械变形以及应力场，反映了一般柴油机活塞在这方面的变化趋势。国内八十年代初对内燃机受热件的瞬态温度场进行了一位老外计算和有限元差分计算，对对一额吸纳工作和边界条件都十
9、分复杂的活塞，一维数学模型就显得太粗糙，应用有很大的局限性。九十年代，按照热疲劳和高温低周活塞寿命和安全性进行评定。根据缸内温度和压力呈现三角波形变化的态度，采用ANSYS有限元程序对策研究性三维温度场的分析。利用Galerkin法原理，建立了轴对称热冲击问题的有限元方程，对策研究活塞进行了数值分析，研究活塞的热冲击和热损伤机理3。1.3 设计研究的主要内容对内燃机运行过程中曲柄连杆机构受力分析进行深入研究，其主要的研究内容有：（1）分析曲柄连杆机构中主要零部件如活塞，曲轴，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；（2
10、）应用solidworks软件将零件模型图转化为相应的工程图，并结合使用AutoCAD软件，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和检验。 （3）使用solidworks三维作图软件建立了活塞的实体模型，并将其导入ANSYS软件进行温度场的分析和处理，得到了内容丰富的结果数据。（4）依据发动机的实测示功图，按照公式，用积分方法得到了活塞顶部燃气对活塞的换热系数和环境温度。从理论上深入了解模型的简化方法，施加适当的边界条件和约束关系，分析活塞在缸内的受热情况，计算活塞在温度等载荷条件下的温度分布。第2章 连杆组的设计2.1 连杆的设计2.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材
11、料选用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。它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。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
12、，表面喷丸强化处理，提高强度。2.1.2 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，即连杆长度它通常是用连杆比来说明的，通常0.3125，取，则。2.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算1、连杆小头的结构设计连杆小头主要结构尺寸如图2.1所示，小头衬套内径和小头宽度已在活塞组设计中确定，。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，取，则小头孔直径，小头外径，取。2、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。
13、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9。图2.1 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： （2.1）式中：衬套压入时的过盈，； 一般青铜衬套，取，其中：工作后小头温升,约；连杆材料的线膨胀系数，对于钢 ；衬套材料的线膨胀系数，对于青铜；、连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取；连杆材料的弹性模数，钢10；衬套材料的弹
14、性模数，青铜；计算小头承受的径向压力为：由径向均布力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 （2.2）内表面应力 （2.3）的允许值一般为，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： （2.4）材料在对称循环下的拉压疲劳极限，（合金钢），取； 材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2； 应力幅， ； 平均应力，；工艺系数，取0.5；则 连杆小头的疲劳强度的安全系数，一般约在范围之内4。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
15、公式为: （2.5）连杆小头直径变形量，；连杆小头的平均直径，； 连杆小头断面积的惯性矩，则 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，标准间隙一般为，则校核合格。2.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算1、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，杆身截面宽度约等于（为气缸直径），取，截面高度，取。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。2、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
16、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： （2.6）连杆杆身的断面面积，汽油机，为活塞投影面积，取。则最大拉伸应力为： （2）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时，并可认为是在上止点，最大压缩力为： （2.7） 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；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，因此在摆动平面内的合成应力为： （2.8）系数，对于常用钢材，取；计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩，。 ；将式（2.8）
17、改为： （2.9）式中 连杆系数，；则摆动平面内的合成应力为：同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为： （2.10） 将式（2.10）改成 （2.11）连杆系数，则在垂直于摆动平面内的合成应力为： 和的许用值为 ，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，把或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。循环的应力幅和平均应力，在连杆摆动平面为： （2.12） （2.13）在垂直摆动平面内为： （2.14）连杆杆身的安全系数为： （2.15）材料在对称循环下的拉压疲劳极限，（合金钢），取；材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2；工
18、艺系数，取0.45。则在连杆摆动平面内连杆杆身的安全系数为：在垂直摆动平面内连杆杆身的安全系数为：杆身安全系数许用值在的范围内，则校核合格。2.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算1、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、长度、连杆轴瓦厚度和连杆螺栓直径。其中在、在曲轴设计中确定，则大头宽度，轴瓦厚度，取，大头孔直径。连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度，取，取，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离，取，一般螺栓孔外侧壁厚不小于2毫米，取3毫米，螺栓头支承面到杆身或大头盖的过渡采用尽可能大的圆角。2、连杆大头的强度校核假设通过螺
19、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，通常取，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。 连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得：作用在危险断面上的弯矩和法向力由经验公式求得： （2.16）由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为： （2.17）作用于大头盖中间断面的法向力为： （2.18），大头盖及轴瓦的惯性矩， ，大头盖及轴瓦的断面面积，在中间断面的应力为： （2.18）大头盖断面的抗弯断面系数，计算连杆大头盖的应力为：一般发动机连杆大头盖的应力许用值为，则校核合格。
20、2.2 连杆螺栓的设计2.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力根据气缸直径初选连杆螺纹直径，根据统计，取。发动机工作时连杆螺栓受到两种力的作用：预紧力和最大拉伸载荷，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；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4。连杆上的螺栓数目为2，则每个螺栓承受的最大拉伸载荷为往复惯性力和旋转惯性力在气缸中心线上的分力之和，即 （4.19）轴瓦过盈量所必须具有的预紧力由轴瓦最小应力，由实测统计可得一般为，取30，由于发动机可能超速，也可能发生活塞拉缸，应较理论计算值大些，一般取，取。2.2.2 连杆螺栓的
21、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 （2.20）螺栓最小截面积，；螺栓的总预紧力，；安全系数，取1.7；材料的屈服极限，一般在800以上16。那么连杆螺栓的屈服强度为：则校核合格。2.3 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。第3章 曲轴的设计3.1 曲轴的结构型式和材料的选择2.1.1 曲轴的工
22、作条件和设计要求曲轴是在不断周期性变化的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态。由于曲轴弯曲与扭转振动而产生附加应力，再加上曲轴形状复杂，结构变化急剧，产生的严重的应力集中。特别在曲柄至轴颈的圆角过渡区、润滑油孔附近以及加工粗糙的部位应力集中现象尤为突出。所以在设计曲轴时，要使它具有足够的疲劳强度，尽量减小应力集中现象，克服薄弱环节，保证曲轴可靠工作。如果曲轴弯曲刚度不足，就会大大恶化活塞、连杆的工作条件，影响它们的工作可靠性和耐磨性，曲轴扭转刚度不足则可能在工作转速范围内产生强烈的扭转振动，所以设计曲轴时，应保证它有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度。此外，曲轴主轴颈与曲柄销时再高比压下进行高速转动的，因而还会产生强烈的磨损。所以设计曲轴时，要使其各摩擦表面耐磨，各轴颈应具有足够的承压面积同时给予尽可能好的工作条件。3.1.2 曲轴的结构型式曲轴的设计从总体结构上选择整体式，它具有工作可靠、质量轻的特点，而且刚度和强度较高，加工表面也比较少。为了提高曲轴的弯曲刚度和强度，采用全支撑半平衡结构11，即四个曲拐，每个曲拐的两端都有一个主轴颈，如图3.1所示：图3.1 曲轴的结构型式3.1.3 曲轴的材料在结构设计和加工工艺正确合理的条件下，主要是材料强度决定着曲轴的体积、重量和寿
