曲柄連桿機構設計

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1、曲柄連桿機構設計 4 曲軸飛輪組設計 二連桿組設計 三、活塞組設計 A曲柄連桿機構 Crankshaft and Connecting Rod 將活塞的直線往復運動變?yōu)榍S的 旋轉運動，并輸出動力。 曲柄連桿機構 連桿曲軸組件是內(nèi)燃機主要的受力運動件，它們在缸內(nèi)氣壓力的壓 縮及往復和旋轉慣性力拉伸作用下應具有足夠的強度，以防疲勞破壞， 這是它們的設計焦點。連桿和曲軸的軸承應保持工作可靠而耐久，而這 些軸承可以說是機械制造業(yè)中工作條件最嚴酷的軸承。 織愉ftfrtiE吋齒輪 織愉ftfrtiE吋齒輪 卡環(huán) a if

2、lS 弟_血氣壞 If桿 定件霧.世 曲軸飛輪組 織愉ftfrtiE吋齒輪 ?工作條件： ? 高溫（2500K以上） ? 高壓（5?9MPa） ?高速（3000?6000r/min） （100?200沖程/秒） ? （線速度大） ? 化學腐蝕（如氣缸、氣缸蓋、活塞組等） 、曲柄連桿機構的受力 曲柄連桿機構：高壓、變速運動 作用力（復雜）: 氣體作用力 往復慣性與離心力 摩擦力 外界阻力 曲軸飛輪組 活衆(zhòng)環(huán) 活塞 活

3、塞銷 連桿 連桿軸承 連桿蓋 連桿螺栓 (1)氣體作用力Gas force 四個沖程: 氣體壓力始終存在。 ?進氣、排氣兩沖程：氣體壓力較小，對機件影響不 ?作功和壓縮兩沖程：氣體作用力大 進氣行程 壓縮行程 作功行程 進氣 排氣行程 作功沖程(Power stroke): ＞氣體壓力推動活塞向下運動的力。 ＞高壓燃氣直接作用在活塞頂部。 Fp-活塞t活塞銷Fp2 FplT連桿t曲柄銷tR、So Rt曲柄方向t主軸頸與主軸承壓緊 St垂直方向-＞（壓緊力）轉矩Tt旋轉 a）?作功行程

4、 Fp2-＞側壓力t翻倒t機體下部應支承 a）?作功行程 壓縮沖程(Compression Stroke) >氣體壓力：阻礙活塞向上運動 > F'ptF"、F'p2 Fb-RS S R't壓緊力；旋轉阻力矩T, F'p2 t將活塞壓向氣缸的另一側壁。 (2) 往復慣性力與離心力 Parts inertia and centrifugal force ＞往復運動的物體，當運動速度變化時，就要產(chǎn)生往復慣性力。 ＞物體繞某一中心作旋轉運動時，就會產(chǎn)生離心力。 燃燒室徐

5、 匕 活塞和連桿小頭 >往復直線運動，速度高、不斷變化 >上止點T下止點，速度變化規(guī)律= 零-> 增大-> 最大（臨近中間）-> 減小->零 活塞向下運動： 前半行程加速運動，慣性力向上，F(xiàn)j； 后半行程減速運動，慣性力向下，門 活塞向上運動： 前半行程慣性力向下 活塞行程 IF活塞fT程 兩倍曲柄半徑 L作容積 匕 后半行程慣性力向上 往復慣性力與離心力 Parts inertia and centrifugal force b）恬寰在下半行程時的慣甦力 亦活型在上半行程時的慣姓力

6、 往復慣性力(Parts inertia force) 活塞、活塞銷和連桿小頭 ▲質(zhì)量大、轉速大T往復慣性力大 ■使曲柄連桿機構的各零件和所有軸頸承受周期性的附加 載荷，加快軸承的磨損； ?末被平衡的變化著的慣性力傳到氣缸體后，還會引起發(fā) 動機的振動。 ?離心力(Parts centrifugal force)： ?偏離軸線的曲柄、曲柄銷和連桿大頭 *方向沿曲柄半徑向外 大小?曲柄半徑、旋轉質(zhì)量、轉速。 半徑長、質(zhì)量大、轉速高-離心力大。 桑垂直方向分力與往復慣性力方向一致，加劇了發(fā)動機的上、下振 動。 賽水平方向分力使發(fā)動機產(chǎn)生水平方向

7、振動。 ▲離心力使連桿大頭的軸瓦和曲柄銷，曲軸主軸頸及其軸承受到又 一附加載荷，增加它們的變形和磨損。 (3) 摩擦力(Friction) ?摩擦力是任何一對互相壓緊并作相對運動的零件表面之 間必定存在的，其最大值決定于上述各種力對摩擦面形 成的正壓力和摩擦系數(shù)。 (4) 受力與變形(Force and distortion) ?壓縮 ■拉伸 ?彎曲 ■扭轉 二、曲軸飛輪組設計 第一節(jié) 曲軸的工作情況、結構型式和材料選擇 1?、曲軸的工作情況、設計要求 曲軸是內(nèi)燃機中價格最貴的重要零件。曲軸的成本大致占整機成本的 1/10 O 曲軸承受著不斷周期

8、性變化的缸內(nèi)氣體作用力、往復慣性力和旋轉慣性 力引起的周期性變化的彎曲和扭轉負荷。 曲軸還可能承受扭轉振動引起的附加扭轉應力。 曲軸最常見的損壞原因是彎曲疲勞。所以，保證曲軸有足夠的疲勞強度 是曲軸設計的首要問題。曲軸各軸頸的尺寸還應滿足軸承承壓能力和潤滑條 件的要求。另一方面，曲軸軸頸直徑加大會使摩擦損失增加。 曲軸破壞形式: 彎曲疲勞裂紋一一從軸頸根部表面的圓角處發(fā)展到曲柄上，基本上成 45°折斷曲軸; 扭轉疲勞破壞-一-通常是從機械加工不良的油孔邊緣開始，約成45。 斷曲柄銷。 彎曲疲勞斷口 連桿軸頸扭轉疲勞斷口

9、 總結起來，曲軸的工作條件為： 1） 受周期變化的力、力矩共同作用，曲軸既受彎曲又受扭轉，承受交 變疲勞載荷，重點是彎曲載荷。曲軸的破壞80%是彎曲疲勞破壞。 2） 由于曲軸形狀復雜，應力集中嚴重，特別是在曲柄與軸頸過渡的圓 角部分。 3）曲軸軸頸比壓大，摩擦磨損嚴重。 設計曲軸時要求： 1） 有足夠的耐疲勞強度。 2） 有足夠的承壓面積，軸頸表面要耐磨。 3） 盡量減少應力集中。 4） 剛度要好，變形小，否則使其他零件的工作條件惡化。 2、曲軸的材料 曲軸材料要根據(jù)用途和強化程度正確選用。 1） 中碳鋼。如選用45鋼（碳的質(zhì)量分數(shù)為0.4

10、2%?0.47%）,絕大多數(shù) 采用模鍛制造。 2） 合金鋼。在強化程度較高的發(fā)動機中采用，通常加入C“ Nix Mo、 V、W等合金元素以提高曲軸的綜合力學性能。 3） 球墨鑄鐵。球墨鑄鐵的力學性能和使用性能優(yōu)于一般鑄鐵，在強度 和剛度能夠滿足的條件下，使用球墨鑄鐵材料能夠減少制造成本，而且 由于材料本身的阻尼特性，還能夠減小扭轉振動的幅值。 第二節(jié)曲軸主要尺寸的確定和結構細節(jié)設計 1、曲軸的結構型式 曲軸從總體結構看可分為整體式和組合式兩種O 隨著復雜結構鑄造和鍛造技術的進步，現(xiàn)代中、小功率高速內(nèi)燃機幾乎都 用整體曲軸，因為它結構簡單，加工容易。 圖6?1四拐平血曲軸二維實

11、體圖 2v曲軸的長度 曲軸的長度都是由總體布置來決定的，主要決定于：缸心矩L。、 氣缸直徑D以及曲軸的支承形式。 曲軸采用全支承時，曲軸的長度就要大一些。 曲軸總長度定下來后，曲軸其他部位長度的確定就是如何合理分 配的問題了。 為了降低曲拐旋轉慣性力引起的曲軸內(nèi)彎矩和主軸承的附加動負荷，曲 軸大多帶有平衡塊(圖11-22) o多缸內(nèi)燃機的曲軸一般由多個相同的曲 拐以及前端、后端構成。 一個曲拐的主要尺寸參數(shù)有： 曲柄銷直徑dcp (D』和長度lcp (L2)； 主軸頸直徑dJDJ和長度l?(Li)； 曲柄臂的厚度％和寬度bcw ； 圖5?15 曲軸基本結構尺寸圖 軸頸到

12、曲柄臂的過渡圓角R (圖11-22) o 3、曲柄銷（連桿頸）直徑和長度L2 曲軸尺寸中最值得關注的是曲柄銷（連桿頸）直徑D2和曲柄臂厚 hw。 曲柄銷（連桿頸）直徑D2增大使連桿軸承工作條件改善，曲軸強 度和剛度提高，但同時使連桿尺寸增大，曲軸旋轉質(zhì)量增大，平衡塊 加大；使曲軸扭振頻率下降，所以要特別慎重地選擇。 當前的設計趨勢是：增加減小鳥。 這樣設計的優(yōu)點是： 1) 1_2—定時，D?增加，比壓下降，耐磨性提高。 2) D?增加時，彎曲剛度增加，扭轉剛度增加。 3) 1_2下降時，縱向尺寸下降，曲軸剛度提高。 從潤滑理論來講，希望L2/ D2?0.4o 因為LJD

13、2過小，潤滑油很容易從滑動軸承兩端泄掉，油膜壓力建立不 起來，軸承的承載能力下降。 如果L2/D2過大，潤滑油流動不暢，導致油溫升高，潤滑油粘度下降和 承載能力下降。而且P過大時曲軸變形大，容易形成棱緣負荷。 提高D?受到兩個限制： 1) D?增加導致離心力增加，轉動慣量增加。 2) 受到連桿大頭及剖分面形式的影響，一般DJD的取值為 I 0.65 ~| 0.65-0.7 平切口 斜切口 承壓面積(cm2) A2=0.01D2L2, 一般與活塞頂投影面積A的比值為 A2/A=0.2-0.5,對于汽油機取值偏下。 4、主軸頸直徑D］和長度L］ 從曲軸全長等剛度出發(fā)，應該

14、設計成D產(chǎn)D2； 從曲軸等強度出發(fā)，DVD?。 但是實際結構中，主軸頸D］都大于連桿軸頸D?。這樣做的原因是： 1) D］增加，可以提高曲軸剛度，增加了曲柄剛度，不增加離心力。 2) D］增加，可增加扭轉剛度，固有頻率叫增加，轉動慣量I增加不多。 但是，D增加，主軸承圓周速度增加，摩擦損失增加，油溫提高。一般 D2-1.05-1.25f L{

15、軸彎曲疲勞強度的 主要參數(shù)。 增大R對提高曲軸疲勞強度非常有效。 但增大R意味著縮小軸承承壓長度，所以這里又存在一個強度與耐磨性之 間的矛盾，要合理折中。r = (0.05?0.10) d R>2nmi 過渡圓角半徑不僅要足夠大，而且要仔細加工，形狀必須圓滑，表面必須光 潔。圓角加工后再進行滾壓，不但可以減小表面粗糙度值，而且在表層造 成殘余壓縮應力，因而可提高彎曲疲勞強度30?60 % o 6v曲柄 在確定曲柄的尺寸時，應該考慮到曲柄往往是整體式曲柄中的最薄弱環(huán)節(jié)。疲 勞裂紋往往起源于高度應力集中的過渡圓角處。 曲柄在曲拐平面內(nèi)的抗彎能力以其矩形斷面的抗彎斷面模數(shù)w。來衡量:

16、bh2 (5-2) 增加曲柄的厚度h要比增加曲柄的寬度b要好的多。 圖5?6曲柄形狀對曲軸扭轉疲芳強度的影響 7、平衡重 設計平衡重時： ① 應盡可能使平衡重的重心遠離曲軸旋轉中心。即用較輕的重量達到較好的效果。 ② 平衡重的徑向尺寸和厚度應以不碰活塞裙底和連桿大頭能通過為限度。 燕尾槽結構：螺釘不承受平衡重的離心力，僅起拉緊作用。 縱向切槽：為了增加彈性，槽下方的小圓孔則是為了減小應力集中和退力。為了消除 b〉 圖"8平衡更的緊固方法 &油孔的位置和尺寸 將潤滑油輸送到曲軸油道中去的供油方法有兩種: ① 集中供油 ② 分路供油 ①潤滑油一般從機體上的主軸

17、油道通過主軸承的上軸瓦引入。因為上軸瓦僅承受慣性 力的作用，比下軸瓦受力要低一些。 ②從主軸頸向曲柄銷供油一般采用斜油道。直的斜油道結構最簡單，但有兩個主要缺 點：一是油道位于曲拐平面內(nèi)，油道出口處應力集中現(xiàn)象嚴重。二是斜油道相對軸承 摩擦面是傾斜的，潤滑油中的雜質(zhì)受離心力的作用總是沖向軸承的一邊。 圖5?9 b) 油孔的布置應該由曲軸強度、軸承負荷分布和加工工藝綜合確定: 1） 設在低負荷區(qū)，保證潤滑油出口阻力小，供油充分。 2） 從強度來講，應該在曲拐平面運轉前方=45° ~90°處，即彎曲的中性面 上，使得加工方便，曲軸切應力最小。 9、曲軸兩端的結構 曲軸上帶動

18、輔助系統(tǒng)的驅動齒輪和皮帶輪一般裝在曲軸的前端，當曲軸因 受離合器的作用力、斜齒的軸向力和熱膨脹而產(chǎn)生軸向位移時，將影響配氣和 供油定時。多缸發(fā)動機由于曲軸較長，往往把傳動齒輪裝在曲軸后端。 曲軸后端設有法蘭或加粗的軸頸，飛輪與后端用螺栓和定位銷連接。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。 10v曲軸的止推 曲軸由于受熱膨脹而伸長或受斜齒輪及離合器等的軸向力會產(chǎn)生軸向移動, 為防止曲軸的軸向位移，在曲軸與機體之間設置止推軸承。 止推軸承只能設置一個，以使曲軸相對于機體能自由地沿軸向作熱膨脹。 1. 從減小軸向移動對配氣定時和供油定

19、時的影響出發(fā)，希望把止推軸承 設在前端。 2. 止推軸承設置在后端則可以避免曲軸各曲拐承受功率消耗者的軸向推 力的作用。 3. 從降低曲軸和機體加工尺寸鏈精度要求出發(fā)，也可設在曲軸中央。 1K曲軸的油封裝置 發(fā)動機工作時，為了防止曲軸前后端沿著軸向漏油，曲軸應有油封裝置。在高 速內(nèi)燃機上采用的油封結構都是組合式的，常用的有： 1） 甩油盤和反油螺紋； 2） 甩油盤和填料（石棉繩）油封; 3）甩油盤和橡膠骨架式油封 1. 2止推軸承 3?止推片 4. 正時齒輪 5. 甩油盤 6. 油封 7. 皮帶輪 8?起動爪 1. 2止推軸承 3?止推片 4.正時齒輪 5

20、.甩油盤 6.油封 7.皮帶輪 8?起動爪 移需動正擦 前軸面移與摩 向推端后承而 軸止臂向軸貉 曲軸的前端 兩止推軸承白金合面相背 曲柄銷直徑D2和長度L2 ； L2/ D2-0.4 2l< 065 D - 0.65-0.7 平切口 斜切口 主軸頸直徑D和長度 Li ； Di/D2^1.05-1.25, Li0.3 曲柄臂的厚度h和寬度b ； w嚴竽 軸頸到曲柄臂的過渡圓角R R = (0.05~0?10) d R>2nun 】(2 h 仏 h/2 I ■ ■ ■ — ■ —亠 第三節(jié)提高曲軸強度的結構措施和工藝措施

21、 1、結構措施 在載荷不變的情況下，要降低最大彎曲應力值，提高曲軸的彎曲強度 就應設法： ① 降低軸的應力集中效應； ② 適當減小單拐中間部分的彎曲剛度； 使應力分布較為均勻，即用結構措施使形狀彎曲部分的應力集中最大 限度地下降。 (―)加大軸頸重疊度A 采用短行程是增加重疊度的有效方 法，它比通過加大主軸頸來增加重 疊度的作用大。為了使重疊度A成 為無量綱參數(shù)，以便對不同發(fā)動機 進行比較，引用軸頸重疊系數(shù)＜p : A D、+ D? 69 = 1 + —= E S 2 圖5-30表示軸頸重疊度系數(shù)Q隨S/D 而變化的趨勢。 圖5?30曲軸重逸度系數(shù)9

22、 （二）加大軸頸附近的過渡 過渡圓角的尺寸、形狀、材料組織、表面加工質(zhì)量和表面粗糙度等對曲軸應力的影響 十分明顯。為了減小圓角部位的應力集中效應，必須增大圓角半徑。但隨著圓角半徑 的增大，軸頸有效承壓長度縮短。為解決這一矛盾，設計了變曲率過渡曲線（例如用 1/4橢圓狐）的方法或者用幾段相互相切的圓弧近似代替，如圖6-7所示。但是這種過 渡曲線要求對精磨圓角的砂輪進行專門的修整，工藝復雜。如果砂輪修整得不準，可 能會弄巧成拙，所以應用得不廣。 5 圖6-7圓角過渡

23、曲線形式 （三）采用空心曲軸 若以提高曲軸抗彎強度（降低曲柄圓角最大彎曲應力）為主要目標，采用主 軸頸為空心的半空心結構就行了。 若同時要減輕曲軸的重量和減小曲柄銷的離心力，從而降低主軸承負荷，則 宜采用全空心結構（圖6?8）,且將曲柄銷內(nèi)孔向外側偏離。 圖6?8空心曲軸 （四）開卸載槽 所謂卸載槽，就是在曲柄銷下方或主軸頸上方曲柄內(nèi)挖一凹槽（圖6/0）。 一般稱前者為曲柄銷卸載槽，后者為主軸頸卸載槽。 適當?shù)剡x擇槽的形狀、邊距、槽深、圓角以及張角，在相同的載荷條件下，可使曲柄 銷圓角最大應力值有所降低。因為卸載槽挖去的金屬比空心結構相對較少，對曲柄的 彎曲剛度影響

24、不大，對其應力狀態(tài)幾乎沒有影響。 圖6?10有卸載槽的曲軸結構 （五）沉割圓角 為了能增加圓角半徑R的同時保證軸頸的有效承壓長度，可采用曲軸沉割圓角（ 圖6?9） o 圖6?9a所示為把過渡圓弧移到曲柄里，形成的組合內(nèi)凹圓角，這時最大應力點移向曲 柄內(nèi)側，因此要注意內(nèi)凹圓角不能太深，否則會過多地削弱曲柄的強度反而使曲軸強 度降低。 a) a) O a) 2、工藝措施 工藝措施就是采用局部強化的方法來充分發(fā)揮材料強度的潛力 角滾壓強化 曲軸圓角滾壓強化是近年來應用越

25、來越廣的圓角強化方法。 圓角滾壓強化的原理: 表面產(chǎn)生剩余壓應力，抵消部分工作拉伸應力，提高曲軸的疲勞強度。 鋼軸的疲勞強度可提高30%,球墨鑄鐵軸的疲勞強度可提高30%?60%。 曲軸圓角滾壓強化(圖6-11)之后, 還可以降低圓角的表面粗糙度值，消除顯微表面 裂紋和針孔、氣孔等表面缺陷。 圖6?11曲軸圓角滾樂強化 (GC0? 60 -65HRC) （二）軸頸和 角表面同時進行淬火強化 一般都用高周波電流感應加熱的方法進行表面淬火。一般鍛鋼曲軸感應淬火的效 果比球鐵好。但曲軸圓角淬火容易引起曲軸變形。所以粗磨后進行感應淬火，用精磨 來消除

26、變形。 淬硬帶 圖6?12曲軸表面淬火示意圖 （三）噴丸強化處理 它與滾壓強化方法一樣，亦屬于利用冷作變形，在金屬表面上留下壓應力，而 且使表層硬度提高，從而提高曲軸疲勞強度的方法。噴丸比滾壓優(yōu)越的地方是使曲 軸整個表面都能得到強化，甚至包括未加工的高應力區(qū)，同時適于大批生產(chǎn)。 圖6-15曲軸噴丸強化處理示意圖 1 一噴丸裝置2—曲軸3—滾輪 （四）氮化處理 氮化處理是指利用輝光離子氮化或氣體軟氮化方法，使氮氣滲入曲軸表面，由 于氮的擴散作用，使金屬體積增大，因而產(chǎn)生擠壓應力。 氮化處理是一種化學熱處理化金屬表面的方法。氮化處理后，由于氮的擴散作 用，在曲軸表面形成一

27、層由氮化鐵及碳化鐵組成的化合層，它有極高的耐磨性, 并且抗咬合、耐腐蝕?；铣蓪觾?nèi)部為氮的擴散層（總滲氮層深0.2? 0.3mm）,由于氮不斷向內(nèi)部擴散，使金屬體積增大。 曲軸經(jīng)氮化處理后其疲勞強度可提高30%0 第四節(jié)飛輪的設計 仁飛輪的作用 任何往復式內(nèi)燃機，其輸出扭矩即使在穩(wěn)定工況下也是不斷周期性變化的。通常 用扭矩不均勻系數(shù)P來判斷發(fā)動機合成（指示）扭矩的均勻程度。 發(fā)動機所帶動的從動裝置的有效阻力矩一般是定值（它與發(fā)動機的平均扭矩相平衡）。 因此，當曲拐在某一位置時，發(fā)動機的輸出扭矩有可能大于或小于由其所帶動的阻力 矩。根據(jù)動力學基本定律，扭矩M的變化與

28、曲軸速度3的波動有如下的關系： M —Mr "普(N”) (5-41) 由上式可見，當發(fā)動機的輸出扭矩大于有效阻力矩時，曲軸就加速，反之則減速, 造成曲軸轉速的波動。 扭矩不均勻系數(shù) 曲軸角速度變化率 max nun nt 出 厶 曲軸運轉不均勻系數(shù) ? _ — "min 降低S波動的措施： 增加氣缸數(shù)，發(fā)火均勻； 增加發(fā)動機轉動慣量10,最有效的方法就是裝飛輪。 2、飛輪轉動慣量的確定 曲軸飛輪組 1.盈虧功AE 圉發(fā)劫機穩(wěn)定工況下扭矩M及曲軸角速度3的變化情況 卩？ dE = j （Af 亠界? ” 了、 comax J 打示呦二

29、j打型如二-f （?爲_ e爲） I。（%X - %）M（% + % ）2 （% + % ）/2 4 \E （%-%）二（％-％） （%x+%』/2 % 2. E輪轉動慣量的確定 令If二屮I。 0=0.8 ?0.9 則 =^.10.8x10^4 f 8com 8 滬 關鍵在于§的選擇 一般車輛用內(nèi)燃機 S =— 50 發(fā)電用內(nèi)燃機 s二丄?- 150 2

30、00 3、飛輪的設計要點 一般飛輪的外徑D2和內(nèi)徑6根據(jù)結構布置決定，而飛輪的結構必須考慮輸 出裝置的需要，所需要飛輪矩的大小用改變斷面厚度b來調(diào)整。在汽車拖拉機等 運輸式發(fā)動機中，飛輪實際上就是摩擦片式離合器的主動盤，所以其外徑和內(nèi) 徑尺寸必須與摩擦片尺寸協(xié)調(diào)。 高速柴油機D?二(400—600) mm。 飛輪的外徑D?是它最重要的尺寸。在選擇6時首先應該考慮到6越大，在 同樣的慣量下飛輪可以越輕。但是另一方面6的加大又受到一系列因素的限制。 飛輪加大可能使汽車或拖拉機的離地間隙過小，影響車輛的通過性。此外，飛 輪上都壓有起動齒圈，所以最后確定D?時必須考慮起動電機的布置以及起動齒

31、輪與齒圈的嚙合。高速內(nèi)燃機6二(3~4) D (D—缸徑)。 三、連桿組設計 內(nèi)燃機的連桿組包括連桿體、連桿蓋、連桿軸瓦和連桿 螺栓。 連桿體又常分為連桿小頭、桿身和大頭三部分。 -T 7 "2 A A_ A咅tJ而 連桿組的作用:是將活塞的往復運動轉變?yōu)榍S的旋轉運動, 并把作用在活塞組上的力傳給曲軸。 第一節(jié)連桿的設計 1、連桿的工作情況、設計要求和材料 (―)工作情況 g 連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起作往復運動韋 連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起作旋轉運動。? □ □ ① 最大拉伸載荷岀現(xiàn)在進氣沖程開始的上止點附近，其數(shù)值為活塞組和 計算

32、斷面以上部分連桿質(zhì)量的往復慣性力。 (6-1) P\ = (1 + A)rco2 (N) g 式中G\ G/——分別為活塞組和計算端面以上那部分連桿往復運動重量。 ②最大壓縮載荷出現(xiàn)在膨脹沖程開始的上止點附近，其數(shù)值是爆發(fā)壓力產(chǎn) 生的推力減去前述的慣性力。 （6-2） P： = P. — P c z j 式中Pz—作用在活塞上的氣壓力。 ? 7TD2 4=〒（代-D（N） 附加彎賈擺功的角加速度和轉動慣量而產(chǎn)生的慣性力矩 也使連桿承受

33、 （二）設計要求 連桿主要承受氣體壓力和往復慣性力所產(chǎn)生的交變載荷。 首先保證連桿具有足夠的疲勞強度和結構剛度。 連桿大頭的變形使連桿螺栓承受附加彎曲； 大頭孔的失圓使連桿軸承的潤滑受到影響。 對強化程度不高的發(fā)動機來說.剛度比強度更重要。 在盡可能輕巧的結構下保證足夠的剛度和強度。 1 ?選用高強度的材料 2. 合理的結構形狀和尺寸 b) 圖6?2連桿剛度不足的弊病 小大頭變形b）桿身尹 3. 采用提高強度的工藝措施 (三) 材料的選擇 連桿材料的選擇就是要保證在結構輕巧的條件下有足夠的剛度和強度。 所以一般有如下材料可供選擇

34、: (1) 中碳鋼(45鋼,40鋼)、中碳合金鋼(40Cr, 40MnB, 40MnVB) 鍛造后進行調(diào)質(zhì)，機械加工后探傷?，F(xiàn)在連桿輻鍛工藝已經(jīng)很成熟，不需 要大的鍛壓設備，制造成本更低。 (2) 球墨鑄鐵 其硬度在210-250HBW之間，具有300~500N/mm2的 抗彎強度，與中碳鋼差不多。 (3) 鑄鋁合金 它主要用于小型發(fā)動機。 （四）連桿的設計要點 連桿的結構型式如圖11?21所示。其 基本尺寸有： ?連桿長度I ?小頭和大頭孔直徑d〔、d2 ?小頭和大頭孔寬度B3, ?桿身工字形斷面尺寸Hg和Bg 由于連桿小頭孔通過小頭襯套與活 塞銷相配，而連桿大頭孔通過連桿軸

35、瓦 與曲軸相配，因而d1、d2、B1 > B2等尺寸（圖11-21 a）基本上決定于活 塞銷和曲軸的設計。 2、連桿長度的確定 連桿長度…-連桿大、小頭孔間的距離。 通常是用連桿比入=171來說明，入值越大，連桿越短，則發(fā)動機總高度（立式發(fā)動機） 或總寬度（臥式發(fā)動機）越小。 為使發(fā)動機緊湊輕巧，現(xiàn)代高速發(fā)動機設計中的總趨勢是盡量縮短連桿長度。 目前入值已大到1/3.2,常用范圍為1/4?1/3.2o連桿長度必須根據(jù)發(fā)動機的總體布 置才能最后確定。 ① 過短的連桿在運動過程中有可能與氣缸套的下端相碰。 ② 在S/D比值很小的短行程發(fā)動機中，要求有很大的平衡塊得以保證運轉平穩(wěn), 連

36、桿過短容易引起活塞裙部與曲軸平衡塊相碰。 連桿縮短會引起活塞側壓力加大，可能增加活塞與氣缸的摩擦和磨損。 對于四沖程高速內(nèi)燃機來說，最合理的連桿長度應該是保證連桿及相關機件在運動 時不與其他機件相碰情況下的最短長度。 連桿長度1是內(nèi)燃機最重要的尺寸參數(shù)之一，它影響內(nèi)燃機的總體設計。 連桿長度當然是越短越好，連桿縮短不僅縮小了內(nèi)燃機的總高度，而且增 強了連桿的結構剛度。 不過，1減小使曲柄連桿比X增大，使二階慣性力增大，同時由于連桿最大 擺角卩max增大，使活塞側向力增大。 短連桿內(nèi)燃機的主要問題是曲軸平衡塊可能與活塞裙在下止點附近相碰。 在相關零件表面均經(jīng)機加工的條件下，運動件之

37、間最小間隙不得小于1-2 mm o 3、連桿小頭的結構設計 （一）連桿小頭的結構設計 連桿小頭一般采用薄壁圓環(huán)形結構。 結構簡單輕巧、制造方便、工作時應力分布均勻、材料利用率高。 等厚度 楔形 ■ 等厚度 楔形 Pfp d]d 設計連桿的主要任務是確定其結構尺寸：小頭軸承孔直徑d1和寬度B 圖“連桿小頭結構舉例 連桿小頭到桿身過渡處的形狀及尺寸對小頭強度、剛度影響也很大（如圖6?6） 為改善磨損，小頭孔中以一定過盈量壓入耐磨襯

38、套。 圖6 6連桿小頭的應力測定結果對比 小普通結掬b）加強結構c）實測應力，尹沖咚線為普適結?紅.克雙為如強結杓 銅基粉末冶金由于有較低的硬度和摩擦系數(shù)，因而具有較好的磨合性、抗 咬合性和較高的導熱性。加上它的耐腐蝕性好，對磨粒不甚敏感。 粉末冶金在壓碎強度方面還需要進一步提高，以過盈壓入小頭孔后甚內(nèi)孔的尺 寸變化還要進一步研究，以避免裝配后的機械加工，否則會破壞其表面的存油 孔隙。 小頭襯套外徑與連桿小頭孔的配合: 過盈太大會使材料屈服而松弛； 太小則會造成壓配松動，使襯套與小頭孔可能會相對轉動。 泵吸作用可以促成油膜恢復，故在連桿小頭和襯套上應設有油孔或油槽。

39、連桿小頭孔要有足夠的壁厚外，還要特別注意小頭到桿身過渡的圓滑性，盡 ■減小這里的應力集中。 連桿小頭孔中壓入由錫青銅板材卷制的襯套,其厚度為S 0?5?1.5mm （汽油機） 1?5?3mm傑油機）。 等厚度 楔形 4、連桿桿身的結構設計 為了在較小重量下得到較大的剛度，高速內(nèi)燃機的連桿桿身斷面都是“工”字 形的，而且其長軸應在連桿擺動平面內(nèi)。 在垂直擺動平面的方向，其上、下兩頭的連接則相當于兩端固定的壓桿。 為使連桿從小頭到大頭傳力比較均勻，一般把桿身斷面從小頭到大頭逐漸加大。 圖672連桿的縱、橫彎曲力學松型 連桿桿身從彎曲剛度和鍛造工藝性考慮，多用工字

40、形斷面＜ 中央斷面的工字形高度Hg與寬度Bg之比多為1.4 -1.8, 而Hg/D二0?2?0?3 （汽油機），0?3?0?4 （柴油機）。 現(xiàn)代汽油機連桿桿身平均斷面積等于活塞面積的2?3.5 柴油機為3?5 %。 5、連桿大頭的結構設計 連桿大頭連接連桿和曲軸，要求有足夠的強度和剛度，否則將影響薄壁軸瓦、連 桿螺栓等。為了便于維修，高速內(nèi)燃機的連桿必須能從缸中取出，故要求： ① 大頭在擺動平面內(nèi)的總寬必須小于氣缸直徑 ② 大頭的外形尺寸又決定了曲軸位置和曲軸箱形狀 ③ 大頭的重量產(chǎn)生的離心力會使連桿軸承、主軸承負荷増大，磨損加劇 因此，在設計連桿大頭時，應在保證強度

41、、剛度條件下，尺寸盡量小，重量盡 量輕。 1?大頭的結構型式與主要尺寸 平切口連桿——連桿大頭與連桿蓋的分開面大 多垂直連桿軸線。（圖6-13） 為了減少應力集中，連桿大頭各處形狀都 應圓滑，特別是螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋 圖G 3高遠內(nèi)燃機連桿的芒要結構參數(shù) 圖6-13螺栓頭或螺僚支承面的過渡形送 的過渡必須避免尖角（圖6-13a）,盡可能用大的 圓角（圖6-13b） o也可以用大半徑沉割消除嚴 重的應力集中（圖6-13 c）o 連桿大頭剖分式結構 平切口連桿（?ll-21a）連桿體與連桿蓋的剖分面垂直連桿軸線，結構簡單、 對稱。不過，從內(nèi)燃機裝拆 要求連桿大頭在拆卸

42、連桿蓋后應能通過氣缸 孔，即Bo

43、采用其它能承受較大剪切 力的定位元件，才能保證工作可靠。常用的定位方式有： (1)止口定位( 6-15a) 優(yōu)點：工藝簡單，成本低。 缺點：不能防止大頭蓋止口向外變形， 連桿體止口向內(nèi)變形，這種蓋與體都是 單向定位，定位不可靠。 止口易變形； 止口因加工誤差或裝拆變形對大頭孔影 響較大； 大頭橫向尺寸較大，不緊湊。 95系列柴油機連桿采用這種定位方式。 (2)銷套定位( 6-15b) 連桿體與連桿蓋上的定位孔要分別加工，且 加工要求高，工藝復雜； 孔距不準時易因過定位使大頭孔嚴重失圓； 大頭橫向尺寸大。故近來較少應用。 135系列柴油機連桿

44、即采用此結構。 b) (3)鋸齒定位(圖6-15c) 這是目前國內(nèi)外廣泛應用的一種結構。 優(yōu)點：其定位可靠，尺寸緊湊 缺點：齒槽加工精度要求高，否則中間 會有鋸齒脫空，大大影響結合剛度，引 起大頭孔失圓。 齒節(jié)公差應限制在0.05mm,最好在 0.01m m 以內(nèi)。 齒形角一般為60。-90° ,對于DV 250mm的柴油機，齒距在3?6mm范圍 內(nèi)。 這種齒槽用拉削加工比較理想，用銖削 加工精度較差。鋸齒定位時，接合面上 不能加墊片調(diào)整軸承間隙，不便維修。 105型、180型柴油機均采用這種連桿。 C ) （4）舌槽（矩形單齒）定位（圖6? 15d) 連桿

45、體和蓋上均有一舌一槽，它們是由 同一把拉刀（帶一舌一槽）加工成，所 以體與蓋上舌槽間的距離精度較高，定 位可靠，尺寸緊湊。 缺點：拆裝不便，且只有在采用拉刀加 工時才能保證較高的定位精度。 舌槽部位要注意減少應力集中。 這種定位方式常用于車用柴油機上。 85系列柴油機用此結構。 第二節(jié)連桿螺栓的設計 連桿螺栓的布置位置非常有限，其尺寸不能太大，而所受載荷又很大，所 以要盡可能提高其結構強度和抗疲勞能力。這可通過: 適當選用材料 合理設計

46、結構形狀 采取相應工藝措施等來實現(xiàn)。 仁受力情況 四沖程發(fā)動機工作時，連桿螺栓承受的最大拉伸載荷按照式（7-7）計算，假定 連桿用i個螺栓，則每個螺栓所受的工作載荷為 1 1「/ 、/ 、 1 （7-7） F = - F：= 一 |（m/ + m1 X】+ 兄）廠/ + （m2 一 m3 ）ra）2 i i 式中，加'為活塞組質(zhì)量；"為連桿組往復部分質(zhì)量；加2為連桿組旋轉質(zhì)量；叫為大 頭蓋質(zhì)量 對斜切口連桿來說，連桿螺栓所承受的拉伸載荷相應減少為 rar + (m2 - m3 )rar ] ] ] 「 (7-8) F屮—Fcost// =二F：= -co

47、sy/ (jn + + 2) 2、連桿螺栓、連接件的載荷-變形關系 要正確地選擇F。，必須進一步分析內(nèi)燃機螺栓和大頭的載荷與變形的情況。為了 簡化問題，暫不考慮軸瓦的影響。 設螺栓抗拉剛度為6,大頭抗壓剛度為Cr 在預緊力F。作用下，螺栓拉伸變形為入01,大頭相應壓縮變形為入02。 圖7?9所示為它們各自的載荷■變形關系。 圖7?9螺栓與連桿體的剛度曲線 1)如圖7?9所示，預緊力F。作用后，連桿螺栓的變形為入連桿大頭的變形為入吃， 則剛度分別為 C2 =50 二于 Z02 tana 圖7-9螺栓與連桿體的剛度曲線 2)在工作載荷F：作用下，螺栓被進一步拉長AA,

48、而大頭的彈性壓縮變形則減少△入， 于是原來螺栓與大頭之間的互為反作用的預緊力F。就被部分卸載，變?yōu)闅堄囝A緊力。 因此螺栓所受載荷為 (7-9) 式中為動載部分，決定應力幅值的大小，力為基本動載系數(shù)，z = AF°/Fj AA / J 4 圖7?10連桿螺栓與大頭的負荷變形關系 預緊力F。既是螺栓承受的拉伸力，也 是連桿與大頭蓋的壓縮力，二者互為 反作用。 把這兩個負荷一變形圖合并就成為圖 6-27a, B點?…表示連桿螺栓連接部件的預緊 狀態(tài)。 工作

49、時螺栓承受的最大載荷:僅為工作 載荷和殘余預緊力E之和， 或者說是預緊力F。與部分工作載荷XF- 之和， 而不是預緊力Fo與工作載荷F；的 直接疊加。 C點■…螺栓最大載荷工作點 D點…?大頭最小載荷工作點。 tana XF- tan/? (l-Z)F； tana 無F； _ / 圖7-10連桿螺栓與大頭的負荷變形關系 圖7-10連桿螺栓與大頭的負荷變形關系 C'/ /YAr J ZfV (7-10： 所以 G - i Ct + c2 1 + C2 / Cj 從上

50、式可以看出，螺栓抗拉剛度5增 加，基本動載系數(shù) 增加，即動載荷變大, 疲勞應力變大。 在實踐中，提高連接件的柔度和被連接件的剛度。 這從圖7T0中也可以明顯看出來。 圖7-10連桿螺栓與大頭的負荷變形關系 據(jù)統(tǒng)計資料，有 C2/Q = 2 ?6比=0?14~0?33 —般 F() = (2 ?2?5)/7+心 式中，巳為壓緊軸瓦的預緊力。 圖7?10連桿螺栓與大頭的負荷變形關系 3）考慮超速、拉缸、軸瓦過盈量的影響因素。由于連桿螺栓的預緊力F。對其工作可 靠性有很大影響，必須在裝配時對F。值嚴加控制。目前在生產(chǎn)中都是通過用扭力扳手 控制預緊力矩M （N.m

51、）來間接控制F。的，而這兩者之間的關系與螺紋中以及螺母 （或螺釘頭）端面與支承面之間的摩擦有很大關系。 (7-11) 式中，d為連桿螺栓螺紋外徑（mm） ；$為螺距（mm）；勵摩擦因數(shù)；心為螺母或螺 釘頭支承環(huán)面平均半徑。 在一般情況下， s/dM =1/8 ~1/12 0 0丄心/為=0?6J = 0.15 ,則得 M ? 0.2F()dM xlO-2 (7-12) 3、設計要求 根據(jù)以上的分析，連桿螺栓在設計時應： 首先滿足有足夠的抗拉強度，在預緊力和工作載荷下不產(chǎn)生塑性變形 要有足夠的耐疲勞載荷能力，沒有應力集中 采用細牙螺紋，螺栓剛度要小于被聯(lián)接件剛度。

52、 第三節(jié)提高螺栓強度的措施 連桿螺栓工作時受到交變載荷的作用，處于疲勞應力狀態(tài)，它的尺寸受到空間限 制，又存在嚴重的應力集中，它的破壞又會引起整機重大事故。因此，連桿螺栓設計 和加工時就要對一些細節(jié)倍加注意，要從這些細節(jié)考慮提高連桿螺栓的疲勞強度。通 常有以下措施： 1） 降低螺桿剛度0,主要是通過光桿直徑/進行調(diào)整，一般do = （0.8?0.85）d「 2） 提高被聯(lián)接件的剛度C“ 3） 增加過渡圓角半徑，降低應力集中。 4） 采用細牙滾壓螺紋。 5） 嚴格控制螺栓和被聯(lián)接件的形位公差，減少附加彎矩。 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

53、是活塞式發(fā)動機中工作條 件最嚴酷的組件。 活塞組零件工作情況的共同特點: 工作溫度很高 在很高的機械負荷下高速滑動 潤滑不良。 鑄鐵耐磨圈 活塞銷 梯形連桿 這決定了它們遭受強烈的磨損，并且可能產(chǎn)生滑 動表面的拉毛、燒傷等故障。 (2)活塞頭部(Piston Head) A指活塞環(huán)槽以上的部分。它有數(shù)道環(huán)槽，用以安裝活塞環(huán)，起密封作用。 (2)活塞頭部(Piston Head) 安裝活塞環(huán)、與活塞環(huán)一起密封氣缸、 2、 防止可燃混合氣漏到曲軸箱內(nèi)， 3、 將頂部吸收的熱量通過活塞環(huán)傳給氣缸壁。 (3)活塞裙部(Piston Skirt) 位置:從油環(huán)

54、槽下端面起至活塞最下端的部分，包 括銷座孔。 作用：對活塞在氣缸內(nèi)的往復運動起導向作用，并 承受側壓力，防治破壞油膜。 裙部 \> 大力中大行力承兩推處軸方 大壓程也縮壓部的為們銷的 力縮行力壓側裙力稱它塞直 比壓功壓于的塞壓面，活垂? 活塞的變形: (1) 受力變形，沿銷軸向，氣壓力，側向力都使該向伸長。 (2) 受熱變形：沿銷軸向，金屬量多，膨脹大。 (C)彎曲變形 (d)裙部變形 (C)彎曲變形 (d)裙部變形 ㈤銷座熱膨脹

55、 (C)彎曲變形 (d)裙部變形 第一節(jié)活塞設計 一、活塞的工作條件 1?活塞的熱負荷■咼溫 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 活塞不僅溫度高，而且溫度分布很不均勻， 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。 柴油機 400 二二二預燃室 r 300 =直接噴射P t/x： 300 200 400汽油機 300 Q 二二二風冷 ?二=水冷 度可達2000~2500°C.因而活塞頂?shù)臏囟纫埠芨?，圖8

56、?2表示一組實驗結果。柴油機的活塞熱負荷尤為嚴重。 噴射式柴油機活塞頂上都有相當深的凹坑，活塞實際受熱面積大大增加， 其熱負荷更加嚴重。 因此，設計活塞時要求選用導熱性好的材料，并且在300?400 °C時仍有足 夠的機械性能，在結構上盡量減小活塞頂?shù)奈鼰崃浚盐盏臒崃縿t應能很好 地散走；適當加大傳熱斷面，使活塞頂和環(huán)區(qū)的最高溫度限制在一定范圍內(nèi)，減 小溫度梯度。 2.活塞的機械負荷一高壓 D活塞組在工作中受周期性變化的氣壓力直接作用，一般在膨脹沖程上止點附 近達到最大值Pz jr 弓=巧 S T) = 丁，(z _ 1) x 10」(N) 4 (8-1) 式中Fp—

57、_活塞投影面積(cm2) D——氣缸直徑(mm) pz——氣缸內(nèi)工質(zhì)的最高燃燒壓力(bar),可由實測發(fā)動機示功圖得出。 一般汽油機Pz為30~50bar；柴油機為60~90bar；增壓柴油機為80~120baro 2）活塞組在氣缸里作高速往復運動，產(chǎn)生極大的往復慣性力，其最大值 ^?maX=-—^2（l + >t）（yv） g （8-2） 式中G，—活塞組的重量（N） 目前，發(fā)動機向高速發(fā)展，活塞組的最大慣性力一般已達活塞本身重量的1000- 2000倍（汽油機）和300-600倍（柴油機）。周期性變化的慣性力引起發(fā)動機的 振動，并使連桿組、曲軸組零件，特別是軸承負荷加重

58、，導致發(fā)動機耐久性下降。 由于連桿的擺動，作用在活塞式的力傳給連桿時，活塞還受一個交變的側壓 力Pn，使活塞不斷撞擊缸套，往往導致裙部變形，缸套振動。 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。此外希望采用強度好，比重小的材料。 3?活塞高速滑動，潤滑不良 活塞在側壓力作用下，在氣缸內(nèi)高速滑動（活塞平均速度已高達12m/s）,而缸 壁一般均靠飛濺潤滑，因此潤滑條件差，摩擦損失大（活塞組的摩擦損失約占發(fā)動機 全部摩擦損失的40%）,磨損嚴重，易焦活塞和活塞環(huán)磨損鶴。 活塞

59、組與缸套的磨損除了與側壓力」的大小和平均速度 有關，還與摩擦面 間的潤滑情況和摩擦副材料匹配有關。因此，設計活塞時，要正確選擇活塞和活塞環(huán) 的材料，使它們有足夠的減摩性；選擇合理的活塞環(huán)斷面和活塞裙部型線及必要的工 藝措施。使活塞環(huán)、活塞裙部與缸套間保持良好的油膜，減少摩擦損失及磨損，改善 活塞對缸套的撞擊，使發(fā)動機運轉平衡。 由于活塞在不同工況下具有非常不同的溫度，所以在不同工況下始終保持最佳 的配合間隙成為十分復雜的問題。如果冷態(tài)下間隙合適，在熱態(tài)下由于活塞溫度大小 超過氣缸溫度，很可能使間隙過小而拉缸或咬死；反之則冷態(tài)下可能間隙太大，發(fā)生 敲擊，使裙部變形，缸套振動，引起穴蝕。因此，一

60、般希望活塞材料的熱膨脹系數(shù)要 小，防止過大的熱變形。 4. 交變的側壓力 由于活塞上下行程時活塞要改變壓力面因此側向力是不斷變化方向的，這就 造成了活塞在工作時承受交變的側向載荷，因此產(chǎn)生如下的工作后果： D造成側向拍擊，引起機體振動，產(chǎn)生機體表面輻射噪聲。 2） 由于潤滑不良使摩擦磨損較大。 3） 使裙部產(chǎn)生變形，垂直銷軸方向壓扁，銷軸方向變長。 4） 缸套表面產(chǎn)生振動，容易引起缸套穴蝕。 SIS 6120柴油機活塞拉缸 原因：將6135柴油機上的噴油器裝在6120^油機上，使 活塞頂過熱、積炭、活塞環(huán)粘結，直至拉飪停車。 活塞燒頂

61、 特征：燃燒室喉口邊緣燒蝕并擴展至拉缸。 原因：噴油器失效。 心 ...忍匚 活塞裙部及座孔斷裂 特征：活塞整個下部碎裂。 原因：內(nèi)燃機超速或缺油使連桿螺釘斷裂或變形、 使連桿與蓋脫開并撞去機體與曲柚。 活塞四點劃傷 特征：汚塞銷孔兩側處劃傷。 原因：冷卻液溫度低或流量不足；不適當?shù)倪B續(xù)冷起動；大負荷工 作后馬上停車；超負荷運行；活寒銷與孔配合不當。 座孔內(nèi)側壓裂 原因：機械負荷過大；銷與銷孔剛度不匹配.變形不協(xié)調(diào)。 活塞頂外側疲勞腐蝕損傷 特征：適塞頂、火力面外側及周向材料呈點狀連片損傷，它出現(xiàn)在 嚴兔地區(qū)冷起動。 原因：頻繁冷起

62、動引起酸性介質(zhì)（燃燒氣冷凝）腐蝕；冷起動時出 現(xiàn)究發(fā)性爆宸，特別是在發(fā)動機壓縮比較低情況下。 二、設計要求 活塞是在高負荷、高溫、高速、潤滑不良的條件下工作的，對它的 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） 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的散走; 6） 在較低的機油耗條件下，保證滑動

63、面上有足夠的潤滑油。 當進行活塞的結構設計時，應著重解決的問題是： 1） 改善活塞頂及第一環(huán)的工作條件，防止頂部熱裂和環(huán)粘結、卡死和過渡磨損; 2） 改善活塞銷和銷座的實際承載能力，減少磨損，防止破裂； 3） 確定合適的裙部外形和熱膨脹控制措施，提高裙部承載能力和減小配缸間隙, 改善磨損并使運轉平順。 近幾十年來，就活塞結構而言以發(fā)生了巨大變化。圖8-島、b是兩個活塞。對比 它們的結構，無論在環(huán)數(shù)、活塞總高、活塞銷直徑，還是在環(huán)斷面、環(huán)槽結構、銷座 設計、裙部外形等方面，都有顯著的變化。顯然，這些改進都是向上述設計要求的邁 進。 三、活塞的材料 根據(jù)上述對活塞設計的要求，活塞

64、材料應滿足如下要求： 1） 熱強度高。即在300?400°C高溫下仍有足夠的機械性能，使零件不致?lián)p壞； 2） 導熱性好，吸熱性差。已降低頂部及環(huán)區(qū)的溫度，并減少熱應力； 3） 膨脹系數(shù)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） 有良好的減摩性能（即與缸套材料間的摩擦系數(shù)較?。?，耐磨、耐蝕； 6） 工藝性好，價廉。 由于上述要求往往是互相矛盾的，因此，到目前為止，還沒有一種能全面滿 足上述要求的單一材料，現(xiàn)在常用的活塞材料是鑄鐵、鋁合金和鋼。 在活塞式發(fā)動機中，灰鑄鐵由于耐磨性、耐蝕性好、膨脹系數(shù)

65、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。 鋁合金的優(yōu)缺點與灰鑄鐵正好相反，鋁合金： 1?比重小，約只有灰鑄鐵的1/3,結構重量僅鑄鐵活塞的50?70%。因 此其慣性小，這對高速發(fā)動機具有重大意義。 2?導熱性好，其熱傳導系數(shù)約為鑄鐵的3?4倍，使活塞溫度顯著下降。 鋁合金的缺點： 1?溫度升高時，強度和硬度下降較快，線膨脹系數(shù)P較大，為控制熱變 形使結構設計復雜化； 2.其成本較高。 鋁合金一般可分為兩大類： 1 ?鋁銅合金 鋁銅合金中最有名的是Y合金，它以Al-Cu-Ni-Mn系為基礎，其高溫強度 （特別是疲勞強度）、導熱性、延展性都很好，鍛造性能

66、也好，易加工。 但比重大，尤其是熱膨脹系數(shù)大，成本高，因此在鑄造活塞中幾乎已不采用, 近在鍛造活塞中尚有使用。 2.鋁硅合金 鋁硅合金中最有名的是含硅12%左右的共晶鋁硅合金。因為它膨脹系數(shù)很 低，國外經(jīng)常稱為Lo?Ex合金。鋁硅合金中，硅的作用是使膨脹系數(shù)和比重下 降，耐磨性、耐蝕性、硬度（特別是工作溫度下硬度）、剛度和疲勞強度提高 鑄造流動性改善（直到共晶為止）。但硅使鋁合金導熱性下降，塑性減小，切 削性和鍛造性惡化。 鋁合金活塞毛坯的最通用生產(chǎn)方法是金屬型鑄造，保證毛坯尺寸精度較高， 生產(chǎn)率高，成本低。為了保證起模方便，金屬型芯必須分成很多塊（例如三塊、 五塊或七塊），比較復雜且使用不耐久。所以，在設計活塞內(nèi)腔形狀時必須注意 到型芯制造的方便。因為鋁合金的收縮率大，凝固時間長，又容易吸氣，所以用 這種僅有重力作用的鑄造法時，有時會產(chǎn)生熱裂、氣孔、針孔及縮松等缺陷。為 了得到優(yōu)質(zhì)的毛坯，可以采用壓鑄法。 在強化發(fā)動機中，可以采用鍛造鋁合金活塞。 第二節(jié)活塞的結構設計 活塞的結構如圖8-2、圖8-3所示，根據(jù)用途的不同，可以分為如下幾個部分: € A B D