1、车辆与动力工程学院毕业设计说明书IZ397 柴油机设计（活塞连杆组）摘 要本文主要介绍 Z397 柴油机活塞连杆组的设计。在本次设计中，考虑到 Z397柴油机主要应用于农业生产中的中小型机械，环境往往较为恶劣，需要内燃机具有较好的动力性能为产品提供足够的动力。本次设计在 397 柴油机基础上采用废气涡轮增压，燃烧室为 W 形燃烧室，使其动力性与经济性都有所提高。采用废气涡轮增压后活塞热负荷增加，所以要通过机油对活塞进行冷却，采用压力润滑即在连杆中开油道。并且燃烧系统采用直喷型，易启动，节能效果明显，可使经济性和动力性大大提高。发动机转速为 2800r/min 左右，12h 标定功率约 38kW
2、。通过参数及工艺性能的控制可使全负荷燃油消耗率保持在 238g/kWh 以内。本文着重讨论了活塞连杆组部位的设计要求及特点。本人主要任务是设计 Z397 柴油机的活塞连杆组，首先根据柴油机的性能指标对柴油机主要的性能参数进行了选择。本说明书中重点论述了 Z397 柴油机活塞连杆组的设计依据与设计过程。关键词：柴油机，活塞，连杆车辆与动力工程学院毕业设计说明书IITHE DESIGN OF 387 DIESEL ENGINE （PARTS OF PISTON GROUP）ABSTRACTThis paper mainly introduces the design of the Z397 die
3、sel engine parts of piston group. In this design, considering the Z397 diesel engines are mainly applied in small and medium-sized machinery, agricultural production environment is bad, need often has better performance for internal machinery products provide enough power. This design in 397 diesel
4、engine adopted based on exhaust turbocharged, the combustion chamber for W shaped the combustion chamber, make its power performance and efficiency have improved. The waste gas turbocharged get piston heat load after increased, so want to be through the oil on the piston for cooling, the pressure lu
5、brication oil in the connecting rod is open way. And burning system USES direct injection type, easy start, save energy obviously, can make the economy and dynamics performance is greatly increased.The engine speed is 2800r/min, about 38kW/12h calibration power. Through the parameters and process pe
6、rformance control can make fuel consumption in 238g/kW. This paper discusses the design requirements and characteristics of the cylinder important parts。My main task is to design Z397 engine parts of piston group. On the first, according to the diesels performance target, I should to choose the main
7、 performance mark of the diesel. This thesis focused on expounding the foundation and process of the Z397 diesel engine parts of piston group design.KEY WORDS： Diesel engine, The piston, The connecting rod车辆与动力工程学院毕业设计说明书III目录第一章 前 言 1第二章 整体设计 22.1 Z39 柴油机的设计总体要求 22.2 Z397 柴油机简介 .22.3 柴油机主要零部件的设计 32
8、.3.1 活塞 32.3.2 连杆 32.3.3 曲轴飞轮组 42.3.4 气缸盖 42.3.5 机体组 5第三章 活塞组零件的参数选择 73.1 活塞组的工作条件 73.1.1 机械负荷 73.1.2 热负荷 73.1.3 活塞高速滑动，润滑不良 83.2 活塞的设计 83.2.1 活塞的材料 83.2.2 活塞头部的设计 93.2.3 活塞裙部的设计 .123.3 活塞销的设计 .123.4 活塞环设计 .133.4.1 活塞环的组合和结构 .133.4.2 活塞环和环槽的参数选择 .14第四章 连杆组零件参数的选择 .154.1 连杆的材料 .15车辆与动力工程学院毕业设计说明书IV4.
9、2 连杆长度的确定 .154.3 连杆小头的设计 .164.3.1、小头结构形式 .164.3.2、小头尺寸 .164.3.3、连杆衬套 .174.4 连杆杆身的设计 .174.5 连杆大头的设计 .184.5.1、连杆大头的定位方式 .184.5.2、连杆大头的主要尺寸 .19第五章 连杆校核及压缩比计算 .195.1 连杆组的重量及惯性力 .195.2 连杆小头 .195.3 连杆大头 .235.4 连杆杆身 .235.5 压缩比的计算 .24结 论 25参考文献 27致 谢 28车辆与动力工程学院毕业设计说明书1第一章 前 言近年来随着国家对农业的越来越重视，大力推行机械化生产，这就对农
10、业机械的应用带来了新的挑战，而对于机械来说动力是最重要的，所以找到一款既实用有经济的发动机是很重要的。另外，国家出台了一系列优惠政策，使我国农民的购机成本下降了 30%左右，有利于出尽农民的购机积极性，从而使我国的农机市场快速发展起来。Z397 系列柴油机面对其他同类产品还是有很大的优势的：1：Z397 采用废气涡轮增压技术，在我国农机产品中使用涡轮增压的还很少，在同排量的情况下，最大限度优化噪音，系统降低重量的同时，最大限度的挖掘发动机的动态性能，而且他的效率并没有降低。在燃油消耗率上也比非增压的发动机低，性能有了很大的提升。2：Z397 采用废气涡轮增压技术，在排放要求上更能达到国标准甚至
11、更高，目前国内很少有农用发动机能做到这一点，所以在同类产品中优势巨大，具有很大的发展潜力。3：Z397 采用直列三缸排布，因此结构简单，造价成本低，维修费用少，作为农机用品，这一点尤其重要，使用方便易于维修是 Z397 的一大优势。 有上可得出结论：Z397 系列柴油机在国内农机市场中还是具有很大的优势的，具有大的发展潜力。车辆与动力工程学院毕业设计说明书2第二章 整体设计2.1 Z39 柴油机的设计总体要求柴油机的总体设计是在注重节约能源的同时又加强了对排放性的要求，提高了产品的适用性。根据柴油机的设计要求对其主要参数进行选择。 作为农用机械动力的 Z397 柴油机，因其配套种类繁多，其性能
12、、结构和使用情况随地区不同而差别悬殊，且大部分农用柴油机工作环境恶劣，同时使用负荷不均，有时超负荷，有时负荷较低，而且可能性连续工作几十个小时以上，故柴油机的设计要求如下：1、使用的可靠性和耐久性，这是作为农用柴油机的重要要求，因此选用较低的活塞平均速度和平均有效压力，目前多数为四冲程柴油机。2、要有好的经济性，造价低廉，燃油和机油消耗率低。3、易起动、好操纵、维修方便，适合于农村的使用条件。4、要有好的动力性，柴油机发出的功率要能够满足使用的要求。5、空气、燃油、机油滤清器的过滤面积要大，且容易清洗和更换。2.2 Z397 柴油机简介Z397 柴油机主要用于轮式拖拉机动力，经过一定改装和调整
13、后，可用于排灌动力、发电机组和小型载重汽车上。其特点是结构紧凑、重量轻、性能好。Z397 柴油机的技术参数：型式：直喷、直列、三缸、立式、水冷、四冲程、 形燃烧室活塞行程/气缸直径： 105/97标定功率/转速： 38/2800 （kW/r/min）压缩比： 14：1燃油消耗率： 238（g/kW.h）车辆与动力工程学院毕业设计说明书3润滑方式： 压力及飞溅复合式启动方式： 电启动2.3 柴油机主要零部件的设计2.3.1 活塞活塞组包括活塞、活塞销和活塞环等在气缸里往复运动的零件，它们是活塞式发动机中工作条件最严酷的组件。发动机的可靠性与使用的耐久性，在很大程度上与活塞组的工作情况有关。活塞组
14、件与气缸一起保证发动机工质的可靠密闭性，否则活塞式发动机就不能正常运转。活塞是在恶劣的条件下工作的。首先，它承受着很大的机械负荷。活塞顶上作用有不断变化的气体压力。对于柴油机来说，气体压力的最大值 Pmax 一般是在 78MPa。目前，由于高增压强化，柴油机的最高气体爆发压力已达到 1718MPa，有的甚至更高。同时，在高速内燃机中，循环的变化频率很高。这样就使作用在活塞上的载荷是具有冲击性的。活塞在气缸里做高速运动，还会产生很大的往复惯性力。为了减小活塞组的往复惯性力，设计活塞时要尽量减小结构质量，选用密度小、强度高的材料。其次，活塞在工作中承受着很高的热负荷。所以，活塞的设计任务就是根据活
15、塞的功用，适应内燃机强化程度提高的需要，从活塞各部分结构尺寸的选定和造型设计、活塞的材料和表面处理、必要的计算和试验等方面入手，正确解决活塞的工作能力、可靠性、寿命和机械负荷、热负荷、磨损之间的矛盾，并在实践中不断加以考核和改进。活塞的设计要点包括：活塞头部的设计，活塞销座的设计，活塞裙部及其侧面形状的设计。2.3.2 连杆内燃机的连杆组包括连杆 体、连杆盖、连杆轴瓦、和连杆螺栓。而连杆体有分为连杆小头、杆身和连杆大头三部分。连杆组的作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞组上的力传给曲轴。车辆与动力工程学院毕业设计说明书4连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷。连
16、杆必须具有足够的结构刚度和疲劳强度。也就是说在力的作用下，杆身应该不致被显著压弯；连杆大小头孔不致显著失圆。在设计时候应遵循以下的原则：1、在保证具有足够强度和刚度的前提下，尽可能减轻重量，以降低惯性力；2、尽量缩短长度，以降低发动机的总体尺寸和总重量；3、结构简单，尺寸紧凑，可靠耐用；4、大小头轴承工作可靠，耐磨性好；5、连杆螺栓疲劳强度高，连接可靠；6、易于制造，成本低。很显然，为了增加连杆的强度和刚度，不能简单地依靠加大结构尺寸来达到，因为连杆重量的增加使惯性力增加。必须从材料选用、构形设计、热处理及表面强化等方面采取措施。2.3.3 曲轴飞轮组曲轴组由曲轴、飞轮、平衡重以及传动齿轮等构
17、成。曲轴是发动机中最重要的机件之一，是由一个或者多个彼此间错开一定角度的曲柄，加上功率输出端和自由端组成，它是发动机最主要的部件之一。它的尺寸参数在很大程度上不仅影响着发动机的整体尺寸和重量，而且也在很大程度上影响着发动机的可靠性与寿命。曲轴的功用是把活塞的往复运动通过连杆转化成旋转运动以输出柴油机所产生的功率，并驱动柴油机的配气机构、喷油泵、机油泵、水泵及其他的附件。曲轴组的设计要点包括：曲柄销，主轴颈，曲柄，平衡重，油孔的位置和尺寸的设计以及飞轮的设计。2.3.4 气缸盖气缸盖的工作条件是非常苛刻的，它要承受燃烧气体的高温高压的作用。设车辆与动力工程学院毕业设计说明书5计时要注意以下的几点
18、5：1、气缸盖要与足够的刚度。2、要布置好进、排气道和气缸盖的螺栓。3、要组织好气缸盖的冷却，以防气缸盖的温度过高以及温度分布不均产生热应力过大。4、各个零部件以及气门机构要拆装方便。气缸盖的设计包括：气缸盖形式的选择，气门数的确定，缸盖螺栓数量的选择与布局，进排气道的设计与布局，以及气缸盖冷却的措施的设计。具体详细见第三章。2.3.5 机体组机体部分包括：气缸体、曲轴箱、机座（或油底壳） 、主轴承盖等零件。一般柴油机的气缸体与曲轴箱合为一体。总称为机体。而机体又有机座式机体与无机座式机体之分。机体结构和受力情况复杂。它是安装运动件和附件的支承架，通常又是支承柴油机的安装基础。当柴油机工作时，
19、机体承受着大小和方向作周期性变化的气体力、惯性力和力矩的作用。机体的结构设计必须保证它有足够的强度和刚度；曲轴箱部分的形状和尺寸要尽可能紧凑。水道和油道设计时一定要注意，以及各部分的外轮廓的设计。因此，为保证柴油机可靠和耐久性的工作，应考虑下列设计要求：1、根据柴油机的用途，合理选择机体结构，保证有足够的刚度强度。2、依据受力情况，合理设计受力部位的结构和形状，使作用力集中在某些限定区域内。机体壁的圆角和厚度，应无急剧变化，以免应力集中。3、要求尺寸小，重量轻，结构简单。4、目前柴油机的设计，趋向于将油、水和空气管道、水泵外壳等零件铸入机休内，使机体外部管子的数量和长度，安排得较少和较短。这样
20、，既增加加机体刚度，亦可使外形布置紧凑和简洁。车辆与动力工程学院毕业设计说明书65、注意噪声的降低和考虑标准化、系列化和通用化问题。6、机体的接近性要好（即易接近气缸盖、运动件和附件等） ，便于零件和部件的装拆、维修和搬运。7、工艺性好，成本低廉；材料宜取，价廉材广。键入文字 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 键入文字7第三章 活塞组零件的参数选择3.1 活塞组的工作条件3.1.1 机械负荷活塞在工作中受到周期性变化的气压直接作用，一般在膨胀冲程上止点附近达到最大值 Pz。直径为 135 毫米，PZ=90 巴的的柴油机活塞顶上就作用着高达 118000 牛顿的气压力，可见活塞的机械负荷很大，它
21、是活塞各布分产生 机械应力和变形，严重时会使活塞销座从内侧开始纵向开裂，第一道环断裂等等。有时与它相配合的活塞销也会因此而卡死或断裂。活塞组在气缸里往复运动，产生极大的往复惯性力，活塞组的最大惯性力一般达活塞本身重量的 10002000 倍（汽油机）和 300600 倍（柴油机） 。周期性变化的惯性力引起发动机的振动并使连杆组、曲轴零件，特别是轴承负荷加重，导致发动机耐久性下降。由于连杆的摆动，作用在活塞上的力传给连杆时，活塞还受一个交变侧压力 PN，使活塞不断撞击缸套往往导致裙部变形，缸套振动。3.1.2 热负荷活塞在气缸工作时，活塞顶面承受瞬变高温燃气的作用，燃气的最高温度可达200025
22、00。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，正是这些应力对活塞顶部的表面发生的开裂起了重要的作用。柴油机的活塞热负荷由为严重。因为它的工质密度大，扰流强，很高的压力升高率引起急剧的气流脉动，促进对流传热。另外，柴油机不均匀混合气燃烧形成碳粒，使其火焰的的热辐射能力大大超过汽油机。还有，活塞中燃料喷注常使活塞的温度更不均匀。例如预燃室或涡流室偏执缸盖某一侧，由其喷射出的火焰将首先加热活塞的局部地区，带来过热的危险，当燃料喷射雾化不良时，情况更键入文字 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 键入文字8加严重了。直接喷射活塞顶上都有相当深
23、的回坑，活塞实际受热面积大大增加，使其热附和更加严重。活塞顶温度如果超过 370400就会产生疲劳热裂现象，而第一环环槽温度如果超过 200220就会使润滑油变质或炭化，造成活塞环黏结失去活动性或者使环槽迅速磨损变形。这些都是由热负荷引起的，它是发动机强化的一个重要障碍。因此，设计活塞时要求选用导热性好的材料，并且在 300400时仍有足够的机械性能；在结构上尽量减小活塞顶的吸热量，而已吸收的热量则应能很好的散走；适当加大传热断面，使活塞顶部和环区的最高温度限制在一定范围内，减小温度梯度。3.1.3 活塞高速滑动，润滑不良活塞在侧压力作用下，在气缸内高速滑动（活塞的平均速度以达 12 米/秒）
24、 ，而缸壁一般靠飞溅润滑，因此润滑条件差，摩擦损失大（活塞组的摩擦损失约占发动机全部摩擦损失的 40%）磨损严重，易使活塞和活塞环磨损失效。活塞组与气缸的磨损除了与侧压力 PN 有关还和平均速度有关，还与摩擦面的润滑情况和摩擦副材料匹配有关。因此，设计活塞时。要正确选择活塞环的材料，使它们有足够的减磨性；选择合理的活塞环断面和活塞裙部型线及必要的工艺措施。是活塞环、活塞裙部与缸套间保持良好的的油膜，减少摩擦损失，改善活塞对缸套的撞击，使发动机运动平静。由于活塞在不同的共况下有非常不同的温度，所以在不同的工况下始终保持最佳配合间隙成为十分复杂的问题。如果冷态下间隙合适，在热态下由于活塞温度大大超
25、过气缸温度，很可能使间隙过小而拉缸或咬死；反之则冷态下间隙过大发生敲击，是裙部变形，缸套振动，引起穴蚀。因此，一般希望活塞材料的热膨胀系数要小，同时要在结构上采取必要的措施，防止过大的变形。3.2 活塞的设计3.2.1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：（1）热强度高。即在 高温下仍有足够的机械性能，使零件不致损坏；C403键入文字 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 键入文字9（2）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；（3）膨胀系数小。使活塞与气缸间能保持较小间隙；（4）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；（
26、5）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；（6）工艺性好，低廉。本设计活塞的材料采用硅的质量分数为 1113的共晶硅铝合金。这种材料中加入的硅可使线膨胀系数降低，并提高了耐磨性、耐热性和改善铸造性能。所以这种材料的活塞线膨胀系数小，质量轻，强度和刚度适中，热稳定性好，耐磨性好，在中等温度下抗疲劳性好，体积稳定性好。3.2.2 活塞头部的设计1、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
27、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 缩短 1 单位，整个发动机高度就可以H缩短 单位，并显著减轻活塞重量。而 则直接受头部尺寸的影响。25.1 12、压缩高度的确定（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 。为缩小 ，当然希望 尽可能小，但 过小会使第一环温度过高，导致活1h1H1h1h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键入文字 车辆与动力工程学院毕业设计说明书
28、 键入文字10要求的前提下，尽量取得小些。增压柴油机 ， 为活塞直径，该发Dh)25.0(1动机的活塞标准直径 ，确定火力岸高度为：mD97，取h31.2.023.1 m1（2）环带高度 为减小活塞高度，活塞环槽轴向高度 应尽可能小，这样活塞环惯性力也小，会减b轻对环槽侧面冲击，有助于提高环槽耐久性。但 太小，使制环工艺困难。在小型高速内燃机上，一般气环高 ，油环高 。mb5.21m52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） ，第三环称之为油环。取 ， ， 。mb4.214.23环岸的高度 ，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c比第一环岸小得多，温度也
29、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， ，柴油机接近下限。Dc)05.4.(112)(bc则 ，mDc40.。5212因此，环带高度 。mbbh 3.154.2.312 （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，
30、影响油环工作。综上所述，可以决定活塞的压缩高度 。对于柴油机 ，所以 1HD)0.85(1。取mDH17.596.01. m60则 。hHh7.23.523 3、活塞顶和环带断面（1）活塞顶键入文字 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 键入文字11活塞顶的形状主要取决于燃烧室的选择和设计。仅从活塞设计角度，为了减轻活塞组的热负荷和应力集中，希望采用受热面积最小、加工最简单的活塞顶形状，即平顶。大多柴柴油机正是采用平顶活塞。实际统计数据表明，活塞顶部最小厚度，柴油机为 ，即 。活塞顶接受的热量，主要通过活塞D)0.21( m12)974.0(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
31、传到气缸壁的热量占7080%，经活塞本身传到气缸壁的占 1020%，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 应足够大，使活塞 r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 ，取 为D)0.15.(08.7.76mm，活塞顶与侧壁之间应该采用较大的过渡圆角，一般取 ，取r)15(0.07 为 6.79mm.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。D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。二、燃烧室本设计采用
32、型的燃烧室。燃烧室的形状和尺寸：1、根据喉口侧面角 ，可将 型的燃烧室分成开口型(90)，直口型(=90)及收口型(8kgf/cm2)，保证油环与气缸壁均匀而稳定的贴合，能减小磨损和降低机油消耗量。同时在环的工作表面镀 Cr,提高它的耐磨性和抗腐蚀性。3.4.2活塞环和环槽的参数选择一、活塞环的参数活塞环的主要参数包括轴向高度 h，径向厚度 t，自由开口间隙 s，闭口间隙 。0s轴向高度 h 的选择可参考经验所统计的数据来选择，润滑条件越好，转速越高，则 h值选的小点。采用薄环的优缺点是：减低活塞高度和重量；减少摩擦损失和环对环槽的冲击；对气缸不均匀磨损的适应性好。同时它也有自己的缺点：易于折
33、断；影响活塞散热；制造较困难。所以环的高度不能做的太低。1、第一道气环和第二道环尺寸相同根据经验确定梯形环在基准直径上的轴向高度 h=2mm。选轴向高度 h=2.4mm，D/t=22，则 t=5mm。对于灰铸铁 S/D=0.130.14 取 S/D=0.13，则开口间隙 S=12mm。闭口间隙=0.005D=0.5mm。0S3、油环根据同类型机的经验数据确定轴向高度 h=5mm。取 D/t=22，则 t=5mm。对于灰铸铁 S/D=0.130.14 取 S/D=0.13，则开口间隙 S=12mm。闭口间隙=0.005D=0.5mm。0S键入文字 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 键入文字15二
34、、环槽与活塞环的间隙活塞环在环槽中运动，因此在环槽的径向和轴向方向上，都应该有适当的间隙。轴向间隙不能过大，因为当环在环槽中上下运动时，环和环槽之间发生碰撞。间隙大，碰撞也大。增加可环和槽的机械负荷。此外，间隙大也不利于密封。同一台发动机上，由于各处温度不同，各道环与槽的端面间隙 是不相同的，在1上面的环靠近燃烧室，温度较高，其值应取大一些。 高速发动机的活塞环，随发动机形式和缸径的不同，端面间隙 一般在下列范围：1第一环 =0.080.20 ， 取 =0.09 mm；11第二环 =0.060.15 ， 取 =0.08 mm；油环 =0.030.08 ， 取 =0.03 mm；1 1对于径向间
35、隙 ，其一般范围是：2气环： ，取第一、第二环的径向间隙 均为 0.5mm；0.732油环： ，取其 为 0.8mm。152 2键入文字 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 键入文字16第四章 连杆组零件参数的选择4.1 连杆的材料本设计连杆的材料采用 39Cr5 中碳 Cr 合金钢，这种采用优点是成本较低，对应力集中不是很敏感，所以模锻后非配合表面就不太可能引起连杆杆身断裂的危险。4.2 连杆长度的确定连杆长度是设计时应慎重选择的一个结构参数，它一般用连杆比来表示，即。连杆长度越短，即 越大，可降低发动机的高度，减轻活塞件重量和整机重/Rl量，能很好的适应发动机的高转速。但 的增大使二级往复惯
36、性力及气缸侧压力增大，并增加曲轴平衡块与活塞、气缸套相碰的可能性。所以为使发动机的结构紧凑，最合适的连杆长度应该是，在保证连杆及相关机件在运动时不与其他机件相碰的情况下，选取最小的连杆长度。对于缸径 S120mm 的高速柴油机来说， 值一般在 0.270.33 之间，又考虑到柴油机其他零件的设计，所以取连杆长度为 168mm，即 值为 0.3125，在此范围内，是可取的。图 41 连杆小头的尺寸 4.3 连杆小头的设计 4.3.1、小头结构形式小头采用薄壁圆环型结构，它的形状简单，制造方便，材料能充分利用，受力时应力分布较均匀。小头到杆身的过渡采用单圆弧过渡。其结构如图 4-1 所示。键入文字
37、 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 键入文字174.3.2、小头尺寸小头的主要尺寸为小头内径 d1，小头外径 d2 ,小头宽度 b1,衬套内径的 d。由于衬套内径 d 要和活塞销相配合，所以其公称直径是 35mm。衬套的厚度 一般是 =（0.040.08）d。选 =0.05d=2，即为 2mm，所以小头的内径 d1 为 39mm。小头外径 d2 的选取范围一般是 d2=（1.21.4）d1 ，取 d2=1.26d1=49mm。小头宽度 b1 取决于活塞销间隔 B 和销座与连杆小头的端面间隙。在确定小头的宽度时候，应使小头与活塞销座之间每侧都留约 12mm 的间隙，用来弥补机体、曲轴、活塞和连杆
38、等零件在轴向尺寸上可能出现的制造误差和由于热膨胀所引起的轴向相对位置的变化。应该尽量使小头具有足够的承压面积，以便使小头孔与活塞销之间相互压紧的单位面积压力不超过许用值。一般小头宽度 b1 的范围是 b1=（0.91.2）d， 取 b1=d=35mm，这样小头宽度和销座之间每侧的间隙为 3mm。4.3.3、连杆衬套为了减小活塞销对连杆小头的磨损，应在小头内装入衬套。1、衬套的材料衬套大多用耐磨锡青铜铸造，本设计采用铅青铜，其优点是强度较高，耐磨性好，使用与热负荷比较大的柴油机。2、衬套与小头孔的配合衬套与连杆小头孔为过盈配合，常用的配合为 jd、je、jb3、jc3 等。过盈太大会使材料屈服而
39、松动，太小会造成压配松动，使衬套与小头孔可能会相对转动,小头孔与衬套必须要过盈配合。衬套与活塞销的配合间隙应尽量小，以不发生咬合为原则。青铜衬套与活塞销的配合间隙大致在（0.00040.0015）d 的范围内，即0.0140.053mm，由于此设计选用全浮式活塞销，故可使销和衬套的间隙梢大，选用0.0300.060mm，即衬套的内径 mm。35+0.0130键入文字 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 键入文字183、衬套的润滑在小头上方开机油孔，靠机体上的喷油嘴喷出的油冷却活塞的同时，一部分油通过孔流入衬套，达到冷却的效果。4.4 连杆杆身的设计连杆杆身在膨胀行程中承受作用在活塞上的气体压力的
40、压缩作用，在吸气行程中承受往复惯性力的拉伸作用，当连杆受压时，有可能发生不稳定弯曲，此外当连杆作高速摆动运动时还要承受本身的横向惯性力的弯曲作用。实验证明，弯曲应力实际上不大。可忽略。连杆杆身采用工字型截面，工字型截面的长轴位于连杆的摆动平面内。因为工字型截面对材料利用的最为合理，所以应用的也很广。连杆杆身的最大应力一般发生在杆身与大、小头圆角过渡处，最大压应力发生在杆身中部。考虑上面所述，综合考虑，确定出下列尺寸：其中截面宽 B=20mm t=6mm截面的高 H=（1.21.8）B ，取 H=1.65B=32mm4.5 连杆大头的设计连杆大头联结连杆和曲轴，要求有足够的强度和刚度，否则将影响
41、薄壁轴瓦和连杆螺栓，甚至整机工作可靠性。为了便于维修，对于像本设计的高速柴油机，连杆必须能从气缸中取出，故要求大头在摆动平面内的总宽必须小于气缸直径，大头的外型尺寸又决定了凸轮轴位置和曲轴箱形状，大头的重量产生的离心力会使连杆轴径、主轴承负荷增大，摩擦加剧，有时还为此还不得不增大平衡重，给曲轴设计带来困难，因此在设计连杆大头时，应在保证强度、刚度的条件下，尺寸尽量小，重量尽量轻。合理确定大头的结构尺寸和形状，就是大头设计的任务。在设计大头构形的时候针对一些薄弱环节，应注意以下问题：1、连杆盖上要设置合适的加强筋，加强筋到螺栓孔支承面处要圆滑过渡。2、螺栓头支承面和螺母支承面要圆弧过度，避免加工
42、尖角，可采用锻造圆角或圆键入文字 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 键入文字19弧沉割来减少应力集中，但必须尽量提高圆弧沉割处的光洁度。4.5.1、连杆大头的定位方式平切口连杆当承受惯性力拉伸时，沿连杆体与连杆盖的结合面方向作用着很大的横向力，使连杆螺栓承受剪切力。为此必须采用能承受较大剪切力的定位方式，才能保证工作可靠。本设计采用的是螺栓定位。4.5.2、连杆大头的主要尺寸1、大头孔直径 1D根据曲轴曲柄销的设计尺寸为 60mm，再考虑到轴瓦的尺寸，取 D1=64mm2、连杆螺栓孔中心线中心线应尽量靠近轴瓦，连杆螺栓孔中心距一般为 =（1.21.3） ，取1l1D=1.28 ，即 =78mm
43、，螺纹外侧边后不小于 2 4 mm。1l1Dl第五章 连杆校核及压缩比计算5.1 连杆组的重量及惯性力查表 97mm 缸径的高速柴油机的连杆组重量 M 约为 1600g根据设计好的图纸估算出连杆的质心的位置 C，C 到小头的距离是 H=130mm。其尺寸如图所示。则连杆小头的换算质量 和大头的换算质量 如下：G2G键入文字 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 键入文字20= =1600168122168=438=160012216811625.2 连杆小头1. 最大过盈量 0.62. 工作温度下过盈量的增加 mtd 032.51)08.1.()( 551t 3. 由衬套过盈配合及受热膨胀产生的径
44、向均布压力 262622121t /3.1810539103498 cmkgfEddp 4. 由 p 引起的小头外表面的应力2221 /5786.19.34cmkgfpda 5. 活塞组最大惯性力kgfRGPj4.76 )31.0(6.2158.93)1(2max6. 固定角 由 图 纸 量 得 ）(20c键入文字 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 键入文字217. 小头平均半径243912dr8. 小头中心截面上的弯矩 cmkgfrPMj 46.1 )0297.103.(25.10297.3.0( cax0 ）9. 小头中心截面上的法向力 kgfNj 9.2408.572.( cmax0 ）
45、 10. 小头固定截面上的弯矩 cmkgf rPrMccjc 46.7 )120cos(sin25.415.0)12os(5.291 oin.s(max02 ）（） 11.小头固定截面上的法向力 kfgPNccjc9.28 )os120(sin514.0.os14i(max0 ） 12 小头壁厚 cd7.283.h1213.小头截面积 21 78.4.3).5()( cmbF14.衬套截面积 96028d15.系数 17.4102. 666FEK16.小头受拉时固定截面处外表面应力2122/7.240 7.042319.8.0)75.(.6)acmkgf hbKNhrMj 键入文字 车辆与动力
46、工程学院毕业设计说明书 键入文字2217.小头承受的最大压缩力kgfPDpjzc 1.5374.104.37542max2 18.辅助参数 01.rMC 查 表 ）(.0CN19.小头受压时中央截面上的弯矩和法向力 cmkgfrPC 5.142.537012.012.20.小头固定截面处的 f( )值 f( )=0.013（查表）cc21.小头受压时固定截面处的弯矩和法向力cmkgfrfPrNMcCc 8.12 013.25.37)5.01(2.4675os(0kgfPcc 7.6).(4os)(.02 22. 小头受压时固定截面处外表面应力2122/3457.0423.690.)81(6cm
47、kgfhbKNrhMac23.材料的机械性能 由于材料是 39Cr5，取 = 65B2/ckf则 =（0.450.55）=0.51 =33.1512/mgf=（0.70.9） =0.8 =26.52z 11ck=（1.41.6） =1.5 =49.7302/f24. 角系数 3.07.4953201 25.在固定角截面的外表面 键入文字 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 键入文字23应力幅 2/9.2)345(7.201)(21 cmkgfacja 平均应力 kgfacajm 4176)(.)( 26.小头安全系数 6.3417.05.926“1 mazn因为 n=3.661.5,所以是安全的
48、27.小头截面惯性矩 433109.27.4cmhbJ28.小头横向直径减小量 cEJdPcmj 46623623ax1 1035.09.120)(5.40)9( 5.3连杆大头大头盖所受惯性力kgfRgGgGPj25.9106.25)07( .81.9.8. 06.25304).(194530“222max5.4连杆杆身1.杆身中间截面处的最大拉伸力kgfRgGPj 6.95260)78.1(8.94530)1(2 键入文字 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 键入文字24最大压缩力 223.1487569.1.4czjDPp kgf2.由引起的拉伸应力 2/1706.495cmkgfFjj 3.杆身中间截面的惯性矩 43333 9.2.1)7.(8.21)(
