曲柄连杆设计分析(2)

因此，环带高度h2?b1?c1?b2?c2?b3?1.5?3.64?1.75?3?3?12.89mm。

（3）上裙尺寸

对于汽油机H1?(0.35~0.6)D，所以H1?0.4?D?0.4?80.985?32.394mm。 则 h3?H1?h1?h2?32.394?7.289?12.89?12.761mm。 2、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。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。大多数汽油机正是采用平顶活塞，由于EA113 5V 1.6L发动机为高压缩比??9.3，因而采用近似于平顶的活塞。实际统计数据表明，活塞顶部最小厚度，汽油机为

??(0.06~0.1)D，即??(0.074?80.985)?5.993mm取6。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0.076D为6.16mm，取6.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，取0.074D为5.993mm.取6.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。

（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

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2.1所示:

表2.1 活塞环的开口间隙及侧隙

3

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 0.20~0.40 0.05~0.09 0.03~0.06 0.25~0.45 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2.1所示。 2.1.2 活塞裙部的设计

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2.3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2.3 活塞销裙部的椭圆形状[9]

1、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。

q?Nmax （3.5） DH2式中：Nmax—最大侧作用力，由动力计算求得，Nmax=2410.83N

4

D—活塞直径，mm；

H2—裙部高度，mm。

取H2?0.46D?0.46?84.985?37.253mm，取38。 则 q?2410.83?0.799MPa

80.985?37.253一般发动机活塞裙部比压值约为0.5~1.5MPa，所以设计合适。 2、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。

2.2 活塞销的设计

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?(0.25~0.3)D，取d1?0.271D?22mm，活塞销的内直径d2?(0.65~0.75)d1，取

d2?0.7d1?15.393mm活塞销长度l?(0.8~0.9)D，取l?0.8D?64.788mm取65

2.3 活塞销座

活塞销座的内径d0?22mm，活塞销座外径d一般等于内径的1.4~1.6倍，取

d?1.5d0?33mm，取32

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。

2.4 活塞环设计

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。

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

5

荐值为：当缸径D为50~100mm时，t/D?0.45~0.6，取t?0.5D?4.05mm。取5

第3章 连杆组的设计

3.1 连杆的设计

3.1.1 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??0.27，r?40.23mm，则

l?0.27?40.23?149mm。

3.1.2 连杆小头的结构设计

1、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?22mm，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，则小头孔直径d?24.2mm，小头外径D1?(1.2~1.35)d，取D1?1.27?24.2?30.734mm。

2、连杆小头的强度校核

图3.1 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(????)dMPa （4.1） p? 22221D1?d1D1?d1[2??]?[2???]22ED1?dE?D1?d16

0.0176?24.2?120?（1.8?1.0）?10?524.2?16.74 N p?2222130.734?24.2124.2?22[?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，

2d22?24.222N/mm外表面应力 ?a?p2 ?16.74??54.63222D1?d30.734?24.22D1?d230.7342?24.22内表面应力 ?i?p2?31.865??71.37N/mm2 222D1?d30.734?24.2?a和?i的允许值一般为100~150N/mm2，校核合格。

3.1.3 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B约等于(0.26~0.3)D(D为气缸直径)，取B?0.27D?21.87mm，截面高度H?(1.5~1.8)B，取H?1.65B?36.08mm。

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 （1）最大拉伸应力

由最大拉伸力引起的拉伸应力为：

?1?Pjmaxfm 式中：fm—连杆杆身的断面面积，汽油机fm?(0.02~0.035)A，A为活塞投影面积，取fm?0.03??D24?154.45mm。

则最大拉伸应力为：

?1?10519.681154.45?68.11MPa

（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pgmax时，并可认为是

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