（优秀毕业全套设计）汽车曲柄连杆机构设计（整套下载）㊣精品文档值得下载

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。

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。

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.式中分别为椭圆的长短轴，如图.所示。

缸径小于的裙部开槽的活塞，椭圆度的大小，般为。

图.活塞销裙部的椭圆形状裙部的尺寸活塞裙部是侧压力的主要承担者。

为保证活塞裙表面能保持住必要厚度的润滑油膜，其表面比压不应超过定的数值。

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.式中最大侧作用力，由动力计算求得，.活塞直径，裙部高度，。

取。

则般发动机活塞裙部比压值约为，所以设计合适。

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面称为主推力面，相对的面称为次推力面偏移了，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面突然整个地横扫过来变到主推力面贴紧气缸壁的另面，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。

.活塞销的设计活塞销的结构材料活塞销的结构和尺寸活塞销的结构为圆柱体，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，取，活塞销的内直径，取活塞销长度，取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。

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和往复惯性力的共同作用，总的作用力，活塞销长度，连杆小头高度，活塞销跨度。

最大弯曲应力计算活塞销中央截面的弯矩为.空心销的抗弯断面系数为，其中所以弯曲应力为即.最大剪切应力计算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.已知许用弯曲应力许用剪切应力，那么校核合格。

.活塞销座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，活塞销座外径般等于内径的倍，取，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，般设计成连杆小头与活塞销座开挡之间的间隙为，但当制造精度有保证时，两边共就足够了，取间隙为。

验算比压力销座比压力为.般。

.活塞环设计及计算活塞环形状及主要尺寸设计该发动机采用三道活塞环，第和第二环为气环，第三环为油环。

第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环的径向厚度。

气环，油环，取。

活塞环的径向厚度，般推荐值为当缸径为时取。

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般都大于，所以可按直杆弯曲正应力公式计算。

工作状态下的弯曲应力活塞断面的最大弯矩为.由此可得最大弯曲应力为.对于断面均压环其开口间隙与活塞环平均接触压力之间有如下关系.将式.带入.并整理得.式中材料的弹性模量，对合金铸铁活塞环的开口间隙取为气缸直径，活塞环径向厚度，则活塞环工作时的许用弯曲应力为，则校核合格。

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.式中与套装方法有关的系数，根据套装方法的不同，其值为，般取，则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，所以校核合格。

.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。

第章连杆组的设计.连杆的设计连杆的工作情况设计要求和材料选用工作情况连杆小头与活塞销相连接，与活塞起做往复运动，连杆大头与曲柄销相连和曲轴起做旋转运动。

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。

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。

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模锻，表面喷丸强化处理，提高强度。

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.，取则。

连杆小头的结构设计与强度刚度计算连杆小头的结构设计连杆小头主要结构尺寸如图.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，这种衬套的厚度般为，取，则小头孔直径，小头外径，取。

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.连杆小头主要结果尺寸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.式中衬套压入时的过盈，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，钢衬套材料的弹性模数，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.内表面应力.的允许值般为，校核合格。

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.式中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.应力幅，平均应力，工艺系数取.则连杆小头的疲劳强度的安全系数，般约在范围之内。

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.式中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，则对于般发动机，此变形量的许可值应小于直径方向间隙的半，标准间隙般为，则校核合格。

连杆杆身的结构设计与强度计算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。

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。

最大拉伸应力由最大拉伸力引起的拉伸应力为.式中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.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.式中系数，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.改为.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.将式.改成.式中连杆系数，。

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。

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，在连杆摆动平面为在垂直摆动平面内为连杆杆身的安全系数为.式中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.工艺系数取.。