目錄

前言...............................................2

第一章柴油機總體設計方案..........................4

§1.1高速柴油機設計的要求..............................4

§1.2柴油機設計的內容..................................4

§1.2.1高速柴油機用途的確定......................4

§1.2.2柴油機類型的確定...........................5

§1.2.3柴油機主要設計參數(shù)的確定...................6

第二章主要零部件設計及計算.......................11

§2.1連桿組的設計......................................II

§2.1.1連桿的工作情況...............................11

§2.1.2在設計中應注意的地方........................11

§2.1.3連桿的材料...................................11

§2.1.4連桿長度的確定...............................12

§2.1.5連桿小頭的設計...............................12

§2.1.6連桿桿身的設計...............................13

§2.1.7連桿大頭的設計...............................14

§2.2活塞組的設計......................................16

§2.2.1活塞..........................................16

§2.2.2活塞環(huán).......................................22

§2.2.3活塞銷.......................................23

第三章連桿強度校核...............................24

§3.1連桿小頭計算.....................................24

§3.2連桿桿身的強度計算..............................25

§3.3連桿人頭蓋的計算...............................26

第四章結論.......................................27

參考文獻............................................28

致謝...............................................29

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刖B

375柴油機是我國三缸柴油機系列中的主要產(chǎn)品，是我國經(jīng)濟體制改革

不斷深入，農(nóng)村生產(chǎn)飛速發(fā)展的產(chǎn)物。傳統(tǒng)的375柴油機母型是六十年代后

期開發(fā)的產(chǎn)品，笨重而且燃油高、經(jīng)濟動力性能差，為此作者在國內的現(xiàn)有

生產(chǎn)條件下，借鑒國內外先進設計理念與生產(chǎn)技術，在原有機型的基礎設計

375柴油機，該375柴油機是三缸，自然吸氣，直列四沖程，水冷直噴，高

速柴油機，在提高發(fā)動機的經(jīng)濟、動力性能的同時降低有害物的排放，同時

仍然保持原機可靠性、耐久性、經(jīng)濟實用、使用維修方便的優(yōu)點，廣泛應用

于農(nóng)用運輸機、拖拉機、小型機械，這些優(yōu)點使其更好的融入農(nóng)村生產(chǎn)，備

受購買力相對較弱的農(nóng)民群體的歡迎，因此該產(chǎn)品的開發(fā)擁有很廣闊的市場。

國家的排放法規(guī)日益嚴格，國家對柴油機的微粒排放的關注度也日益提

高，原來375柴油機存在的微粒和煙度的排放較高，針對這方面的缺點開發(fā)

水冷直噴的燃燒室，其良好的燃油經(jīng)濟性、結構簡單、起動容易優(yōu)點，不僅

能夠有效的降低微粒和煙度的排放，而且能夠降低油耗，從而滿足現(xiàn)代的節(jié)

能減排的新觀念，該優(yōu)點亦符合農(nóng)村購買標準之一。

375柴油機一般用于農(nóng)用運輸和動力，國內農(nóng)用機械配套動力要求動力

充足可靠性高、經(jīng)濟性好，柴油機以其低速扭矩大、經(jīng)濟性好、可靠性高等

優(yōu)點占據(jù)主流，在農(nóng)業(yè)機械化的大背景下，原來柴油機笨重，油耗高，功率

低等已不能夠滿足新時代的要求，為了適應國內農(nóng)用機械功率增長的需要，

在原來的基礎上開發(fā)出來的375柴油機，該發(fā)動機在排量、功率、動力性能

等都有一定的增加，并且節(jié)省材料。該柴油機可以配套拖拉機、農(nóng)用運輸機、

排灌機械、收割機等農(nóng)用機械，也可以和空壓機、礦石機械翻斗機、小型發(fā)

電機組等。

475柴油機是四缸機，活塞行程為90mm,標定功率為24KW；某些企業(yè)

的渦流475柴油機普遍存在油耗高、排氣溫度高等問題，若能把475型柴油

機的渦流燃燒系統(tǒng)造成直噴式燃燒系統(tǒng)，能夠使油耗大幅度降低、煙度排放

少，特別嚴格的排放法規(guī)的實施，迫使人們在保持原有研究成果的同時，換

一個角度去探索各種燃燒室及其供油系統(tǒng)、進氣系統(tǒng)匹配的問題，475柴油

機采用螺旋進氣道的設計，促進空氣和燃油的混合；采用啞鈴型的燃燒室，

增大轉動慣量提高渦流強度，形成很好的進氣渦流改善煙度排放，大幅度降

低低速時的煙度排放；供油提前角的范圍廣，并且最佳供油提前角減少，因

而降低噪音、振動和良好的低速轉矩特性；為了適應475型柴油機直噴化的

需要，選用BQ泵。475柴油機以其結構簡單緊湊、重量輕、使用維修方便、

可靠性能強，經(jīng)濟實用，廣泛的應用于農(nóng)用運輸機、輕卡、拖拉機小型工程

機械、發(fā)電機組等作為動力。

柴油機作為各種機械的動力裝置，活塞是其主要的配件之一，由于它在

氣缸內以高速作勻速往復運動，且在高溫、高壓和液體潤滑困難等條件下工

作，所以是一種容易磨損的配件。發(fā)動機性能的優(yōu)劣很大程度決定于生產(chǎn)工

藝和加工水平，工藝設計水平越高，機械加工能力越強，發(fā)動機性能越好。

所以活塞的工藝設計對發(fā)動機性能有至關重要的影響。目前，在中小型柴油

機方面開展的研究工作大都放在減少廢氣排放，因此出現(xiàn)深盆頂活塞的應用，

這是專為改善燃燒狀況減少碳氫化合物而設計的。近十年來，開發(fā)能滿足Pz

高達25Mpa的活塞的要求越來越迫切。與球鐵相比，鍛鋼具有更高的機械強

度和延伸率，只有選材和工藝處理適當，即能保證活塞工作安全可靠，由此

產(chǎn)生了可以承受更高Pz的鍛鋼整體活塞和鋼頂鋼裙組合活塞，整體鍛鋼活塞

適用于較小缸徑柴油機。

連桿是發(fā)動機中傳動力的重要零件，它把活塞上的往復慣性力傳遞給曲

軸以輸出功率，連桿在工作過程中主要承受裝配載荷和交變載荷的作用，工

作較苛刻。環(huán)保節(jié)能是現(xiàn)代汽車的發(fā)展方向，因此對發(fā)動機連桿的要求是:

不僅要有足夠的強度和剛度，而且要尺寸小、重量輕，為實現(xiàn)這一要求，現(xiàn)

代汽車發(fā)動機零部件設計開發(fā)必須采用現(xiàn)代設計方法及技術。針對柴油機連

桿小頭斷裂的問題，在進行連桿設計中通過對不同的連桿小頭壁厚和連桿小

頭的過渡圓角進行有限元分析，選擇合適的過渡圓角和小頭壁厚以達到設計

要求，而連桿大頭采用“工”字形結構時，其安全系數(shù)比連桿大頭采用圓形

結構提高40%以上，其重量也比圓形結構輕?！肮ぁ弊中谓Y構還能很好的控

制大頭孔的變形，而連桿大頭與支撐面采用半圓弧的安全系數(shù)有很大的提高。

第一章柴油機總體設計方案

§1.1高速柴油機設計的要求

高速柴油機設計應滿足下列基本要求：

1、最佳的使用性能包括最佳的動力性能、最小的外形尺寸、最輕的總

質量，能滿足各種特定用途對發(fā)動機性能的要求。

2、最佳的經(jīng)濟性能主要可以概括為下列三方面：

(1)最佳的使用經(jīng)濟性包括完善的工作過程，特別是組織良好的燃燒

過程，以降低燃油消耗；精心設計潤滑系統(tǒng)，在保證發(fā)動機獲得良

好潤滑的前提下降低潤滑油消耗量；具有良好的裝拆工藝性，易于

裝拆、維修，減少維修費用的支出。

(2)最佳的制造經(jīng)濟性包括優(yōu)化設計，使整機及零部件具有良好的加

工工藝性；選用價廉適用的制造材料；選用優(yōu)質、價廉的零配件；

降低不必要的加工精度。

(3)最好的可靠性和最長的使用壽命這是發(fā)動機成功的重要標志。首

先在結構上要保證發(fā)動機具有良好的剛度，在各種工況下工作時，

各零部件不允許發(fā)生不正常的變形和振動。發(fā)動機的各易磨損件要

有必要的壽命,所有摩擦副布設計時應考慮減摩措施和材料的配對

等。

3、最佳的環(huán)保性能目的在于減少有害物質的排放。日益嚴格的環(huán)保法

規(guī)對柴油機的廢氣排放提出了更高的要求。因此在設計階段，在燃燒

過程的組織、排放后處理等方面，應考慮采取相應的措施⑴。

§1.2柴油機設計的內容

§1.2.1高速柴油機用途的確定

發(fā)動機的具體用途是設計的重要依據(jù)，不針對具體用途無法設計一臺優(yōu)

秀的發(fā)動機。對高速柴油機而言，產(chǎn)量最大的配套是各種車輛，其它依次為

拖拉機和各種農(nóng)業(yè)機械、工程機械等。各種用途對發(fā)動機的要求不同。若要

設計成功一臺理想的發(fā)動機，針對其具體用途進行設計是至關重要的。木次

設計的375柴油機是針對拖拉機和農(nóng)用汽車進行配套設計的，同時它也可以

用于其它領域⑴。

§1.2.2柴油機類型的確定

1、四沖程及兩沖程目前我國使用的機型均為四沖程，國外絕大部分機

型也是四沖程。四沖程柴油機四個行程完成一個乍循環(huán)，在相同的

活塞排量和轉速下，非增壓時功率比二沖程柴油機低，但易于組織增

壓，增壓比比較高。在轉速不變的情況下通過增壓可較大幅度的提高

發(fā)動機的功率?；钊M熱負荷低，工作過程易于組織，動力性和燃油

經(jīng)濟性好，燃油消耗率低，機油消耗率低，且低速性能好，可以有較

大的扭矩儲備，可以在較寬廣的轉速范圍內獲得良好經(jīng)濟性能。燃油

噴射系統(tǒng)轉速較低，便于設計制造，且壽命較長，可靠性好。因此，

我們選擇的機型為四沖程柴油機。

2、冷卻方式目前世界各國生產(chǎn)的機型仍以水冷為主。中、小型有風冷

品種，但品種不多。簽于風冷機型在制造上要求較高、難度較大，大

批量生產(chǎn)和銷售均有難度，此次設計為水冷方式。水冷冷卻較均勻，

熱負荷低，充氣效率、平均有效壓力及升功率高，氣缸冷卻效率高，

且較均勻，活塞與缸套間隙較小，這些都有利于柴油機的進一步強化

和降低廢氣排放.

3、氣缸布置氣缸布置形式有直列立式，臥式；斜置；V型。其所以有

各種氣缸布置形式，是基于配套機型總體右置的要求，或有利于平衡、

散熱等。V型布置則主要為了縮短6缸以上多缸機的長度，以利于發(fā)

動機與各種機型更完善的匹配。此次設計為三缸，小缸徑柴油機，故

采用直列立式氣缸布置。

4、進氣系統(tǒng)是否增壓采用增壓可改善排放.增大功率，降低燃油消耗

等，特別在改善排放方面，增壓及增壓中冷具有決定性的作用。但由

于技術和成木的原因，此次設計暫旦不用增壓系統(tǒng)。

5、氣門數(shù)常規(guī)高速柴油機多為二氣門，而實踐證明，多氣門對高速柴

油機工作過程，特別是進氣和燃燒的改善有很好的作用，但其鑄造要

求高，成本高，在口前排放指標不是很高的情況下我們仍采用二氣門。

6、燃燒室類型燃燒室類型對于高速柴油機的燃燒過程和性能的影響很

大，直接體現(xiàn)在燃油消耗率上。由于直噴式燃燒系統(tǒng)動力性好，燃油、

機油消耗率低、啟動性能好，以及壽命長等特點，它比分開式燃燒室

燃油消耗率低5%—10%左右。在節(jié)約能源上有巨大優(yōu)勢，所以此次設

計采用直噴式，燃燒室形狀為3型。

7、凸輪軸側置與頂置側置凸輪軸是現(xiàn)代高速柴油機傳統(tǒng)設計的標準模

式，被廣泛采用。此次設計為側置式，用齒輪傳動⑴。

§1.2.3柴油機主要設計參數(shù)的確定

高速柴油機的主要設計參數(shù)有如下眾所周知的關系

(1-1)

30000r

式中,Pe為有效功率（kw）；Pme為平均有效壓力（kpa）；n為轉速（r/min）；

i為氣缸數(shù)；Vs為每缸活塞排量（I）；T為沖程數(shù)⑵。

對上述參數(shù)的正確選擇是設計一臺優(yōu)秀發(fā)動機的前提。

1、有效功率的確定

在確定高速柴油機有效功率（kw）時，必須考慮另一與功率有密切聯(lián)系

的扭矩值（N-m）及其儲備，功率與扭矩均隨發(fā)動機的用途而異。

對于車用高速柴油機而言，其功率視乍輛的用途、車輛的總質量而定。

我國載貨車與功率的匹配,一般遵循下列關系：

輕型載貨車為12~15kw/t；

中型載貨車為10?12kw/t；

重型載貨車為6-10kw/t；

教貨車的扭矩儲備要求略低，但亦應達到10%以上。

拖拉機用發(fā)動機的功率由牽引力而定，一般每噸的牽引力配用18?

20kw,扭矩儲備率要求高于汽車，一般在15%及以上。工程機械的配套動力

亦隨其工作能力的大小而定，如又車，3噸配備功率30?35kw：5噸則為40?

45kw……扭矩儲備要求很高，一般為20%?30%以上，有些機型要求高達

40%?50%⑴。

2、轉速的選定

發(fā)動機的轉速隨其配套對象而異。目前我國輕型車用柴油機的轉速為

3200r/min左右，少數(shù)機型達3600r/min；中型車用柴油機約為2500?

2800r/min；低速農(nóng)用車柴油機約為2400?2800r/min；重型車用柴油機約為

2000?230()i7min"L

375柴油機設計目標為低速農(nóng)用車柴油機，所以轉速取3400r/mino

3、氣缸數(shù)的確定

氣缸數(shù)是柴油機的重要參數(shù)之一，按給定功率和轉速來選擇氣缸數(shù)時，

考慮以下因素：

(1)選用合適的氣缸數(shù)目可獲得較小的單缸功率，使柴油機輸出的扭矩

均勻，平衡性和啟動性能較好。

(2)選用合適的氣缸數(shù)目，其氣缸直徑和行程均較小，柴油機體積可以

縮小，重量可減輕。

(3)選用較多的氣缸數(shù)后，零件數(shù)量和制造工時增加，成本增高。

(4)選擇氣缸數(shù)目，還需考慮柴油機配套所提出的外形尺寸和重量要求，

以及系列柴油機的功率范圍等因素。

考慮以.上綜合因素，我們選取氣缸數(shù)為：3o

4、活塞平均速度的確定

活塞平均速度是表征柴油機高速性和強化程度的一項主要指標，對柴油

機總體設計和主要零件結構型式影響甚大。

活塞的平均速度計算公式：

Cm=Sn/30(1-2)

其中，S為活塞行程；n為發(fā)動機轉速⑵。

在功率給定以后，可以算出平均有效壓力。活塞行程和缸數(shù)維持不變，

提高活塞平均速度可使氣缸直徑減小。柴油機體積小、重量輕。但提高活塞

平均速度受到下列因素限制：

(1)提高活塞平均速度后，使運動件的慣性力增大，柴油機的機械負荷

增大。

(2)提高活塞平均速度使柴油機零件的磨損加快，縮短了柴油機大修期。

(3)活塞平均速度的提高，使摩擦功率損失迅速增加，機械效率降低，

燃油消耗率升高。

(4)進、排氣阻力隨活塞平均速度的提高而增加，使充氣效率降低。

(5)隨著活塞平均速度的提高，柴油機的平衡。震動和噪聲等問題突出

出來，一般柴油機的噪聲強度與轉速的三次方成正比。

因此，選擇活塞平均速度應綜合各方面的因素，不能一味的提高。一般

活塞平均速度為：6.5?12m/s。本機的活塞平均速度為：8.49m/so

5、平均有效壓力的確定

平均有效壓力是表征柴油機強度的重要指標之一，可由下式求得：

P=225rNt.HnVh(1-3)

=(1-4)

提高沖氣系數(shù)，改善工作過程，減少機械損失和熱損失，是提高非增壓

柴油機Pe值的主要措施，但非增壓柴油機的Pe值的提高是有限的。促使Pe

值增長的原因，一方面是提高單機功率的迫切需要，另一方面是因為Pe值的

增加，對柴油機噪聲和壽命的影響比提高活塞平均速度的影響要小的多。

提高Pe值可使功率增加，比重量下降。然而機械效率和熱負荷也隨之提

高，影響柴油機的可靠性和壽命。同時，對排氣的有害成分、噪聲、振動等

都有不利影響。車用柴油機的一般范圍為6.5?10.5Mpa本機平均有效壓力為

7.16o

較大幅度的提高平均有效壓力后，要注意零件的熱應力和機械應力過高

的問題，一般措施是：采用強制冷卻活塞、組合式活塞來加強氣缸蓋和氣缸

套的冷卻，降低壓縮比以及增強零件的剛度和強度等⑶。

6、氣缸直徑的確定

柴油機功率與氣缸直徑的平方成正比。選用較大的缸徑是提高功率的一

個措施。但缸徑增大后柴油機外形尺寸與比重量相應增大。而氣缸直徑與缸

數(shù)和轉速有著密切的關系。同樣的功率下，缸數(shù)越多，缸徑可縮小，轉速可

提高⑴。

考慮到此發(fā)動機為農(nóng)用運輸車，缸徑為80?100,我們所選擇的缸徑為

75。

7、行程及其與缸徑的比值S/D

自然吸氣柴油機的升功率：

NJ=8.33〃《x10'3(WL)(1-5)

它正比與Pe和n,由于提高活塞的平均速度需要較短的行程和較小的

S/Do使用較小的活塞行程，有可能得到緊湊的外形和采用較短尺寸，獲得

較大的體積功率的較好的比重量。自然吸氣條件下Pe的提高有限，升功率很

難輕易突破，因此提高柴油機轉速成為提高升功率的主要途徑。采用不大的

S/D,可以獲得較大的進排氣門面積與氣缸容積之比，使進排氣流速，既氣

門口馬赫數(shù)處于較低水平，以改善充氣效率。同時有利于增加曲柄銷與主軸

頸的重疊度，改善曲軸強度或縮小軸頸直徑。因應S/D的選擇應根據(jù)發(fā)動機

的具體要求⑶。375柴油機選擇S/D為將有利于降低柴油機的振動和

噪聲。

8＞氣缸中心距

氣缸中心距是柴油機設計中對整體結構強度、緊湊性、重量和配套適應

性最具影響的幾何尺寸。

決定氣缸中心距合理性主要是下列三大因素，并在此基礎上可能共同達

到的最小值。

(1)足以保證燃氣可靠密封的氣缸蓋總截面積和分布均勻性。

(2)足夠的1111軸疲勞強度的軸承承載能力。

(3)有必要的水流空間，使缸套上部、缸蓋底部和排氣道獲得充分的冷

卻。

此外還應注意機體的氣缸體部分有必要的空間容納足夠截面積的壁和

筋，以保證氣缸套支承面擠壓應力處于可靠限度內。

所以氣缸中心距是決定結構強度的整機緊湊性的綜合因素，而兩者又是

矛盾的。只要將所有各項尺寸參數(shù)與氣缸中心距建立一系列經(jīng)驗公式，從中

便可以獲得合理的中心距尺寸和其它相關尺寸。

用氣缸中心距來表征能實現(xiàn)的單缸功率，實質上是該氣缸中心距在保證

充分的結構強度可靠性的前提下所能包容的氣缸直徑。

7.854x10”。,，(16)

2

30rrrRx

其中：Pe為平均有效壓力(kPa),Cm為活塞平均速度(m/s),D為缸

徑(mm),T為沖程數(shù)，Rs=L/D,L為氣缸中心距(mm)。

對非增壓柴油機：

C=(10.3?11.0)XI0-4(1-7)

可以由以上式子估算氣缸中心距，如果設計得當，能夠在結構強度充分

保證的前提下，形成所需的氣缸排量和獲得所算得的功率水平⑵3］。

此次設計氣缸中心距為:L=l()0mm。

第二章主要零部件設計及計算

§2.1連桿組的設計

§2.1.1連桿的工作情況

連桿組的功用是將作用在活塞上的氣體壓力傳給曲軸，并將活塞的往復

運動變成曲軸的旋轉運動，與連桿大頭一起作旋轉運動，連桿桿身作復雜的

平面運動。

連桿主要承受以下載荷：

1、由連桿力Per引起的拉壓疲勞載荷。

式中Pg一一氣體作用力；Pj一一活塞連桿組的往復慣性力；

B——連桿擺角（：

2、在連桿擺動平面內，由連桿力矩引起的橫向彎曲載荷。

3、由于壓入連桿襯套，擰緊連桿螺栓，壓緊軸瓦等產(chǎn)生的裝配靜載荷。

此外，連桿還可能承受由于加工不準確，承后面對連桿軸線不對稱等引

起的附加彎曲載荷。

§2.1.2在設計中應注意的地方

根據(jù)以上分析可知，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。因此，在設計時應首先保證連桿具有足夠的疲勞強度和結構剛度。如

果強度不足，就會發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋和桿身的斷裂，造成嚴重事故。

§2.1.3連桿的材料

375的連桿材料為40Cr中碳鋼。在機械加工前經(jīng)調質處理，可以得到較

好的機械性能。碳鋼的優(yōu)點是成本低，對應力集中不敏感，所以模鍛后配合

表面就不需再經(jīng)過加工。但鍛造毛刺要磨光，磨削方向應沿連桿桿身的縱向，

因為橫向磨痕可能引起連桿桿身斷裂的危險，一般采用噴丸處理來消除連桿

內部的內應力和提高連桿強度“8。91。

§2.1.4連桿長度的確定

連桿長度是設計時應慎重選擇的一個結構參數(shù)，它一般用連桿比來表示，

即％=連桿長度越短，即入越大，可降低發(fā)動機的高度，減輕活塞件重

量和整機重量，能很好的適應發(fā)動機的高轉速。但義的增大使二級往愛慣性

力及氣缸側壓力增大，并增加曲軸平衡塊與活塞、氣缸套相碰的可能性。

所以為使發(fā)動機的結構緊湊，最合適的連桿長度應該是，在保證連桿及

相關機件在運動時不與其他機件相碰的情況下，選取最小的連桿長度。

對于缸徑120mm的高速柴油機來說，義值一般在0.25?0.30之間，

又考慮到柴油機其他零件的設計，所以取連桿長度為156mm，即入值為0.256,

在此范圍內，是可取的。

§2.1.5連桿小頭的設計

一、小頭結構形式

小頭采用薄壁圓環(huán)型結構，它的形狀簡單，制造方便，材料能充分利用，

受力時應力分布較均勻。小頭到桿身的過渡采用單圓弧過渡。其結構如圖2-1

所示。

二、小頭尺寸

小頭的主要尺寸為小頭內徑小，小頭外徑d2,小頭寬度bl,襯套內徑的do

由于襯套內徑d要和活塞銷相配合，所以其公稱直徑是27mmo

襯套的厚度^一般是(0.04?0.08)d。選八0.09d=2.5,即為2.5mm,

所以小頭的內徑di為32mm。

小頭外徑ch的選取范圍一般是d2=(1.2?1.4)di,取d2=1.31di=42mm。

小頭寬度bi取決于活塞銷間隔B和銷座與連桿小頭的端面間隙。在確定

小頭的寬度時候，應使小頭與活塞銷座之間每側都留約1?2mm的間隙，用

來彌補機體、曲軸、活塞和連桿等零件在軸向尺寸上可能出現(xiàn)的制造誤差和

由于熱膨脹所引起的軸向相對位置的變化。應該盡量使小頭具有足夠的承壓

面積，以便使小頭孔與活塞銷之間相互壓緊的單位面積壓力不超過許用值。

一般小頭寬度bi的范圍是bi=(0.9?1.2)d,取bi=l.lld=30mm,這樣小頭

寬度和銷座之間每側的間隙為2mmo

三、連桿襯套

為了減小活塞銷對連桿小頭的磨損，應在小頭內裝入襯套。

1、襯套的材料

襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，本設計采用鉛青銅，其優(yōu)點是強度較高，耐

磨性好，使用于熱負荷比較大的柴油機。

2、襯套與小頭孔的配合

襯套與連桿小頭孔為過盈配合，常用的配合為jd、je、jb3、jC3等。過盈

太大會使材料屈服而松動，太小會造成壓配松動，使襯套與小頭孔可能會相

對轉動。小頭孔的直徑設計為。32rsmm,確定襯套與小頭孔的過盈量為

0.033?0.06mm,則襯套外徑尺寸為。32嗯2mm。

襯套與活塞銷的配合間隙應盡量小，以不發(fā)生咬合為原則。青銅襯套與

活塞銷的配合間隙△大致在(0.0004?0.0015)d的范圍內，即0.014?

0.053mm,由于此設計選用全浮式活塞銷，故可便銷和襯套的間隙梢大，選

用0.030?0.060mm,即襯套的內徑為。27篇;5mm。

3、襯套的潤滑

在小頭上方開機油孔，靠機體上的噴油嘴噴出的油冷卻活塞的同時，一部

分油通過孔流入襯套，達到冷卻的效果。在小頭和襯套上都開有集油孔和集

油槽，用來收集和積存飛濺的潤滑油“2】

§2.1.6連桿桿身的設計

連桿桿身在膨脹行程中承受作用在活塞上的氣體壓力的壓縮作用，在吸

氣行程中承受往復慣性力的拉伸作用，當連桿受區(qū)時，有可能發(fā)生不穩(wěn)定彎

曲，此外當連桿作高速擺動運動時還要承受本身的橫向慣性力的彎曲作用。

實驗證明，彎曲應力實際上不大。可忽略。

連桿桿身采用工字型截面，工字型截面的長軸位于連桿的擺動平面內。

因為工字型截面對材料利用的最為合理，所以應用的也很廣。

從鍛造工藝方面看，工字型截面兩臂過薄和圓角半徑過小都是不利的。

因為這種連桿鍛造時變形比較大，就有可能產(chǎn)生鍛造裂紋的危險，特別時在

工字型截面兩臂邊緣上更易出現(xiàn)裂紋。此外，鍛造這種連桿時模具磨損也較

大。具有邊緣厚并倒圓的工字型截面是比較有利的。

工字型截面的長軸y-y處于連桿的擺動平面內，使桿身截面對垂直與連

桿擺動平面的x軸的慣性矩Jx大與對位于擺動平面的y軸的慣性矩Jy,一

般Jx=(2?3)Jy,這樣符合桿身實際受力情況，并有利于桿身向大、小頭過渡。

連桿桿身的最大應力一般發(fā)生在桿身與大、小頭圓角過渡處，最大壓應

力發(fā)生在桿身中部。

考慮上面所述，綜合考慮，確定出下列尺寸：

連桿桿身橫截面的形狀如圖2-2所示。

其中截面寬B=20mmt=5mm

截面的高11=(1.5-1.8)B,取II=1.4B=28inm

圖2—2連桿桿身橫截面形狀

§2.1.7連桿大頭的設計

連桿大頭聯(lián)結連桿和曲軸，要求有足夠的強度和剛度，否則將影響薄壁

軸瓦和連桿螺栓，甚至整機工作可靠性。為了便于維修，對于像本設計的高

速柴油機，連桿必須能從氣缸中取出，故要求大頭在擺動平面內的總寬必須

小于氣缸直徑，大頭的外型尺寸又決定了凸輪軸位置和曲軸箱形狀，大頭的

重量產(chǎn)生的離心力會使連桿軸徑、主軸承負荷增大，摩擦加劇，有時還為此

還不得不增大平衡重，給曲軸設計帶來困難，因此在設計連桿大頭時.，應在

保證強度、剛度的條件下，尺寸盡量小，重量盡量輕。合理確定大頭的結構

尺寸和形狀，就是大頭設計的任務。

大頭的結構與尺寸基本上決定與曲柄銷直徑、長度和連桿軸瓦厚度和連

桿螺栓直徑。所謂的大頭設計，實際上是確定連桿大頭在擺動平面內某些主

要尺寸，連桿大頭的剖分形式和定位方式以及大頭蓋的結構設計。

在設計大頭構形的時候針對一些薄弱環(huán)節(jié)，應注意以下問題：

1、連桿蓋上要設置合適的加強筋，加強筋到螺栓孔支承面處要圓滑過渡。

2、螺栓頭支承面和螺母支承面要圓弧過度，避免加工尖角，可采用鍛造

圓角或圓弧沉割來減少應力集中，但必須盡量提高圓弧沉割處的光潔

度。

3、斜切口連桿長叉口一側變形較大，除了采用大圓弧過渡外，還可以用

單筋和桿身連接，以提高大頭剛度。

一、連桿大頭的剖分形式

采用斜切口的剖分方式，切口角為45度。這樣的剖分形式的優(yōu)點是滿足

連桿組能從氣缸裝拆的條件下，可增大曲柄銷直徑，有利于提高曲軸的剛度

和連桿軸承的工作能力。，也就是說它在解決曲柄銷直徑和從氣缸中抽出連桿

之間的矛盾。

二、連桿大頭的定位方式

斜切口連桿當承受慣性力拉伸時，沿連桿體與連桿蓋的結合面方向作用

著很大的橫向力，使連桿螺栓承受剪切力。為此必須采用能承受較大剪切力

的定位方式，才能保證工作可靠。

本設計采用的是舌槽定位。連桿體和蓋上均有一舌和一槽，他們是有同

一把拉刀（帶一舌一槽）加工成的，所以體與蓋上舌槽間的距離精度較高，

定位可靠，尺寸緊湊。

當然它有不好的地方，就是其拆裝不便，且只有在采用拉刀加工時才能

保證較高的定位精度，還有舌槽要注意減少應力集中。這樣的定位方式常用

在車用柴油機的斜切口的連桿上。其優(yōu)點是提高了結合處的剛度，縮小了連

桿螺栓之間的距離，減小了螺栓尺寸。

三、連桿大頭的主要尺寸

1、大頭孔直徑，

根據(jù)曲軸曲柄銷的設計尺寸為48mm，再考慮到軸瓦的尺寸，取Di=53mm

2、連桿螺栓孔中心線

中心線應盡量靠近軸瓦，連桿螺栓孔中心距一般為/產(chǎn)（1.2?1.3）A，

取/1=1.34即4=71mm,螺紋外側邊后不小于2?4mln。

圖2-3連桿大頭的主要尺寸

§2.2活塞組的設計

活塞組主要用來與氣缸、氣缸蓋相配合形成一個容積變化的密閉空間，

在這里完成內燃機的工作過程；同時活塞組也承受燃氣壓力，并把它傳給連

桿、曲軸，將活塞的往復運動轉變?yōu)榍S的旋轉運動，從而對外輸出扭矩，

以驅動汽車車輪轉動.它由活塞、活塞環(huán)、活塞銷等機件組成。

§2.2.1活塞

活塞的主要作用是承受氣缸中的氣體壓力，并將此力通過活塞銷傳給連

桿，以推動曲軸旋轉。活塞頂部還有氣缸蓋、氣缸壁共同組成燃燒室。

由干活塞頂部有接與高溫燃氣周期件接觸，燃氣的最高溫度可達2500K

以上，因此活塞的溫度也很高，例如活塞頂部的溫度可高達600?700K⑺。

高溫一方面使活塞的機械強度顯著下降，另一方面使活塞材料的熱膨脹量增

大，容易破壞活塞與其相關零件的配合。

活塞頂部在做功行程時，承受著燃氣的帶沖擊性的高壓力。對于汽油機

活塞，瞬時的壓力最大值可達3?6MPa。對于柴油機活塞，其最大值可達6?

9MPa,采用增壓時最大值可達13?15MPa。高壓導致活塞的側壓力大，加速

活塞外表面的磨損，也容易引起活塞的變形⑺。

活塞在氣缸中作變速運動，其平均速度9.07m/s。這樣的高速可產(chǎn)生很大

的慣性力，它將使曲柄連桿機構的各零件和軸承承受附加的載荷。

活塞承受的氣壓力和慣性力是周期性變化的，因此活塞的不同部分會受

到交變的拉伸、壓縮和彎曲載荷；并且由于活塞各部分的溫度極不均勻，活

塞內部將產(chǎn)生一定的熱應力。

從活塞的工作條件可看出，為保證發(fā)動機的良好運行特性，對活塞合金

材料性能有如下要求：密度小、熱膨脹系數(shù)小、好的耐磨性、好的力學性能、

好的熱傳導性及好的加工性能。為此，汽車發(fā)動機目前采用的活塞材料是鋁

合金，在個別汽車柴油機上的活塞采用高級鑄鐵或耐熱鋼鑄造。

根據(jù)以上要求，我們選擇共晶鋁硅合金66-1作為375的活塞的材料。

它除了具有鋁合金的共同優(yōu)點（密度小、導熱性好、與鑄鐵氣缸的匹配

性好）之外，由于硅的存在，使材料的耐磨、耐蝕性，硬度、剛度和疲勞強

度提高；鑄造流動性改善。

鋁的密度約為鑄鐵的1/3,這樣采用鋁作為活塞用合金的基本材料，在

活塞往復運動時可使慣性力盡可能小。同時活塞用鋁合金的導熱性約為鑄鐵

的3倍，這樣高的導熱能立刻將高熱負荷區(qū)的熱量很快傳給冷卻油及氣缸和

曲柄連桿等，因此使得熔點600℃的鋁合金能在與峰值溫度高達2000—2500K

高溫燃氣接觸的情況下仍能正常工作。但是鋁合金在溫度升高時，強度和硬

度下降較快。為了克服這一缺點，一般要在結構設計、機械加工或熱處理.上

采用各種措施加以彌補田川。

鋁活塞的成形方法有鍛造、鑄造和液態(tài)模鍛等幾種。鑄造鋁活塞在高溫

時強度下降較小，制造成本低，但容易出現(xiàn)各種氣孔、縮松等鑄造缺陷。鍛

造鋁活塞的強度比鑄造活塞高，導熱性也較好，適用于強化的發(fā)動機上，但

制造成本高。液態(tài)模鍛即是將定量的液體金屬澆入金屬模具里，用沖頭加壓，

使液體金屬以比壓鑄中低得多的速度充填型腔，并在壓力的作用下結晶凝固，

從而獲得組織致密的無縮孔、縮松等缺陷的活塞。這種工藝兼有鍛造和鑄造

的特點，能達到少切削甚至無切削、提高金屬利用率、擴大合金使用范圍、

消除鑄造缺陷和提高毛坯質量等目的⑺。

活塞的基本構造可分為頂部、頭部和裙部三部分。

一、活塞頂部活塞頂部的形狀主要取決于燃燒室的選擇與設計，而燃

燒室的選擇取決于活塞直徑、發(fā)動機的轉速、經(jīng)濟性、動力性、功率、可靠

性及排放等。汽油機活塞頂部多采用平頂，其優(yōu)點是吸熱面積小，制造工藝

簡單。有些汽油機為了改善混合氣形成和燃燒而采用凹頂活塞，凹坑大小可

以調節(jié)發(fā)動機的壓縮比。柴油機的活塞常常設有各種各樣的凹坑，其具體形

狀、位置和大小都必須于柴油機混合氣的形成或燃燒要求相適應。

1.木設計采用3型的燃燒室。

燃燒室的形狀和尺寸：

根據(jù)喉口側面角B,可將3型的燃燒室分成開口型（B>90°）,直口型（B

=90°）及收口型（B〈90°）三種,收口型d★較?。ㄒ话?/D=0.5?0.65）

本設計采用B=90’的直口型，因為喉口的熱負荷很高，這樣做是為了

防止喉口開裂，便于制造。

一般〃/D=0.5?0.65,取&/D=0.533,即〃=40mm

2、在3型的燃燒室的底部設計一隆起的凸尖，這樣是為了幫助形成渦流及使

燃燒室與油束相配合。

這里應特別注意的是油束和燃燒室的正確配合，油束射程不足或過大都

會使混合不均勻，影響排煙極限。

3、燃燒室、噴油器和氣缸最好是同心布置，但由于本次設計的特殊情況，將

燃燒室中心線向噴油器的一側偏離。

一般偏移量e/Q<0.1,即e<10,取e=5mm。

燃燒室的尺寸如圖2-4所示。

圖2-4燃燒室的主要尺寸

按燃燒室深淺來分這種燃燒室為深坑形，

它比較適用于小型高速柴油機，因為小型高速

柴油機轉速高，混合氣形成和燃燒的時間極短,

每循環(huán)供油量又很小，單靠霧化混合，則噴孔

直徑必須做的很小，噴油壓力很高，使燃油系

統(tǒng)制造困難。于是，出現(xiàn)了有渦流的深坑形燃

燒室，即將活塞頂上的凹坑加深，凹坑口徑縮

小。它能夠在較小的過量空氣系數(shù)中“時有較好

的燃燒過程，從而獲得較好的性能指標。與淺

盆形燃燒室相比，深坑形燃燒室對燃油系統(tǒng)要求降低，由于利用進氣渦流加

強混合氣形成，使空氣利用率大大提高，一般中“=1.3?1.5,并保持燃油消耗

率低和啟動容易的優(yōu)點，所以在小型高速柴油機上獲得廣泛應用⑶。

四沖程柴油機的深坑形燃燒室總是布置在活塞上，這樣燃燒室表面不與

冷卻水直接接觸，可以減少散熱損失。對于2氣門發(fā)動機，由于要盡可能加

大進、排氣門尺寸，不得不將燃燒室、噴油器及氣缸三者的中心線相互錯開。

二、活塞頭部

1.活塞高度H

1）活塞高度取決于下列因素；

（1）對柴油機高度尺寸的要求（與柴油機用途有關）

（2）轉速n；

（3）燃燒室形狀及尺寸；

（4）活塞裙部承壓面積。

應在保證結構布置合理和所需的承壓面積條件下，盡量選擇較小的活塞

高度。

2）目前發(fā)展趨勢：不斷縮短活塞高度，特別是高速柴油機。近十年來，

由于成功地減活塞環(huán)數(shù)目，使活塞高度H縮短約10%。

2.壓縮高度Hi壓縮高度Hi,決定活塞銷的位置。Hi取決于第一道活塞

環(huán)至頂面的距離h、環(huán)帶高度H5及上裙高度H4O在保證氣環(huán)良好工作的條

件下，宜縮短Hl,以力求降低整機的高度尺寸。Hi/D

3.頂岸高度h（即第一道活塞環(huán)槽到活塞頂?shù)木嚯x）

（1）h越小第一道環(huán)本身的熱負荷也越高。應根據(jù)熱負荷及活塞冷卻狀

況確定h,使第一道活塞環(huán)約工作溫度不超過允許極限（約180℃?

2200℃）o

（2）在保證第一道環(huán)工作可靠的條件下，盡量縮小h,以力求降低活塞

高度和重量。

（3）h/D的一般范圍如下：

高速槳油機鋁活塞

0.14?0.20

組合活塞

0.07?0.20

4.活塞環(huán)的數(shù)口及排列

(1)活塞環(huán)數(shù)目一般為：

高速機氣環(huán)2?3道，油環(huán)1?2道；

中速機氣環(huán)3?4道，油環(huán)2道(少數(shù)用一道)

(2)發(fā)展趨勢：減少環(huán)數(shù)。目前中小型高速柴油機采用三環(huán)結構(二道氣

環(huán)、一道油環(huán))的日益增多，并已開始應用雙環(huán)活塞。近代中速柴油

機采用四道環(huán)。環(huán)數(shù)減少后，須從活塞及活塞環(huán)的結構上采取措施，

以確保良好的密封性能和防竄油性能。

(3)油環(huán)布置：采用一道油環(huán)時，油環(huán)裝在銷孔上方。

本次設計選用兩道氣環(huán)，一道油環(huán)。

5.環(huán)槽尺寸環(huán)槽的軸向高度(名義尺寸)等于活寒環(huán)的軸向高度b。十

環(huán)槽底徑D取決于活塞環(huán)的背面間隙(即活塞環(huán)內圓面與環(huán)槽底之間的

間隙)，背盈大小與活塞的熱膨脹有關，并對環(huán)的背壓有一定影響。D，可按下

式估算

氣環(huán)槽D'=(D-(2t+KD)+0.5)(mm)

油環(huán)槽D'=(D-(2t+KD)+1.5)(mm)

式中D—活塞名義直徑；

t—活塞環(huán)的徑向厚度；

K—系數(shù),鋁活塞K=0.006,鑄鋁活塞K=0.004。

環(huán)槽底部的過渡圓角一般為0.2?0.5mm。

6.環(huán)岸高度

(1)第一環(huán)岸(第一道氣環(huán)下面的環(huán)岸)溫度較高，承受的氣體壓力最大，

又容易受環(huán)的沖擊而斷裂。所以第一環(huán)岸高度hi一般比其余環(huán)岸高

度要大一些。

(2)必須保證環(huán)岸有足夠的機械強度，并進行驗算。

(3)環(huán)岸高度的范圍

鋁活塞高速機hl/D=0.04~0.06

高速大功率hl/D=0.04?0.06

鋼頂組合活塞hl/D=0.025?0.03

7.活塞頂厚度是根據(jù)活塞頂部應力、剛度及散熱要求來決定的，小型高速柴

油機的鋁活塞，如滿足頂部有足夠的傳熱截面，則頂部的機械強度一般也是

足夠的。熱應力隨活塞頂厚度增加而增大，活塞頂厚度（特別是鋼頂）只要厚

到能承受燃氣壓力即可。S的一般范圍

小型高速hl/D=0.04?0.06

高速大功率hl/D=0.04?0.06

鑰頂組合活塞hl/D=0.04-0.06

鑄鐵活塞hl/D=0.04?0.06

a2-6活塞的部分主要尺寸

三、活塞裙部活塞裙部是指自油環(huán)槽下端而起至活塞底部的部分。其作用

是為活塞在氣缸內作往復運動導向和承受側壓力。因此，既要保證裙部的形

狀能夠是活塞在氣缸內得到良好的導向，并具有足夠的承壓面積，又要保證

在任何情況下活塞與氣缸壁之間具有最佳間隙。

目前，為了是活塞具有最佳性能，多采用如下措施。

1.將活塞直徑制成上小下大的錐形、階梯形或桶形。就整個活塞而言，

在內燃機工作時活塞的溫度沿軸線方向自上而下降低，其頂部溫度高,

壁厚，熱膨脹量大；裙部相反。因此，將活塞頂部的直徑設計得小一

些，而由頂部向下直徑逐漸增大，以保證活塞在氣缸中工作時熱膨脹

后上下配合間隙均勻一致。

2.將活塞裙部徑向制成橢圓形?；钊共垦鼗钊N座方向壁厚較大，故

熱膨脹量較大。內燃機工作時，活塞裙部在熱載荷和側壓力的共同作

用下變成橢圓形，沿活塞銷軸方向略有伸長，垂直銷軸方向略有縮短。

因此，為了防止因活塞變形而造成活塞卡死或缸壁拉傷，一般將活塞

裙部預先加工成橢圓形，并是長軸與活塞銷軸方向垂直。為了減少銷

座附近處的熱變形量，有的活塞將銷座附近的裙部外表面制成下陷

（）.5?1.0mm。裙部的縱向設計為桶形，同樣是出于對活塞熱變形的考

慮”

為了改善鋁合金活塞的耐磨性，通常對活塞裙部進行表面處理。柴油機

鑄鋁活塞的裙部外表面磷化；對于鍛鋁活塞，在裙部的外表面上可涂以石墨。

四、活塞銷座活塞的銷孔與活塞銷組成一對摩擦副，它將活塞頂部氣

體作用力通過活塞銷庫傳給活塞銷，然后再傳遞到連桿和曲軸。因此，銷座

必須與活塞銷有足夠的強度、足夠的承壓面積和耐磨性。銷座通常有肋片與

活塞內壁相連，以提高其剛度。

銷座孔的中心線一般位于活塞中心線的平面內。但也有些活塞銷孔中心

線偏離活塞中心線平面，如本次設計的活塞。活塞銷座軸線向在做功行程中

受測向力的一面偏移了1mm,這是因為如果活塞銷對中布置，則當活塞越過

上止點時側壓力的作用方向改變，會使活塞敲擊氣缸壁發(fā)出噪聲。如果把活

塞銷偏移布置，則可使活塞較平穩(wěn)地從壓向氣缸的一面過渡到另一面，而且

過渡時刻早于達到最高燃燒壓力的時刻，可以減輕活塞“敲缸”，減小噪聲，

改善發(fā)動機工作的平順性。但這種活塞銷偏置的結構，卻帶來活塞裙部兩端

的尖角負荷增大，引起這些部位的磨損或變形增大。這就要求活塞的間隙盡

可能的小a?⑶。

§2.2.2活塞環(huán)

1.活塞環(huán)的種類及作用

活塞環(huán)是具有一定彈性的金屬開口I員I環(huán),自由狀態(tài)下它的外徑大干氣缸

直徑，裝入氣缸后與氣缸壁緊貼。按功用不同，活塞環(huán)分為氣環(huán)（密封環(huán)）

和油環(huán)（刮油環(huán)）。

氣環(huán)的作用是保證活塞與氣缸壁間的密封，防止氣缸中的高溫、高壓燃

氣大量漏入曲軸箱，同時將活塞頂上的熱量傳給氣缸壁，再由冷卻液或空氣

帶走。

油環(huán)的作用是消除活塞環(huán)的泵油作用，刮除氣缸壁上的多余機油，防止

機油回竄到燃燒室。井在缸壁上留下一層均勻分布的機油油膜，可以減小活

塞、活塞環(huán)與氣缸壁的磨損和摩擦阻力，使機器可靠工作。此外油環(huán)還起到

封氣的輔助作用。

2.活塞環(huán)的選擇

375的活塞環(huán)設計有兩道氣環(huán)和一道油環(huán)。

第一道氣環(huán)的工作條件最為惡劣，它的好壞對活塞組竄氣、竄油將產(chǎn)生

影響。因此選用抗拉缸及抗膠結性能好的桶面環(huán)內扭曲環(huán)。它可以滿足密封

性好、迅速磨合、刮油能力強的要求。

第二道氣環(huán)除考慮到密封外，還應具有一定的刮油能力。因此采用兼有

氣環(huán)密封和油環(huán)刮油雙重作用的錐面內扭曲環(huán)。

最后一道油環(huán)選用螺旋撐簧油環(huán)，在油環(huán)背面加有撐簧，不但提高了環(huán)

的壓力，而且環(huán)壓均勻、彈性穩(wěn)定，從而使油膜均勻磨損下降，機油耗下降。

§2.2.3活塞箱

活塞銷的功用是連接活塞和連桿小頭，將活塞承受的氣體作用力傳給連

桿。活塞銷在高溫下承受很大的周期性沖擊載荷，潤滑條件很差（一般靠飛

濺潤滑），容易疲勞和磨損。因此，活塞銷的材料應具有足夠的剛度、強度、

表面硬度和沖擊韌性

活塞銷一般用低碳鋼或低碳合金鋼制造，

先經(jīng)表面滲碳處理以提高表面硬度而獲得良好

的耐磨性，并保證芯部有足夠的韌性以抗沖擊，

然后再進行精磨和拋光。圖2-7活塞銷的結構圖

為了減輕質量，從而減小往復慣性力，活

塞通常做成中空的圓柱體?；钊N的內孔形狀有圓柱形、兩段截錐形以及兩

段截錐與一段I員I桿的組合形（如本次設計.圖2-7）等0圓桿形內孔容易加

工，但活塞銷質量較大。兩段截錐形內孔的活塞銷質量較小，乂接近于等強

度梁的要求，但孔的加工較復雜。組合形內孔的結構介于兩者之間。

活塞銷與活塞銷座孔和連桿小頭襯套孔的連接配合，一般多采用“全浮

式”，即在發(fā)動機運轉過程中，活塞俏不僅可以在連桿小頭襯套孔內，還可以

在銷座孔內緩慢的轉動。同時，在活塞兩端還裝有彈性卡環(huán)，以防止其軸向

竄動，刮傷氣缸壁。全浮式連接有利于將飛濺來的潤滑油分布到摩擦表面上,

以使活塞銷各部分的磨損較為均勻，從而提高了活塞銷的疲勞強度和使用壽

命。

第三章連桿強度校核

§3.1連桿小頭計算

由于壓配襯套和溫度過盈而產(chǎn)生的溫度過盈量，

Ar=dt(aB-a)

式中：d--小頭內徑d=32亳米；

t—連桿小頭溫升，取t=110°C

-5/O

%--襯套錫青銅線膨脹系數(shù)?B=1.8x10(l.C)

a?一小頭鋼的線膨脹系數(shù)a=lxlO-5(l/°C)

/.4=32X110x(1.8xlO-5-lxlO_5)=0.02816毫米

襯套與小頭配合面上由總過盈量所產(chǎn)生的單位壓力

"2+4

D2+d

D二尸一d-

式中：襯套壓配時的最大過盈量△RNZ毫米

D--小頭外徑D=42亳米

d-一小頭內徑d=32毫米

%..襯套內徑4=27毫米

〃一泊桑系數(shù)45號鋼〃取0.3

E-連桿材料鋼的抗拉彈性模數(shù),E=2.2xl06公斤/厘米2

Er-錫青銅抗拉彈性模數(shù)，E/1.I5X106公斤/厘米2

0.052+0.02816

=332公斤/厘米

2.2x10°1.15x10°

由P引起的小頭內表面應力

外表面應力

7//27x7?2

o=P—v---=332X二~,=919bar

“D2-d2422—32?

內表面應力

422+32?

二332X=1250bar

422-32?

斯捷潘諾夫推薦和為10007500bar

故本計算滿足要求

§3.2連桿桿身的強度計算

I取1-1斷面為計算截面

2

已知:H=28毫米，B=20毫米，h=16毫米，b=5毫米，/；,p=2.8cmo

斷面對其垂直于擺動平面軸線的慣性矩和應力：經(jīng)計算，L=3.05厘米，

。2=1662baro

斷面對其位于擺動平面內軸線的慣性矩和應力：經(jīng)計算，1產(chǎn)0.8厘米4

oi=1746bar

分別計算應力幅及平均應力，得：

。ai=974har,。a2=932bar

omi=772bar,。m2=730bar

1.安全系數(shù)

cr2500

n=-------12----=----------------=1.3

(J974

ao,—+0.33x772

8M…0.6

b2500

n=--------12-----=