内燃机课程设计.docx
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内燃机课程设计
课程设计说明书
2011年
12月
．柴油机工作过程的热力学分析
1．原始参数及选取参数
2．热力分析计算参数
．活塞组的设计
1．概述
2．活塞的选型
3．活塞的基本设计
3.1活塞的主要尺寸
3.2活塞头部设计
3.3活塞销座的设计
3.4活塞裙部及其侧表面形状设计
3.5活塞与缸套的配合间隙
3.6活塞重量
3.7活塞强度计算
4．活塞的冷却
5．活塞的材料及工艺
6．活塞销的设计
6.1活塞销的结构及尺寸
6.2轴向定位
6.3活塞销和销座的配合
6.4活塞销的强度校核
6.5活塞销材料及强化工艺
7．活塞环的设计
7.1活塞环的选择
7.2活塞环主要参数选择
7.3活塞环的材料选择及成型方法
7.4活塞环的间隙
7.5环槽尺寸三．连杆组的设计
1．概述
2．连杆的结构类型
3．连杆的基本设计
3.1主要尺寸比例
3.2连杆长度
4．连杆小头设计
4.1连杆小头结构
4.2小头结构尺寸
4.3连杆衬套
5．连杆杆身
6．连杆大头
6.1连杆大头结构
6.2大头尺寸
6.3大头定位
7．连杆强度的计算校核
7.1连杆小头
7.2连杆杆身
7.3连杆大头
8．连杆螺栓的设计
四.曲轴组的设计
1.曲轴的概述
1.1曲轴的工作条件和设计要求
3/45
1.2曲轴的结构型式
1.3曲轴的材料
2.曲轴的主要尺寸确定
2.1主轴颈
2.2曲柄销
2.3曲柄臂
2.4曲轴圆角
2.5提高曲轴疲劳强度方法
3.曲轴油孔位置
4.曲轴端部结构
5.曲轴平衡块
6.曲轴的轴向定位
7.曲轴疲劳强度计算
7.1强度计算已知条件
7.2强度计算已知曲轴载荷
7.3圆角疲劳强度校核
7.4油孔疲劳强度校核
8.飞轮的设计
五．参考文献
••柴油机工作过程的热力学分析
1.
原始参数及选取参数
原始参数
1）
柴油机型号：
4100;
2）
气缸数：
Z:
4;
3）
气缸直径D:
100mm；
热力分析选取参数
1）
燃烧室型式：
直喷式浅盆形燃烧室
2）
增压方式：
非增压
3）
冲程数：
4;
4）
转速n：
2000r/min；
5）
行程S:
120mm;
6）
压缩比：
16;
7）
2
平均有效压力Pe：
7.16kgf/cm;
8）
最高爆发压力Pz:
73kgf/cm2;
9）
环境压力Po=1.01kgf/cm2;
10）
压缩始点压力Pa=0.98kgf/cm2
11）
压缩多变指数n1:
1.35;
12）
标疋功率Ne:
60PS
13）
用途：
中小型载重车；
2.
热力分析计算参数
热力分析计算参数
3
1）汽缸工作容积：
Vh—DS—0.10.120.000942m；
44
Vh0.0009423
2）压缩终点谷积：
Vc-0.00006283m;
1161
3）进气系统温度：
TsT。
293K;
4）压缩终点气缸压力：
PcPan10.98161.3541.38kgf/cm2；
5）压力升高比：
；入Pz731.76
Pc41.38
二•活塞组的设计
1.概述
活塞组包括活塞、活塞销和活塞环等在气缸里作往复运动的零件，它们是活塞式发动机中工作条件最严酷的组件。
活塞组件与气缸一起保证发动机工质的可靠密封，否则活塞式发动机就不能正常的运转。
活塞组的作用归结为：
1）传力、导向。
承受燃烧室内气体的压力，将压力传递给连杆，并保证活塞在气缸内顺畅运动。
2）密封：
通过活塞环和活塞密封气体，保证缸内工质不泄露或者很少泄露。
3）传热：
在密封的基础上，通过活塞环和活塞裙部向缸壁传递热量；
4）配气：
完成进气、压缩和排气功能。
2.活塞的选型
综合各方面因素考虑，优先考虑采用铸造共晶铝活塞。
根据平均有效压力:
根据活塞比功率选择活塞
Pe=7.16kgf/cm2大大低于铝活塞的平均有效压力上限铝
冷却方式，由比功率计算公式
其值小于无油冷方式的上限值0.3PS/cm2，故无需对活塞进行油冷却
3.活塞的基本设计
3.1活塞的主要尺寸
根据同类型发动机和统计数据进行选取，结果如下
H/D
Hi/D
H2/D
h/D
h1/D
/D
d/D
B/D
g/D
1.20
0.73
0.71
0.20
0.04
0.15
0.35
0.42
0.04
3.2活塞头部设计
1）活塞顶形状
活塞顶的形状根据燃烧系统的要求进行设计一一半开式浅盆型燃烧室
2）活塞头部截面形状
头部截面形状影响活塞的热流及温度分布，铝活塞头部常设计成导热良好的“热流型”采用大圆弧过渡，增加从顶部到裙部的传热截面，同时有利于提高活塞的承载能力。
3.3活塞销座的设计
1）销座结构
采用双筋弹性销座，具有较好的弹性，能在一定程度上适应活塞销的变形，减少销孔在A点的应力集中。
2）提高活塞销座抗裂能力
a.销孔内缘加工成倒角，减小销孔内缘的应力集中。
b.提咼活塞刚度，减小活塞销变形。
c.选用韧性较好的活塞材料。
d.在铸造铝活塞销孔中压入锻铝。
e.适当加大活塞销与销座的配合间隙。
3）销座轴承的润滑
由于采用浮式活塞销，其在销孔中有相对转动，故需要对销孔进行润滑。
其结构如图
所示。
4）销座与连杆小头的端面间隙
0.3~0.85mm
2~5mm
销座与连杆小头的两端面间隙与连杆的定位有关，其值如下:
连杆小头定位
连杆大头定位
3.4活塞裙部及其侧表面形状设计
1）下裙结构
为力求柴油机结构紧凑，避免活塞裙部与
曲轴块相碰，所以一般将裙部下端铣去两块，这既避免干涉，又使活塞重量减轻，并不影响活塞的导向长度。
选用不加工的裙部与不加工的曲轴平衡块最小间隙在3~4mm
2）裙部椭圆
活塞在气体压力和侧压力作用下的变形，以及活塞温度场的不均匀产生的热变
其椭圆形状采用正矢曲线椭圆（如图）：
D1D2
4
（1
cos2）
形，均使活塞裙部沿活塞销轴线方向变长，为适应这种变形，须将裙部加工成椭圆
此法可使活塞与气缸有较大的贴合面积，降低比压,
图中DiD2为活塞椭圆度。
现有铝活塞为
减少磨损。
=0.25~1.45mm。
3）活塞侧表面形状
为了适应活塞工作时不同的热膨胀，活塞与缸套间相应留有较小而又安全的间
隙，将活塞侧表面设计成腰鼓形，这种形状不仅适应活塞的温度分部，而且能保证裙部有良好的润滑条件及较高的承载能力。
3.5活塞与缸套的配合间隙
由于活塞侧表面形状及椭圆的要求，活塞间隙沿高度及圆周方向有不同的数值，
其中重要的是活塞顶部间隙0和垂直销孔方向的裙部间隙。
由表7-10可知，对于共晶铝硅合金，推荐值为00.006，0.0014。
DD
3.6活塞重量
由表7-11可知，铝合金活塞4冲程柴油机的活塞比重量电0.9〜1.4g/cm3
D3
3.7活塞强度计算
项目
计算公式
许用值[kgf/cm2]
活塞顶
Di2
u0叭
（二）2
2
铝合金
有筋顶[u]500
机械应力u
61
06873205234
215
第一环岸
w4.5pz（D）2103
弯曲应力w
h1
1003
4.573—1038.2125
4
铝合金
D2
3.14pzQ）102
[]
300~400
剪切应力
h1
1002
3.147310257.305
4
总应力
/232
Vw3
J8.21252357.305299.594
1002
-7Q
高
速柴油机
裙部比压q1
N73
INmax40o（yyc
q18.075
DH210071
[q1]
5~8
100273
销座比压q2
CPZPj14AQf-Ad
mi
400~600
q2195.014
2dl23542
经计算表明，活塞强度满足要求。
4.活塞的冷却
活塞比功率Np0.174PS/cm2
其值小于无油冷方式的上限值0.3PS/cm2，故无需对活塞进行油冷却
5.活塞的材料及工艺
采用共晶铝硅合金铸造
6.活塞销的设计
6.1活塞销的结构及尺寸
1）结构的选用
采用如图典型结构
2）尺寸
夕卜径：
d=35mm
内径：
do=15.75~22.75mm取20mm；
长度：
I=82~88mm取82mm；
6.2轴向定位
6.3活塞销和销座的配合
查表可知
活塞销外径：
d=0.35D=35mm
选择活塞销和销座的配合间隙为5m
6.4活塞销的强度校核
项目
计算公式
许用值
弯曲
£1pzD2a2（2ab）
f44
[f]0.015
变形
60E（ddo）
1000
£
731026.32（26.33.85）4
6__4L1.43104cm
10
0.015
f
2.210（3.52）
1000
4
1.510cm
APzD2（ddo）3
d3
0.025I000.5（D100）
椭圆
320El（dd0）
1000
变形
73102（3.52）3
00251000.5（100100）
变形
3202.21068.2（3.52）3
1000
d
19.6105cm
3
2.510cm
纵向
（2ab）PzD2d
1d4d04
弯曲
应力
（26.33.85）731023.5
2
[]3500~5000kgf/cm
（3.5424）
1
1668kgf/cm2
横向
3PzD2（dd。
）
弯曲
22
16l（dd。
）2
应力
373102（3.52）
2
168.2（3.52）
2
[]3500~5000kgf/cm
2
1281kgf/cm2
总应
22
\12
2
[]3500~5000kgf/cm
力
J16682128122103kgf/cm2
经校核，活塞销强度满足
6.5活塞销材料及强化工艺
1）材料：
20Cr
2）强化工艺：
冷挤压成型，双面渗碳或氰化，提高表面光洁度。
7.活塞环的设计
7.1活塞环的选择
7.2活塞环主要参数选择
缸径
D
mm
主要尺寸mm
D/t
s/t
弹力（kgf）
气环
油环
气环
油环
气环
油环
气环
油环
h
t
s
h
t
s
切向
Q1
径向
Q2
切向
Q1
径向
Q2
100
2.5
4.7
14
4.75
3.5
14
21.2
27.2
2.98
3.6
2
5
3
5
7.3活塞环的材料选择及成型方法
1）材料：
采用铬钼合金铸铁，其力学性能:
弹性模量E
抗弯强度w
永久变形
硬度HRB
~kgf/cm2
2
54~60kgf/cm
6~12%
98~103
2）成型方法：
椭圆环坯的靠模车削法
7.4活塞环的间隙
柴油机型号
环与环槽侧隙1mm
闭口间隙S0mm
4100
第一道环
其余气环
油环
第一道环
其余气环
油环
0.07~0.09
0.05~0.07
0.05~0.07
0.45~0.50
0.35~0.45
0.35~0.45
7.5环槽尺寸
项目
计算公式
结果
气环环槽直径
D[D（2tkD）0.5]壯5mm
"L0
90.50.25mm
油环环槽直径
D[D（2tkD）1.5]0.25mm
93.91.25mm
对于铝活塞k=0.006环槽底部的过渡圆角R=0.2~0.6mm
三•连杆组的设计
1.概述
连杆组在工作时主要承受下列载荷；
1）由连杆力引起的拉压疲劳载荷；
2）在连杆摆动平面内，由连杆力矩引起的横向弯曲载荷；
3）由于压入连杆衬套，拧紧连杆螺栓，压紧轴瓦等产生的装配静载荷。
2•连杆的结构类型
1）采用平切口连杆；
2）定位方式：
螺栓；
3）连杆材料：
45钢；
4）成型方法：
精锻；
5）强化工艺：
调质，表面喷丸。
3.连杆的基本设计
3.1主要尺寸比例
参考现有柴油机的尺寸比例，选定
=R/l
d/D
/d
d2/d1
0.300
0.35
0.071
1.22
D1/D
b1/d
b2/D1
l1/D1
0.69
1.10
0.57
1.20
dM/D
H/D
B/H
t/H
0.12
0.31
0.68
0.16
参数如下表：
3.2连杆长度
由上表参数=R/l=0.300及S=2R可知，1=200mm。
4.连杆小头设计
4.1连杆小头结构
选用圆环型小头，该形式构型简单，制造方便，材料能充分利用，在小型高速柴油
机上广泛应用。
4.2小头结构尺寸
由bi/d1.1，得小头宽度bi38.5mm，由此可知销座与连杆小头的间隙为
1Bb3.5mm。
（B=42mm,d=35mm）
此处需校核小头轴承的比压，由公式
q旦5730.5425.3kgf/cm2,而高速柴油机的青铜衬套的许用比压为
db3.53.85
[630kgf/cm2]，故强度满足。
4.3连杆衬套
1）衬套结构
如图所示
2）衬套与小头孔和活塞销的配合（单位：
mm）
活塞销
连杆衬套
连杆衬套
连杆小头
活塞销与
衬套与小头
外径d
内径
外径
孔径
衬套间隙
孔过盈量
350.011
0.063
350.014
0.068
400.043
0.027
40。
0.014~0.052
0.016~0.068
3）衬套的润滑方式
在小头上方开集油槽，利用曲轴箱中飞溅的油雾进行润滑。
4）衬套材料
采用锡青铜ZQSn6-6-3
5.连杆杆身
1）杆身结构
高速柴油机上广泛采用工字型截面
结构如图：
X
FJ宜JU却Mh）
6.连杆大头
6.1连杆大头结构
采用平切口大头：
该形式连杆易于加工，大头刚性好,连杆螺栓不受剪切作用。
6.2大头尺寸
1）连杆大头尺寸主要取决于曲柄销直径d2、长度l2及连杆轴瓦厚度和连杆螺栓
直径dMoD2、L2、等尺寸，由曲轴和轴承设计决定，dM则根据强度要求设
计。
2）为使活塞连杆组能从气缸中装拆，要求大头的最大横向尺寸小于气缸直径。
3）连杆螺栓孔中心线应尽量靠近轴瓦，连杆螺栓孔中心距一般为ti（1.2~1.3）Dio
螺孔外侧边厚不小于2~4mm。
4）连杆大头高度Hi、H2，对于平切口连杆，取（0.41~0.58）Di。
6.3大头定位
用连杆定位带定位，以防止连杆体和连杆盖安装时错位，多用于平切口连杆
7.连杆强度的计算校核
7.1连杆小头
7.1.1由衬套过盈配合及受热膨胀产生的应力
由衬套过盈配合及受热膨胀产生的径向均布压力
22
d2di
di
t
did
did2
E
3cm
3
4.9242
220.3
40力2426
2.2106
其中一衬套压配过盈量。
=0.0i6~0.068mm；取最大值。
t—衬套小头热膨胀不均产生的过盈量。
E—连杆的弹性模量。
E2.2i0kgf/cm2
E—衬套的弹性模量。
Ei.i5i06kgf/cm2
—连杆材料线膨胀系数。
—衬套的线膨胀系数。
t（）tdi（i05i.8i05）i0043.2i0
（d2/di1.22取d24.9）代入上式,
2
7.1.2由惯性力拉伸时引起的小头应力各截面的弯矩与法向力按下列公式求得
1）在
0
的截面上
弯矩
M。
Pjmaxr（0.00033c
0.0297）
法向力
N。
Pjmax（0.5720.0008c）
其中：
H
31
18
固定角
90oarcos
90oarcos
2
130o
r9
24.5
18
dd449
小头平均半径r」」—一2.225cm
44
Pjmax—活塞组最大惯性力。
G2
1.12000
2
Pjmax
R
（1）
（-
2）0.061.3384.04kg
g
9.8
60
计算得：
M。
384.04
2.225
（0.00033
130
0.0297）11.2kgf/cm
N。
384.04
（0.572
0.0008
130）
179.8kgf
2）当
0
90时
M!
Mo
N°r（1cos）
0.5Pjmaxr（1COS）
192.0212.22cos
3）当90
M2M0N°r（1cos）0.5Pjmaxr（sincos）
11.28
cos）
179.82.225（1cos）0.5384.042.225（sin
411.2827.3cos427.3sin
4）当
M（c）66.40kgf.cm
N（c）154.96kgf
6）在任意截面上的应力为:
外表面
内表面
其中:
小头壁厚h专詈045cm
62
E2.210kgf/cm
62
E1.1510kgf/cm
故上式可化简为
外表面
内表面
7）拉伸时的最大应力
当c时，外表面aj达到最大
ajmax7.23M（c）0.45N（c）
7.2366.400.45154.96550kgf/cm2[s]3530kgf/cm2
当90时，内表面j达到最大
故受拉伸载荷时满足要求
7.1.3由最大压缩力引起的小头应力
1）最大压缩力
PcPzPjmax5730.5（384.04）5346.46kgf
2）求各截面的弯矩和法向力
当090时
M1M0N0r（1cos）
N1N0cos
其中M。
，N。
由右图辅助计算得
N。
巳
0.0075，贝UN00.00755346.4640.10kgf
Mo
Pcr
0.0025，则
M0（0.0025）5346.462.22529.74kgfcm
故M159.4889.22coskgfcm
Ni40.10coskgf
当90c时
sinM2MoNor（1cos）Pcr（
2
sin4
N2Pc（_2sin
1
—cos）N0cos
3）压缩时的最大应力
当c时，外表面aj达到最大
ajmax7.23M2（c）0.452（c）
22
7.23（240.05）0.45134.621674.98kgf/cm[s]3530kgf/cm
当c时，内表面ij达到最大
ijmax8.28M（co）0.45N（c°）
（8.28）（240.05）0.45134.622048.19kgf/cm2[s]3530kgf/cm2
故受压缩载荷时强度满足。
7.1.4小头的安全系数1）仅考虑工艺因素对疲劳强度的影响
1z
n
a
m
其中
1z—材料在对称循环下的拉压疲劳极限;
a—应力幅;
—考虑表面加工情况的工艺因素;
平均应力;
—角系数,
“一材料在对称循环下的弯曲疲劳极限;
o—材料在脉动循环下的弯曲疲劳极限,
算该处安全系数。
查表值45钢的b=6000kgf/cm2，则
1（0.45~0.55）B0.560003000kgf/cm2
2
1z（0.7~0.9）10.830002400kgf/cm
o（1.4~1.6）11.530004500kgf/cm2
21o
2300045000.33
o
4500
3）在固定角c截面的外表面处
小头的安全系数不应小于1.5,故满足要求
7.1.5小头横向直径的减小量
由公式计算
32
Pjmaxdm（c90）
1106EJ
其中dm2r
22.2254.45cm
d2d-\
2
4.94
0.45cm
2
3q
0.0292cm4
b,h3.850.453
1212
E2.2106kgf/cm2
代入上式得
为使活塞销与连杆衬套不致咬死，应使1-（为活塞销与衬套的配合间隙）
2
1满足
由4.4节可知=0.014~0.052mm,故一=0.007~0.026mm,
2
7.2连杆杆身
7.2.1杆身计算力1）最大拉伸力
Pj2R
（1）
g
（1400g）;代入
2）最大压缩力
24/45
722杆身中间截面1—1处的应力与安全系数1）由Pj引起的拉伸应力
p.
j甘'式中F—杆身中间截面积'经计算
2
F=3.24cm
代入得
j豁204.8kgf/cm2
2）由Pc压缩和纵弯曲引起的合成应力
在摆动平面内
式中C=0.00035；
13
[BH3（B
12
313
t）h3][2.23.13
12
Pc叫
FJx
5346.46
3.24
0.00035
202
4.15
5346.461830.50kgf/cm2
在垂直于摆动平面内
在摆动平面内
应力幅
ax
1830.50（204.8）
2
10
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