1、第第 1 1 章章 緒論緒論 1.11.1 概述概述 柴油機發展至今己有一百多年的歷史，經過不斷改進和提高，現在已經發 展到相當完善的程度。由于它的熱效率高、適應性好和功率范圍廣，已經廣泛 地應用于工業、農業、交通、運輸業和國防建設事業中，對推動人類文明的發 展起到了極其重要的作用。自二十世紀四十年代起，船舶動力裝置上就廣泛使 用了柴油機。當前，在船舶動力中，柴油機仍占有主要地位。所有內河及沿海 中小型船舶都采用柴油機作為推進動力。在新建的遠洋船舶中，有超過 90的 船舶使用柴油機作為動力。其中三萬噸以下的船舶，絕大多數用柴油機作為主 機，就是大型船舶，由于近年來大型低速二沖程多機組動力裝置的

2、使用以及四 沖程中速大功率的柴油機的發展、兩級增壓在大型低速二沖程柴油機及大功率 中速柴油機上的應用成功，使柴油機在大型船舶、大型油輪、高速集裝箱上及 大型艦艇上開始應用，似有和汽輪機、燃氣輪機以及核動力裝置競爭的可能 1。 1.21.2 船用柴油機的現狀和發展趨勢船用柴油機的現狀和發展趨勢 1.2.11.2.1 國外柴油機的發展概況國外柴油機的發展概況 近年來，船用柴油機朝著提高功率、降低油耗、提高可靠性、降低磨損、 延長壽命、減少噪音及振動、降低重量和尺寸、易于維修保養、實行自動監控 等方面發展。自 1973 年世界石油價格飛漲以后，降低油耗已成為目前各柴油機 廠相互競爭的焦點。 (1)在

3、提高功率方面 由于增壓技術的進步和工作過程的改善，單缸和單機功率不斷提高。最大 功率已由二十多年前的 1100kw 提高至 3680kw。目前，最大單機功率已達 36899kw。功率的提高主要是不斷提高平均有效壓力 pe 來實現的，四沖程柴油 機的 pe 已達 2.6 mpa,二沖程柴油機的 pe 可達 1.575 mpa。 （1） 在提高經濟性方面 自石油危機以后，燃油價格暴漲，燃料費用大增。燃油費用占總營運費用 的百分比已從 2040上升到 4060，因而，降低燃油消耗，燃用劣質燃料， 尋找代用燃料已成為國外各柴油機制造公司競爭的主要手段。各公司為此進行 了大量試驗研究工作，并獲得了很大進

4、展。稱霸世界低速柴油機市場的 manbw 和 sulzer 公司，從 1977 年至 1982 年間，使低速二沖程柴油機的油耗 率下降了 27g/kwh，最低油耗率達到 160 g/kwh 的水平。船用中速柴油機 的油耗率也已經大幅度降低。法國的 pc2-6ef 和 pc4-2ef 機型的油耗率已達 170 g/kwh。他們的有效熱效率 e=0.50.53，達到了相當高的水平。幾種 典型柴油機燃油消耗率的變化趨勢如圖 1-1 和圖 1-2 所示。 圖 1-1 二沖程低速燃油耗率逐年下降的趨勢 圖 1-2 四沖程中速機燃油耗率逐年下降的趨 勢 此外，近年來，劣質燃料重油（又稱渣油）已被船舶輔機或

5、輔機作為主 要燃料加以采用。低速二沖程柴油機燃用重油的粘度已達 35006000 秒（雷氏 一號（100） 。四沖程中速柴油機可燃雷氏一號粘度為 15003500 秒的重油。 高速柴油機可燃用雷氏一號粘度為 200250 秒的重油.造船廠希望主機和輔機 采用同一種燃油。 （2） 提高可靠性，延長壽命，發展監控系統 隨著平均有效壓力 pe 的提高，最高爆發壓力已高達 15 mpa。零部件機械 負荷及熱負荷增加，為了提高可靠性和使用壽命，降低熱應力和機械應力，在 加強高溫表面的冷卻，改進材料、改進結構提高剛度等方面進行了大量工作， 并取得了進展。 大力發展電子監控系統。對柴油機性能參數和工況變化的

6、趨向進行瞬時分 析，以便選擇最佳運轉參數并及時發現和排除故障或不可靠因素，了解零部件 運行情況，通過測量和故障預兆的分析，確定更換零部件的期限。 此外，目前國內外普遍采用電子計算機進行輔助設計和結構強度試驗研究 工作。無疑這對柴油機結構方案的優化以及按壽命要求進行最經濟的設計都是 有效的手段。 現代柴油機的大修期（壽命）大大提高，高速大功率柴油機為 50006000h（小時） ，中速大功率柴油機一般為 30000h，個別的機型如 tm410 中速機可以和低速機相比，壽命為 72000100000h，相當于 1020 年。 在過去的二十多年中，各類柴油機都獲得了很大的發展，單功率獲得了成 倍的增

7、長。在這方面，廢氣渦輪增壓起了決定性的作用。目前還在為進一步提 高平均有效壓力而進行大量的研究工作。 1.31.3 課題的背景和意義課題的背景和意義 柴油機是一種將燃油的化學能轉變成為機械功的動力機械。這種能量轉換 是燃油在氣缸中與空氣充分混合進行燃燒，產生高溫高壓的工作氣體，推動活 塞、連桿、曲軸，從而使燃油的化學能轉變成機械功向外輸出的 2。內燃機在 經歷了一百多年的發展，雖然基本構造變化不大，但其性能和設計水平一直在 不斷提高，其燃油經濟性、升功率、緊湊性、制造成本、可靠性和使用壽命等 主要技術指標不斷得到改善。 伴隨著科技的飛速發展，各種新技術、新的研究成果(如:廢氣渦輪增壓技 術，電

8、子控制燃油噴射技術，三元催化，分層充氣，二次空氣噴射，帶有冷卻 裝置的 egr 排氣再循環技術等)應用到內燃機的設計過程中，加之全球環境保護 的需求和石油資源的危機，促使當今的內燃機向著高轉速、高功率和低油耗、 低排放等方向發展。然而內燃機轉速和功率的提高，必然會帶來缸內燃氣的爆 發壓力和溫度的提高。燃氣爆發壓力的增加，一方面使得活塞、缸體和缸蓋承 受的機械負荷增大，導致活塞、缸體和缸蓋因強度不足而產生破壞。另一方面 壓力升高率過大，還會產生敲缸現象和增加內燃機的燃燒噪聲。燃氣溫度的升 高，導致組成內燃機燃燒室的受熱零件熱負荷的增加，產生極大的熱應力和熱 變形;溫度過高還會導致受熱零件材料的強

9、度和硬度急劇下降，降低其可靠性和 使用壽命，更有甚者，還會直接導致受熱零件燒蝕或熔化 3。 活塞作為柴油機最主要的受熱零部件之一,由于受熱面積大,散熱條件差,因 而其承受很高的熱負荷。活塞的工作環境十分嚴酷，一方面，要承受高壓燃氣 爆發壓力、高速往復運動產生的慣性力、側向壓力和摩擦力等周期性的機械負 荷作用，造成活塞不均勻的機械應力和變形，嚴重時還會使活塞銷座從內側開 始縱向開裂，第一環岸斷裂等;另一方面，活塞頂面承受瞬變高溫燃氣的作用， 使活塞頂部乃至整個活塞的溫度都很高，而且分布很不均勻，各部位溫度梯度 大，造成活塞很大的熱應力和熱變形，嚴重時還會導致活塞頂面開裂，活塞與 缸套間的正常間隙

10、遭到破壞，甚至活塞拉缸、抱死等。因此，在設計階段對活 塞進行應力場、溫度場和傳熱分析，了解活塞的熱負荷狀態和綜合應力分布情 況，降低熱負荷，改善熱應力分布，提高其工作可靠性和改善排放具有重要意 義。進而對活塞進行改進，它可為研究活塞熱應力和熱變形的活塞優化設計提 供依據。 第二章第二章 軟件介紹軟件介紹 2.12.1 建模軟件建模軟件 本課題用 ug4.0 進行活塞的建模，ug 是由美國著名航空公司麥道開發的 cad/cam/cae/pdm 應用系統, 它覆蓋產品的整個開發過程, 包括概念設計、詳 細設計、工程分析、模擬仿真以及制造等。作為一個優秀的世界領先的高端 cax/pdm 軟件, ug

11、 有許多先進的技術。它具有智能化的操作樹; 實現曲面和實 體之間的互操作技術; 各模塊之間的全相關技術等等; 還有一項在產品研制開 發過程中十分重要、應用十分廣泛的技術參數化設計技術。ug 中的參數化設 計具有簡單性、實用性、功能強大等特點, 還可以根據設計要求, 進行后參數 化設計等。 參數化設計代表了當今計算機輔助設計行業內的最新設計趨勢，以成為三 維 cad 的主流技術。參數化設計過程是指從功能分析到創建參數化模型的整個 過程。參數化建模時參數化模型設計的主要過程。建模時的關鍵問題就是如何 創建一個滿足設計要求的參數化模型，所以在進行參數化建模時需要考慮多方 面的因素：1.分析組成零部件

12、幾何形體的基本因素，以此各個元素之間的關系； 2.分析自由參數與那些元素有關，如何保證只有參數的自由變化；3.確定模型 主要特征及所有的輔助特征；4.利用表達式編輯器，按照自由參數對部分表達 式進行分析；5.確定特征創建順序，并進行模型的創建；6.更改各個自由參數 的值，驗證模型的變化是否合理。 參數化建模在 ug 中的應用：1.利用基本特征進行參數化設計，基本特征是指 系統提供的特征建模功能模塊和自由曲面建模功能模塊中的相關特征創建操作。 在進行參數化建模之前，首先要對模型進行形體分析，如果模型不能分解為基 本的幾何元素或模型是通過布爾運算的方式組合成的，這樣的模型就無法通過 基本的特征進行

13、參數化建模，在利用基本特征進行參數化建模時，只有長方體、 圓柱體、圓錐體、和球體等這些基本幾何元素可以作為主特征。其他特征不能 作為主特征，只能與其產生依附或參考關系；2.利用草圖進行參數化設計，草 圖是與實體模型相關聯的二維圖形，它的方便之處在于草圖平面可以進行尺寸 驅動，通過對草圖對象上所添加約束方式或者約束值的修改可以改變設計參數， 進而改變對象特征。通過對草圖上創建的截面曲線進行拉伸、旋轉和掃描等操 作生成參數化實體模型，從而可以提取模型中的截面曲線的參數和拉伸等參數 來實現整個模型的尺寸驅動。在利用草圖進行截面曲線的創建時，一般是按照 以下步驟進行：1.根據零部件的設計圖紙，在 ug

14、 系統中確定工作平面以進行草 圖繪制；2.利用草圖功能創建相關的草圖平面；3.利用草圖曲線功能在草圖平 面創建近似的曲線輪廓；4.利用草圖的尺寸約束和幾何約束功能對草圖中各個 曲線的位置關系和尺寸關系進行相應的約束，是約束后的草圖曲線形狀與設計 圖紙保持一致；5.退出草圖功能，然后使用拉伸或掃掠等實體建模操作命令生 成相關聯的模型特征；6.根據要求修改相關的草圖約束，更新實體模型。 2.22.2 有限元分析有限元分析法法 有限單元法是在當今科學技術發展和工程分析中獲得最廣泛應用的數值計 算方法，它是用計算機把復雜的零件形體自動分割成有限個形狀簡單的單元， 然后逐個分析、計算這些小單元體的變形，

15、并按一定的關系求得零件的總變形。 由于它的通用性和有效性，理論基礎牢靠，物理概念清晰，解決問題效率高， 能為工程師在設計階段掌握產品性能、優化產品的結構，縮短設計試驗周期， 使設計制造的產品具有較強的競爭力等優點，因而受到工程技術界的高度重視。 伴隨著計算機科學和技術的快速發展，現己成為計算機輔助工程和數值仿真的 重要組成部分 4-8。有限單元的概念早在幾個世紀前就已產生并得到了應用， 例如用多邊形(有限個直線單元)逼近圓來求得圓的周長近而求得圓周率，但作 為一種方法而被提出，則是上個世紀中期的事。從應用數學的角度考慮，有限 元分析方法的基本思想可以追溯到 1943 年，courant 在求解

16、 st.venant 扭轉問 題時，他首先嘗試應用在一系列三角形區域上定義的分片連續函數和最小位能 原理相結合的方法求解。從那以后，不少應用數學家、物理學家和工程師分別 從不同角度對有限元法的離散理論、方法以及應用進行了研究。但有限元法的 實際應用是隨著電子計算機的出現而開始的，現己經從結構工程強度分析計算 擴展到幾乎所有的科學技術領域，成為一種豐富多彩、應用廣泛并且實用高效 的數值分析方法。 有限元分析法的基本原理是用較簡單的問題代替復雜問題后再求解。它的 核心思想是結構的離散化，即將物體劃分成有限個單元，這些單元之間通過有 限個節點相互連接，單元看作是不可變形的剛體，單元之間的力通過節點傳

17、遞， 然后利用能量原理建立各單元矩陣:在輸入材料特性、載荷和約束等邊界條件后， 利用計算機進行物體變形、應力和溫度場試驗研究度場等物理特性的計算，最 后對計算結果進行分析，并以圖像和數據的形式直觀地顯示出來。從數學角度 考慮，它是從變分原理出發通過分區描值把二次泛函能量積分的極值問題化為 一組多元線性方程來解，人們知道直接從一個微分方程推導出它的泛函常常是 很復雜的，有時甚至是不可能的，所以在求泛函時常借助于所研究問題的物理 特性，諸如金屬切削機床這類機械產品的剛性問題屬于小變形彈性問題，因而 彈性力學中最小位能原理提供了極大的方便。 2.32.3 有限元法分析問題的一般模式有限元法分析問題的

18、一般模式 對于不同物理性質和數學模型的問題，有限元分析方法的基本步驟是相同 的，只是具體公式推導和具體的求解方式不同。有限元法求解問題的基本步驟 通常為 4，10 第一步:問題及求解域的確定 根據實際問題近似確定求解域的物理性質和幾何區域。 第二步:求解域的離散化 將求解域近似為具有不同有限大小和形狀且彼此相連的有限個單元組成的 離散域，習慣上稱為有限元網絡劃分。顯然單元越小(網絡越細)則離散域的近 似程度越好，計算結果也越精確，但計算量及誤差都將增大，因此求解域的離 散化是有限元法的核心技術之一。 第三步:確定狀態變量及控制方法 一個具體的物理問題通常可以用一組包含問題狀態變量邊界條件的微分

19、方 程式表示，為適合有限元法求解，通常將微分方程轉化為等價的泛函形式。 第四步:單元推導 對單元構造一個適合的近似解，即推導有限單元的列式，其中包括選擇合 理的單元坐標系，建立單元函數，以某種方法給出單元各狀態變量的離散關系， 從而形成單元矩陣。為保證問題求解的收斂性，單元推導有許多原則要遵循。 對工程應用而言，重要的是應注意每一種單元的解題性能與約束。例如，單元 形狀應以規則為好，畸形時不僅精度低，而且有缺秩的危險，將導致無法求解。 第五步:總裝求解 將單元總裝形成離散域的總矩陣方程，反映對近似求解域的離散域的要求， 即單元函數的連續性要滿足一定的連續條件。總裝是在相鄰單元結點進行，狀 態變

20、量及其導數連續性盡可能建立在結點處。 第六步:聯立方程組求解和結果解釋 有限元法最終導致聯立方程組。聯立方程組的求解可用直接法、選代法和 隨機法。求解結果是單元結點處狀態變量的近似值。對于計算結果的質量，將 通過與設計準則提供的允許值比較來評價并確定是否需要重復計算。 簡言之，有限元分析方法可分成三個階段，前處理、有限元求解和后處理。 前處理是建立有限元模型，完成單元網格劃分，施加邊界條件、負荷條件和時 間變化情形等;求解是通過 ansys10.0 軟件的求解器進行求解計算;后處理則是 采集處理分析結果，使用戶能簡便提取信息，了解計算結果。圖 2-1 是運用有 限元分析法解決有限元問題的流程圖

21、 圖 2-1 有限元分析問題流程圖 2.4 本章小結本章小結 無論使用哪種方法進行參數化建模，在建模的過程中只能有一個主特征， 其他的特征都是依附于主特征，通過主特征基準點等進行定位，并與主特征保 持固定的位置關系。本文中的設計過程以利用草圖進行參數化建模為基礎，輔 以基本特征參數建模。在用 ug4.0 建模完成后，保存為 parasolid 的文件，這 樣就可以導入 ansys10.0 進行進一步的分析了。 第三章第三章 活塞基本設計和活塞建模活塞基本設計和活塞建模 3.13.1 概述概述 活塞組由活塞、活塞銷、活塞環等零件組成，其主要作用是：組成燃燒室， 承受燃氣作用力，并把它傳給連桿，密

22、封氣缸，防止燃氣泄露及滑油竄入燃燒 室， 將活塞頂部接受的熱量傳給氣缸壁，進而傳給冷卻介質；將連桿的側壓力傳給 氣缸壁。活塞組的工作條件： （1）機械負荷 活塞組受到氣體壓力p、往復慣性力pj及側壓力pn的周期性沖壓力的作用。 目前，強化柴油機的最高爆發壓力pz已達140 kgf/cm 2，使活塞產生很大的機 械應力和變形。 （2）熱負荷 活塞頂直接受到高溫燃氣周期性的加熱，瞬時最高燃氣溫度達 18002600，鋁活塞頂面溫度高達350左右（圖3-1） 。 圖3-1 活塞的溫度分布 活塞的熱應力和熱變形過大，溫度超過300350時，鋁活塞材料的強度 急劇下降，第一道環槽溫度超過180220時，

23、易引起潤滑油變質結膠，致使 活塞環卡死，活塞熱負荷隨氣缸直徑的加大及平均有效壓力的提高而增壓。熱 負荷過高的活塞，必須采取冷卻措施，將傳給活塞的熱量迅速散出，使活塞溫 度降到容許的范圍之內。活塞內的熱流及散熱比例見圖3-2。 圖3-2 活塞內熱流和散熱的百分比 （3）高速滑動，潤滑不良 高速機的活塞平均速度cm已高達13 m/s,瞬時最高速度為平均速度的1.51.6 倍。活塞速度的增高致使活塞組的摩擦損失增大，一般，活塞組的摩擦系數損 失約占發動機全部摩擦損失的50以上。摩擦劇烈，潤滑條件又差，易使活塞 好活塞環加速磨損，以致失效。 3.23.2 活塞的設計要求活塞的設計要求 (1)在保證強度

24、和剛度、以及散熱良好的前提下，應盡量降低活塞高度，減輕活 塞重量。 (2)保證密封性良好，并盡量減少摩擦損失。 (3)減少活塞頂部吸收的熱量，已傳給活塞的熱量應迅速散掉，保證活塞溫度不 超過允許極限，目前鋁活塞莫些部位的溫度不超過下列數值： 活塞頂 375 第一道環槽 180220 活塞頂內表面 250 震蕩冷卻油冷腔內測 220 活塞銷座 180 (4)保證導向部分潤滑可靠同時又需防止潤滑油上竄，盡量降低潤滑油消耗量。 (5)活塞裙部與氣缸壁的接觸面積要盡可能大，但又要防止活塞拉毛和卡死。 (6)活塞與氣缸的配合間隙小，以減少對氣缸的撞擊和噪聲，以及使變工況適應 性好。 (7)抗拉缸性能好和

25、易于制造，成本低 11。 3.33.3 活塞的基本設計活塞的基本設計 3.3.13.3.1 本文所需設計的柴油機性能參數本文所需設計的柴油機性能參數 6l20/27柴油機是四沖程、直列式、不可逆轉、帶廢氣渦輪增壓器和增壓空 氣冷卻器、直接噴射、水冷中速船用柴油機 缸徑 200 mm 行程 270 mm 氣缸數 6 t 壓縮比 13.37 平均有效壓力 1.415 mpa 額定轉速 1000 r/min 最低穩定轉速 370 r/min 額定功率 600 kw 活塞平均速度 9m/s 最高爆發壓力 10 mpa 增壓壓力（表壓） 0.18 mpa 各缸平均排氣溫度 53040 總排氣溫度（渦輪前

26、） 580 旋轉方向 順時針（從飛輪端向發動機看） 發火順序 1-3-5-6-4-2-1 燃油消耗率（船用工況、不帶泵） 250 g/kwh 燃油消耗率 1.1 kg/h 重量（干重） 6600 kg 外形尺寸 294112662083（mm） 大氣溫度 27 大氣壓力 1000kpa 燃油低熱值 42700kj/kg 燃料平均重量成分 c=0.87 h=0.126 o=0.004 3.3.23.3.2 活塞的主要尺寸活塞的主要尺寸 活塞的主要結構尺寸（圖3-3）可根據同類型發動機或統計數據選取。 圖3-3 活塞的主要尺寸 （1）活塞高度h 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

27、小的活塞高度。 表3-1 活塞高度h與缸徑d之比的范圍 圖3-4 中速柴油機的活塞高度 由表3-1和圖3-4取 h/d=1.6 , 所以h=200*1.6=320mm （2）壓縮高度 1 h 壓縮高度h1決定活塞銷的位置，在保證氣環良好工作的條件下，宜縮短， 1 h 以力求降低整機的高度尺寸。 由文獻11可得： 取 /d=0.85 , 所以=200*0.85=170mm 1 h 1 h （3）頂岸高度h 圖3-5 中速柴油機的壓縮高度 由圖3-5取h/d=0.14,所以h=200*0.14=28mm （4）活塞環數目及排列 活塞環數目及排列近代中速柴油機采用四道環，同時還須從活塞及活塞環 的結

28、構上采取措施，以確保良好的密封性能和防竄油性能。 采用3道氣環，1道油環。 排列方式為從活力岸往下是依次排列氣環，接下來是油環。 （5）活塞環設計 1活塞環的高度h 文獻1中列出了氣環和油環的高度隨氣缸直徑變化的曲線圖，其中上限 值適用于二沖程柴油機和強載度高的柴油機，強載度較低或用球磨鑄鐵活塞環 的柴油機可以選用下限值。 第一道氣環高度 4 mm 第二道氣環高度 4 mm 第三道氣環高度 4 mm 油環高度 8 mm 2徑向厚度 t 由于柴油機的高速化和活塞環高的趨于減少，是活塞環的徑向厚度趨于增 加。環高與徑向厚度之比h/t過小易引起平面撓曲和扭曲，上下側面的平直度和 平行度難以保證，容易

29、折斷。圖3-6表示徑向厚度隨氣缸的直徑的變化曲線圖。 圖3-6 活塞環的徑向厚度隨氣缸直徑的變化曲線 第一道徑向厚度 8.6 mm 第二道徑向厚度 8.6 mm 第三道徑向厚度 8.6 mm 油環徑向厚度 8.6 mm 3自由開口間隙 l l 越大，環的彈力越大，環的安裝應力越小，易于裝配，但工作應力增 大，且環的彈力從毛坯到成品有較大的衰減。 一般取 l=(2.53.5)t 取所有環的開口間隙為 30 mm （6）環槽尺寸 氣環槽 (mm) 0 25 . 0 5 . 0)2( kdtdd 油環槽 (mm) 0 25 . 1 5 . 1)2( kdtdd 式中 d 活塞名義直徑 t 活塞環的徑

30、向厚度 k 系數，鋁活塞k=0.006， 環槽底部的過渡圓角一般為0.20.5mm 氣環槽 (mm) 0 25 . 0 0 25 . 0 3 . 1835 . 0)20006 . 0 82(200 d 油環槽 (mm) 0 25 . 1 0 25 . 1 4 . 1845 . 1)20006 . 0 82(200 d 取氣環槽=183.2mm，油環槽=184mm。 d d （7）環岸高度 第一環岸（第一道氣環下面的環岸）溫度較高，承受的氣體壓力最大，又 容易受環的沖擊而斷裂，所以第一環岸高度一般比其余環岸高度要大一些。 1 h 由文獻11可得： 取第一環岸 /d=0.07 , 所以 =0.07

31、*200=14 mm 1 h 1 h 取其余環岸 ()/d=0.04 ，所以 =0.04*200=8 mm 2 h 3 h 2 h 3 h 所以 = +3*4+8=50 mm 5 h 1 h 2 h 3 h （8）活塞頂厚度 是根據活塞頂部應力、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。的一般范圍列于表3-2 表3-2 活塞頂厚度 取/d=0.12 ，所以 =0.12*200=24 mm (9)裙部長度 2 h /d的一般取值范圍為： 2 h

32、高速柴油機 0.650.88(參閱文獻) 11 中速柴油機 1.01.1 上、下裙應有恰當的比例，上裙長度過小，易產生尖峰負荷，造成活塞 4 h 拉毛及擦傷。一般的比例如下 =（0.61.75）(參閱文獻) 3 h 2 h 11 取/d=1.1 ，所以 =1.1*200=220 mm 2 h 2 h 因=h-=320-170=150 mm 3 h 1 h 而/=150/220=0.682（0.60.75） ，滿足條件 3 h 2 h (10) 裙部厚度 g 鋁活塞裙部最小壁厚一般為（0.030.06）d（文獻11的圖7-20） 。薄 壁裙部對減輕活塞重量有利，但又需要保證裙部有足夠的剛性，可以

33、根據需要 設置加強筋。 (11)活塞銷直徑d和銷座間隔b 由文獻11圖7-23、表7-7和表7-8得 d/d=0.4, b/d=0.4 所以得 d=80 mm ， b=80 mm (12)活塞頭部設計 活塞頂形狀主要根據燃燒系統的要求進行設計，本活塞設計選擇型燃燒 室。鋁活塞的頭部設計成導熱良好的“熱流型” ，即根據活塞的熱流通路，采用 大圓弧過渡，以增加從頂部到裙部的傳熱截面，從而將頭部熱流迅速傳出，使 活塞頭部的溫度的到降低。溫度降低的同時有利于消除應力集中，這樣即可提 高活塞的承載能力。 （13）活塞銷設計 活塞銷受燃氣壓力和活塞組往復慣性力的交變沖擊而產生彎曲變形和橢圓 變形，在相應與

34、銷座和連桿小頭軸承邊緣處承受剪切力，表面遭到強烈的磨損， 因此要求活塞銷有一定的強度和剛度表面有很高的硬度，但芯部應堅韌。 為了提高活塞銷的抗彎能力，增強剛度、減小變形，防止活塞銷和銷座的 局部邊緣接觸而引起活塞裙部裂紋、活塞變形、甚至活塞銷卡死，增加活塞銷 的外徑是有利的。增大外徑還能提高銷座與連桿小頭襯套的承載能力。但過大 的活塞銷外徑使活塞的高度和重量都增加，慣性力有較大的增長。 在結構上，活塞銷外徑的增大受到氣缸直徑和活塞銷長度的限制，往往為 了保證銷座和活塞銷有足夠的長度，外徑不宜過大。 為了減輕活塞組的重量，應盡量加大銷的內孔直徑；但當外徑一定時，內 孔直徑過大會降低銷的強度和剛度

35、。 活塞銷的外徑 d=(0.350.45)d=0.4*200=80 mm 活塞銷的長度 l=(0.800.88)d=0.85*200=170 mm 活塞銷內孔 =(0.40.6)d=3248=35 mm 0 d （14）活塞裙部及其側表面形狀的設計 活塞裙部及其側表面形狀的設計的關鍵，在于保證裙部有足夠的貼合面積 和良好的潤滑條件，以及保證發動機在不同工況下度具有最小的活塞間隙。 下裙結構一般為完整的筒形，近代柴油機力求結構緊湊，總是盡量縮短連 桿長度，但此時需要避免活塞裙部與曲軸平衡塊或機體的主軸承座圈相碰，所 以一般將裙部下端銑去兩塊，這種裙部 即避免干涉，又使活塞的重量減輕，并 不影響活

36、塞的導向長度。 裙部實際情況下為橢圓，本設計中將其簡化為圓形。 3.43.4 活塞組的建模活塞組的建模 激活軟件：執行【開始】【所有程序】【nx4.0】命令即可進入 ugnx4.0 主界面。在主界面中建立一個新文件夾，系統進入集成環境入口模塊。為了方 便建模，我們通過自行設定顯示哪些工具條以及每個工具條中的哪些圖標：單 擊【工具】【自定義】 ，彈出自定義對話框在其中勾選與自己建模相適應的各 個模塊。 圖 3-7 選擇建模模塊的操作界面 進一步設置每個菜單選項下的子菜單，進入如上圖界面后，單擊所需設置 的菜單選項，如【插入】【直接建模】 ，右擊該選項彈出對話框，選擇【添加 或移除】按鈕，再在彈出

37、的對話框中選擇所需的工具： 圖 3-8 選擇所需的工具的操作界面 系統環境設置：選擇【文件】【實用工具】【用戶默認設置】按鈕， 在彈出的【用戶默認設置】對話框中設置系統的工作方式、主窗口大小、尺寸、 可見性、精度等參數。 圖 3-9 系統環境設置 創建草圖：選擇【工具】【草圖】命令或者單擊【成型特征】工具條上 的圖標，系統進入草圖平面功能。 【創建草圖平面】工具條將出現在繪圖 區域的左上方。從工具條中可以看出，可以附著在坐標平面、基準平面、實體 平面上創建草圖。選擇一個坐標平面作為草圖平面，指定草圖平面后在草圖工 具欄中的文本框中輸入草圖名稱，建立草圖平面后，可以在草圖 工作平面建立草圖對象，

38、選擇【草圖曲線】工具條中的圖標 ，可以在草圖平面中直接繪制和編輯草圖曲線。 這些圖標包括基本曲線、點、圓、矩形、倒圓角、橢圓、樣條曲線和編輯曲線 等。 草圖約束包括尺寸約束、幾何約束、定位約束，草圖的尺寸約束是限制草 圖對象的大小。選擇【工具】【創建約束】【尺寸】命令，利用該對話框 中提供的選項可以為草圖添加尺寸約束，修改其尺寸參數數值來改變對象的大 小。 圖 3-10 草圖約束操作界面 幾何約束是限制草圖對象的形狀，確定草圖對象之間的相互位置關系。ug 提供了 3 種為草圖對象添加幾何約束方式：1 手工創建約束，是指由用戶對 選取的對象指定某種約束。2.自動判斷創建約束，是在繪制草圖對象時，

39、 系統根據鼠標移動的位置自動地顯示可能的集合約束符號，從而定義相應的幾 何約束。定位約束是確定草圖相對于實體邊緣線或特征點的位置。 圖 3-11 定位約束操作界面 在草圖繪制過程中如何能夠使所畫的草圖達到全約束是一個比較麻煩的事情， 簡單的圖形所需要的約束少，就可以很好的達到，這里我介紹一個在自己繪圖 中的簡單方法：簡單圖形時可以通過按照設計圖紙大致勾畫出相似 的模型，然后在根據圖紙的要求分別進行相應的尺寸和定位約束，很快就能達 到全約束的要求；圖形比較繁瑣的時候，上面的方法就顯得捉襟見肘了，當你 畫完大致的圖形時，便會發現很難在達到全約束，此時，就需要你在繪圖初期 時便要在每一步的時候一一達

40、到全約束，這樣的話，就不用等到最后的時候在 約束而約束不全了。根據上面的步驟繪制的活塞截面曲線圖如圖 3-12 所示； 接著通過旋轉和拉伸并開銷孔，參照設計圖紙的各個細節部分分別處相應 的處理，如：面倒圓、倒角等，可得到活塞的基本模型； 圖 3-12 活塞本體的草圖 圖 3-13 活塞本體模型 同樣的建模處理方法繪制出活塞組其他的三維模型如圖所示： 圖 3-14 活塞銷的模型 圖 3-15 第一道氣環的模型 圖 3-16 第二（三）道氣環的模型 圖 3-17 油環的模型 3.53.5 裝配裝配質量質量 裝配就是在裝配的過程中建立零件之間的配對關系。通過配對條件在零件 之間建立約束關系進而確定部

41、件的位置。系統可以根據裝配信息自動生成零件 的明細表，明細表的內容隨著裝配信息的變化而自動更新。用戶在裝配模型生 成后就可以建立爆炸圖，并且可以將爆炸圖引入到裝配圖中。 ug 中提供了 3 種裝配方法建立模型：1.自底向上，顧名思義就是先建立好 裝配所需的零件再進行裝配；2.自頂向下，在裝配上下文件的過程中建立新的 零件；3.混合裝配，將上兩種方法綜合起來的裝配方法。本文中選用第一種裝 配方法。自底向上裝配實際上就是真實裝配的再現，首先設計好裝配中的零部 件，再將部件添加到裝配中，裝配的關鍵是部件的定位，ug 組中用的定位方法 有兩種，即絕對坐標定位方式和配對定位方式。本為采用配對定位方式。

42、配對條件是指組件的裝配關系，用于確定組件在裝配中的位置。裝配中兩 個組件的位置關系為關聯和非關聯。關聯關系實現了裝配的參數關系，當一個 部件得位置變化時，其關聯部件位置也將發生變化，進而保持相對位置不變。 裝配結果如下： 圖 3-16 活塞組的裝配圖 利用 ug 計算重量，在打過已經裝配好的文件，設置材料性能后，分析得： 圖 3-17 活塞組的質量 所以活塞組的總質量 m=45.89 kg 3.63.6 本章小結本章小結 本章內容是本論文的關鍵部分，根據 6l20/27 柴油機性能特點，嚴格按照 柴油機設計手冊 ，進行該柴油機活塞組的設計，選定了活塞的結構型式、氣 環、油環和活塞銷的尺寸，在設

43、計出活塞組尺寸的基礎上，運用 ugnx 4.0 建 立活塞組的模型。在建立好活塞組的各個部件之后，再進行活塞組的裝配，這 一部分是下章活塞有限元分析及強度校核的基礎 第四章第四章 柴油機活塞強度計算柴油機活塞強度計算 4.14.1 材料特性材料特性 活塞形狀為縮口圓型柴油機活塞，其材料硅鋁合金，常溫下彈性模量 e=7100mpa，泊松比=0.32，密度=2700kg/ ，導熱系數=163 3 m ，熱線性膨脹系數為=2.32/k，材料抗拉強度=268.2 k)w/(m2 5 10 b mpa。 ，抗壓強度=260.7 mpa。 c 4.24.2 柴油機熱參數的計算柴油機熱參數的計算 本計算工況

44、取 600kw，1000r/min，pk=0.18mpa （1） 流通能力系數 vs取 1.15 （2） 平均機械損失壓力 pm mpa cmpedpm 1514 . 0 524 . 0 )9 2 . 10849 . 0 (087 . 0 2 . 0 524 . 0 )(087 . 0 25 . 0 4 1 （3） 機械效率 m（參閱文獻，四沖程中速增壓 m=0.85 11 0.92） 903 . 0 1514 . 0 415 . 1 415 . 1 pmpe pe m （4） 環境條件：p0=100kpa，t0=27c 4.2.14.2.1 換氣過程計算換氣過程計算 （1） 充量系數 v 9

45、7 . 0 1000102710001021976 . 0 10271021976 . 0 296 296 nn v （2） 殘余廢氣系數： r=0.01 （參閱文獻p.3-15， r=0 0.01；或參閱文獻 ，四沖程增 11 16 壓 r=00.03） （3） 進氣終了溫度 ta k ttts ta r rr 2 . 325 01. 01 84501 . 0 20320 1 式中：有中冷增壓柴油機，參照中冷器出口溫度 取 ts=320kkkts328318)5545(273 新鮮空氣預熱溫度： t=20c 殘余廢氣溫度： tr=845k （4） 進氣終點壓力 pa（按文獻） 11 mpam

46、pa ts ta pspa rv 177 . 0 )01 . 0 1 ( 320 2 . 325 97 . 0 18 . 0 37.13 137.13 )1 ( 1 （四沖程增壓 pa=（0.901.0）pk）983 . 0 18. 0/177 . 0 /pspa （5） 排氣壓力 pr 四沖程增壓: mpampa pk 162 . 0 135 . 0 18 . 0 )90 . 0 75 . 0 ( )90 . 0 75 . 0 (pr （6） 柴油機所需的總空氣流量 gk skgskg m in rts psvs g svk /941 . 0 / 430 10006 2 . 325287 .

47、 0 482. 818 . 0 15. 1 30 4.2.24.2.2 壓縮過程計算壓縮過程計算 （1） 平均多變指數 n1，忽略殘余廢氣，可用下式估算： )1 ( 3143 . 8 1 1 1 1 n av bt n 式中：v、b 為干空氣的平均等容摩爾比熱式 cvm=v +bt 中的 常數 v =20.484 ， b=0.002687 上式可用試算法求出： 第一次試算，先假定一個 n1值,假定 n1=1.35,帶入等式右邊，得 353 . 0 )37.131 (2 .325002687 . 0 484.20 3143. 8 1 1 1 n n 試算值與假設值不符，將新求得的 n1值代入等式

48、右邊計算。 第二次試算，n1=1.353，計算得 n1-1=0.35319 第三次試算，n1=1.3532，計算得 n1-1=0.3532 最后得 n1=1.3532 （參閱文獻， 11 n1=1.351.37） （2） 壓縮終點壓力 pc 與溫度 tc kkttc mpampappc n a n a 64.812 6 . 12330 909 . 5 37.13177 . 0 13532 . 1 1 3532 . 1 1 1 4.2.34.2.3 燃燒過程計算燃燒過程計算 （1） 壓力升高比 6923 . 1 909. 5 10 c z p p （2） 燃燒過量空氣系數 （按文獻p.3-29

49、表格 28 項公式計算） 11 76 . 1 215. 0 2 . 325415. 1 97 . 0 18 . 0 36. 1645645 ese vs gtp p 式中 ge 的單位為kg kwh （3） 燃料熱化學計算 計算理論空氣量 l0 kgkmolkgkmol ggg l ohc /495 . 0 /) 32 04 . 0 4 126 . 0 12 87 . 0 ( 21 . 0 1 ) 32412 ( 21 . 0 1 0 新鮮空氣量 m1 kgkmolkglmollm/8713 . 0 /495 . 0 76 . 1 01 完全燃燒時燃燒產物的摩爾數 m2 kgkmolkgkmo

50、l gg mm oh /903 . 0 )/( 32 004 . 0 4 126 . 0 8713 . 0 324 12 理論分子變更系數 0 0363 . 1 8713 . 0 903 . 0 1 2 0 m m 實際分子變更系數 0359 . 1 01 . 0 1 01 . 0 0363 . 1 1 0 r r （4）平均定容摩爾比熱(cvc）m， （cvz）m 計算 壓縮終點 c 的平均定容摩爾比熱可近似按干空氣的平均定容摩爾比熱 式計算 )/(6676.22)/(64.812002687. 0484.20 002687 . 0 484.20)( kkmolkjkkmolkj tc cm

51、vc 燃燒產物可看成由干空氣和純燃燒產物組成，故燃燒終點 z 的平均定 容摩爾比熱為 z z zmvz t t tc 003325 . 0 2113.21 1076 . 1 ) 176. 1 ( 7 . 268381 76 . 1 484.20) 176. 1 (764.21 10 7 . 268) 1(381484.20) 1(764.21 )( 5 5 （5）定容燃燒終點溫度 tz 3143 . 8 )(3143 . 8 )( )1 ( 0 mvzzmvcc r uz ctct l h （式中： z=0.750.85,取 z=0.85） )3143 . 8 00331. 01911.21(

52、0350 . 1 )6923 . 1 3143 . 8 6676.22(64.812 01 . 1 495 . 0 76 . 1 4270085 . 0 tztz 即 07109654.3000342 . 0 2 tztz 解方程，得 tz=1913k （6） 初期膨脹比 4406. 1 64.812 1913 6923 . 1 0359. 1 c z t t 4.2.44.2.4 膨脹過程計算膨脹過程計算 （1） 后期膨脹比 2806 . 9 4406 . 1 37.13 （2） 平均多變膨脹指數 n2 tbbtzbtz l hu tbtz n vv r zb )()( )( )( )(31

53、43 . 8 00 2 (式中: v、b 為燃燒產物定容摩爾比熱式的常數 v =21.3 , b=0.0034； b=0.870.92，取 b=0.90) bb b bb b tt t tt t n )0034 . 0 3 . 21( 8 . 53882 ) 5 . 1866(3143 . 8 )0034 . 0 3 . 21(1913)19130034 . 0 3 . 21( )01 . 0 0356. 1 (495 . 0 76 . 1 42700)85 . 0 90 . 0 ( )1913(3143 . 8 1 2 11 22 37.13 1 1913 1 nn zb tt 試取 n2=

54、1.24 計算得 tb=1120.4k n2-1=0.2427 試取 n2=1.2427 計算得 tb=1113.7.1k n2-1=0.2431 最終取 n2=1.2431 tb=1112.7k （3） 膨脹終點壓力 pb mpampa p p n z b 6269 . 0 37.13 10 2431 . 1 2 （4） 計算氣缸工作容積 vs和燃燒室容積 vc ll v v lls d v s c s 6913 . 0 137.13 4821 . 8 1 4821 . 8 7 . 2 4 )2 . 0( 4 22 （5） 計算理論循環各特征點容積 lvv llvv lvv lllvvv a

55、b cz c z sca 173 . 9 9959 . 0 6913 . 0 4406 . 1 6913 . 0 1734 . 9 6913 . 0 4821 . 8 . （6） 壓縮曲線各點參數 按公式 ，列表計算，結果見表 4-1 1 )( n x a a v v ppx 表 4-1 壓縮曲線各點參數 點號 vavxn1papx a9.17349.24231.35320.1770.175217 19.17348.98691.35320.1770.181989 29.17348.29561.35320.1770.202808 39.17347.60431.35320.1770.22815 4

56、9.17346.9131.35320.1770.259557 59.17346.22171.35320.1770.299331 69.17345.53041.35320.1770.351052 79.17344.83911.35320.1770.420577 89.17344.14781.35320.1770.518129 99.17343.45651.35320.1770.663111 109.17342.76521.35320.1770.896861 119.17342.07391.35320.1771.323708 129.17341.38261.35320.1772.291283 c9

57、.17340.69131.35320.1775.853728 （7） 膨脹曲線各點參數 按公式 ，列表計算，結果見表 4-2 2 )( n x b b v v ppx 表 4-2 膨脹曲線各點參數 點號 vbvxn2pbpx z9.17340.99591.24310.62699.906899 19.17341.38261.24310.62696.589005 29.17342.07391.24310.62693.980346 39.17342.76521.24310.62692.783617 49.17343.45651.24310.62692.109311 59.17344.14781.24

58、310.62691.681552 69.17344.83911.24310.62691.388318 79.17345.53041.24310.62691.175978 89.17346.22171.24310.62691.015807 99.17346.9131.24310.62690.891108 109.17347.60431.24310.62690.791544 119.17348.29561.24310.62690.710395 129.17348.98691.24310.62690.643113 b9.17349.24231.24310.62690.621096 4.34.3 活塞

59、傳熱邊界條件的確定活塞傳熱邊界條件的確定 活塞溫度場的有限元計算屬于三維的不穩定場計算，這種三不穩場計算是 比較復雜的。柴油機在穩定工況下運行時，在一個工作循環內用于活塞頂面的 燃氣溫度變化很大，但是這種變化的時間很短，在熱慣性的作用下，只是在活 塞頂表面很薄的范圍內溫度是波動的，而在活塞結構的絕大區域，活塞的溫度 基本上是穩定的，即可以認為活塞的溫度場不隨時間變化是一個穩定的溫度場。 在計算活塞溫度場時，通常采用第三類邊界條件，即給定邊界的外圍介質溫度 和換熱系數。 0 t 0 4.3.14.3.1 活塞頂部換熱系數和燃氣的平均溫度活塞頂部換熱系數和燃氣的平均溫度 在一個工作循環中，燃氣溫度

60、及燃氣對活塞頂部的放熱系數是瞬時tgg 變化的，瞬時放熱系數采用艾歇伯格(eickelberg)公式來計算12。 (w/k) ggm tpc 3 g 8 . 7 2 m 式中 =9m/s m c 活塞平均速度，單位為 m/s， m c 氣體瞬時壓力，單位為 mpa， g p 氣體瞬時溫度，單位為 k。 g t 燃氣對活塞頂部平均放熱系數，和燃氣平均溫度按如下公式計算 gm gm t 0 0 720 0 gm 720 d g 273 720 1 0 0 720 0 gm gm gg dt t 4.3.24.3.2 活塞側面的換熱系數和環境溫度活塞側面的換熱系數和環境溫度 活塞側面通過氣缸套傳給冷