1、學 號： 課程設計題 目2.0升汽車發動機活塞組設計學 院汽車工程學院專 業熱能與動力工程班 級熱動0604姓 名楊辰指導教師劉志恩2009年11月15日目錄0前言 31汽油機結構形式的設計 31.1氣缸數和氣缸布置的選擇 31.2冷卻方式的選擇 32 汽油機結構參數的選擇 42.1缸徑的確定 42.2行程缸徑比S/D的選取 52.3轉速n的確定 52.4汽缸工作容積與升功率 52.5曲柄半徑與連桿長度之比的選取 52.6 缸心距的確定 52.7壓縮比、燃燒室容積及總容積 53熱力學計算 63.1作出P-V圖 63.1.1壓縮過程 63.1.2膨脹過程 63.1.3 P-V圖的繪制 74運動學

2、計算 95動力學計算 115.1曲柄連桿機構的動力分析 115.1.1沿氣缸中心線的總作用力 125.1.2 P力的傳遞與分解 136活塞設計 156.1活塞的材料 166.2活塞主要尺寸設計 166.2.1活塞高度 166.2.2壓縮高度 166.2.3火力岸高度 166.2.4環帶高度 166.2.5活塞頂部厚度 176.3活塞裙部及其側表面形狀的設計 176.3.1裙部橢圓 176.3.2配缸間隙 176.4活塞頭的質量計算 177活塞銷的設計187.1活塞銷的材料 187.2活塞銷與銷座的結構設計 187.3活塞銷與銷座的配合 187.4活塞銷質量 187.5活塞銷剛度和強度的校核 1

3、98活塞環設計208.1活塞的密封機理 208.2氣環的設計 208.3油環的設計 208.4強度校核 2010小結 20 參考文獻 21附表1 22附表2 23附表3 25附表4 27附表5 302.0L四行程汽油機活塞組設計0前言這學期學院為我們專業開始了汽車發動機設計，為期3周。汽車工程學院針對我們熱能與動力工程專業特別開設的專業課設計汽車發動機設計是非常必要的，這是因為發動機是汽車的心臟，汽車的行使速度、加速性、爬坡度、牽引力決定于發動機；汽車常見故障大部分來源于發動機；汽車的然有經濟性和經常費用也主要決定于發動機。為了實現汽車的設計目標，根據發動機的重要性，汽車方案設計對發動機的型式

4、和主要參數、指標是作了規定的。所以發動機設計是一個重要的階段，其中包括結構空間、總質量、功率、環境保護、生產成本、使用成本等指標。通過這次我們親身的設計實踐，讓我們對這些專業課的基礎知識和基本理論能有進一步的理解和掌握，使我們在分析、計算、設計、繪圖、運用各種標準和規范、查閱各種設計手冊與資料以及計算機應用能力等各個方面得到進一步的提高，能夠全面地檢驗并鞏固我們以前所學的專業課知識，并通過結合實際情況，讓我們能從一個全新的角度重新學習、認識以前學過的專業課知識。除此之外，此次課程設計還為我們下學期的畢業設計奠定了堅實的基礎，為我們將來走上工作崗位埋下了鋪路石。我們要充分利用這次課程設計的機會，

5、了解國內外發動機的發展現狀，并盡可能發揮我們的能力，保質保量地完成此次課程設計。本設計主要工作任務是四行程汽油機活塞組的設計。1汽油機結構形式的設計 11汽缸數和氣缸布置的選擇 直列4缸內燃機的氣缸數和氣缸布置方式，對其結構緊湊性、外形尺寸比例、平穩性及制造使用成本都有很大影響。目前小轎車各輕型車除最小排量的車型用2缸或3缸外，絕大多數用4缸機，少數高級轎車用6缸機或八缸機。至于氣缸布置，不超過6缸的內燃機絕大數是單列的，單列式發動機結構簡單，工作簡單，成材本低，使用維修方便，能滿足一般要求，而且以各氣缸線所在平面與地面垂直居多。結合國內制造使用成本，生產條件及運轉平衡性等，初步選用直列4缸機

6、。目前汽車發動機多采用直列4缸、6缸和V型8缸的結構。根據現有的國產汽油發動機的功率和汽缸數目的匹配關系，設計2.0升的汽油發動機，所要匹配的汽缸數目定為直列4缸機。1.2冷卻方式水冷常用的冷卻方式有水冷和風冷兩種，水冷式發動機由于冷卻較好而且均勻，強化的潛力要比風冷式發動機大，因此在汽車發動機上至今大多數還是水冷式發動機。參考文獻5在條件相同時，主要由于充量系數的差別，水冷機比風泠機高5%10%。此外風冷發動機功率和燃料消耗受氣溫變化影響較大，不如水冷發動機指標穩定。綜合以上各因素，本設計冷卻方式選用水冷方式。2汽油機結構參數的選取21汽缸直徑的確定根據設計任務書所提供的設計條件：所要設計的

7、汽油發動機的排量為2.0L平均有效壓力： 活塞平均速度：根據內燃機學的基本計算公式： 其中 為發動機的有效功率， 為發動機的平均有效壓力，依題為 為汽缸的工作容積，依題為0.5L 為發動機的汽缸數目 ，依題為為4 為發動機的轉速 為活塞的平均速度，依題為 為發動機活塞的行程 為發動機汽缸直徑 為發動機的行程數，依題為4根據以上的條件代入公式（1），（2），（3）得：計算化簡后取D=84mm S=90mm帶回原式可以確定n=5500 r/min所以基本參數得以確定。22缸徑行程比S/D汽油機S/D的取值范圍為0.8-1.2S/D=90÷84=1.0723轉速n的確定根據內燃機設計（楊連

8、生）P2，汽油機轉速在2500-6000r/min之間取n=5000r/min活塞速度 符合活塞速度小于18m/s的要求24汽缸工作容積與升功率氣缸工作容積Vs=由于平均有效壓力Pme范圍在0.8MPa1.2Mpa,取Pme=0.9 MPa .得P=75Kw氣缸工作容積Vs=升功率 PL=Pme*n/30=37.5KW/L2.5曲柄半徑與連桿長度之比的選取 于=r/l的范圍在1/31/4之間，選取=0.3。又因曲柄半徑r=45mm所以連桿長度為L=r/=45/0.3=150mm2.6缸心距的確定 由于汽油機干缸套的缸心矩Lo/D為1.12-1.24，所以初選Lo/D1.2，得Lo=84mm。2

9、.7壓縮比與燃燒室容積Vc,總容積Va 壓縮比范圍為712，根據內燃機學（周保龍）P308，受爆燃限制，汽油機壓縮比不超過10，取=9 則燃燒室容積Vc=Vs/(-1)=62.3mL,汽缸總容積Va=Vc+Vs=（62.3+498.5）=560.8mL3熱力學計算3.1燃燒過程數學模型根據設計任務書的要求，設計的為2.0L，4行程的汽油發動機，將其實際循環簡化為混合加熱循環，這個循環過程稱為汽油發動機的理論循環。選取汽油機壓縮比 ，理論范圍812之間其中 為活塞在下止點時氣缸的容積為活塞在上止點時氣缸的容積內燃機學的簡化知：發動機的熱力實際循環過程分為進氣過程、壓縮過程、膨脹過程、排氣過程。實

10、際的循環過程復雜，難以用簡單的數學模型來分析，所以為了計算發動機的循環做功過程提出了理論循環過程。發動機的理論循環是將非常復雜的實際工作過程加以簡化，忽略一些因素，以便于作簡易的定量處理。通過對理論循環的研究，可以清楚的確定影響性能的一些重要因素，從而找到提高發動機性能的基本途徑。最簡單的理論循環是空氣標準循環，簡化的條件為：1） 假設工質是理想氣體，其物理常數與標準狀態下的空氣物理常數相同。2） 假設工質是在閉口系統中作封閉循環。3） 假設工質的壓縮及膨脹是絕熱等熵過程。4） 假設燃燒時外界無數個高溫熱源定容或定壓向工質加熱。工質放熱為定容放熱。根據汽油機的混合氣燃燒迅速，近似為定容加熱循環

11、。3.1.1絕熱壓縮起點選取壓縮沖程的下止點（設為A點）時的氣體參數 其中為大氣的壓力，=1.03*105pa，系數取為0.93，得： ， 根據活塞的運動規律，計算出氣缸內容積隨曲軸轉角的變化規律，得： =0.563L3.1.2絕熱壓縮過程選取壓縮沖程終點（設為B點），從A點到B點的壓縮過程看作是多變的壓縮過程，多變指數取為根據多變過程的熱力學計算公式=常數和A點的氣體狀態，可以計算出從A點到B點的壓縮過程中各個點的狀態參數。經過計算后得到B點的狀態參數： 3.1.3定容增壓過程選取定容增壓的終點（設為C點），從B點到C點看作為定容壓縮過程，其定容增壓比，則C點的狀態參數： 3.1.4 絕熱膨

12、脹過程選取膨脹過程的終點（設為D點），從C點到D點可以看作是多變的膨脹過程，其多變指數為。3.2 繪制P-V圖3.2.1繪制理論P-V圖根據多變過程的熱力學計算公式常數和C點的氣體狀態，可以計算出從C點到D點的膨脹過程中各個點的狀態參數。計算后，得： 未調整的P-V圖圖 1理想P-V圖3.2.2 繪制調整P-V圖調整的P-V圖: 因為實際過程比較復雜，所以在得到的PV，P圖上要修正得到，最高壓力不在上止點，還有點火提前角，排氣提前角的修正，顯然實際的邊界條件是不可能得到的，所以只能做一些適當的修正。圖2 調整P-V圖3.3熱力學平均有效壓力校核由熱力學計算所繪制的示功圖為理論循環的示功圖，其圍

13、成的面積表示的是汽油機所做的指示功數值由對示功圖積分后求得的面積來表示其中 經過計算后得：所以汽油機的平均有效壓力：其中為汽油機的機械效率，根據計算得根據得到的示功圖可以按照積分的思想得到指示功得到計算結果如下表1 示功圖積分數據表Wi（j）Pi（Mpa）Pme（Mpa）Pe（KW）574.4102331.549950240813495521668.91868206所給定的結果滿足設計要求（Pme0.81.2，Pe70kw）， 所以校核合格。4運動學計算41活塞位移根據活塞的運動規律，計算出活塞的位置隨曲軸轉角的變化規律：其中為曲柄半徑和連桿長度的比，根據設計書的要求，取=0.29 為曲軸半徑

14、，經過計算后的數據和得圖表，數據見后附附錄。圖3 活塞位移4.2活塞瞬時速度根據活塞的位移規律，對曲軸轉角求倒得到活塞的瞬時速度V隨曲軸轉角的變化規律： 經過計算后的數據和得圖表，數據見后附附錄。圖4 活塞速度4.3活塞的加速度、最大加速度根據活塞的瞬時速度規律，對曲軸轉角求倒得到活塞的加速度V隨曲軸轉角的變化規律：經過計算后的數據和得圖表，數據見后附附錄。圖 5 活塞加速度5力學計算5.1氣體壓力：由PV圖轉化為P圖隨著曲軸轉角的變化，缸內的氣體壓力也會隨之發生變化。將熱力學計算中的圖轉化為圖，即氣缸內氣體壓力隨曲軸轉角的變化規律。0180度為進氣行程，汽缸內的氣體壓力在理論循環下基本可以認

15、為是一恒定值且小于大氣壓力；180360度為多邊壓縮行程，汽缸內的氣體壓力可由絕熱方程求出；360540度為多變的膨脹過程，汽缸內的氣體壓力可由絕熱方程求出；540720度為排氣行程，可以認為汽缸內的氣體壓力是均勻下降至。由于已知了曲軸轉角和活塞位移X的關系式，又因V=13。33+D2X/4000，則可以在EXCEL表格中，求取出相應轉角時對應氣缸容積V。每隔5°求（p，V）。下面列出來了一部分轉角下壓力p的數據：P-圖01234567890200400600800利用上面求解出的數據，做出p圖。如圖：圖6 p圖5.2往復慣性力分析機構的慣性力時，通常將連續分布質量的實際活塞曲柄連桿

16、機構離散成用往復運動質量的動力學等效當量系統來分析，往復慣性力的產生是由于活塞和連桿小頭的質量在活塞瞬時速度的不均勻條件下產生的。往復慣性力的大小不僅與活塞和連桿小頭的往復慣性質量有關，還與活塞的瞬時加速度有關。其加速度已經在運動學中計算完畢，往復慣性質量 ，其中為活塞組的質量計算斷面以上那部分連桿往復運動質量。活塞的質量在估算時，將活塞當作薄壁圓筒處理。活塞 其中D為活塞的外徑，D=84mm t為活塞的厚度， t=8mm H為活塞的高度，H=(0.81.0)D=84mm 為活塞的密度，在此處用共晶鋁硅合金66-1，密度為2.7g/cm3 其中L為連桿的長度 為連桿質心到連桿大頭的距離 為連桿

17、的質量經過估算得到 mj = m2+m1=0.938kg 用公式即可以計算出活塞連桿小頭的往復慣性力隨曲軸轉角的變化規律，具體的計算數據見后附表。5.3旋轉往復慣性力分析機構的慣性力時，通常將連續分布質量的實際活塞曲柄連桿機構離散成用往復運動質量和旋轉運動質量的動力學等效當量系統來分析，連桿質心以下的質量和曲柄銷組質量離散為旋轉慣性質量。 （4） （5） （6）隨曲軸轉角的變化規律，具體的計算數據見后附錄。5.4合力的計算忽略機構摩擦阻力，則作用在曲柄連桿機構上的力只要研究氣體壓力和機構運動質量的慣性力。氣缸內工質作用在活塞上的總氣體壓力為： （7） 缸內絕對壓力，Mpa；大氣壓力，一般取0.

18、1MpaPg隨著曲軸轉角的變化規律Pgf（），依據發動機型式和工況而不同。對新設計得發動機可由熱力計算或參考同類型發動機的示功圖；對已有的發動機可用各種燃燒分析儀。作用在曲柄連桿機構上的力：氣體壓力于往復慣性力兩者作用在氣缸中心線上，將往復慣性力也用單位活塞面積的壓力來計算，則合成的單位面積的力為 （8）其中分解后得到其他的力側壓力Pn、連桿力Pl、切向力t、徑向力k、單缸扭矩Mi。公式分別為： 側壓力 Pn=Ptan （9）連桿力Pl=P/cos （10）切向力 t=Pl sin(+)=P （11） 徑向力k=Plcos(+)=P （12）圖7 連桿受力圖 用Excel表繪制側壓力、連桿力、

19、切向力、徑向力隨曲軸轉角的變化。如圖：圖8側壓力、連桿力 單缸扭矩 （13）用Excel表繪制，得出單缸扭矩圖：圖9 單缸扭矩采用直列式四缸發動機，其發火間隔角為點火順序為1-3-4-2，由此按發火次序依次疊加個缸得到合成扭矩圖：圖9 合成扭矩 從發動機有效功率公式來看，當缸徑、缸數和沖程數已選定時，在燃油經濟性最佳的前提下，要盡可能提高輸出功率，就只有依靠平均有效壓力Pme和活塞平均速度Vm兩個主要參數的合理選擇了。發動機的有效功率為：（kw） （1）式中Pme平均有效壓力，MPa Vm活塞平均速度，m/s； n標定轉速，r/min； D氣缸直徑，cm； 行程數，四沖程4，二沖程2。取整得到

20、如下結果： 表2 缸徑、行程、轉速參數表Pme(mpa)Vm（m/s）S/DD(mm)S(mm)n(r/min)Vs(L)Vc(L)Va(L)1161.1849255000.510.050.56所示的結果得到發動機的結構參數。查有關手冊，所得到的發動機參數滿足現代發動機的一般技術水平，而且現在的加工技術可以達到這個水平。6活塞設計6.1活塞的材料共晶硅鋁合金制造活塞的材料應有小的密度、足夠的高溫強度、高的熱導率、低的線脹系數以及良好的摩擦性能(減摩性和耐磨性)。常用材料為鋁硅合金，。共晶鋁硅合金具有滿意的綜合性能，工藝性良 好，應用最為廣泛。過共晶鋁硅合金中的初生硅晶體使耐熱性、耐磨性改善，膨

21、脹系數減小，但加工工藝性惡化。過共晶鋁硅合金廣泛用于高熱負荷活塞。6.2活塞主要尺寸設計6.2.1活塞高度HH=1D選擇H=84mm6.2.2壓縮高度H1H1=0.5D選擇H=42mm6.2.3火力岸高度h h=0.07D=5.965mm選取h=6mm6.2.4環帶高度現代四行程發動機一般采用二道氣環和一道油環。氣環的厚度一般為2.03.0mm(汽車發動機設計p308)。環岸要求有足夠的強度，使其在最大氣壓下不致被損壞。第一道環的環岸高度b1 一般為1.52.5c（c指環槽高度），第二道環的環岸高度b2為12c。第一環岸高 C1=0.030.04D=0.04*84=3.4mm 取4mm環高b1

22、 為2.03.0mm取2.0mm環高b2 為2.03.0mm取2.0mm環高b3 油環為4.06.0mm取4.0mm環岸高C2 為2b1取4.0mmb1=2,b2=2, b3=4,C1=4, C2=4。則環帶高度為16mm6.2.5活塞頂部厚度為0.060.10D=0.08D=6.72取8mm。 6.2.6活塞側壁厚度及內部過渡圓角活塞頭部要安裝活塞環，側壁必須加厚，一般取（0.050.1）D，取0.1D，厚度則為8mm為改善散熱狀況，活塞頂與側壁之間應該采用較大的過度圓角，一般取R=0.050.1D則圓角半徑取為8mm6.2.7活塞銷座間距B=0.35-0.40D取0.4則活塞銷座間距為34

23、mm有關活塞的尺寸設計結果：名稱數值單位壓縮高度取H1 42mm環帶高度H316mm火力岸高度H46mm總高度84mm壁厚8mm內圓直徑D66mm外圓直徑D82mm第一道環的環岸高度b12mm第二道環的環岸高度b22mm第一道環槽高度C14mm第二道環槽高度C24mm環槽深度8mm6.3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設計的關鍵，在于保證裙部有足夠的貼切合面積和良好的潤滑條件，以及保證發動機在不同工況下都具有最小的活塞間隙。6.3.1裙部橢圓1）、將裙部設計成橢圓。 2）、將銷座附近的裙部外側部位設計成凹陷狀。裙部橢圓的規律：為了使活塞在正常工作溫度下于氣缸壁之間保持右比較均

24、勻的間隙，不至于在氣缸內卡死或是引起局部磨損，必須在常溫下預先把活塞裙部的橫斷面加工成橢圓形，其長軸垂直于活塞銷軸線方向，其矩軸于長軸的差值視發動機的不同而不同，一般為0.080.025mm。為了視鋁合金活塞在工作狀態下（熱態）接近一個圓柱形，害必須把活塞做成上小下大的近似圓錐形。其錐度視發動機的不同而不同，一般為0.050.1mm。實際取：對活塞下下部和頭部取0.1mm；對活塞裙中部取0.08mm6.3.2配缸間隙為了視鋁合金活塞在工作狀態下（熱態）接近一個圓柱形，害必須把活塞做成上小下大的近似圓錐形。其錐度視發動機的不同而不同，一般為0.050.1mm。 活塞頂部間隙：0.240mm（活塞

25、銷中心平面內）；0.210mm垂直于活塞銷中心線平面內 活塞裙部間隙：0.09mm（活塞銷中心平面內）；0.04mm垂直于活塞銷中心線平面內6.4活塞頭的質量計算對活塞進行簡化變成可計算體積的幾何體，從而計算出其體積和質量。簡化圖如下。H4H3DHH2H1活塞銷孔軸線VVV活塞的質量在估算時，將活塞當作薄壁圓筒處理。活塞 其中D為活塞的外徑，D=84mm t為活塞的厚度， t=8mm H為活塞的高度，H=(0.81.0)D=84mm 為活塞的密度，在此處用共晶鋁硅合金66-1，密度為2.7g/cm3故可知活塞的質量為m活塞=227.8g7活塞銷的設計活塞工作時頂部承受很大的大氣壓力，這些力通過

26、銷座傳給活塞銷，再傳給連桿。因而活塞銷座和活塞銷的設計必須保證足夠的強度、足夠的承壓面積和耐磨性。7.1活塞銷的材料 活塞銷一般用低碳鋼或低碳合金鋼（如20Cr）制造，經表面參碳淬火處理，以提高表面硬度，使中心具有一定的沖擊韌性。表面需進行精磨和拋光。7.2活塞銷與銷座的結構設計d=（0.250.3）D=0.3D=25.5mm取25mmd0=(0.60.79)d=0.6d=15mml=(0.80.9)D=0.9D=75.6取76mm活塞銷外徑d=25,;活塞銷內徑d=15。活塞銷長度l=76mm。7.3活塞銷與銷座的配合活塞頂所承受的氣壓力通過活塞銷座和活塞銷傳給連桿。由于結構上的限制，活塞銷

27、的 直徑d不可能超過0.4D(表11-1)，活塞銷的長度不可能超過0.85D，因此活塞銷總的承壓面積極為有限，還要在活塞銷座與連桿小頭襯套之間合理分配。所以，不論在銷與銷座之間，還是在銷與連桿之間，承壓面積都很小，表面比壓很高。加上活塞銷與銷座或活塞銷與連桿襯套之間相對運動速度很低，液體潤滑油膜不易形成。在這種高壓低速條件下，要保證可靠的液體潤滑，配合副的工作間隙要盡可能小。經驗表明，當活塞銷與銷座以及活塞銷與連桿小頭襯套之間的工作狀態(熱態)間隙在(13) 10-4d時，可以可靠工作。于是，在裝配狀態(冷態)，銷與銷座則有(13) 10-4d的過盈，以補償鋁合金活塞銷孔在工作時較大的熱膨脹。

28、為了穩定地保持極小的間隙而又轉動靈活，活塞銷外圓、活塞銷孔和連桿小頭襯套孔都應有極高的加工精度。不但尺寸公差要嚴格，尤其要保證嚴格的圓柱度和表面粗糙度。如果尺寸公差偏大，而圓柱度和表面粗糙度值足夠小，則可以按尺寸分組選配的辦法保證配合副的理想間隙。7.4活塞銷質量m3m=134g7.5活塞銷剛度和強度的校核為保證活塞銷和銷座的可靠工作，需校核活塞銷的彎曲變形，失圓變形，銷座上的表面壓力和活塞銷的應力。=d2/d1=？活塞銷的彎曲變形： 許用變形： 滿足要求。失圓變形：許用失圓變形： 滿足要求。作用在銷孔上的表面壓力： 小于極限值560bar，滿足要求。活塞銷的縱向彎曲應力： 活塞銷的橫向彎曲應

29、力： 所以總彎曲應力： =354.4N/mm2在許用應力200到400 N/mm2之間，滿足要求。經以上計算可知設計的活塞銷滿足剛度和強度要求。8活塞環設計活塞與活塞環一起防止氣缸內的高壓氣體下竄到曲軸箱，同時把很大一部分活塞頂接收的熱量傳給氣缸壁，起這種作用的活塞環稱為氣環。此外，還設置專門的油環，在活塞下行時把氣缸壁上多余的機油刮回油底殼，以減少上竄機油量。一般要求通過環組的竄氣量不超過總進氣量的0.5%，機油消耗量不超過燃油消耗量的0.5%。 8.1活塞環的密封機理內燃機活塞組與氣缸之間應用帶開口的彈性金屬環實現往復式密封。由于開口的存在，漏氣通路不可能完全消除。為了防止大量漏氣，一般采

30、用多個活塞環形成隨活塞運動的迷宮式密封。 為減小活塞組與氣缸之間的漏氣通路，活塞環的外周面必須以一定的彈力與氣缸壁緊密貼合，形成第一密封面(圖11-8)。這樣一來，缸內氣體不能短路直接通過環周與氣缸之間，而是進入環與環槽之間，一方面軸向不平衡力將環向環槽的側面壓緊，形成第二密封面，同時，作用在環背的氣壓力造成的徑向不平衡力又大大加強了第一密封面。盡管環背氣壓力有時大大超過環本身彈力，但的作用仍是關鍵。如果降到零，即環周與缸壁之間出現縫隙(一般稱為活塞環“漏光”)，第一密封面被破壞，氣體就直接從縫隙處短路外泄，任何環背壓力和FR都建立不起來。只要在整個環周上還剩下一個哪怕是很小的彈力，被密封氣體

31、就會自行幫助密封，而且要密封的氣體壓力越高，附加的密封力也越大。可以認為，具有這種自適應特性的簡單環式密封系統，是往復活塞式內燃機有強大生命力的結構保證之一。 必須指出，活塞組的密封作用不僅取決于活塞環，而且與活塞的設計有很大關系。活塞應保證活塞環工作溫度不會過高。環帶部分與氣缸的間隙應盡可能小。環槽應加工精確，且在工作中不發生過大變形。環槽與環之間的間隙要合適。8.2氣環的設計8.2.1氣環的斷面形狀 根據活塞環的密封機理，形狀簡單、加工方便的矩形(斷面)環完全可以滿足要求。但這種環磨合性較差，作用在活塞環上的力及其密封面密封性不理想。桶面環(圖11-9b)的外周面是直徑等于缸徑的球面的中段

32、，其特點是能適應活塞的擺動，并且活塞上行和下行時均能在環的外周面上形成潤滑油膜，摩擦面不易燒傷。環與氣缸接觸面積小，比壓大，密封性好。桶面環廣泛用作高速、高負荷的強化內燃機的第一環。圖119 常用的活塞環斷面形狀a)矩形環 b)桶面環 c)錐面環。d)梯形環 e)內切正扭曲環 f)錐面內倒角反扭曲環錐面環(圖11-9c)外周面具有很小的斜角(一般為)，它新裝入氣缸時與氣缸線接觸，磨合快，下行時有良好的刮油作用。安裝時不能上下裝反，否則使竄機油加劇。這種環適用于第二、三氣環。梯形環(圖119d)兩側面夾角多為150左右。裝這種環的活塞在氣缸中工作時的側向位移使環與環槽側面間的間隙不斷變化，可防止

33、環槽中機油結膠甚至碳化，適用于熱負荷較高的柴油機作為第一環。扭曲環(圖11-9e)采用內切或倒角造成斷面相對彎曲中性軸不對稱，使環裝入氣缸發生彎曲變形后發生不超過10的盤狀正扭曲。它有與錐面環類似的作用，但加工容易些，不過扭曲環的扭曲角沿環周是不均勻的。反扭曲環(圖119f)工作時扭曲成蓋子狀，配合外圓的錐面，具有很強的密封性和刮油能力，常用于緊挨油環的那道氣環。 8.2.2氣環的尺寸參數 在保證密封的前提下，活塞環的數目應盡可能少，因為減少環數可縮小活塞高度，減輕活塞質量，減小發動機總高度，降低發動機摩擦損失。現代高速內燃機大多采用2道氣環(另有1油環)，重型強化柴油機則用3道氣環。氣環的尺

34、寸參數主要有環的徑向厚度、軸向高度(圖11-8)以及環的自由狀態形狀和自由開口端距S0。減小環高b有利于縮短活塞高度，減小環的顫振傾向，目前已達到1mm左右的極限。過小的使環和環槽的加工困難。徑向厚度較大的環彎曲剛度大，對氣缸表面畸變的跟隨性差，但耐磨性相對較好。剛性環在較小的端距S0下就可得出要求的平均徑向壁壓，但在套裝到活塞頭部上時易于折斷。對合金鑄鐵的活塞環來說，=0.10.2MPa，。環槽深度取0.9d=76mm8.2.3活塞環的材料活塞環是內燃機中磨損最快的零件，因此適當選擇材料和表面處理工藝十分重要。活塞環一般是由合金鑄鐵鑄造，高強度環用球墨鑄鐵，經熱處理以改善材料的熱穩定性。少數

35、活塞環用合金鋼制造。活塞環的工作表面通常用各種鍍層或涂層，以提高其耐磨性、耐蝕性或改善磨合性。最常用的耐磨層為鍍鉻和噴鉬。松孔鍍鉻不僅硬度高，耐磨耐蝕，而且儲油，抗膠合，廣泛用于汽油機和自然吸氣柴油機。鉬熔點高，噴鉬層抗膠合、抗磨損性能好，能適應高溫下工作。噴涂法能造成一定多孔性，也有一定儲油能力。噴鉬環主要用于增壓強化柴油機的第一環。所有活塞環都要進行磷化、鍍錫或氧化處理，以改善磨合性和防銹。8.3.油環的設計氣缸與活塞運動副用飛濺的機油潤滑。油環的作用是把飛濺到氣缸壁上的多余潤滑油刮下來，回到油底殼，以減少發動機的機油消耗量。為了能在高速運動中對抗機油的流體動壓力刮下機油，只留下很薄的油膜

36、，油環工作面的著壁壓力應足夠大。因為油環沒有環背氣壓力幫助壓向氣缸壁，著壁壓力完全靠本身的彈力產生。單體鑄鐵油環(圖11-10a)，由于材料強度所限，只能通過減小與氣缸接觸的工作面積來提高壁壓，最高只能達到0.5MPa左右。如用高強度材料，用較大的徑向厚度，壁壓可能進一步提高，但環剛性大，對氣缸變形的追隨性差，刮油能力不好。用具有切向彈力的螺旋襯簧的鑄鐵油環(圖11-10b)可使壁壓達到0.8MPa以上，即使環的外圓磨損，壁壓也比較穩定，因為壁壓主要由襯簧產生。這種環厚度小，柔性好，在氣缸變形較大的條件下也能很好地刮油。這種油環目前應用很廣，尤其在高速柴油機上。鑄鐵環表面要通體鍍鉻。上述兩種單

37、體油環與環槽不可避免地有側向間隙，在環正常軸向移動或顫振而懸浮在環槽中間時，機油可能通過側隙上竄。這種影響在高轉速時更大，所以現代高速汽油機常用無側隙鋼片組合式油環。為了使油環刮油有效，除了油環結構外，還應注意活塞的配合。用單體油環時必須保持環槽側隙盡可能小，這意味著環槽加工精度要高，變形要小。還應注意環槽須有面積足夠的泄油通道，以免回油受節流造成過高動壓，使油環浮起。一般希望在油環槽底和槽下都加工出很多泄油孔，使泄油通暢。8.4.活塞環強度校核為了確定任意斷面 BB中的彎矩，可把活塞環看成是開口對面的對稱面AA固定的懸臂梁，因為活塞環從自由狀態變到工作狀態時AA斷面不發生旋轉。于是作用在單元

38、環上rd的單元力dp=p0br0d對斷面BB產生的彎矩可寫成 環從=到段上的壓力對BB斷面的總彎矩M為 式中：材料確定后E為常數，P0也為常數，對結構參數D一定的均壓環，自然狀態的曲率半徑隨而變，故活塞環在自由狀態下不是圓形小 結通過這次我們親身的設計實踐，讓我們對這些專業課的基礎知識和基本理論能有進一步的理解和掌握。設計的整個過程都有老師在一旁指導，有問題可以及時解決，學到了很多發動機和曲軸的知識，這也是我覺得這次設計比以前簡單的原因吧。我把這次課程所學到的東西總結為以下幾點：1分析、計算、設計、繪圖、運用各種標準和規范、查閱各種設計手冊與資料。2.計算機計算，繪圖的應用能力等方面得到進一步

39、的提高。3.初步建立了工程的觀念處理問題。4. 能夠全面地檢驗并鞏固我們以前所學的專業課知識，并通過結合實際，讓我們能從一個全新的角度重新學習、認識以前學過的專業課知識。5. 了解國內外發動機的發展現狀，對當代先進的發動機技術有了一些了解。6. 此次課程設計還為我們下學期的畢業設計奠定了堅實的基礎。參考文獻1 楊連生內燃機設計北京：中國農業機械出版社，19812 陸際青汽車發動機設計北京：清華大學出版社，19903 楊連生內燃機設計北京：中國農業機械出版社，19814 唐增寶，何永然，劉安俊機械設計課程設計武漢：華中科技大學出版社，19995 周龍保內燃機學北京：機械工業出版社，20056 吳

40、兆漢內燃機設計北京：北京理工大學出版社，19907 沈維道工程熱力學北京：高等教育出版社，2002附 錄 附表1一些需要的參數活塞行程s(mm)活塞直徑D(mm)轉速n(r/min)往復慣性質量mj(kg)(kg)壓縮比余隙容積vc(L)92845500310500537 曲柄半徑r(cm)連桿長度(cm)半徑/長度曲柄角速度(rad/s)進氣壓力pa（Mp)壓力升高比46158029575958 00936多變指數n1多變指數n2活塞面積Fh（cm2)氣缸工作容積 +余隙容積（L） 排量 （L）旋轉運動質量mr(kg)1351295541782405632519372038337281535

41、 附表2 運動學計算圖表曲軸轉角活塞位移x（m)活塞速度v(m/s)活塞加速度j(m/s²)體積隨位移的變化缸內絕對壓力(MP)往復慣性力（MP)旋轉慣性力00000 0000 19684728 0053667617007-590541857784752550000 2976 19559432 0054917813007-5867829677847525100001 5915 19186028 00586524980072-5755808477847525150002 8778 18571905 00648242670073-5571571577847525200004 11531

42、17729161 00733551590074-5318748277847525250006 14140 16674285 00841381890076-5002285577847525300008 16574 15427728 00970394390077-4628318477847525350011 18806 14013367 01119006520078-4204010077847525400014 20813 12457887 01285422680079-3737366077847525450017 22576 10790094 014676680079-3237028377847

43、525500020 24079 9040183 01663624980079-2712054877847525550024 25313 7238970 0187107175008-2171691177847525600028 26271 5417134 02087721210081-1625140177847525650032 26955 3604459 0231125990081-1081337777847525700036 27366 1829133 02539385890082-548739877847525750040 27512 117087 02769844470083-35126

44、177847525800044 27405 -1508572 030004611100834525715377847525850049 27060 -3028047 032291707600839084141977847525900053 26494 -4425229 034540430200841327568677847525950057 25726 -5687952 0367330256008417063855778475251000060 24778 -6808137 0388534459008420424411778475251050064 23671 -7781806 0408874514008523345418778475251100068 22427 -8608973 0428226613008525826918778475251150071 21069 -9293418 04464855350085278802547784