小型汽油機活塞連桿的設計與校核抄襲比對

1、小型汽油機活塞連桿的設計與校核 畢業(yè)論文（設計）題 目： 小型汽油機活塞連桿的設計與校核 學 生： XXXX 專 業(yè)： XXXXXXXXXXXXXXX 班 級： 學 號： 指導老師： 目錄小型汽油機活塞連桿的設計與校核4引言41.1概述41.2設計目的41.3預期結果和意義41.4 設計方法51.5 KG160小型汽油機的主要參數(shù)51.6工作任務6第二節(jié) 活塞組件的設計62.1 活塞組件的設計62.11. 活塞組工作條件和設計要求62.12 活塞銷工作條件和設計要求72.2 活塞組件的材料及表面處理92.21 活塞材料及表面處理92.22 活塞銷材料及熱處理92.23 活塞環(huán)材料及表面處理92

2、.3 傳統(tǒng)活塞加工工藝流程102.4 國外發(fā)展現(xiàn)狀102.5 活塞的結構型式122.51 活塞頭部122.52活塞裙部122.53活塞銷座132.6 活塞的主要結構參數(shù)及其強度校核142.61 活塞主要尺寸的選擇142.62 活塞強度校核151）活塞頂152） 第一環(huán)岸：163） 裙部比壓：162.7 活塞銷的主要結構尺寸及其強度校核172.8活塞環(huán)主要結構尺寸及其強度校核18第三節(jié) 連桿體的設計及校核203.1連桿的工作條件和設計要點203.2 連桿材料213.3工藝流程213.4國內發(fā)展現(xiàn)狀223.5國外發(fā)展現(xiàn)狀223.6連桿主要尺寸的選擇233.61連桿長度：233.62連桿小頭直徑與寬

3、度233.63 連桿大頭243.64 桿身斷面243.65 小頭及襯套243.66 大頭剖分形式及定位243.7連桿主要結構尺寸及其強度校核253.71 連桿小頭的結構尺寸及其強度校核253.72 連桿桿身的結構尺寸及其強度校核28感謝詞34參考文獻35小型汽油機活塞連桿的設計與校核引言1.1概述汽油機的不斷發(fā)展，是建立在內燃機的改進和創(chuàng)新，對內燃機內主要零部件性能和壽命不斷改進和提高的基礎上，特別是隨著發(fā)動機強化程度的提高、功率的增加和轉速的增大，使的各種汽油機的使用范圍更加廣闊，可以適應的環(huán)境更加多變。本次設計主要的完成KG160小型汽油機中活塞連桿的設計與校核。發(fā)動機的工作可靠性和耐久性

4、，在很大程度上與活塞組的工作情況有關?；钊M件與氣缸一起保障發(fā)動機工質的可靠密封，否則活塞式發(fā)動機就不能正常運轉。活塞組件工作情況的共同特點是工作溫度很高，并在很高的機械負荷下高速滑動，同時潤滑不良，這決定了它們遭受強烈的磨損，并且可能產生滑動表面的拉毛、燒傷等故障。實踐經驗證明，活塞組件的壽命決定了發(fā)動機的修理間隔，在大功率強化發(fā)動機中，活塞組的熱負荷往往限制了發(fā)動機的強化潛力。由此可見，提高活塞組件的工作可靠性和耐久性對發(fā)動機的性能的提高具有極重要的意義。1.2設計目的選擇具有代表性的KG160作為樣機。對樣機進行全面分析，消化吸收其先進技術，并根據(jù)國家有關標準，確定符合國情的技術參數(shù)。避

5、免盲目設計，給設計和生產帶來困難。通過完成KG160小型汽油機活塞連桿的設計及校核，掌握一般的設計方法和思路，培養(yǎng)CAD繪圖和Pro/E實體建模的能力，查詢文獻能力和獨立思考能力，最終達到一個工程設計人員所必備的基本能力要求。1.3預期結果和意義預期結果：設計的KG160小型汽油機活塞連桿滿足強度與生產應用要求，符合當前制造廠家生產制造要求，具有良好的經的活塞連桿，掌握了活塞連桿的設計要領，學習到一般設計方法、思路和流程，濟性和適用性，有利于企業(yè)的應用。意義：通過設計和校核KG160小型汽油機與企業(yè)相互聯(lián)系，培養(yǎng)獨立自主專研的能力，實現(xiàn)理論與實際相結合的應用，從而達到一個符合企業(yè)工程設計人員的

6、要求。1.4 設計方法 選擇具有代表性的小型單缸汽油機KG160作為樣機。對樣機進行全面分析，消化吸收其先進技術，并根據(jù)國家有關標準，確定符合國情的技術參數(shù)。避免盲目設計，給設計和生產帶來困難。查詢有關文獻資料如機械設計手冊、內燃機設計等。完成KG160內燃機中活塞連桿的三維建模與二維圖形的設計，并進行相關強度校核。1.5 KG160小型汽油機的主要參數(shù)型號KG160型式單缸 風冷 四沖程 氣缸斜置 頂置氣門缸徑行程mm總排量 ml163壓縮比8.5標定功率/標定轉速Kw /r/min3/30003.3/3600起動方式電感式（TCI）潤滑方式飛濺式旋轉方向（面對輸出軸）逆時針外形尺寸（長*寬

7、*高） mm1.6工作任務第二節(jié) 活塞組件的設計2.1 活塞組件的設計2.11. 活塞組工作條件和設計要求活塞在高溫、高壓、高速、潤滑不良的條件下工作?；钊苯优c高溫氣體接觸，瞬間溫度可達2500K以上。因此，受熱嚴重，而受熱條件又差，所以活塞溫度都很高，頂部高達600700K，且溫度分布不均勻；活塞頂部承受氣體壓力很大，特別是做功行程最大，一般汽油機可達35,這使得活塞產生壓力，并產生側壓力的作用；活塞在氣缸內以很高的速度（812m/s）往復運動，且速度在不斷變化，這就產生了很大的慣性力，是活塞承受很大的附加載荷。如此，活塞在這樣惡劣的條件按下工作，會產生變形并加速磨損，還會產生附加載荷和熱

8、應力，同時受到燃氣的化學腐蝕作用。1） 承受高溫高壓燃氣作用并通過活塞銷，連桿將力傳遞給曲軸。銷座孔內側受力嚴重。2） 目前承受高速增壓柴油機的最高燃燒壓力控制在1213MPa，最高可達15MPa。3） 高速增壓柴油機最高燃氣溫度在2000攝氏度左右，循環(huán)平均有效傳熱溫度在800攝氏度左右。4） 活塞組件在高速往復運動中與氣缸壁形成密封配對副，在傳遞力過程中裙部承受很大的側壓力。綜上所述，活塞是在高負荷，高溫，高速，潤滑不良的條件下工作的，對它的設計要求：1） 要選用熱強度好，耐磨，比重小，熱膨脹系數(shù)小，導熱性好，具有良好耐磨性、工藝性的材料；2） 有合理的形狀和壁厚。是散熱良好，強度、剛度符

9、合要求，盡量減輕重量，避免應力集中；3） 保證燃燒室氣密性好，竄氣、竄油要少又不增加活塞組的摩擦損失，盡可能靠近活塞中部，確定活塞周邊溫度均勻注意喉口部位設計，防止局部燒損；4） 保證活塞頭部必須有足夠的機械強度和良好的熱散熱，以承受高溫高壓燃氣的作用5） 活塞裙部應有控制熱膨脹措施，以確保在任何工作條件下與氣缸之間有最佳配合間隙；6） 活塞銷座處（特別是銷座孔內側）應有避免應力集中的措施，應根據(jù)冷卻條件合理確定第一活塞環(huán)的位置及活塞環(huán)糟的設計，盡可能減少有害間隙容積。2.12 活塞銷工作條件和設計要求活塞銷在高溫下周期地承受很大的沖擊載荷，其本身又作擺轉運動，而且處于潤滑條件很差的情況下工作

10、，因此，要求活塞銷具有足夠的強度和剛度，表面韌性好，耐磨性好，重量輕。所以活塞銷一般都做成空心圓柱體，采用低碳鋼和低碳合金鋼制成，外表面經滲碳淬火處理以提高硬度，精加工后進行磨光，有較高的尺寸精度和表面光潔度?；钊N承受銷座傳來的燃氣應力、活塞比較容易磨損?；钊N的設計要點有故：組慣性力和連桿小頭作用力。由于相對轉動角度小。難以實現(xiàn)完全液體潤滑，1）足夠的強度和剛度以限制變形量；2）內韌外硬以提高抗疲勞和耐磨性；3）盡可能輕以減小自身往復慣性力。2.13 活塞環(huán)工作條件和設計要求活塞環(huán)在高溫、高壓、高速和潤滑極其困難的條件下工作，尤其是第一道環(huán)最為困難，長期以來，活塞環(huán)一直是發(fā)動機上使用壽命最

11、短的零件。活塞環(huán)工作時受到氣缸中高溫高壓燃氣的作用，溫度很高(特別是第一道環(huán)溫度可高達600K)，活塞環(huán)在氣缸內隨活塞一起作高速運動，加上高溫下機油可能變質，使環(huán)的潤滑條件變壞，難以保證良好的潤滑，因而磨損嚴重。另外，由于氣缸壁的錐度和橢圓度，活塞環(huán)隨活塞往復運動時，沿徑向會產生一張一縮運動，使環(huán)受到交變應力而容易折斷。因此，要求活塞環(huán)彈性好，強度高、耐磨損。目前廣泛采用的活塞環(huán)材料是合金鑄鐵（在優(yōu)質灰鑄鐵中加入少量銅、鉻、鉬等合金元素)，第一道環(huán)鍍鉻，其余環(huán)一般鍍錫或磷化。活塞環(huán)的功能是密封氣缸上部和潤滑氣缸下部，以及將部分燃燒的熱量通過氣缸壁傳給冷卻水。根據(jù)發(fā)動機的類型和使用工況，決定所需

12、活塞環(huán)的數(shù)目。對于第二道環(huán)以下的氣環(huán)，要充分研究它的氣密性有多大；增加環(huán)的數(shù)目未必能減少漏氣量。目前總的趨勢是減少活塞環(huán)的數(shù)目，本次所研究的小型汽油機KG160使用3道環(huán)，兩道氣環(huán)，一道油環(huán)。頂環(huán)，即第一道環(huán)又稱壓縮環(huán)，主要起密封燃氣作用。第一道環(huán)的工作條件最惡劣，它的好壞對活塞組竄氣、竄油將產生影響。因此，要強化第一道氣環(huán)，對其材料和復層，結構尺寸和斷面形狀等都應仔細選定。第一道環(huán)普遍采用鍍鉻，其次噴鉬?？菇Y膠和抗拉缸性能較好的梯形環(huán)、桶面環(huán)使用日益增多。油環(huán)，為第三環(huán)，主要起控制潤滑油作用。由于只有一道油環(huán)，因此強化油環(huán)結構，加強刮油效果是必要的。中間環(huán)，輔助密封燃氣；主要起刮油作用并確保

13、頂環(huán)必要的潤滑。2.2 活塞組件的材料及表面處理2.21 活塞材料及表面處理現(xiàn)代高速小型汽油機活塞材料可選用共晶鋁硅合金或過共晶鋁硅合金。后者具有耐熱、耐磨及膨脹系數(shù)小等優(yōu)點，但工藝性較差，我國曾采用有稀土元素的合金，不過由于稀土元素的純凈度難以保證，會影響鋁合金性能，所以現(xiàn)在采用的不多。鋁合金活塞毛胚多采用金屬模鍛，成型后一般要熱處理，對硅鋁合金可加熱到300500保溫34個小時，然后淬入熱水，再加熱到200保溫8小時，用以消除內應力。2.22 活塞銷材料及熱處理通用材料：20、15Cr、20Cr、20Mn2，一般采用20Cr。活塞銷外圓表面須經滲碳處理，滲碳層深度與活塞銷壁厚有關，常規(guī)滲碳

14、層厚度約為活塞銷壁厚的10%，內孔表面也可根據(jù)需要進行滲碳，厚度可比外表面小?；钊N外圓表面經滲碳淬火后的硬度約為5864HRC,外圓表面粗糙度應控制在0.16um以內。活塞銷加工可采用冷擠壓工藝，這種工藝具有節(jié)省金屬、提高勞動生產率，降低成本、機械性能好等優(yōu)點。對于鋁合金活塞，冷態(tài)時活塞銷和銷座配合大多是過盈，因此，在裝配時，需將活塞銷座加熱到60120。2.23 活塞環(huán)材料及表面處理活塞環(huán)常用材料。一般為合金鑄鐵，合金成分主要有：鉻鉬、銅鉻鉬、鎢鉻鉬、鎢釩鈦等，高強度的汽油機頂環(huán)多采用球墨鑄鐵?；钊h(huán)常用的表面處理:高強度的汽油機頂環(huán)與氣缸外圓接觸面一般要進行噴鉬或鍍鉻處理，KG160汽油

15、機活塞環(huán)所采用的是外圓面鍍鉻處理，鉻層厚度0.05mm以上，衍磨后，液體噴砂處理，其余面磷化處理。表面鍍鉻可分為鍍硬鉻和松孔鍍(即在鍍鉻后再進行表面松孔處理，以改善儲油)，鍍鉻層厚度約為0.050.10mm孔鍍鉻層厚度約為0.100.18mm孔層厚度為0.05mm。為提高噴鉬或鍍鉻層的牢度，外層多用于鑲嵌結構，鍍層僅限于環(huán)部中段。2.3 傳統(tǒng)活塞加工工藝流程粗車止口粗車外圓、頂面精車止口粗鏜銷孔精車環(huán)槽半精車外圓精鏜銷孔車擋圈槽車內角粗精車燃燒室 精車外圓。此工藝流程為傳統(tǒng)活塞加工的工藝流程，是大部分企業(yè)普遍采用的流程。在本次設計與校核中，所應用的思路是采用工藝流程。2.4 國外發(fā)展現(xiàn)狀 活塞

16、方面，活塞作為發(fā)動機的心臟，是一種技術含量比較高的零部件?，F(xiàn)代先進的發(fā)動機，其活塞的設計相當復雜，已發(fā)展成為集輕質高強度新材料、異形外圓復合型面（裙部為中凸變橢圓形面）、異形銷孔等多項新技術于一體的高技術含量的產品?；钊募庸ぞ纫蟾?，其裙部橫向橢圓度精度達0.005mm，縱向中凸軸線精度達mm。從上世紀80年代開始，數(shù)值模擬技術發(fā)展迅，國內外的科研機構及汽油機公司對活塞都進行了深入的研究。其研究的主要內容是：活塞的溫度場、熱應力、熱疲勞、熱沖擊和機械強度等。對活塞的熱沖擊、耦合傳熱、瞬態(tài)分析、滑油傳熱以及積碳等方面都做了大量的研究。同時，對活塞的數(shù)值模擬計算，科研人員不斷地尋求專業(yè)的數(shù)值計

17、算方法，來提高分析解決問題的能力。國內對活塞熱負荷的研究主要在高校進行，對于由經驗和半經驗公式得出平均邊界換熱系數(shù)，再根據(jù)平均燃氣溫度對活塞進行穩(wěn)態(tài)熱分析的研究，國內研究的比較深入。其中較為先進的活塞分析方法是有限元分析計算，通過有限元分析，能在活塞的設計上大幅度提高活塞的強度；活塞的溫度場有限元分析，能非常準確的模擬活塞的實際工作環(huán)境溫度。是發(fā)動機的功率不斷增加，尾氣的排放相對以前得到很大的改善，提高設計的效率和科學性?；谟嬎銠C發(fā)展和普及，最近國外公式對汽油機和柴油機活塞的機械疲勞研究多采用對比發(fā)動機耐久試驗數(shù)據(jù)，以計算機建模和仿真計算等來模擬熱負荷與機械負荷對活塞機構的影響，從而判斷活塞

18、的可靠性。在實驗上，國外在20世紀70年代到80年代就已經開始熱沖擊研究。比如說英國的里卡多公司建立了熱流和熱傳導實驗平臺，用于熱流的流向和熱流的分配研究，德國的馬勒公司對活塞的研究主要是通過整機實驗，馬勒公司的35個整機試驗臺用于研究各種活塞的可靠性。俄羅斯在發(fā)動機的熱負荷的研究上既有穩(wěn)態(tài)研究，也有最新的瞬態(tài)研究手段，在燃燒室的應力分析方面，已經完成了對燃燒室零件的穩(wěn)態(tài)熱彈性應力，準靜態(tài)熱應力以及熱彈性應力與機械應力疊加的分析。美國Wisconsin大學Madison分校Yong Liu和R.D.REITZ運用有限差分法對內燃機燃燒室部件進行了循環(huán)瞬態(tài)模擬，分析模型綜合考慮了活塞組、潤滑油膜

19、、缸套以及缸蓋等，提高了缸內傳熱模擬的精度。國外目前研究的的重點是瞬態(tài)傳熱、整機熱分析和絕熱發(fā)動機。連桿方面，在滿足性能指標的前提下，連桿的材料和制造技術關聯(lián)很大，連桿在毛胚材料方面：國內傳統(tǒng)工藝連桿毛胚材料一般采用、45、等調制剛和(進口)、等非調制鋼。19841994年期間，康明斯生產線用調制剛毛胚，1995年全面轉用非調制剛材料毛胚。而德國發(fā)動機系統(tǒng)和零部件的專家MahleGmbh公司先后推出鋼、鋼、鋼等。在加工工藝方面，國內外連桿生產方式大致有：鍛造、鑄造、粉末冶金等，傳統(tǒng)鍛造有將連桿體和蓋分開鍛造，連桿體和蓋整體鍛造兩種。60年代中期粉末熱鍛技術開始發(fā)展起來，從80年代以來粉末冶金注

20、射成型成功的得到應用，大多數(shù)連桿體制造中使用的中碳鋼和低合金鋼逐步由新鋼種和粉末冶金的鍛造材料所代替。在連桿體和連桿蓋分離工藝方面大部分采用的是鋸斷、洗鍛等工藝，最新工藝是使用斷裂分開，即脹斷工藝（或者斷裂工藝），該工藝是用切口（或用機械方法或用激光束制造欲裂紋）斷裂，使大端連桿蓋從連桿體移去。國內部分汽車廠及設備制造廠如一汽大眾，上海大眾和上海通用等都采用了該技術。2.5 活塞的結構型式2.51 活塞頭部活塞頭部的結構主要取決于內燃機的強化程度。頂部的形狀主要決定于燃燒室的類型，在某些二沖程的內燃機中海涉及到換氣的需要。環(huán)帶的位置與結構還影響到了整機的排放和活塞的使用壽命?；钊^部截面形狀。

21、活塞頭部經常設計成導熱良好的“熱流型”，即根據(jù)活塞的熱流通道，采用大圓弧過渡，以增加從頂部到裙部的傳熱截面，從而將頭部的熱流迅速傳出，使活塞頭部的溫度得以降低。溫度降低同時也有利于消除應力集中，這樣，可以提高活塞的承載能力。由于活塞頭部需承受高溫高壓作用，因此活塞頭部易產生的疲勞裂紋，多數(shù)發(fā)生在氣門凹坑、燃燒室喉口邊緣、活塞頂內壁與銷座根部連接處。從結構上解決頭部裂紋的措施如下：1、合理設計活塞頭部形狀，降低活塞頂面的機械應力，使頂面應力狀態(tài)在疲勞極限的范圍內。2、避免加工尖角，采用較大的過渡圓角，消除應力集中。因此，活塞頂?shù)脑O計對于活塞頭部對抗高溫高壓就顯得尤為重要。其中凹頂式活塞頂部，淺凹

22、坑用來改善混合氣形成和燃燒質量，或為了防止氣門碰撞和調整壓縮比。2.52活塞裙部活塞裙部的結構對活塞運動的平順性和活塞與氣缸之間的工作配合條件有著重要的影響。為了控制熱膨脹，盡量保持最佳缸配間隙，裙部可以開槽，鑲鋼片盒中凸橢圓等結構。開槽（汽油機活塞）2.53活塞銷座 新一代活塞銷座結構演變的特點：在不增加尺寸的前提下，優(yōu)化毛胚造型和孔口加工形狀，以提高變形的適應能力和整體承載能力；偏置軸線以降低活塞的敲擊噪聲。所謂的異型銷孔，包括橢圓銷孔、帶卸載槽銷孔和錐形銷孔。與普通的直銷孔相比，它可明顯減小應力集中，減小幅度約為10%30%。活塞銷座的應力分布取決于銷座和活塞銷兩者變形是否相互適應，如果

23、活塞銷剛度較大而銷座剛度較小，或者活塞銷剛度小而銷座剛度大，則二者不能相互適應。結果引起銷座內孔上側邊緣等處產生嚴重的應力集中致使銷座斷裂。因此，活塞銷座的設計應與活塞銷統(tǒng)一考慮，要求活塞銷有較高的剛度，減少活塞銷的彎曲變形，而活塞銷座能承受很高的壓力，又要具有一定彈性，使之適應活塞銷的變形。銷座的結構有單筋銷座、雙筋彈性銷座、寬型整體支承筋的剛性銷座、斜面銷座和階梯銷座。因此，在活塞銷座的設計中，采用雙筋彈性銷座，即在銷孔的側上方設置兩條支承筋，筋間的凹穴，可以使銷座具有良好的彈性，能在一定程度上適應活塞銷的變形，從而減少銷孔的點的應力集中。2.6 活塞的主要結構參數(shù)及其強度校核2.61 活

24、塞主要尺寸的選擇活塞的主要尺寸主要包括：活塞直徑D，活塞的高度，壓縮高度，裙部高度，環(huán)岸高度、，活塞頂厚度及環(huán)槽底徑、，銷座開檔距離B等。結構參數(shù)取決于以下因素：轉速、燃燒室的形狀和活塞裙部承壓面積。應在保證結構布置合理和所需承壓面積的條件下，盡量選擇小的活塞高度。數(shù)據(jù)范圍：根據(jù)內燃機設計手冊機械設計手冊知：H/D=1.0-1.3，推薦值在1.1左右，故選擇1.1，即活塞高度H=74mm；活塞壓縮高度；在保證氣環(huán)良好的工作條件下，宜縮短H1，力求降低整機高度尺寸。根據(jù)內燃機設計手冊機械設計手冊知：H1/D=0.5-0.7，選擇0.5，即壓縮高度:H1=34mm；活塞環(huán)的數(shù)目；目前中小型高速汽油

25、機采用三環(huán)結構(2道氣環(huán)，1道油環(huán))。環(huán)槽底徑 ：可根據(jù)以下公式計算得到氣環(huán)槽：， 得 =64mm；油環(huán)槽；，得 =64mm；D活塞名義直徑t活塞環(huán)的徑向厚度，氣環(huán)槽，油環(huán)槽；K系數(shù)，鋁活塞K=0.006 環(huán)岸高度第一環(huán)岸溫度較高，承受氣體壓力大，又容易受環(huán)的沖擊而斷裂，故第一環(huán)岸高度h1比其余環(huán)岸高度大一些。數(shù)據(jù)范圍：根據(jù)內燃機設計手冊機械設計手冊知：第一環(huán)岸高度h1/D=0.04-0.08，取0.05，即第一環(huán)岸高度h1=3.4mm。第二、三環(huán)岸高度h2(h3)/D=0.03-0.045，取0.04，即第二、三環(huán)岸高度h2(h3)=2.72mm。裙部長度H2 根據(jù)內燃機設計手冊機械設計手冊

26、知：H2/D=0.65-0.88，選擇0.75，即裙部長度H2=51mm；裙部壁厚:根據(jù)內燃機設計手冊機械設計手冊知：/D=0.03-0.06，選擇0.04，即裙部壁厚：活塞銷直徑d:根據(jù)內燃機設計手冊機械設計手冊知：中小型高速柴油機，一般d/D0.4，d/D=0.28-0.38，選擇0.28，即活塞銷直徑：d=19mm銷座間隔B 根據(jù)內燃機設計手冊機械設計手冊知：B/D=0.35-0.42，選擇0.4，即銷座間隔：B=27.2mm2.62 活塞強度校核 (以下使用公式均參照內燃機設計手冊機械設計手冊) 1）活塞頂：已知條件：，D1=66mm，=13mm 活塞是鋁合金、有筋頂?shù)?，機械應力： 根

27、據(jù)已知條件得：，合格。2） 第一環(huán)岸：已知條件：， 材料鋁合金， 彎曲應力： 根據(jù)已知條件得：180剪切應力： 根據(jù)已知條件得：62.5 總應力： 根據(jù)已知條件得：210.04 ，合格。3） 裙部比壓：已知條件：D=68mm，=10MPa， 高速柴油機和汽油機=5 裙部比壓： 根據(jù)已知條件得：1.04q1拉削連桿體分離面、大小頭定位點拉連桿體與蓋半圓、側定位點、螺栓左面、分離面清洗粗加工連桿小頭孔粗、半精、精加工螺栓孔，銑連桿體和蓋的鎖瓦槽磨分離面壓襯套并精整倒角并銑平小頭襯套鉆油道孔清洗裝配連桿精磨兩側面半精、精鏜大小頭孔珩磨大小頭孔清洗終檢。 粗磨連桿兩側面精鏜大小頭孔、半精鏜小頭孔鉆、攻

28、螺栓孔鉆油道孔清洗拉裂解槽、裂解、裝配、壓襯套、精整襯套、倒角精磨兩側面半精鏜、精鏜大小頭孔珩鉸大小頭孔清洗終檢。 從以上兩種工藝對比可知：后一種工藝方式改變了連桿加工的關鍵生產程序，以整體加工代替分體加工，省去后面的拉削和磨削等工藝，降低了螺栓的加工精度要求，從而顯著的提高了生產效率，降低了成本，增加了經濟效益。此外，對兩岸的承載能力、抗剪能力、桿、蓋得定位精度、裝配質量大幅度提高，對提高發(fā)動機生產技術水平具有重要作用。 3.4國內發(fā)展現(xiàn)狀 連桿裂解新技術已經成為連桿制造業(yè)發(fā)展水平的重要標志。國內發(fā)動機連桿專業(yè)生產廠對連桿裂解新技術產生了濃厚的興趣。多家連桿生產企業(yè)都在積極的準備采用連桿裂解

29、技術對原有傳統(tǒng)生產線進行改進。這些連桿生產廠更加迫切需求國內自行開發(fā)的適合我國國情的連桿裂解加工工藝及裝備，以替代進口，節(jié)約資金，創(chuàng)造更好的、更顯著的經濟效益。 從我國汽車工業(yè)、發(fā)動機行業(yè)來看，近些年將需要大量的連桿裂解新技術和設備。根據(jù)國家發(fā)動機行業(yè)統(tǒng)計數(shù)據(jù)，僅車用、農用連桿每年需求量在4000萬件以上。故，連桿裂解工藝與裝備在我國有巨大的市場潛力，而且前景很廣闊。3.5國外發(fā)展現(xiàn)狀 1）粉末冶金連桿：目前，豐田汽車粉末冶金連桿已經商品化。英國、瑞士、德國合作，選用一種成分為Fe-1.5Cr-0.5C的合金粉末試制發(fā)動機連桿，并通過零件拉壓疲勞性能試驗及發(fā)動機臺架試驗。粉末燒結鍛造連桿的特點

30、是經濟效益顯著，一般認為粉末燒結鍛造連桿與鍛鋼連桿相比，材料節(jié)約40%，生產成本可降低10%，能源消耗節(jié)約50%。 2) 鈦合金連桿：鈦合金制造發(fā)動機連桿主要考慮的是輕量化，金屬鈦的密度僅為鋼鐵材料的58%，因此用鈦合金制造汽車發(fā)動機連桿，可大幅度地降低連桿的質量。日本采用化學成分為Ti-3Al-2V的鈦合金生產連桿，其抗拉強度可達800MPa、屈服強度可達600MPa， 相當于45調質鋼的強度水平。鈦合金連桿比鋼制連桿的質量可減輕30，由此可使連桿的往復慣性力大幅度的降低。5通過對發(fā)動機在各種不同轉速下曲軸連桿間最小油膜厚度的測量結果，鈦合金連桿和鋼制連桿在保持油膜厚度相同的條件下，應用鈦合

31、金連桿的發(fā)動機轉速比用鋼制連桿的發(fā)動機提高700 r/min，由此可使發(fā)動機的輸出功率大幅度提高。鈦合金連桿可顯著地降低發(fā)動機的噪聲，而且有利于環(huán)保。3.6連桿主要尺寸的選擇 連桿的主要尺寸主要包括：連桿長度、連桿襯套內徑、小頭寬度、大頭寬度等。3.61連桿長度： 取決于總體尺寸。原則上盡可能取短值以減小機器總高和增強連桿剛度。短連桿的主要問題是活塞側向力大和平衡塊可能碰到活塞裙部。目前的趨勢是采用短連桿，曲柄連桿比（）在0.27-0.30之間。根據(jù)內燃機設計手冊知：的一般范圍在0.27-0.30，可取0.288，根據(jù)可知，=118mm。3.62連桿小頭直徑與寬度在確定活塞小頭地寬度時，應使活

32、塞小頭與活塞銷座之間每側都留有約的間隙，用來補償機體、曲軸、活塞和連桿等零件在軸向尺寸上了能出現(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。應該使連桿小頭具有足夠的承壓表面積，以便使連桿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。根據(jù)內燃機設計手冊機械設計手冊和可得到襯套內徑d、襯套支撐長度b1及小頭的基本尺寸，如表3所示。基本尺寸范圍選擇值結論襯套內徑dd/D=0.28-0.420.2819mm襯套支撐長度/d=0.9-0.121.120.9mm2-4mm2mm2mm3.63 連桿大頭連桿大頭尺寸主要取決于曲柄銷直徑D2、長度L2及連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑dm0。為使活塞連

33、桿組能從氣缸中裝拆，要求大頭的最大橫向尺寸小于氣缸直徑。根據(jù)內燃機設計手冊機械設計手冊知：H1/D1=H2/D1=0.41-0.58，取0.58，即平切口連桿H1和H2=19mm。在平切口連桿中，用螺栓定位，以防止連桿和連桿蓋安裝時錯位。3.64 桿身斷面 一般為工字形，中央斷面的工字形高度比在1.21.5之間，多數(shù)在1.3左右；斷面積與活塞面積之比為3%5%。3.65 小頭及襯套目前多采用楔形結構，以盡可能加大承壓面積。小頭襯套多用含錫青銅，鉛青銅表面合金層的鋼帶卷制而成，壁厚控制在1.53.0之間，用過盈配合壓入后加工，內表面開T形潤滑油槽。3.66 大頭剖分形式及定位剖分形式主要有平切口

34、和斜切口兩種。平切口結構簡單，剛性好，宜優(yōu)先采用。當曲柄銷直徑大于0.65D(D為氣缸直徑)時，需采用斜切口連桿（剖分角一般為45），以便于活塞連桿組件在拆裝時能通過氣缸孔。斜切口連桿剛度不對稱，結合面有較大橫向力，需有更可靠的定位。連桿蓋的定位方式有多種，平切口連桿定位銷，螺栓桿和定位銷套定位；斜切口連桿可采用止口或鋸齒定位；轎車發(fā)動機上也有采用連桿大頭漲烈工藝形成的不規(guī)則斷面來定位的方式。采用何種定位方式取決于工廠的生產工藝。目前平切口連桿大多采用螺栓桿定位，斜切口大多采用鋸齒定位，優(yōu)點是結合面大，貼合緊密，定位可靠，結構緊湊，拆裝方便。3.7連桿主要結構尺寸及其強度校核 3.71 連桿小

35、頭的結構尺寸及其強度校核現(xiàn)代內燃機絕大多數(shù)采用浮式活塞銷。也就是說，在運轉過程中活塞銷在活塞的銷座中和連桿小頭都是能夠自由轉動的。連桿小頭多采用薄壁圓環(huán)結構，這種結構形狀簡單、制造方便、受力時應力分布較均勻。對于浮式活塞銷來說，為了減磨，在連桿小頭孔中壓入青銅襯套。襯套的徑向厚度約為1/12倍的活塞銷直徑，其最小厚度一般不小于mm。襯套與活塞銷之間間隙應盡量小，以便減小噪聲，一般留有1/1000活塞銷直徑左右的間隙。在確定活塞小頭地寬度時，應使活塞小頭與活塞銷座之間每側都留有約的間隙，用來補償機體、曲軸、活塞和連桿等零件在軸向尺寸上了能出現(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

36、使連桿小頭具有足夠的承壓表面積，以便使連桿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。由此，根據(jù)內燃機設計手冊機械設計手冊，可得到KG160汽油機活塞連桿小頭襯套內徑d、襯套支撐長度b1及小頭的基本尺寸，如表3所示：基本尺寸范圍選擇值結論襯套內徑dd/D=0.28-0.420.2819mm襯套支撐長度/d=0.9-0.121.120.9mm2-4mm2mm2mm已知可得：連桿工作溫度： 襯套內徑d=19mm，小頭內徑=23mm，小頭外徑=36mm；小頭平均直徑 ；小頭壁厚 ；小頭截面積 ；襯套截面積 襯套和小頭熱膨脹不一致的過盈量 ；材料在脈沖循環(huán)下的彎曲疲勞極限襯套過盈配合影響系數(shù)

37、；襯套壓配過盈量；選擇KG160最高燃燒壓力， ， D=68mm, 角系數(shù)；小頭安全系數(shù)使用【n】=1.5。連桿小頭地強度，通常只簡單的按在活組的往復慣性力作用下截面上的拉應力來計算的。式中，在最大可能轉速下由活塞組質量產生最大慣性力； 小頭寬度； 小頭壁厚。根據(jù)已知條件得：在這里剛的許用應力為，其中碳鋼取較小值，合金鋼取較大值。假設壓配表面間互相壓緊的壓力是均勻分布的，則壓力可按下式計算： 式中，小頭外徑； 小頭內徑； 襯套內徑； 泊松比，可取等于0.3； 連桿材料的彈性模量，等于鋼； 襯套材料的彈性模量，等于青銅。根據(jù)已知條件得：4.812KN；內表面壓力,根據(jù)已知條件得:;外邊面壓力：

38、根據(jù)已知條件得：；活塞組最大慣性力： ；根據(jù)已知條件得：4.178KN；外表面是任意截面的應力： ；根據(jù)已知條件得：45.3；內表面上任意截面上的應力： ；根據(jù)已知條件得：-13.6；最大壓縮力： ；根據(jù)已知條件得:26.908KN;小頭安全系數(shù)： ；根據(jù)已知條件得：2.19, 合格.3.72 連桿桿身的結構尺寸及其強度校核連桿桿身長度取決于總體尺寸。原則上盡可能取短值以減小機器總高和增強連桿剛度。短連桿的主要問題是活塞側向力大和平衡塊可能碰到活塞裙部。目前的趨勢是采用短連桿，曲柄連桿比（）在0.27-0.30之間。根據(jù)內燃機設計手冊機械設計手冊知：的一般范圍在0.27-0.30，可取0.28

39、8，根據(jù)可知，=118mm。連桿桿身一般采用工字形截面，工字形截面的長軸位于連桿擺動平面。對于抗壓穩(wěn)定性號的連桿，其桿身也可以采用四角倒圓的矩形截面。連桿桿身截面的高度H一般大約是截面寬B的倍，而B大約等于（D為氣缸直徑）。桿身的最小截面積與活塞面積之比，對于鋼制連桿來說大約為的范圍內。有此可知： ； 。=3.14n/30=314rad/s；鋼材系數(shù)C=0.0002-0.0005，桿身中間截面積=107.92 ；桿身安全系數(shù): ；角系數(shù) ； 。連桿桿身所承受的拉伸作用力和壓縮作用力可分別按下式計算： 式中，氣體最高爆發(fā)壓力； 活塞面積； 在上止點處，包括連桿桿身計算截面以上部分的質量在內的全部

40、往復慣性力； 連桿組質量為1.527kg； 計算截面以上部分的連桿質量1.13kg；根據(jù)已知條件得：=9.82KN；=40.91。 對于靠近小頭的桿身截面面積最小處的截面來說，由引起的拉伸力： =47；桿身最小截面對其垂直于擺動平面的軸線的慣性矩： 根據(jù)已知條件得：桿身中間截面對其位于擺動平面的軸線的慣性矩： 根據(jù)已知條件得：；由壓縮和縱彎曲引起的合成應力、在擺動平面內： 根據(jù)已知條件得：；在垂直擺動平面內 ：；根據(jù)已知條件得：；則在內燃機運轉過程中該截面中應力變化的振幅等于：在擺動平面內： =； ；在垂直于擺動平面內 ：； 。該截面的抗疲勞安全序數(shù)為： 式中 對稱循環(huán)情況下材料的抗拉壓疲勞強

41、度，在近似計算中對于碳素鋼可?。?此處，對稱循環(huán)情況下材料的抗彎曲疲勞強度； 材料的強度極限。應力集中系數(shù)，可取等于1；考慮零件表面粗糙度影響系數(shù)，對于結構鋼來說，當表面不加工時可取等于；材料疲勞循環(huán)特性系數(shù)，可取等于0.2。根據(jù)已知條件得： ， ；桿身合格。 3.73 連桿大頭的結構尺寸及其強度校核連桿大頭必需具有足夠剛度，桿身與大頭之間具有平滑過渡，并盡量減小連桿螺栓之間的跨度，通常在連桿螺栓孔和大頭孔之間留出的很薄的壁厚，而螺栓孔外側的壁較厚，一般不小于。在斜切口的連桿上，當連桿承受拉伸力P的作用時，沿剖分面將作用有相當大的橫向力。在這種情況下，為了保證工作可靠，常采用以下方法定位： 止口定位，這種定位方法工藝性較差，所以用的不普遍。 定位套定位，連桿大頭與大頭蓋的定位孔分別加工，加工精度要求高。這種定位方法的缺點是抗剪切能力較弱和尺寸不緊湊。 鋸齒定位，這種定位方式抗剪切的強度大，定位可靠，尺寸緊湊，但要求加工精度高，齒的節(jié)距公差應在0.01mm以內，齒間表面的貼合應該好，否則在擰緊螺栓時大頭孔會變形失圓。即便如此，這種定位方法得到了廣泛的采用。 銷釘定位。其特點與定位套定位相似，但銷釘尺寸小，可減小大頭孔的橫向尺寸，一般用在具有四個連桿螺栓的發(fā)動機上。連桿大頭尺寸主要取決于曲柄銷直徑D2、長度L2及連