畢業(yè)設(shè)計（論文）-常柴ZS195柴油機(jī)活塞連桿設(shè)計

常柴ZS195柴油機(jī)活塞連桿組設(shè)計 常柴ZS195柴油機(jī)活塞連桿設(shè)計專業(yè)學(xué)生姓名班級學(xué)號指導(dǎo)教師完成日期目錄15213摘要：本次設(shè)計主要ZS195柴油機(jī)活塞連桿進(jìn)行設(shè)計，我們熟知的ZS195發(fā)動機(jī)，問世于上世紀(jì)60年代鼎鼎大名的常州柴油機(jī)廠。我們首先對柴油機(jī)各方面的性能和前景進(jìn)行分析，從而做一個的市場分析定位，繼而選擇柴油機(jī)主要的性能參數(shù)。并對活塞連桿組結(jié)構(gòu)進(jìn)行計算設(shè)計，包含活塞組的工作條件、活塞設(shè)計、活塞銷設(shè)計、塞環(huán)和活塞環(huán)槽設(shè)計、活塞組重量、活塞應(yīng)力分析以及強(qiáng)度校核、連桿組零件設(shè)計、連桿受力分析以及強(qiáng)度校核等多個角度進(jìn)行計算分析，然后畫出二維圖，并進(jìn)行三維建模。 15087目錄 321110第一章前言 689921.1柴油機(jī)技術(shù)概述 680071.2柴油機(jī)技術(shù)的發(fā)展趨勢 6261281.3我國柴油機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀 738171.4柴油機(jī)的最新技術(shù)、理論 7204691.4.1結(jié)構(gòu)方面 71241.4.2輔助設(shè)計方面 8247251.5設(shè)計內(nèi)容 817711第二章整體設(shè)計 8150692.1柴油機(jī)設(shè)計的總體要求 863542.2ZS195柴油機(jī)簡介 914512.3柴油機(jī)動力計算及平衡 981652.3.1已知數(shù)據(jù) 941162.3.2動力計算 1080352.3.3平衡計算 11155082.4柴油機(jī)主要零部件的設(shè)計 119152.4.1活塞 1148792.4.2連桿 1213985第三章活塞組零件的參數(shù)選擇 1260283.1概述 1232843.2活塞組的工作條件 12133273.2.1機(jī)械負(fù)荷 12316403.2.2熱負(fù)荷 12138233.2.3活塞高速滑動，潤滑不良 12147753.3活塞的設(shè)計 1292073.3.1活塞的材料 1367713.3.2活塞的選型 1358813.3.3活塞頭部的壓縮高度設(shè)計 14169963.3.4活塞頂?shù)脑O(shè)計 14231303.3.5活塞裙部的設(shè)計 1431383.4活塞銷的設(shè)計 15258593.4.1概述及設(shè)計要求 15168573.4.2活塞銷的結(jié)構(gòu)和尺寸 15250823.4.3活塞銷的材料 16233873.4.4活塞銷的定位方式 16104573.5塞環(huán)和活塞環(huán)槽的設(shè)計 16324283.5.1活塞環(huán)的工作情況和設(shè)計要求 16165733.5.2活塞環(huán)的組合和結(jié)構(gòu) 16298523.5.3活塞環(huán)和環(huán)槽的參數(shù)選擇 1723732第四章活塞的應(yīng)力分析和強(qiáng)度校核 188944.1活塞的校核 18295324.1.1活塞頂?shù)臋C(jī)械應(yīng)力 18129924.1.2對第一環(huán)岸進(jìn)行校核 18216424.1.3裙部比壓 18267504.1.4活塞銷座比壓 19135954.2活塞銷的受力與校核 1962824.2.1彎曲變形 19108454.2.2橢圓變形 19145154.2.3縱向彎曲應(yīng)力 2065804.2.4橫向彎曲應(yīng)力 2031614.2.5總應(yīng)力 2016334.3活塞環(huán)的校核 20106394.3.1校核氣環(huán)： 2013982第五章連桿組零件參數(shù)的選擇 21277385.1連桿的工作情況 21128975.2連桿的材料 21288725.3連桿長度的確定 22290705.4連桿小頭的設(shè)計 22130525.4.1小頭結(jié)構(gòu)形式 22318395.4.2小頭尺寸 22113635.4.3連桿襯套 2262075.5連桿桿身的設(shè)計 23162925.6連桿大頭的設(shè)計 23113875.6.1連桿大頭的剖分形式 2443705.6.2連桿大頭的定位方式 2495835.6.3連桿大頭的主要尺寸 246051第六章連桿的受力分析和強(qiáng)度校核 2446306.1連桿小頭 24211836.1.1由襯套過盈配合及受熱膨脹產(chǎn)生的應(yīng)力： 24223146.1.2由慣性力拉伸時引起的小頭應(yīng)力 25131576.13由最大壓縮力引起的小頭應(yīng)力 26277026.1.4小頭橫向直徑的減小量 28315936.2連桿桿身的校核 29313066.2.1桿身計算力 29112426.2.2桿身中間截面處的應(yīng)力與安全系數(shù) 2912588第七章結(jié)論 309263第八章參考文獻(xiàn) 313903第九章致謝 32

第一章前言此次設(shè)計選用的ZS195發(fā)動機(jī)，曾榮獲3次國家質(zhì)量金質(zhì)獎,成績傲人?；厥?，已歷經(jīng)了半個多世紀(jì)的錘煉，回想當(dāng)年曾是國內(nèi)最受歡迎的柴油發(fā)動機(jī)，沒有之一。ZS195發(fā)動機(jī)以其扎實(shí)耐用、維修方便等優(yōu)良性能，已經(jīng)變成當(dāng)時新中國的主要動力源泉，也是必備裝置。嘹亮的噪音、猛烈的顫抖、沸騰的水箱，被老一輩人深深的刻畫在腦海里。每分鐘額定功率8.8kW。水冷式散熱，適用于各種惡劣的工況。由于當(dāng)時新中國的資源、技術(shù)及其短缺，該款發(fā)動機(jī)也一度代表當(dāng)時的最高技術(shù)水平，但是因其價格低廉，導(dǎo)致應(yīng)用十分廣，除了飛機(jī)上，其他工業(yè)設(shè)備都用它作為動力源泉，比方說我們熟知的拖拉機(jī)、收割機(jī)、打麥機(jī)、夾米機(jī)、還有一些老式的拖拉機(jī)。1.1柴油機(jī)技術(shù)概述柴油發(fā)動機(jī)的工作原理是指靠壓燃柴油，在缸內(nèi)產(chǎn)生強(qiáng)大的動力和爆發(fā)力，從而推動活塞做功，帶動連桿運(yùn)動，向外輸出功率。這種巧奪天工的經(jīng)典巨作由來自于魯?shù)婪颉さ胰麪枴粋ゴ蟮牡聡l(fā)明家，人們?yōu)榱算懹浰耐怀鲐暙I(xiàn)，以他姓Diesel來命名柴油機(jī)，也有一種別稱—狄塞爾發(fā)動機(jī)[1]。柴油發(fā)動機(jī)具有扭矩大、經(jīng)濟(jì)性好等優(yōu)良特性。其工作原理與汽油發(fā)動機(jī)有異曲同工之妙，但不同的是，柴油粘度大，不易揮發(fā)而且自燃溫度低，導(dǎo)致混合氣的形成及點(diǎn)火方式都有所不同。主要體現(xiàn)在：柴油發(fā)動機(jī)是壓燃的；吸入的是空氣，而且空氣燃燒后可達(dá)500~700℃，壓力可達(dá)40~50MPa。當(dāng)活塞運(yùn)動將到達(dá)上止點(diǎn)時，噴油嘴以高壓噴射燃油，而且盡量保持良好的霧化狀態(tài)，一旦空氣與燃油結(jié)合，這樣形成的氣體便會燃燒，產(chǎn)生爆發(fā)力，推動活塞運(yùn)行，此時的溫度達(dá)1900~2000℃，壓力可達(dá)60~100MPa，會產(chǎn)生極大的動力[2]。1.2柴油機(jī)技術(shù)的發(fā)展趨勢中國車市爆炸式增長，主要集中在乘用車領(lǐng)域。在新能源汽車的大趨勢之下，發(fā)動機(jī)技術(shù)的瓶頸限制，國家對于發(fā)動機(jī)投入的減少，柴油機(jī)未來的籌碼注定不在乘用車領(lǐng)域。因而節(jié)能、環(huán)保也將成為柴油機(jī)的未來發(fā)展趨勢。作為——發(fā)動機(jī)制造是汽車最核心技術(shù)。但是，在汽車工業(yè)的歷史長河中，關(guān)于發(fā)動機(jī)的評價層出不窮。汽油機(jī)代表一個嶄新時代，而柴油機(jī)的光芒也即將暗淡。隨著我國機(jī)械工業(yè)的制造工藝水平的飛速發(fā)展，中國的內(nèi)燃機(jī)工業(yè)將會有一個質(zhì)的飛躍。麥克萊斯[3]通過分析自由活塞式發(fā)動機(jī)在汽車應(yīng)用上的商業(yè)發(fā)展，闡述了自由活塞發(fā)動機(jī)的一些最新發(fā)展，特別是針對混合動力電動車輛動力系統(tǒng)。使我們能夠識別那些可能最接近商業(yè)階段的自由活塞發(fā)動機(jī)概念。此外，涉及代表自由活塞式發(fā)動機(jī)概念的最大技術(shù)挑戰(zhàn)的那些方面，因此這種材料被開發(fā)商視為解決商業(yè)上可行的關(guān)鍵問題。為柴油機(jī)的發(fā)展方向指明了一條道路1.3我國柴油機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀由于我國國情的狀況，以及燃油品質(zhì)的限制，導(dǎo)致柴油機(jī)工業(yè)發(fā)展滯后于汽油機(jī)，但是由于近幾年，國家加大對汽車產(chǎn)業(yè)的投入，汽車產(chǎn)業(yè)逐漸成為支柱型產(chǎn)業(yè)，新興技術(shù)的引進(jìn)使我國柴油機(jī)產(chǎn)業(yè)有質(zhì)的提升，而國外最近也開始采用的排放控制標(biāo)準(zhǔn)。近些年來尾氣排放環(huán)境污染嚴(yán)重，國家加大治理從源頭抓起，也就是意味著生產(chǎn)廠商要提高汽車的尾氣排放標(biāo)準(zhǔn)，也促使這方面得到了很大的提升。但是仍然面臨著巨大的挑戰(zhàn)和差距：（1）行業(yè)資金不足，人才培養(yǎng)力度不足；（2）柴油的質(zhì)量、標(biāo)準(zhǔn)的修訂滯后于汽車工業(yè)的發(fā)展；（3）研發(fā)能力不足、企業(yè)的產(chǎn)品質(zhì)量參差不齊、車輛售后市場不規(guī)范[4]；由于近期環(huán)保法規(guī)的不斷完善，傳統(tǒng)使用的增壓中冷技術(shù)已滿足不了現(xiàn)在的嚴(yán)格標(biāo)準(zhǔn)了，所以只能把目光轉(zhuǎn)向電控噴射技術(shù)。我們熟知的“無錫油泵油嘴研究所”已經(jīng)做出突出的成績，并把研究成果應(yīng)用到雙燃料機(jī)上，達(dá)成兩氣的電控。我國柴油機(jī)技術(shù)面臨如下瓶頸：（1）關(guān)鍵技術(shù)：油泵油嘴的增壓中冷；（2）燃油品質(zhì)：優(yōu)質(zhì)低硫的柴油；（3）電控技術(shù)：電控是汽車的神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)；（4）排放技術(shù)：廢氣再循環(huán)技術(shù)；（5）整機(jī)開發(fā)技術(shù)：進(jìn)氣及燃燒系統(tǒng)、柴油機(jī)燃油的優(yōu)化[5]；1.4柴油機(jī)的最新技術(shù)、理論迄今為止，柴油機(jī)的技術(shù)發(fā)展可總結(jié)為三次重大飛躍，第一次是機(jī)械式燃油系統(tǒng)的應(yīng)用，第二次是中冷增壓技術(shù)的應(yīng)用，第三次是電控噴射技術(shù)的應(yīng)用[6]。主要氛圍結(jié)構(gòu)方面和輔助設(shè)計兩個方面：1.4.1結(jié)構(gòu)方面針對于結(jié)構(gòu)方面的設(shè)計，余中榮等[7]為了解決活塞連桿組結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，不緊湊等問題，發(fā)明了一種“新型活塞連桿組”，并申請了專利。其特點(diǎn)是：活塞本體和端面相連的活塞銷座，活塞銷座上設(shè)有第一活塞銷孔，連桿小頭上有第二活塞銷孔和避讓槽，避讓槽可以安裝活塞銷座，而活塞銷能同時穿過第一和第二活塞銷孔與連桿相連接。張安祥[8]在中提出的參數(shù)化設(shè)計是現(xiàn)在主流的技術(shù)，這種新興的技術(shù)起源于張安祥在實(shí)際工作中的體驗(yàn)和總結(jié)，并造福也設(shè)計人員，擺脫枯燥無味的設(shè)計，讓設(shè)計變得更加人性化，智能化。剖析了活塞的結(jié)構(gòu)后,采用參數(shù)化的設(shè)計理念,根據(jù)活塞的特征對其進(jìn)行總結(jié)歸納,研發(fā)出參數(shù)化設(shè)計系統(tǒng),并對設(shè)計過程進(jìn)行詳細(xì)闡述。張紀(jì)鵬教授[9]通過對有限元結(jié)果的分析，從而計算出連桿的強(qiáng)度，進(jìn)一步進(jìn)行優(yōu)化，以求減輕質(zhì)量、減少慣性力。還利用ANSYSWorkbench中的DesignExplorer對連桿進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計。選取了連桿小頭外徑和連桿桿身厚度的一半作為輸入?yún)?shù)，選取連桿桿身質(zhì)量、連桿最大變形和連桿最大應(yīng)力為輸出參數(shù)對連桿進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。除此之外還有大量的學(xué)者研究人員在多個領(lǐng)域做出巨大貢獻(xiàn)，比如：進(jìn)排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)方面的設(shè)計、動力輸出機(jī)構(gòu)和皮帶張緊輪機(jī)構(gòu)、缸體等進(jìn)行的分析研究創(chuàng)新[10-12]。1.4.2輔助設(shè)計方面對于模擬仿真這方面的研究總是層出不窮的，大量學(xué)者教授在這方面做出突出的研究貢獻(xiàn)：吉林大學(xué)的叢茜教授[13]，根據(jù)臺架試驗(yàn)結(jié)果和仿真分析。仿生了橫條紋形活塞，條紋形排布的作用是將應(yīng)力沿裙部傳遞并排布在中通孔，從而使大部分應(yīng)力集中在裙部的表面、小部分分散在裙部內(nèi)部。黃鼎鍵等[14]對活塞進(jìn)行三維模型，并進(jìn)行有限元分析該活塞總體，計算出其值為50~60MPa之間，要求所承受的最大應(yīng)力值為81.927MPa，應(yīng)力將會出現(xiàn)在加強(qiáng)筋與銷座連接處，得出沒有超過最大拉壓強(qiáng)度值的結(jié)論?？娏諿15]提出：多學(xué)科優(yōu)化設(shè)計是一種特殊意義設(shè)計方法，這種方法涉及到產(chǎn)品的全過程、全性能和全系統(tǒng)的優(yōu)化，高效率求得最優(yōu)的設(shè)計方案或整體解，可以縮短設(shè)計周期，節(jié)約成本。汽車通過輔助設(shè)備，使柴油機(jī)具備更佳的性能，主要通過有限元的分析，然后通過強(qiáng)度校核的計算。輔助汽車發(fā)動機(jī)的未來發(fā)展方向是高動力輸出和低燃油耗，因此活塞在保持其高可靠性的同時要求其更輕、摩擦損失更低[16-17]。活塞技術(shù)的不斷推陳出新，極大提高了我國活塞行業(yè)的生產(chǎn)水平。1.5設(shè)計內(nèi)容本文主要針對ZS195柴油機(jī)的活塞連桿進(jìn)行計算設(shè)計，活塞組件主要包括：分析工作條件、活塞造型、活塞銷、塞環(huán)和活塞環(huán)槽等的設(shè)計，另外要利用各個。對于連桿設(shè)計包括：小頭、襯套、桿身、大頭等部件，其中小頭要與活塞銷吻合，大頭與曲軸配套，再通過分析部件的重量、應(yīng)力分析進(jìn)行強(qiáng)度校核。第二章整體設(shè)計2.1柴油機(jī)設(shè)計的總體要求柴油機(jī)的總體設(shè)計要注重節(jié)能減排，力求提高可靠性。根據(jù)給定的設(shè)計要求再對主要參數(shù)進(jìn)行分析選擇。作為農(nóng)用的ZS195柴油機(jī)，其配套設(shè)備繁多，其性能、結(jié)構(gòu)和使用情況隨差異較大，且工作條件惡劣、使用負(fù)荷大，而且連續(xù)長期工作。故柴油機(jī)的設(shè)計要求如下：（1）使用可靠性和耐久性高，是柴油機(jī)的關(guān)鍵評價標(biāo)準(zhǔn)，所以應(yīng)該選用較低的平均速度和壓力；（2）要有好的經(jīng)濟(jì)性，造價低廉，燃油和機(jī)油消耗率低；（3）起動容易、操縱輕便、維修方便，適合于農(nóng)村的使用道路；（4）良好的動力性，發(fā)出的功率要能夠滿足其使用要求；（5）三濾的過濾面積要大，易清洗和更換[18]；2.2ZS195柴油機(jī)簡介ZS195是常州柴油機(jī)廠的不朽之作，也代表著一代匠人智慧的結(jié)晶。應(yīng)用范圍非常廣泛，可以說除了不能飛，幾乎所有需要動力的地方都能看到它的身影，幾乎是無孔不入。原始參數(shù)及已知條件：柴油機(jī)型號：ZS195；燃燒室型式：直噴式；增壓方式：非增壓；氣缸數(shù)Z：1；沖程數(shù)：4；氣缸直徑D：95mm；活塞行程S：115mm；排量：0.815L；標(biāo)定功率：10.6kW；扭矩：41.2N/m；標(biāo)定轉(zhuǎn)速：2200rpm；怠速轉(zhuǎn)速：800rpm；額定功率時最低燃油消耗率：244.8g/kW·h；壓縮比：17:1；冷卻方式：水冷；凈質(zhì)量：145kg；潤滑方式：壓力潤滑+飛濺潤滑；啟動方式：電啟動或者手搖啟動；外形尺寸：814*480*618mm；氣缸蓋和機(jī)體的加工工藝是鑄造，曲軸與機(jī)體底線平行。選用干式氣缸套，剛度合適。材料為合金鑄鐵，壁厚為3mm。活塞選用硅鋁合金材料鑄造而成，有兩道氣環(huán)和一道油環(huán)，采用浮式活塞銷。2.3柴油機(jī)動力計算及平衡2.3.1已知數(shù)據(jù)（1）基本尺寸氣缸直徑D：95mm；活塞行程S：115mm；曲柄半徑R：57.5mm；連桿長度L：210mm；曲柄半徑與連桿長度比：；活塞面積：；標(biāo)定功率Ne：8.8kw；標(biāo)定轉(zhuǎn)速：2200rpm；曲軸旋轉(zhuǎn)角速度；；活塞平均速度；（2）往復(fù)運(yùn)動質(zhì)量mj活塞組重量G0=1.3kg?；钊?.9kg，活塞銷0.365kg，擋圈0.005kg，油環(huán)0.03kg，氣環(huán)0.065kg。連桿組質(zhì)量的換算：連桿組實(shí)測重量Gc=2.315kg。連桿體1.893kg，兩片連桿軸瓦0.11kg，兩只連桿螺釘0.124kg，保險鉛絲0.008kg。連桿體重量分配比為0.6：1.293因此，=0.6kg，Gcb=1.293+0.11+0.124+0.008=1.535kg。（3）旋轉(zhuǎn)運(yùn)動質(zhì)量，；，；，；其中，I部分表示平衡塊，即，。故2.3.2動力計算（1）運(yùn)動參數(shù)的計算活塞運(yùn)動規(guī)律計算公式：活塞位移：活塞速度：活塞加速度：連桿擺角：（2）飛輪矩的計算根據(jù)ZS195機(jī)型的用途，選取。查表得，PS，n=2200rpm。2.3.3平衡計算（1）離心慣性力的平衡的計算平衡塊的離心慣性力：柴油機(jī)不平衡的離心慣性力：因?yàn)?，故可在校正平衡時，從平衡塊的邊緣處鉆去適當(dāng)?shù)闹亓?。曲柄半徑與連桿長度比：；（2）一級往復(fù)慣性力的平衡于是，務(wù)必選用角速度ω正、反轉(zhuǎn)的雙軸平衡裝置，使一級往復(fù)慣性力達(dá)到平衡狀態(tài)。其中，每根平衡軸的重量是G’、旋轉(zhuǎn)的半徑為p’。（3）二級往復(fù)慣性力的平衡同上方式，使二級往復(fù)慣性力達(dá)到平衡狀態(tài)。由于是農(nóng)用，二級往復(fù)慣性力相對較小，故在不采取平衡措施[19]。2.4柴油機(jī)主要零部件的設(shè)計2.4.1活塞活塞的工作環(huán)境十分惡劣。首先，要承受巨大的負(fù)荷。有不斷變化的強(qiáng)大氣體在上方竄動。當(dāng)活塞上下運(yùn)動時產(chǎn)生的慣性力也會產(chǎn)生不良影響。在設(shè)計的過程中要保證活塞的質(zhì)量足夠輕盈，材料密度足夠高。燃燒室的溫度達(dá)1800～2600℃，熱量會傳遞到活塞頂[19]。我們在設(shè)計的過程中要充分考慮活塞的工作條件、材料的選擇、制造的成本、耐磨持久性等等因素才能設(shè)計出更加好，更加實(shí)用的活塞，推動我國的柴油機(jī)產(chǎn)業(yè)的提升。2.4.2連桿連桿的組成和工作原理再次不做過多的闡述，前后文都有涉及到，在設(shè)計過程中主要考慮的因素是：連桿所受的氣體壓力載荷，所以要保證兩岸的強(qiáng)度和剛度，不會輕易的壓彎失效。在設(shè)計時候應(yīng)遵循如下原則：（1）減輕質(zhì)量參數(shù)，從而降低慣性力，但要保證強(qiáng)度；（2）盡可能減少長度，減少發(fā)動機(jī)尺寸和質(zhì)量；（3）結(jié)構(gòu)簡單緊湊，可靠耐用；（4）大小頭軸承性能可靠；（5）螺栓疲勞強(qiáng)度高；（6）易于制造，加工成本低[18]；為了增加連桿的強(qiáng)度和剛度，要多方面考慮綜合因素，比如材料、結(jié)構(gòu)、制造工藝等等。第三章活塞組零件的參數(shù)選擇3.1概述活塞組包含：活塞、活塞銷、活塞銷座和活塞環(huán)等零件，活塞工作條件及其惡劣?；钊M件與氣缸的密封性保證工作的可靠，否則工作效率就會大打折扣?；钊M的作用為：傳力、導(dǎo)向；密封；傳熱；配氣[20]。3.2活塞組的工作條件3.2.1機(jī)械負(fù)荷活塞組受到氣體壓力P、往復(fù)慣性力Pj和側(cè)壓力PN，在受到?jīng)_擊力狀態(tài)下。據(jù)數(shù)據(jù)統(tǒng)計，目前柴油機(jī)所能承受的最高壓力Pz達(dá)140kgf/cm2，這種高壓狀態(tài)會產(chǎn)生的應(yīng)力變形，加快氣缸的磨損。3.2.2熱負(fù)荷當(dāng)活塞在做功的過程中，其頂部承受巨大的壓力和很高的溫度，有時達(dá)1800～2600℃，由于氣缸結(jié)構(gòu)特殊造型會導(dǎo)致熱量分布不均勻。熱負(fù)荷一個重要障礙。如果活塞溫度過高會有如下不良影響:（1）應(yīng)力過大從而導(dǎo)致熱變形；（2）達(dá)到300~350℃時，材料的強(qiáng)度降低；（3）潤滑油會變質(zhì)，導(dǎo)致活塞環(huán)卡住[19]；3.2.3活塞高速滑動，潤滑不良在活塞高速運(yùn)轉(zhuǎn)的過程中，氣缸的側(cè)壁是飛濺潤滑，這種潤滑方式不穩(wěn)定，低速時就會潤滑不足從而導(dǎo)致溫度過高或者磨損過大的狀況。3.3活塞的設(shè)計3.3.1活塞的材料活塞材料的選用時，應(yīng)滿足如下要求：熱強(qiáng)度高；導(dǎo)熱性好，吸熱性差；膨脹系數(shù)??；比重??；（5）有良好的減磨性能；（6）工藝性好，低廉；活塞材料是共晶硅鋁合金，其質(zhì)量分?jǐn)?shù)為11％～13％。在材料中加入的硅的目的是：促使線膨脹系數(shù)降低，耐磨性增加和鑄造性得到提升和改善[18]。3.3.2活塞的選型從經(jīng)濟(jì)性性考慮，鋁活塞成本低而且散熱好。有效壓力：=6.78低于鋁活塞的平均有效壓力：14~17?？紤]活塞比功率，公式為：小于無油冷方式上限值0.3，故無需進(jìn)行油冷卻。表3-1活塞主要尺寸比例H/DH1/DH2/Dh/Dh1/D/Dd/DB/D/D1.160.630.730.150.0320.130.370.380.04圖3-2活塞主要尺寸3.3.3活塞頭部的壓縮高度設(shè)計壓縮高度H1影響的總高度H。如圖所示壓縮高度H1包括：火力岸高度h1、環(huán)岸高度h2和上裙部尺寸h3，即。(1)岸頂高度h1第一環(huán)位置，即岸頂高度h1由壓縮高度確定。我們一直追求活塞質(zhì)量要輕，但是如果h1過小會使第一環(huán)過熱，產(chǎn)生松弛、粘結(jié)等不良影響，所以選取時要考慮必須滿足足夠的熱載荷，再考慮減輕質(zhì)量。活塞直徑，岸頂高度為：。(2)環(huán)岸的高度C1確保高壓時的完整性。第一環(huán)要比第二環(huán)承受的壓力負(fù)荷更大，工作條件更加惡劣溫，所以要求第一環(huán)的環(huán)岸高度要比較大。實(shí)際統(tǒng)計表明，。即環(huán)帶高度C1=0.037D=3.5mm(3)環(huán)帶高度h2一般情況下環(huán)槽軸向高度b越小，活塞越低導(dǎo)致活塞環(huán)慣性力減小，沖擊自然就好減輕，這樣一來就可以提高環(huán)槽耐久性，但若b太小，結(jié)構(gòu)就會變得更加精細(xì)，制造成本就會提升。我們此次設(shè)計采用三道活塞環(huán)式的活塞，兩道氣環(huán)，一道油環(huán)。取，，。(4)上裙尺寸h3在確定上裙尺寸時，要考慮到活塞銷座與油環(huán)之間的距離，要保證一定的厚度，才能確保一定的剛度。也不會因?yàn)閴毫Ψ植疾痪鹱冃蝃18]。即：3.3.4活塞頂?shù)脑O(shè)計（1）活塞頂厚度＆燃燒室的形狀決定活塞頂?shù)男螤?。選擇平頂式活塞頂，因?yàn)檫@種方式的頂結(jié)構(gòu)簡單更加容易加工制造，而且應(yīng)力分布均勻。根據(jù)數(shù)據(jù)統(tǒng)計，頂部厚度，即。（2）燃燒室此次選用的是U型燃燒室，燃燒室的形狀和尺寸：燃燒室的尺寸如圖3-2所示。圖3-2燃燒室的主要尺寸3.3.5活塞裙部的設(shè)計活塞最低環(huán)槽以下的部分稱為“活塞裙部”。在設(shè)計時確?；钊哂辛己玫墓ぷ餍阅?，比如：有良好的導(dǎo)向；承壓面積足夠大；能形成一定的潤滑油膜；不會發(fā)生敲缸現(xiàn)象，從而使氣缸磨損加快，或者間隙過小導(dǎo)致拉傷[21]。（1）橢圓度裙部長軸要垂直活塞銷的中心，短軸與銷軸方向的橢圓形平行，當(dāng)D小于100mm的活塞，取。（2）裙部高度裙部要有足夠的抗壓能力，避免磨損，從而引導(dǎo)活塞運(yùn)動并承受住氣缸內(nèi)的壓力，所以一般?。?.77D=0.77*95=73.2mm裙部壁厚裙部壁厚去=(0.03～0.06)D。薄壁裙部可減輕質(zhì)量有利，可設(shè)置加強(qiáng)筋來加強(qiáng)裙部的強(qiáng)度。3.4活塞銷的設(shè)計3.4.1概述及設(shè)計要求活塞銷所能承受的氣體壓力及慣性力的大小和方向是可以改變的，但是如果長時間的持續(xù)工作也會造成不良影響，所以必須從銷的強(qiáng)度和剛度著手來提高。在設(shè)計直徑d和間隔b時，要考慮他所能承受的壓力和剛度，滿足如下要求：（1）平均比壓要在一定可取的范圍內(nèi)之內(nèi)；（2）考慮銷的彎曲變形和橢圓變形能力；（3）要求d/D<0.4d，若d/D太大，設(shè)計加工困難[18]；3.4.2活塞銷的結(jié)構(gòu)和尺寸活塞銷的外直徑d1=0.37*D=0.37*95=35mmm；活塞銷的內(nèi)直徑d2=0.58*D=0.58*95=320mmm；活塞銷長度l=0.85*D=0.85*95=81mm；如圖3-3所示：圖3-3活塞銷主要尺寸3.4.3活塞銷的材料為了提高活塞銷的硬度、耐磨性。選擇低碳合金鋼，這種實(shí)用的材料表面需要經(jīng)過滲碳處理而且加工時的要求特別苛刻。3.4.4活塞銷的定位方式考慮到活塞銷座和連桿小頭直接有相對轉(zhuǎn)動，所以采用浮式的活塞銷。這種銷的使用壽命長，摩擦較小。由于浮式銷在工作中不會卡住，可以直接推入活塞的銷孔內(nèi)。與此同時在運(yùn)動過程中有軸向竄動，為了避免這種竄動，要用擋圈來固定[22]。3.5塞環(huán)和活塞環(huán)槽的設(shè)計3.5.1活塞環(huán)的工作情況和設(shè)計要求（1）活塞環(huán)的工作情況活塞環(huán)要面臨活塞與氣缸壁的雙重考驗(yàn)，尤其是第一道油環(huán)承受巨大的壓力和溫度，如果不能提高他的性能，更換頻率將會特別高。要從活塞環(huán)的剛度、強(qiáng)度、潤滑效果、耐高溫高壓等性能著手。（2）活塞環(huán)的設(shè)計要求①減少環(huán)數(shù)降低高度，降低磨損；②密封性能好；③刮油能力強(qiáng)，氣環(huán)也能防止燒機(jī)油現(xiàn)象；④足夠的強(qiáng)度；⑤在高溫時的穩(wěn)定性好；⑥磨合性及抗結(jié)膠能力強(qiáng)[18]；主要還是通過材料和工藝性的方面去實(shí)現(xiàn)。3.5.2活塞環(huán)的組合和結(jié)構(gòu)（1）活塞環(huán)的組合為了減少環(huán)數(shù)和降低高度，采取二道氣環(huán)和一道油環(huán)。（2）活塞環(huán)的結(jié)構(gòu)①第一道氣環(huán)的材料和結(jié)構(gòu)圖3-4第一道氣環(huán)的截面形狀圖中氣環(huán)為桶面梯形環(huán)，頂角為45°，如圖3-4所示。有兩個好處。其一：在壓力作用下，有利于將環(huán)槽里的結(jié)膠刮出。避免熱負(fù)荷變高。其二：由于表面具有良好的潤滑，從而有利于密封性和磨合性?？稍谕獗砻驽僀r，這樣可以保證在高溫工作時依然有較好的抗粘著能力。②第二道氣環(huán)的材料和結(jié)構(gòu)圖3-5第二道氣環(huán)的截面形狀第二道氣環(huán)的形狀是錐面，錐角是1°±30’，其結(jié)構(gòu)如圖3-5所示。活塞在運(yùn)動時易形成油膜，有利于減少的接觸應(yīng)力，而且下行時的刮油效率更高。它兼有氣環(huán)和油環(huán)的作用。③油環(huán)的材料和形式該道油環(huán)采用表面經(jīng)過氧化的灰鑄鐵，內(nèi)襯螺旋彈簧采用具有彈性的彈簧鋼?？稍谟铜h(huán)的開槽中加裝彈簧脹圈，這樣有利于油環(huán)與氣缸壁完美的貼合，從而大大減小磨損和節(jié)約機(jī)油。為了提高耐磨性和抗腐蝕性可以在表面鍍Cr。如圖3-6所示：圖3-6油環(huán)的截面形狀3.5.3活塞環(huán)和環(huán)槽的參數(shù)選擇（1）活塞環(huán)的參數(shù)重要參數(shù)包含：徑向厚度t，閉口間隙，軸向高度h，自由開口間隙s。采用窄環(huán)的優(yōu)點(diǎn)是：有利于降低活塞高度和減輕重量；減少沖擊而造成的磨損。缺點(diǎn)：易折斷，影響散熱，制造困難[20]。所以環(huán)的高度不能的太低。圖3-7活塞環(huán)的尺寸及配合間隙①第一道氣環(huán)尺寸如圖3-7所示：軸向高度h=2.4mm。對于缸徑D=80～150mm，D/t=22～28，取D/t=27，則t=3.5mm，材料選擇的是球墨鑄鐵，對于這種材料S/D=0.08～0.1，取S/D=0.1，開口間隙S=13mm；閉口間隙=0.35mm。②第二道氣環(huán)軸向高度h=2.4mm，D/t=27，則t=3.5mm。對于灰鑄鐵S/D=0.13～0.14取S/D=0.13，則開口間隙S=13mm；閉口間隙=0.005D=0.35mm。③油環(huán)參考同類型機(jī)來確定軸向高度h=4mm。取D/t=27，則t=3.5mm。對于灰鑄鐵S/D=0.13～0.14，取S/D=0.13，則開口間隙S=13mm；閉口間S0=0.003D=0.3mm。（2）環(huán)槽與活塞環(huán)的間隙活塞環(huán)和環(huán)槽存在相對間隙，在活塞運(yùn)動過程中，會產(chǎn)生撞擊摩擦。因此要求間隙不能過大，因?yàn)闀黾迎h(huán)槽之間的機(jī)械負(fù)荷。此外，間隙大也不利于密封。每種環(huán)與槽的端面間隙有不同遵循原則：溫度越高，間隙就越大。而且由于不同發(fā)動機(jī)形式和缸徑也會導(dǎo)致間隙也不同[19]。①端面間隙一般在下列范圍：第一氣環(huán)=0.08～0.20mm，取=0.08mm；第二氣環(huán)=0.06～0.15mm，取=0.05mm；油環(huán)=0.03～0.08mm，取=0.04mm；②徑向間隙，其一般范圍是：氣環(huán)：>0.3~0.7mm，第一、第二環(huán)的徑向間隙為0.5mm；油環(huán)：>0.5~1.5mm，取其為0.8mm[18]。第四章活塞的應(yīng)力分析和強(qiáng)度校核4.1活塞的校核4.1.1活塞頂?shù)臋C(jī)械應(yīng)力機(jī)械應(yīng)力的許用范圍在內(nèi)，所以可靠。4.1.2對第一環(huán)岸進(jìn)行校核彎曲應(yīng)力：剪切應(yīng)力：總應(yīng)力：因?yàn)榭倯?yīng)力的適用范圍是300~500kgf/cm2，可取。4.1.3裙部比壓最大側(cè)壓力：裙部比壓：注：其中H2是裙部長度裙部比壓需用范圍為500～900，故在范圍內(nèi)，可取。4.1.4活塞銷座比壓其中，—活塞銷直徑；—銷座的工作長度允許值，故在范圍內(nèi)，可取。4.2活塞銷的受力與校核4.2.1彎曲變形活塞銷材料選用的是20Cr。其彈性模量為圖4-2活塞銷的計算簡圖許用彎曲變形，故彎曲變形在允許的范圍內(nèi)。4.2.2橢圓變形許用的橢圓變形：故橢圓變形在允許的范圍內(nèi)。4.2.3縱向彎曲應(yīng)力4.2.4橫向彎曲應(yīng)力4.2.5總應(yīng)力許用總應(yīng)力為，故在范圍內(nèi)，可取4.3活塞環(huán)的校核4.3.1校核氣環(huán)（1）對于第一道氣環(huán)，其最大彎曲應(yīng)力是：球墨鑄鐵，彈性模量E=180GPa；活塞環(huán)的許用應(yīng)力，故在范圍內(nèi)?；钊h(huán)彈力：（1）對于第二道氣環(huán)，其最大彎曲應(yīng)力是：對于灰鑄鐵，取彈性模量E=100Gpa；活塞環(huán)的許用應(yīng)力，故彎曲應(yīng)力在允許范圍內(nèi)?；钊h(huán)的彈力：環(huán)的套裝應(yīng)力：因?yàn)檠b環(huán)是采用手工安裝，取m=1.57許用套裝應(yīng)力，故在允許范圍內(nèi)，可取。許用套裝應(yīng)力，故在允許范圍內(nèi)，可取。第五章連桿組零件參數(shù)的選擇5.1連桿的工作情況連桿主要是將活塞產(chǎn)生的作用力轉(zhuǎn)換為上下運(yùn)動的力，并傳給曲軸，使曲軸做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動。連桿主要承受以下載荷：（1）由連桿力引起的拉壓疲勞載荷式中Pg—?dú)怏w作用力；Pj—往復(fù)慣性力；β—連桿擺角（2）連桿力矩而產(chǎn)生的連桿橫向彎曲載荷（3）裝配過程中產(chǎn)生的裝配靜載荷此外，承壓面與軸線不對稱會導(dǎo)致彎矩載荷的產(chǎn)生，這是由于工藝誤差造成的[18]。5.2連桿的材料連桿一般選用39Cr5中碳Cr合金鋼的材質(zhì)，因?yàn)檫@種材料制造加工成本較低，應(yīng)力集中較小，不易斷裂。5.3連桿長度的確定連桿長度是連桿設(shè)計時最核心的參數(shù)，用連桿比λ來表示，即λ=R/L。連桿長度與之成反比，可通過降低發(fā)動機(jī)高度，減輕質(zhì)量來迎合發(fā)動機(jī)的高轉(zhuǎn)速。但是如果轉(zhuǎn)速越高，慣性力就越大，產(chǎn)生的摩擦碰撞就會越強(qiáng)烈。應(yīng)遵循連桿及相關(guān)零件在運(yùn)動時不與其他機(jī)件相碰為原則，為追求發(fā)動機(jī)的結(jié)構(gòu)緊湊，連桿長度盡量小。當(dāng)缸徑S≤120mm時，λ值一般在0.27～0.30之間，綜合考慮，取連桿長度為L=210mm，即λ值為0.274，在此范圍之內(nèi)，是可取的[18]。5.4連桿小頭的設(shè)計5.4.1小頭結(jié)構(gòu)形式此次設(shè)計的小頭是薄壁圓環(huán)型的，因?yàn)榻Y(jié)構(gòu)簡單，加工容易，利用率高，應(yīng)力較小。小頭和桿身直接采用圓弧過渡。其結(jié)構(gòu)如圖5-1所示。圖5—1連桿小頭的尺寸5.4.2小頭尺寸小頭尺寸包括：內(nèi)徑d1，外徑d2，襯套內(nèi)徑的d，寬度b1。襯套內(nèi)徑與活塞銷配合，所以直徑取35mm。襯套的厚度=（0.04～0.08）d。綜合考慮，選=0.05d=2.5mm，小頭的內(nèi)徑d1為40mm。小頭外徑d2的取值范圍為d2=（1.2～1.4）d1，取d2=1.23d1=50mm。小頭的寬度由小頭連桿的端面和活塞銷間隔決定，另外要保證銷座兩側(cè)有足夠的間隙，一般為1~2mm。同時要保證合適的單位面積壓力，小頭寬度b1=（0.9～1.2）d，取b1=0.96d=34mm，小頭寬度和座之間的間隙為1mm[19]。5.4.3連桿襯套一般在小頭內(nèi)裝入襯套可以減小活塞銷與連桿小頭的磨損。（1）襯套的材料襯套選擇的材料是強(qiáng)度高，耐磨性好的錫青銅，這種材料合適在大功率機(jī)上使用。（2）襯套與小頭孔的配合襯套與連桿小頭孔是過盈配合，包括jd、je、jb3、jc3等。我們知道，這種配合方式會使零件產(chǎn)生屈服而松動，但是過小會因壓配而松動，導(dǎo)致襯套和小頭孔之間的相對轉(zhuǎn)動。小頭孔設(shè)計直徑為mm，過盈量為0.018~0.068mm，而襯套外徑尺寸為mm。襯套與活塞銷的配合不能發(fā)生干涉。由于全浮式活塞銷的配合方式間隙大，所以選用0.025～0.064mm，也就是說襯套的內(nèi)徑為mm[23]。（3）襯套的潤滑小頭中間設(shè)有一定量的油孔，這些油孔中的機(jī)油由噴油嘴噴出的油提供發(fā)，其中有一部分流經(jīng)襯套，使襯套冷卻。5.5連桿桿身的設(shè)計連桿桿身是主要的受力部件，當(dāng)活塞運(yùn)行時，由連桿提供推拉的慣性力，長期受這種力會導(dǎo)致彎曲變形，如果在快速擺動時還要承受橫向慣性力，產(chǎn)生彎曲作用的力。如圖5-2所示，桿身的截面是工字型，其長軸在擺動平面內(nèi)。因工字型截面的結(jié)構(gòu)設(shè)計，受力最為合理以及材料的利用率最高，所以應(yīng)用最廣泛。連桿的最大壓應(yīng)力集中在中部，其他應(yīng)力分別作用在桿身與大頭、小頭圓角過渡處?？紤]上面所述，確定出基本尺寸：如圖5-2所示查表得[18]：截面寬B=20mm，t=8mm截面的高H=（1.2～1.8）B，取H=1.5B=30mm圖5-2連桿桿身橫截面形狀5.6連桿大頭的設(shè)計連桿大頭的連接連桿和曲軸，保證工作可靠性，要有足夠的強(qiáng)度和剛度，要不然影響整機(jī)。為了當(dāng)活塞連桿出現(xiàn)故障時方便維修，要保證大頭擺動時的寬度略微小于氣缸的直徑，在設(shè)計過程中，縮小質(zhì)量和尺寸。設(shè)計的應(yīng)注意如下問題：連桿蓋要用加強(qiáng)筋加固，而且螺栓孔附近要有過度；（2）螺栓頭和螺母支承面直接通過圓弧過渡可以防止尖角，一般情況下，過度的方式采用鍛造圓角或圓弧[18]；5.6.1連桿大頭的剖分形式根據(jù)經(jīng)驗(yàn)采用平切口的剖分方式5.6.2連桿大頭的定位方式平切口連桿受慣性力時，連桿體與連桿蓋的結(jié)合面的方向上有著很強(qiáng)的橫向力，導(dǎo)致連桿螺栓承受一定的剪切力。此時選擇的定位方式必須要有抗剪切應(yīng)力的能力。所以采用螺栓定位。5.6.3連桿大頭的主要尺寸（1）大頭孔直徑曲柄銷尺寸為65mm，由于綜合考慮到軸瓦的尺寸，取D1=70mm。（2）連桿螺栓孔中心線中心線應(yīng)盡可能靠近軸瓦，連桿螺栓孔中心距為=（1.2～1.3）D1，取1.28，=90mm，螺紋外側(cè)邊2～4mm[18]。圖5-3連桿大頭的主要尺寸（3）連桿大頭高度、對于平切口連桿：第六章連桿的受力分析和強(qiáng)度校核6.1連桿小頭6.1.1由襯套過盈配合及受熱膨脹產(chǎn)生的應(yīng)力：—襯套壓配過盈量。=0.018~0.068mm—襯套小頭膨脹而產(chǎn)生的過盈量—連桿的彈性模量?！r套的彈性模量。代入上式由引起的小頭應(yīng)力內(nèi)表面外表面6.1.2由慣性力拉伸時引起的小頭應(yīng)力根據(jù)截面的彎矩和法向力公式求得[24]（由圖紙量得）小頭平均半徑(1)活塞組最大慣性力（2）小頭中心截面上的彎矩小頭中心截面上的法向力（3）小頭固定截面上的彎矩小頭固定截面上的法向力（4）在任意截面上的應(yīng)力為：外表面內(nèi)表面其中：小頭壁厚小頭截面積襯套截面積故上式可化簡為外表面：內(nèi)表面：（5）拉伸時的最大應(yīng)力當(dāng)時，外表面達(dá)到最大6.13由最大壓縮力引起的小頭應(yīng)力（1）最大壓縮力（2）求各截面的彎矩和法向力當(dāng)時：（3）壓縮時的最大應(yīng)力當(dāng)時，外表面達(dá)到最大當(dāng)時，內(nèi)表面達(dá)到最大故受壓縮載荷時強(qiáng)度滿足。（4）小頭的安全系數(shù)僅考慮工藝因素對疲勞強(qiáng)度的影響其中：—對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限；—應(yīng)力幅；—角系數(shù)；—考慮表面加工情況的工藝因素；—平均應(yīng)力。而其中：—脈動循環(huán)下的彎曲疲勞極限；=（1.4~1.6）（5）小頭應(yīng)力小頭應(yīng)力不對稱循環(huán)變化，在固定角截面處，外表面應(yīng)力變化較大，要計算安全系數(shù)。循環(huán)最大應(yīng)力循環(huán)最小應(yīng)力應(yīng)力幅平均應(yīng)力查表得，45鋼的，則在固定角截面的外表面處：應(yīng)力幅；平均應(yīng)力；則小頭的安全系數(shù)小頭的安全系數(shù)大于1.5，故滿足要求，安全。6.1.4小頭橫向直徑的減小量由公式計算其中：；；；；代入上式得為使活塞銷與連桿襯套不產(chǎn)生過盈配合而磨損，應(yīng)保證，由4.4節(jié)可知=0.025~0.075mm，故=0.0125~0.0375mm，滿足。6.2連桿桿身的校核6.2.1桿身計算力（1）最大拉伸力其中G’為活塞組重量（1400g）和G為上部分的連桿組的重量（2400g）；（2）最大壓縮力[25]6.2.2桿身中間截面處的應(yīng)力與安全系數(shù)（1）由引起的拉伸應(yīng)力上式中—桿身截面積，經(jīng)計算得：=3.17，代入得（2）由壓縮和縱彎曲引起的合成應(yīng)力在擺動平面中式中C=0.00035；則在垂直于擺動平面內(nèi)式中則（3）在桿身中間截面的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力在擺動平面內(nèi)應(yīng)力幅平均應(yīng)力在垂直于擺動平面內(nèi)應(yīng)力幅平均應(yīng)力（4）擺動平面和垂直擺動平面內(nèi)的安全系數(shù)

第七章結(jié)論本文主要對ZS195柴油機(jī)進(jìn)行活塞連桿的設(shè)計，對首先針對于活塞連桿進(jìn)行市場分析和調(diào)查，了解國內(nèi)外最先進(jìn)的技術(shù)，然后加上自己的理解，設(shè)計出一組工作性能更好，效率更高的活塞連桿。主要工作如下：活塞的設(shè)計，根據(jù)ZS195原有的數(shù)據(jù)參數(shù)，結(jié)合柴油機(jī)設(shè)計手冊和相關(guān)文獻(xiàn)，選擇合適的尺寸范圍，再聯(lián)合實(shí)際需求和同類型的機(jī)型得出尺寸，主要尺寸包括：活塞總高H=104mm；壓縮高度H1=60mm；裙部高度H2=73.2mm；活塞銷外直徑d=35mm；活塞銷長度l=81mm。最后進(jìn)行強(qiáng)度的校核，包括活塞頂?shù)臋C(jī)械應(yīng)力為445kgf/cm2；裙部比壓為531kgf/cm2；活塞銷座比壓為211kgf/cm2；總應(yīng)力為1907kgf/cm2，各項校核系數(shù)均符合要求。最后繪制出了二維、三維圖形。連桿組的設(shè)計，同樣根據(jù)給定的數(shù)據(jù)，再參考設(shè)計手冊和相關(guān)文獻(xiàn)，得出以下重要尺寸：連桿長度L=210mm；小頭內(nèi)徑d1=40mm；外徑d2=50mm；寬b1=34mm;桿身截面寬B=20mm；厚t=8mm；H=30mm；大頭直徑直徑D1=70mm；連桿螺栓孔中心線l1=90mm。校核系數(shù)為：小頭內(nèi)表面應(yīng)力=1152kgf/cm2；外表面應(yīng)力=899kgf/cm2；桿身最大拉伸力Pj=499kgf/cm2；最大壓縮力Pc=5316kgf/cm2等校核參數(shù)都在取值范圍內(nèi)。再繪制出二維和三維圖形。本次的設(shè)計任然有很多的不足之處，比如連桿的大頭壁厚由于無法對應(yīng)合適的螺栓，導(dǎo)致過厚。

第八章參考文獻(xiàn)[1]米沙,張有玉,李忠光.柴油發(fā)動機(jī)汽車史話[J].汽車運(yùn)用,2007,(11):16-17.[2]胡俊.柴油機(jī)啟動困難故障與排除分析[J].工程技術(shù):引文版,2017,(3):188-188.[3]HanipahMR.Recentcommercialfreepistonenginedevelopmentsforautomotiveapplications[J].AppliedThermalEngineering,2015,(75):493–503.[4]常永發(fā),王海濤,李越超.國內(nèi)柴油機(jī)電控技術(shù)的現(xiàn)狀及發(fā)展方向[J].科學(xué)家,2016,(3):49-50.[5]蘭銀在,靳永標(biāo),狄建兵.國內(nèi)外重載車用柴油機(jī)的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢[J].小型內(nèi)燃機(jī)與車輛技術(shù),2011,(3):88-91.[6]熊振林,左遷.淺談柴油機(jī)的技術(shù)發(fā)展[J].