發(fā)動機活塞連桿組結構設計

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機電與車輛工程學院畢業(yè)設計（論文）題 目： 發(fā)動機活塞連桿組結構設計 專 業(yè)： 車輛工程 班 級： 08 車輛 2 班 姓 名： 鄒宏偉 學 號： 1608080231 指導教師： 陳皓云 日 期： 2012 年 5 月 目錄引言 21.汽油機結構形式的設計 .21.1 汽缸數(shù)和氣缸布置的選擇 21.2 冷卻方式 22.汽油機結構參數(shù)的選取 .22.1 氣缸直徑的確定 22.2 缸徑行程比 S/D .32.3 轉速 n 的確定 32.4 汽缸工作容積與升功率 32.5 缸心距的確定 33.活塞組零件的參數(shù)選擇 .43.1.活塞組的工作條件和設計要求 43.2 活塞的材料 53.3 活塞主要尺寸設計 63.4 活塞裙部及其側表面形狀的設計 74.活塞銷的設計 .85.活塞環(huán)設計 .105.1 活塞環(huán)的密封機理 105.2．氣環(huán)的設計 .115.3 油環(huán)的設計 125.4 活塞環(huán)強度校核 136.連桿組零件參數(shù)的選擇 .146.1 連桿的工作情況 .146.2 連桿的材料 .146.3 連桿長度的確定 146.4 連桿小頭的設計 .146.5 連桿桿身的設計 166.6 連桿大頭的設計 167.連桿的校核 .187.1 連桿小頭 187.3 連桿桿身 228.結論 .23參考文獻 25致謝 270發(fā)動機活塞連桿組結構設計 姓名：鄒宏偉 專業(yè)班級：08 車輛工程 2 班 導師：陳皓云摘要:科技進步推動了內燃機行 業(yè)的持續(xù)發(fā)展， 發(fā)動機的強化指標逐漸提高，活塞及桿組件所受的機械負荷與熱符合也越來越高，它 們的設計是否合理，將直接關系到內燃機的可靠性、壽命、排放、經濟性等。因此在已有條件下，通過真實有效地計算分析，得出有益的解決方案成 為目前內燃機行業(yè)的首選課題,內燃機嚴酷的內部溫度環(huán)境和負荷條件使得傳統(tǒng)的設計實驗很難取得令人滿意的效果，為確保設計目標的實現(xiàn)、為了適 應不斷增長的高壓環(huán)境和提高 產品的強度和耐久性要求以及設計中的壽命要求，需要采用先進的設計 和分析手段，科學的分析活塞的結構對活塞壽命以及工作的可靠性的影響，設計品質優(yōu)良的活塞，從而使內燃機更好地工作。關鍵詞：內燃機；活塞；連桿1引言幾點工程學院對我們車輛工程專業(yè)特別開設了專業(yè)課設計《汽車構造》 ， 《機械設計》 ，《發(fā)動機底盤設計》 ， 《發(fā)動機設計》等課程是非常必要的，這是因為發(fā)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(fā)動機；汽車常見故障大部分來源于發(fā)動機；汽車的然有經濟性和經常費用也主要決定于發(fā)動機。為了實現(xiàn)汽車的設計目標，根據(jù)發(fā)動機的重要性，汽車方案設計對發(fā)動機的型式和主要參數(shù)、指標是作了規(guī)定的。所以發(fā)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(huán)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(yè)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(guī)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(yè)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(yè)課知識。除此之外，此次課程設計還為我們以后研究生論文奠定了一定的基礎，同時也為我們將來走上工作崗位埋下了鋪路石。1.汽油機結構形式的設計 1.1 汽缸數(shù)和氣缸布置的選擇 內燃機的氣缸數(shù)和氣缸布置方式，對其結構緊湊性、外形尺寸比例、平穩(wěn)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(shù)用 4 缸機，少數(shù)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(shù)是單列的，單列式發(fā)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。目前汽車發(fā)動機多采用直列 4 缸、6 缸和 V 型 8 缸的結構。根據(jù)現(xiàn)有的國產汽油發(fā)動機的功率和汽缸數(shù)目的匹配關系，設計 2.0 升的汽油發(fā)動機，所要匹配的汽缸數(shù)目定為直列 4 缸機 [2]。1.2 冷卻方式常用的冷卻方式有水冷和風冷兩種，水冷式發(fā)動機由于冷卻較好而且均勻，強化的潛力要比風冷式發(fā)動機大，因此在汽車發(fā)動機上至今大多數(shù)還是水冷式發(fā)動機。在條件相同時，主要由于充量系數(shù)的差別，水冷機比風泠機高 5%～10%。此外風冷發(fā)動機功率和燃料消耗受氣溫變化影響較大，不如水冷發(fā)動機指標穩(wěn)定。綜合以上各因素，本設計冷卻方式選用水冷方式 [1]。2.汽油機結構參數(shù)的選取2.1 氣缸直徑的確定在此我所要設計的汽油發(fā)動機的排量為 2.0L 排量，四沖程汽油機。2平均有效壓力： Mpap2.180??活塞平均速度： smC/?根據(jù)內燃機學的基本計算公式：其中 ——為發(fā)動機的有效功率， eP——為發(fā)動機的平均有效壓力，依題為mp Mpa2.1~80——為汽缸的工作容積，依題為 0.5LsV——為發(fā)動機的汽缸數(shù)目 ，依題為為 4i——為發(fā)動機的轉速n——為活塞的平均速度，依題為 18m/smv ?——為發(fā)動機活塞的行程S——為發(fā)動機汽缸直徑D——為發(fā)動機的行程數(shù)，依題為 4?計算化簡后得：D=86mm，S=92mm2.2 缸徑行程比 S/D汽油機缸徑行程比 S/D 的取值范圍為 0.8-1.2[2]S/D=92÷86=1.072.3 轉速 n 的確定根據(jù)《內燃機設計》 （楊連生）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 [1]。2.4 汽缸工作容積與升功率氣缸工作容積 LSDVs543.02??升功率 KWnPmel /7.13???)3(*4230)1(*2 ?????????? ????????? ???SDVnviVpPsmsee??smnsvm/27.130??32.5 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/D＝1，得 Lo=86mm[3]。2.6 壓縮比與燃燒室容積 Vc,總容積 Va根據(jù)《內燃機設計》 （楊連生） ，汽油機壓縮比范圍為 7—12 受爆燃限制，汽油機壓縮比不超過 10[1]，取 ε=8，則燃燒室容積 Vc=Vs/(ε-1)=76.3mL,汽缸總容積 Va=Vc+Vs=（62.3+498.5）=610.3mL。3.活塞組零件的參數(shù)選擇3.1.活塞組的工作條件和設計要求3.1.1.活塞的機械負荷目前發(fā)動機向高速發(fā)展．活塞組的最大慣性力一般已達活塞本身重量的 1000——2000倍(汽油機 )和 300——600 倍(柴油機) 。周期性變化的慣性力引起發(fā)動機的振動，并使連桿組、曲軸組零件特別是軸承負荷加重，導致發(fā)動機耐久性下降。為適應機械負荷，設計活塞時要求各處有合適的壁厚和合理的形狀，即在保證足夠的強度、剛度前提下，結構要盡量簡便、輕巧，截面變化處的過渡要圓滑，以減少應力集中采用強度低比重小的材料 [3]。3.1.2 活塞組的作用與特點一般活塞都是圓柱形體，根據(jù)不同發(fā)動機的工作條件和要求，活塞本身的構造有各種各樣，一般將活塞分為頭部、裙部和活塞銷座三個部分。頭部是指活塞頂端和環(huán)槽部分?；钊敹送耆Q于燃燒室的要求，頂端采用平頂或接近平頂設計有利于活塞減少與高溫氣體的接觸面積，使應力分布均勻。多數(shù)汽油機采用平頂活塞，有些發(fā)動機（例如直噴式柴油機和新型的缸內噴注汽油機）為了混合氣形成的需要，提高燃燒效率，將爆燃減少到最小程度，需要活塞頂端具有較復雜的形狀，設有一定深度的凹坑作為燃燒室的一部分?；钊陌疾鄯Q為環(huán)槽，用于安裝活塞環(huán)?；钊h(huán)的作用是密封，防止漏氣和防止機油進入燃燒室。 活塞裙部是指活塞的下部分，它的作用是盡量保持活塞在往復運動中垂直的姿態(tài)，也就是活塞的導向部分?；钊共康男螤顦O有講究，尤其是象轎車一類的輕型乘用車，設計者從發(fā)動機的結構和性能出發(fā)，常在活塞裙部上動腦筋，以盡量使發(fā)動機結構緊湊運行平穩(wěn)?；钊N座是活塞通過活塞銷與連桿連接的支承部分，位于活塞裙部的上方。高速發(fā)動機活塞銷座的特別之處在于銷座孔不一定與活塞在同一中心線平面上，可向一側偏移一點點，即向作功行程時活塞接觸缸壁的一側偏移，這樣當活塞到上止點變換方向后活塞敲擊缸壁的程度會減少，從而減少了發(fā)動機噪聲。在整個活塞組與氣缸的配合中，活塞組中真正與氣缸缸壁接觸的是活塞環(huán)，它填補了活塞與氣缸壁間的空隙，以封閉燃燒室，因此它也是發(fā)動機中最容易磨損的零件?；钊h(huán)一般由鑄鐵做成，有一定彈性，截面有多種形狀，表面有涂層以增加磨合性能。當發(fā)動機運轉時活塞會受熱膨脹，因此活塞環(huán)有開口間隙，安裝時為了保持密封性，要將4各活塞環(huán)的開口間隙位置錯開。一個活塞往往有三至四個活塞環(huán)，它們按照作用的不同，分為氣環(huán)和油環(huán)兩大類。氣環(huán)裝在活塞頭部上端的環(huán)槽內，用來防止漏氣，將活塞頭部的熱量傳遞到氣缸壁，疏散活塞的熱量。油環(huán)的作用是防止?jié)櫥透Z入燃燒室，將氣缸壁上過量的潤滑油刮回到油底殼，它安裝在氣環(huán)的下方環(huán)槽內。只要保證密封功能的要求，活塞環(huán)數(shù)目少比數(shù)目多好，活塞環(huán)數(shù)目少既保持了最小的摩擦面積，減少功率損耗，又縮短了活塞的高度，相應也就降低了發(fā)動機的高度，目前高速汽油發(fā)動機一般是兩道氣環(huán)和一道油環(huán) [4]。3.1.3 活塞的潤滑活塞在側壓力作用下，在氣缸內高速滑動(活塞平均速度已高達 12 米／秒)，而缸壁一般均靠飛濺潤滑，因此潤滑條件差，摩擦損失大(活塞組的摩擦損失約占發(fā)動機全部摩擦損失的 40％） ，磨損嚴重，易使活塞和活塞環(huán)磨損失效。由于活塞在不同工況下具有非常不同的溫度，所以在不同工況下始終保持最佳的配合間隙成為十分復雜的問題。D.設計要求活塞是在高負荷、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、具有良好減磨性、工藝性的材料；（2）有合理的形狀和壁厚。使散熱良好，強度、剛度符合要求，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；（4）在不同工況下都能保持活塞與缸套的最佳配合；（5）減少活塞從燃氣吸收的熱量，而已吸收的熱量則能順利地散走；（6）在較低的機油耗條件下，保證滑動面上有足夠的潤滑油。當進行活塞的結構設計時，應著重解決的問題是：1）改善活塞頂及第一環(huán)的工作條件，防止頂部熱裂和環(huán)粘結、卡死和過度磨損；2）改善活塞銷和銷座的實際承載能力，減少磨損，防止破裂；3）確定合適的裙部外形和熱膨脹控制措施，提高裙部承載能力和減小配缸間隙，改善磨損并使運轉平順 [6]。3.2 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(shù)a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，膨脹系數(shù)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 [5]。表一5H1/D 0.35-0.60 0.50-0.80H/D 0.60-1.00 0.90-1.40H2/D 0.40-0.80 0.50-0.90h/D 0.04-0.1 0.12-0.20d/D 0.22-0.30 0.30-0.403.3 活塞主要尺寸設計圖 1 活塞結構圖3.3.1 活塞高度 HH=D ,H=86mm3.3.2 壓縮高度 H1H =0.5D, H =43mm13.3.3 火力岸高度 1h=0.07D=6.02mm1h選取 =6mm3.3.4 環(huán)帶高度 2h現(xiàn)代四行程發(fā)動機一般采用二道氣環(huán)和一道油環(huán)。氣環(huán)的厚度一般為 2.0～3.0mm [2]。環(huán)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(huán)的環(huán)岸高度 b1 一般為1.5～2.5c（c 指環(huán)槽高度） ，第二道環(huán)的環(huán)岸高度 b2 為 1～2c。第一環(huán)岸高 C1=0.03～0.04D=0.04*86=3.44mm，取 4mm環(huán)高 b1 為 2.0～3.0mm，取 3.0mm6環(huán)高 b2 為 2.0～3.0mm，取 3.0mm環(huán)高 b3 油環(huán)為 4.0～6.0mm，取 4.0mm環(huán)岸高 C2 為 2b1，取 6.0mmb1=3,b2=3, b3=4,C1=4, C2=6。則環(huán)帶高度為 20mm3.3.5 活塞頂部厚度 δδ 為 0.06~0.10Dδ=0.08D=6.88mm取 δ＝8mm。 3.3.6 活塞側壁厚度及內部過渡圓角活塞頭部要安裝活塞環(huán)，側壁必須加厚，一般取（0.05~0.1）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=0.05~0.1D，則圓角半徑取為 8mm[9]。有關活塞的尺寸設計結果： 表二名稱 數(shù)值 單位壓縮高度取 H1 43 mm環(huán)帶高度 H3 20 mm火力岸高度 H 6 mm總高度 86 mm壁厚 8 mm外圓直徑 D 86 mm第一道環(huán)的環(huán)岸高度 b1 3 mm第二道環(huán)的環(huán)岸高度 b2 3 mm第二道環(huán)的環(huán)岸高度 b3 4 mm第一道環(huán)槽高度 C1 4 mm第二道環(huán)槽高度 C2 6 mm環(huán)槽深度 4.5 mm3.4 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(fā)動機在不同工況下都具有最小的活塞間隙。73.4.1 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(guī)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(fā)動機的不同而不同，一般為 0.08～0.025mm。為了視鋁合金活塞在工作狀態(tài)下（熱態(tài)）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(fā)動機的不同而不同，一般為 0.05～0.1mm。實際取 Δ：對活塞下下部和頭部取 0.1mm；對活塞裙中部取 0.08mm[12]。3.4.2 配缸間隙為了視鋁合金活塞在工作狀態(tài)下（熱態(tài)）接近一個圓柱形，還必須把活塞做成上小下大的近似圓錐形。其錐度視發(fā)動機的不同而不同，一般為 0.05～0.1mm。活塞頂部間隙：0.240mm（活塞銷中心平面內） ；0.210mm（垂直于活塞銷中心線平面內） ?；钊共块g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）[13]。3.5 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?；钊馁|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=86mmt——為活塞的厚度， t=8mmH——為活塞的高度，H=(0.8~1.0)D=86mm——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=239.1g。4.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。A.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 [8]。B.活塞銷與銷座的結構設計????134221 ?????????HtDm??8圖 2 活塞銷結構d1=（0.25~0.3）D=0.3D=25.8mm取 26mmd2=(0.6~0.79)d=0.6d=16mml=(0.8~0.9)D=0.9D=77.4mm取 78mm活塞銷外徑 d =26,;活塞銷內徑 d =16?；钊N長度 l=78mm。12C.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，活塞銷的 直徑 d 不可能超過 0.4D，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(tài)(熱態(tài))間隙在(1~3) 10-4d 時，可以可靠工作。于是，在裝配狀態(tài)(冷態(tài))，銷與銷座則有(1~3) 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。為了穩(wěn)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。D.活塞銷質量 m3m=95.2gE.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????144223 ??????????HtDm??9面壓力和活塞銷的應力。??24302.8/61????????Dd35.2????????活塞銷的彎曲變形： ??42.01)()1(.48242/3 ???????????pfz許用變形： 0.004D=0.0344mm???f滿足要求。失圓變形：??54208.1)(17.4832 ?????????????Dpdz許用失圓變形：??3.)0.(.?滿足要求。作用在銷孔上的表面壓力：??645.38158.2 ??????????zpq小于極限值 560bar，滿足要求?；钊N的縱向彎曲應力：??74/243)1(093. 21 ??????????mNpz??活塞銷的橫向彎曲應力：??84/52)1(0685. 22???????pz?所以總彎曲應力：21???=286N/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]。5.活塞環(huán)設計活塞與活塞環(huán)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10收的熱量傳給氣缸壁，起這種作用的活塞環(huán)稱為氣環(huán)。此外，還設置專門的油環(huán)，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(huán)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%[14]。5.1 活塞環(huán)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(huán)實現(xiàn)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，一般采用多個活塞環(huán)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(huán)的外周面必須以一定的彈力 與氣缸壁0p緊密貼合，形成第一密封面。這樣一來，缸內氣體不能短路直接通過環(huán)周與氣缸之間，而是進入環(huán)與環(huán)槽之間，一方面軸向不平衡力 將環(huán)向環(huán)槽的側面壓緊，形成第二密封面，AF同時，作用在環(huán)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(huán)背氣R壓力有時大大超過環(huán)本身彈力 ,但 的作用仍是關鍵。如果 降到零,即環(huán)周與缸壁之間0p0p出現(xiàn)縫隙(一般稱為活塞環(huán)“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(huán)背壓力和 FR 都建立不起來。只要在整個環(huán)周上還剩下一個哪怕是很小的彈力，被密封氣體就會自行幫助密封，而且要密封的氣體壓力越高，附加的密封力也越大?？梢哉J為，具有這種自適應特性的簡單環(huán)式密封系統(tǒng)，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(huán)，而且與活塞的設計有很大關系?；钊麘ＷC活塞環(huán)工作溫度不會過高。環(huán)帶部分與氣缸的間隙應盡可能小。環(huán)槽應加工精確，且在工作中不發(fā)生過大變形。環(huán)槽與環(huán)之間的間隙要合適 [13]。5.2．氣環(huán)的設計5.2.1 氣環(huán)的斷面形狀根據(jù)活塞環(huán)的密封機理，形狀簡單、加工方便的矩形(斷面)環(huán)完全可以滿足要求。但這種環(huán)磨合性較差，作用在活塞環(huán)上的力及其密封面密封性不理想。 矩形環(huán)結構簡單，加工容易，成本較低，報廢率低。桶面環(huán)的外周面是直徑等于缸徑的球面的中段，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(huán)的外周面上形成潤滑油膜，摩擦面不易燒傷。環(huán)與氣缸接觸面積小，比壓大，密封性好。桶面環(huán)廣泛用作高速、高負荷的強化內燃機的第一環(huán)。11a)矩形環(huán) b)桶面環(huán) c)錐面環(huán)。d)梯形環(huán) e)正扭曲環(huán) f)反扭曲環(huán)圖 3 常用的活塞環(huán)斷面形狀錐面環(huán)外周面具有很小的斜角(一般為 06~?)，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(huán)適用于第二、三氣環(huán)。梯形環(huán)兩側面夾角多為 150 左右。裝這種環(huán)的活塞在氣缸中工作時的側向位移使環(huán)與環(huán)槽側面間的間隙不斷變化，可防止環(huán)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(huán)。正扭曲環(huán)采用內切或倒角造成斷面相對彎曲中性軸不對稱，使環(huán)裝入氣缸發(fā)生彎曲變形后發(fā)生不超過 10 的盤狀正扭曲。它有與錐面環(huán)類似的作用，但加工容易些，不過扭曲環(huán)的扭曲角沿環(huán)周是不均勻的。反扭曲環(huán)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(huán)的那道氣環(huán) [1]。 5.2.2 氣環(huán)的尺寸參數(shù) 在保證密封的前提下，活塞環(huán)的數(shù)目應盡可能少，因為減少環(huán)數(shù)可縮小活塞高度，減輕活塞質量，減小發(fā)動機總高度，降低發(fā)動機摩擦損失?，F(xiàn)代高速內燃機大多采用 2 道氣環(huán)(另有 1 油環(huán)) ，重型強化柴油機則用 3 道氣環(huán)。氣環(huán)的尺寸參數(shù)主要有環(huán)的徑向厚度 t、軸向高度 b以及環(huán)的自由狀態(tài)形狀和自由開口端距。0S減小環(huán)高 b 有利于縮短活塞高度，減小環(huán)的顫振傾向，目前 minb已達到 1mm 左右的極限。過小的 使環(huán)和環(huán)槽的加工困難。徑向厚度 t較大的環(huán)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(huán)在較小的端距 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0S0p斷。對合金鑄鐵的活塞環(huán)來說 D/t=23--25， =0.1--0.2M ，S/t=3.5--3.7 ，環(huán)槽深度取0Pa0.9d=77mm[6]。125.2.3 活塞環(huán)的材料活塞環(huán)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?；钊h(huán)一般是由合金鑄鐵鑄造，高強度環(huán)用球墨鑄鐵，經熱處理以改善材料的熱穩(wěn)定性。少數(shù)活塞環(huán)用合金鋼制造。活塞環(huán)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(huán)主要用于增壓強化柴油機的第一環(huán)。所有活塞環(huán)都要進行磷化、鍍錫或氧化處理，以改善磨合性和防銹 [7]。5.3 油環(huán)的設計氣缸與活塞運動副用飛濺的機油潤滑。油環(huán)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(fā)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，油環(huán)工作面的著壁壓力應足夠大。因為油環(huán)沒有環(huán)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(huán)(，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 t，壁壓可能進一步提高，但環(huán)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(huán)可使壁壓達到 0.8MPa 以上，即使環(huán)的外圓磨損，壁壓也比較穩(wěn)定，因為壁壓主要由襯簧產生。這種環(huán)厚度 t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(huán)目前應用很廣，尤其在高速柴油機汽油機上。鑄鐵環(huán)表面要通體鍍鉻。上述兩種單體油環(huán)與環(huán)槽不可避免地有側向間隙，在環(huán)正常軸向移動或顫振而懸浮在環(huán)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(xiàn)代高速汽油機常用無側隙鋼片組合式油環(huán)。為了使油環(huán)刮油有效，除了油環(huán)結構外，還應注意活塞的配合。用單體油環(huán)時必須保持環(huán)槽側隙盡可能小，這意味著環(huán)槽加工精度要高，變形要小。還應注意環(huán)槽須有面積足夠的泄油通道，以免回油受節(jié)流造成過高動壓，使油環(huán)浮起。一般希望在油環(huán)槽底和槽下都加工出很多泄油孔，使泄油通暢 [9]。5.4 活塞環(huán)強度校核校核氣環(huán)：（1）對于第一道氣環(huán)，其最大彎曲應力是：對于鑄鐵，取彈性模量 E=180GPamax2 2104.60.40.48.385(1)(7)StEGPaMD???????活塞環(huán)的許用應力 ，故彎曲應力在允許范圍內。活塞環(huán)的彈力：??MPa 3max～?1303 31087.140.14.25()(4.6)SDpEMPat??????（1）對于第二道氣環(huán)，其最大彎曲應力是：對于灰鑄鐵，取彈性模量 E=100Gpamax2 2134.60.40.40.72(1)(87)StEGPaD???????活塞環(huán)的許用應力 ，故彎曲應力在允許范圍內。??MPa 3max～?活塞環(huán)的彈力： 03 3187.140.140.21()(4.6)SpEPaDt??????環(huán)的套裝應力是： 因裝環(huán)時常采用手工安裝，取 m=1.57；max2 210.53.910.53.94.60380()7(8)StE GPaM? ???????????’許用套裝應力 ，故套裝應力在允許范圍內。??a4maxMP～6.連桿組零件參數(shù)的選擇6.1 連桿的工作情況 桿組的功用蝕將作用在活塞上的氣體壓力傳給曲軸，并將活塞的往復運動變成曲軸的旋轉運動，連桿大頭與一起作旋轉運動，連桿桿身作復雜的平面運動。連桿主要承受以下載荷：1.由連桿力 Pcr 引起的拉壓疲勞載荷。??16cos?????????????jgap式中 Pg——氣體作用力； Pj——活塞連桿組的往復慣性力；β——連桿擺角。2.在連桿擺動平面內，由連桿力矩引起的橫向彎曲載荷。3.由于壓入連桿襯套，擰緊連桿螺栓，壓緊軸瓦等產生的裝配靜載荷。此外，連桿還可能承受由于加工不準確，承壓面對連桿軸線不對稱等引起的附加彎曲載荷。6.2 連桿的材料本設計連桿的材料采用 39Cr5 中碳 Cr 合金鋼，這種采用優(yōu)點是成本較低，對應力集中不是很敏感，所以模鍛后非配合表面就不太可能引起連桿桿身斷裂的危險 [8]。146.3 連桿長度的確定連桿長度是設計時應慎重選擇的一個結構參數(shù)，它一般用連桿比來表示，即 。/Rl??連桿長度越短，即 越大，可降低發(fā)動機的高度，減輕活塞件重量和整機重量，能很好的?適應發(fā)動機的高轉速。但 的增大使二級往復慣性力及氣缸側壓力增大，并增加曲軸平衡塊與活塞、氣缸套相碰的可能性。所以為使發(fā)動機的結構緊湊，最合適的連桿長度應該是，在保證連桿及相關機件在運動時不與其他機件相碰的情況下，選取最小的連桿長度。對于缸徑 S≤120mm 的高速汽油機來說， 值一般在 0.27～0.30 之間，又考慮到其他?零件的設計，所以取連桿長度為 187mm，即 值為 0.278，在此范圍內，是可取的 [4]。 6.4 連桿小頭的設計 6.41 小頭結構形式小頭采用薄壁圓環(huán)型結構，它的形狀簡單，制造方便，材料能充分利用，受力時應力分布較均勻。小頭到桿身的過渡采用單圓弧過渡 [5]。6.4.2 小頭尺寸小頭的主要尺寸為小頭內徑 d1，小頭外徑 d2 ,小頭寬度 b1,襯套內徑的 d。由于襯套內徑 d 要和活塞銷相配合，所以其公稱直徑是 26mm。 ·圖 4 連桿小頭 襯套的厚度 一般是 =（0.04～0.08）d。選 可為 2.5mm，所以小頭的內徑 d1 為??31mm。小頭外徑 d2 的選取范圍一般是 d2=（1.2～1.4）d1 ，取 d2=1.37d1=42.5mm。小頭寬度 b1 取決于活塞銷間隔 B 和銷座與連桿小頭的端面間隙。在確定小頭的寬度時候，應使小頭與活塞銷座之間每側都留約 1～2mm 的間隙，用來彌補機體、曲軸、活塞和連桿等零件在軸向尺寸上可能出現(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。應該盡量使小頭具有足夠的承壓面積，以便使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。一般小頭寬度 b1 的范圍是 b1=（0.9～1.2）d， 取 b1=0.98d=26mm，這樣小頭 寬度和銷座之間每側的間隙為 1mm[10]。156.4.3 連桿襯套為了減小活塞銷對連桿小頭的磨損，應在小頭內裝入襯套。1、襯套的材料襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，本設計采用鉛青銅，其優(yōu)點是強度較高，耐磨性好，使用與熱負荷比較大的柴油機。2、襯套與小頭孔的配合襯套與連桿小頭孔為過盈配合，常用的配合為 jd、 je、jb3、jc3 等。過盈太大會使材料屈服而松動，太小會造成壓配松動，使襯套與小頭孔可能會相對轉動。小頭孔的直徑設計為mm，確定襯套與小頭孔的過盈量為 0.033～0.06mm，則襯套外徑尺寸為0.13??mm。.5203襯套與活塞銷的配合間隙應盡量小，以不發(fā)生咬合為原則。青銅襯套與活塞銷的配合間隙△大致在（0.0004～0.0015 ）d 的范圍內，即 0.014～0.053mm，由于此設計選用全浮式活塞銷，故可使銷和襯套的間隙梢大，選用 0.030～0.060mm，即襯套的內徑為 mm[8]。0.327??3、襯套的潤滑在小頭上方開機油孔，靠機體上的噴油嘴噴出的油冷卻活塞的同時，一部分油通過孔流入襯套，達到冷卻的效果。6.5 連桿桿身的設計連桿桿身在膨脹行程中承受作用在活塞上的氣體壓力的壓縮作用，在吸氣行程中承受往復慣性力的拉伸作用，當連桿受壓時，有可能發(fā)生不穩(wěn)定彎曲，此外當連桿作高速擺動運動時還要承受本身的橫向慣性力的彎曲作用。實驗證明，彎曲應力實際上不大?？珊雎浴＿B桿桿身采用工字型截面，工字型截面的長軸位于連桿的擺動平面內。因為工字型截面對材料利用的最為合理，所以應用的也很廣。從鍛造工藝方面看，工字型截面兩臂過薄和圓角半徑過小都是不利的。因為這種連桿鍛造時變形比較大，就有可能產生鍛造裂紋的危險，特別時在工字型截面兩臂邊緣上更易出現(xiàn)裂紋。此外，鍛造這種連桿時磨具磨損也較大。具有邊緣厚并倒圓的工字型截面時比較有利的。工字型截面的長軸 y-y 處于連桿的擺動平面內，使桿身截面對垂直與連桿擺動平面的x 軸的慣性矩 Jx 大與對位于擺動平面的 y 軸的慣性矩 Jy，一般 Jx=(2～3)Jy，這樣符合桿身實際受力情況，并有利于桿身向大、小頭過渡 [9]。連桿桿身的最大應力一般發(fā)生在桿身與大、小頭圓角過渡處，最大壓應力發(fā)生在桿身中部。考慮上面所述，綜合考慮，確定出下列尺寸：連桿桿身橫截面的形狀如圖所示。16其中截面寬 B=20mm t=8mm截面的高 H=（1.2～1.8） B ，取 H=1.25B=25mm圖 5 連桿桿身橫截面形狀6.6 連桿大頭的設計連桿大頭聯(lián)結連桿和曲軸，要求有足夠的強度和剛度，否則將影響薄壁軸瓦和連桿螺栓，甚至整機工作可靠性。為了便于維修，對于像本設計的高速柴油機，連桿必須能從氣缸中取出，故要求大頭在擺動平面內的總寬必須小于氣缸直徑，大頭的外型尺寸又決定了凸輪軸位置和曲軸箱形狀，大頭的重量產生的離心力會使連桿軸徑、主軸承負荷增大，摩擦加劇，有時還為此還不得不增大平衡重，給曲軸設計帶來困難，因此在設計連桿大頭時，應在保證強度、剛度的條件下，尺寸盡量小，重量盡量輕。合理確定大頭的結構尺寸和形狀，就是大頭設計的任務。大頭的結構與尺寸基本上決定與曲柄銷直徑、長度和連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。所謂的大頭設計，實際上是確定連桿大頭在擺動平面內某些主要尺寸，連桿大頭的剖分形式和定位方式以及大頭蓋的結構設計。在設計大頭構形的時候針對一些薄弱環(huán)節(jié)，應注意以下問題：1、連桿蓋上要設置合適的加強筋，加強筋到螺栓孔支承面處要圓滑過渡。2、螺栓頭支承面和螺母支承面要圓弧過度，避免加工尖角，可采用鍛造圓角或圓弧沉割來減少應力集中，但必須盡量提高圓弧沉割處的光潔度 [7]。6.6.1 連桿大頭的剖分形式采用平切口的剖分方式6.6.2 連桿大頭的定位方式平切口連桿當承受慣性力拉伸時，沿連桿體與連桿蓋的結合面方向作用著很大的橫向力，使連桿螺栓承受剪切力。為此必須采用能承受較大剪切力的定位方式，才能保證工作可靠。本設計采用的是螺栓定位 [4]。6.6.3 連桿大頭的主要尺寸1.大頭孔直徑 1D17根據(jù)曲軸曲柄銷的設計尺寸為 55mm，再考慮到軸瓦的尺寸，取 D1=60mm2.大頭孔軸瓦直徑 D2：D2=（0.42～ 0.55）D，取 D=49mm,取壁厚為 5mm，則軸瓦外徑為49+5*2=59mm3、連桿螺栓孔中心線中心線應盡量靠近軸瓦，連桿螺栓孔中心距一般為 =（1.2～1.3） ，取 =1.3 ，即1l1Dl1=78mm，螺紋外側邊后不小于 2～4 mm1l4.大頭的寬度 B2B2=（0.4 ～0.65） =24～39mm，取 30mm1D6.7 連桿組的重量及慣性力查表 86mm 缸徑的高速汽油機的連桿組重量 M 約為 1500g根據(jù)設 計好的圖紙估算出連桿的質心的位置 C， C 到小頭的距離是 H=150mm。其尺寸如圖圖 6 連桿結構圖則連桿小頭的換算質量 和大頭的換算質量 如下：G2G??645817085??????????gHLMG32402 ????????7.連桿的校核7.1 連桿小頭1. 最大過盈量 0.6??2. 工作溫度下過盈量的增加 18?? ??17034.1' ??????? ????mtdt?3. 由襯套過盈配合及受熱膨脹產生的徑向均布壓力 262622121t /6.0415.3.38105384' cmkgfEddp ??????????????????????????＋＝ ??27?????4. 由 p 引起的小頭外表面的應力??37/469221 ???????cmkgfpda’?5. 活塞組最大慣性力??474.51)(''2max?????kgfRgGPj λω6. 固定角 由 圖 紙 量 得 ）10c???7. 小頭平均半徑 2341612??dr8. 小頭中心截面上的彎矩 ??576.097.3.0(' cmax0 ??? ????cmkgfrPMj ）－?9. 小頭中心截面上的法向力 6.248.52.(' cax0 ???? fNj ）－10. 小頭固定截面上的彎矩 ??746.7 cossin'5.0os1(max02 ???????cmkgf rPrjc ）－（） －＋ ??11.小頭固定截面上的法向力 ??879.28cosin('5.osax0?????kfgPNjc ）－＋1912 小頭壁厚 7.5231.4h12??d－＝13.小頭截面積 212 78.4.)8.()( cmbF??14.襯套截面積 960235'd??15.系數(shù) ??79.0'????EK16.小頭受拉時固定截面處外表面應力??107/7.240)2(62??????????????cmkgf hbKNhrMaj＝σ17.小頭承受的最大壓縮力??17.53'4max2?????kgfPDpjzc＋π18.輔助參數(shù) 01.?rMC 查 表 ）(0325.CN19.小頭受壓時中央截面上的彎矩和法向力 cmkgfP??????? .14.572.012.20.小頭固定截面處的 f( )值 f( )=0.013（查表）c?c21.小頭受壓時固定截面處的彎矩和法向力??1278.12)()os(0?????????cmkgfrfPrNMcC???137.6)(02 ??????kgfPcc?22. 小頭受壓時固定截面處外表面應力??147/345)(6222??????????????cmkgfhbKNrhac?23.材料的機械性能 由于材料是 40，取 = 65B?2/ckf則 =（0.45～0.55）=0.51 =33.151??mg=（ 0.7～0.9） =0.8 =26.52z 1?1?2/ckf20=（1.4～1.6） =1.5 =49.730?1??1?2/cmkgf24. 角系數(shù) ??1573.02??????25.在固定角截面的外表面 應力幅 2/9.2)(21cmkgfacja??平均應力 ajm417)'???26.小頭安全系數(shù) ??66.3“1 ???? ??????mazn???因為 n=3.661.5,小頭的強度滿足要求，所以是安全的。27.小頭截面慣性矩 ??1709.1243 ??????cmhbJ28.小頭橫向直徑減小量 ??187035.10)9(' 4623max1 ?????????cEJdPcj??δ=0.000235㎜＜＜0.0075㎜，所以所設計的連桿小頭滿足剛度要求。7.2 連桿大頭1.連桿大頭的強度校核目前還沒有比較合理的驗算連桿大頭強度的公式。在此把整個連桿看成是一個兩端固定的圓環(huán)，通常這個角度假設為 400。圓環(huán)的曲率半徑取內外圓半徑之和的一半。環(huán)的截面面積取 A-A 截面的面積。同時假定作用在連桿大頭上的力按余弦分布。連桿大頭所受慣性力拉伸載荷： KNrgGrgGpj 76.1)1(232'max' ???????連桿大頭中央截面 A-A 上的應力為： ?????? ???? '0'01max' 3.52.)(283.07. FJZlPj ???式中 — 計算圓環(huán)的曲率半徑， =17.5㎜；1l 1l21— 大頭中央截面的慣性矩, = =4.80× ；JJ3012BD41m— 軸承中央截面的慣性矩， = =2.03× ；' ' 4— 大頭中央截面面積， =B（D0-d2）=81㎜2；FF— 軸承中央截面面積， =B（d2- D2）=9 ㎜2；' 'Z — 計算斷面的抗彎斷面模數(shù)，由《材料力學》附錄Ⅱ表 4 查得Z=1.14×105㎜3。：， 公 式 可 簡 化 為取 ??40?MPaFJZlPj 86.34.0)1(23.''max' ?????????由于 σ＜＜[σ]=60～ 200MPa，所以所設計的連桿大頭滿足強度要求。2.連桿大頭的剛度校核連桿大頭橫向直徑收縮量可按下式進行計算。 mJElPj 6'31'max089.)(024. ??????由于 δ 遠遠小于軸承間隙的一半，所以所設計的連桿大頭滿足剛度要求。綜上所述，所設計連桿滿足強度、剛度的要求，故該連桿結構安全。7.3 連桿桿身連桿桿身在不對稱的交變循環(huán)載荷下工作，它受到位于計算斷面以上作往復運動的質量的慣性力的拉伸。在爆發(fā)行程，則受燃氣壓力和慣性力差值的壓縮，桿身的應力幅 σa只決定于氣壓力 Pz，而慣性力只影響平均應力 σm ，所以其計算工況應為最大扭矩工況。由 引起的拉伸應力在桿身中間截面處的計算如下：‘jPFPjj‘??由 壓縮和縱彎曲引起的合成應力擺動平面內：‘cP’cJxlC21???在垂直于擺動平面內：22EcPJlFcxc24????‘’????331htBHJx?)(2y?式中 F — 桿身中間截面面積， F=B（H-h）+ht=53㎜2；c — 系數(shù)，對于各種鋼材， c=0.0002～ 0.0005，取 c=0.0003；— 材料彈性極限；E?— 桿身中間截面對其垂直于擺動平面的慣性矩， = 921.87㎜4；xJ xJ— 桿身中間截面對其擺動平面的慣性矩， =759.51㎜4；y y代入數(shù)據(jù)求得 σj=15.39MPaσ1=123.34MPa,σ2=119.85MPa。應力幅和平均應力在擺動平面內為：MPajmja37.6928.51????在垂直于擺動平面內 Pajmja62.78.5112????所以在擺動平面內的安全系數(shù) 5.18.,1???mazn???在垂直于擺動平面內 5.19.,1?????mazn???所以所設計的連桿桿身中間截面是安全的。在桿身最小截面處的應力計算如下：23拉應力： =20.37MPamin'FPjj??壓應力： =147.14MPain'zjc?應力幅： =63.39MPa2jca???平均應力： =83.76MPajcm?此處的安全系數(shù) n=1.6＞1.5，所以該截面安全。綜上所述，本設計所設計的桿身安全。8.結論通過這次我們親身的設計實踐，讓我們對這些專業(yè)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(fā)動機和活塞連桿的知識，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(guī)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(yè)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(yè)課知識。5). 了解國內外發(fā)動機各個技術的發(fā)展現(xiàn)狀，對當代先進的發(fā)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(yè)設計奠定了堅實的基礎。24參考文獻[1] 楊連生．內燃機設計．北京：中國農業(yè)機械出版社，1981．[2] 陸際青．汽車發(fā)動機設計．北京：清華大學出版社，1990．[3] 楊連生．內燃機設計．北京：中國農業(yè)機械出版社，1981．[4] 唐增寶，何永然，劉安?。畽C械設計課程設計．武漢：華中科技大學出版社，1999．[5] 周龍保．內燃機學．北京：機械工業(yè)出版社，2005．[6] 吳兆漢．內燃機設計．北京：北京理工大學出版社，1990．[7] 沈維道．工程熱力學．北京：高等教育出版社，2002.[8] 劉鴻文.簡明材料力學.高等教育出版社,2000.[9] 王定祥.現(xiàn)代工程機械汽油機.機械工業(yè)出版社,2004.[10] 陸際清.汽車發(fā)動機設計.清華大學出版社, 1999.[11] 王昆 何小柏.機械設計課程設計.高等教育出版社,2004.[12] [日]長尾不二夫.內燃機原理與柴油機設計.機械工業(yè)出版社,1984.[13] 文九巴.機械工程材料.機械工業(yè)出版社,2003.25Structural design of engine piston connecting rod setName:Zou Hongwei Instructor:Chen HaoyunMajor:Class2ofVehicle engineering Abstract: The development of science technology forced the industry of internal-combustion engine to develop, the strength target of engine was gradually heightened, the mechanical and thermal load of piston a， the connecting rod subassembly of piston was higher and higher. Whether their design were in reason, related to the reliability、natural life、let 、economy and so on. Therefore, with own conditions, through true and effective calculation and analysis, getting useful project becomes the most important task of the industry of internal-combustion engine. In severe environment of the internal thermal and mechanical load, the experiment is difficult to get approving effect. For the sake of realization of design target, adapting increasing high pressure, improving strength、wear and natural life of product, needing to adopt advanced design and analysis measure, analyzing construct of piston is good for piston reliability and natural life. Designing piston with excellent quality improves engine to work better.Key words: Internal-combustion engine; piston design; the connecting rod26致謝本文是在陳浩云老師的悉心指導下完成的，在此首先向尊敬的導師表示衷心的感謝。感謝易克傳老師，他淵博的學識、敏銳的洞察力、對問題的把握及嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，指引我在論文寫作道路上前進的每一個步伐。在論文寫作過程中，易老師多次詢問研究進度，畫圖以及理論完成過程，并為我指點迷津，幫助我開拓研究思路，精心點撥、熱忱鼓勵。易老師一絲不茍的學風，嚴謹求實的態(tài)度，踏踏實實的精神，不僅授我以文，而且教我做人，雖相處時間不久，卻使我以終生受益，在此深表謝意。感謝室友及 08 級車輛 2 班的所有同學，感謝他們在我的學業(yè)和生活中對我的幫助。感謝我的父母、朋友無微不至的照顧和鼓勵，他們一直是我學習生涯中不斷前進的精神動力。感謝所有幫助過我的人。