模具毕业设计66活塞加工及金属模设计Word文档下载推荐.docx

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活塞的功用是承受气体压力，并通过活塞销传给连杆驱使曲轴旋转，活塞顶部还是燃烧室的组成部分。

2.2活塞的机械负荷

在发动机的工作中，活塞承受的机械载荷包括周期变化的气体压力、往复惯性力以及由此产生的侧向作用力。

在机械在和的作用下，活塞各部位承受各种不同的压力：

活塞顶部动态弯曲应力；

活塞销座承受拉压及弯曲应力；

环岸承受弯曲及剪应力。

此外，在环槽部及裙部还有较大的磨损。

为适应机械负荷，设计活塞时要求各处有适合的壁厚和合理的形状，即在保证足够的强度、刚度的前提下，结构要尽量简单、轻巧，截面变化处的过度要圆滑，以减少应力集中。

2.3活塞的热负荷

活塞在气缸内工作时，活塞顶面承受瞬间高温燃气的作用，燃气的最高温度可达2000°

～2500°

。

因而活塞顶的温度也很高。

活塞不仅温度高，而且温度分布不均匀，各点间有很大的温度梯度，这就成为热应力的根源，正式这些热应力对活塞顶部表面发生的开裂起了重要作用。

2.4磨损强烈

发动机在工作中所产生的侧向作用力是较大的，同时，活塞在汽缸中的告诉往复运动，活塞组与汽缸表面之间会产生强烈磨损，由于此处润滑条件较差，磨损情况比较严重。

第二章汽油机结构参数的选取

1.1汽缸直径的确定

根据设计任务书所提供的设计条件:

所一要设计的宇气油发动机的排量为2.0L.

平均有效压力：

p=0.8～1.2Mpa

活寨平均速度：

Cm<

18m/s

根据内燃机学的基本公式：

Pe=Pe*Vs*i*n/30t

Vm=S*n/30

Vs=π*D2*S/4

其中Pe———为发动机的有效功率，

Pem———为汽缸的工作容积，依题为0.5L

i———为发动机的汽缸数目，依题为4

n———为发动机的转速

vm———为活塞的平均速度，依题为<

S———为发动机活塞的行程

D———为发动机的行程数，依题为4

根据以上的条件带入公式

（1），

（2），（3）得：

70=0.8*π*D2*S*4*（30*Cm/S）/30*4

计算化简后取D=84mmS=90mm

带回原式可以确定n=5500r/m所以基本参数得以确定。

缸径行程比S/D

汽油机S/D的取值范围为0.8～1.2

S/D=90/84=1.07

1.2转速n的确定

根据《内燃机设计》（杨连生）P2，汽油机转速在2500-6000n/min之间

取n=5000r/m

活塞速度Vm=s*n/30=15m/s

符合活塞速度小于18m/s的要求

1.3汽缸工作容积与升功率

气缸工作容积Vs=πD2S/4=0.498L

由于平均有效压力Pme范围在0.8Mpa—1.2Mpa,取Pme=0.9Mpa。

得

Pe=Pme*Vs*n*i/30τ=75Kw

气缸工作容积Vs=πD2S/4=0.498L

升功率PL=Pme*n/30τ=37.5KW/L

曲柄半径于连杆长度之比λ=r/1的范围在1/3～1/4之间，选取λ=0.3。

又因曲柄半径r=45mm所以杆长度为L=r/λ=45/0.3=150mm

1.4缸心距的确定

由于汽油和干缸套的缸心矩Lo/D为1.12-1.24所以初选Lo/D二1.2，得Lo=84mm。

1.5压缩比与燃烧室容积Vc，总容积Va

压缩比范围为7一12，根据《内燃机学》（周保龙）P3O8，受爆燃限制，汽油机压缩比

不超过10,取ε=9

则燃烧室容积Vc=Vs/（ε一1）62.3mL

汽缸总容积Va=Vc+Vs=（62.3+498.5）=560.8mL.

第三章活塞组的设计

活塞组包括活塞，活塞销和活塞环等在汽缸里往复运动的零件，他们是发动机中工作条件最严酷的组件。

发动机的工作可靠性与使用耐久性，在很大程度上与活塞组的工作情况有关。

3.1活塞组的设计要求

（1）要选用强度好、耐磨、比重小、热膨胀系数小、导热性好、具有良好减磨性、工艺性的材料；

（2）有合理的形状和壁厚。

使散热良好，强度、刚度符合条件，尽量减轻重量，避免应力集中；

（3）保证燃烧室气密性好，窜气。

窜油要少又不增加活塞组的摩擦损失；

（4）在不通工况下都能保持活塞与缸套的最佳配合；

（5）减少活塞从燃气吸收的热量，而缸吸收的热量则能顺利地散走；

（6）在较低的机油耗条件下，保证滑动面上有足够的润滑油。

3.2活塞的材料

根据上述对活塞设计的要求，活塞材料应满足如下要求：

（1）热强度高。

即在300～400°

C高温下任然有足够的机械性能，使零件不致损坏；

（2）导热性好，吸热性差。

以降低顶部及环区得温度，并减少热应力；

（3）膨胀系数小。

是活塞与气缸间能保持较小的间隙；

（4）比重小。

以降低活塞组的往复惯性力，从而降低了曲轴连杆的机械负荷和平衡配重；

（5）有良好的减磨性能（即与缸套材料间的摩擦系数较小），耐磨、耐蚀；

（6）工艺性好，低廉。

在发动机中，灰铸铁由于耐磨性、耐蚀性好、膨胀系数小、热强度搞、成本低、工艺性好等原因，曾广泛的被作为活塞材料。

但近几十年来，由于发动机转速日益提高，工作过程不断强化，灰铸铁活塞因此比重大和导热性差两个根本缺点而被逐渐被铝基轻合金活塞所淘汰。

铝合金的优缺点于灰铸铁正相反，铝合金比重小，约占有灰铸铁的1/3，结构重量仅占铸铁活塞的50～70%。

因此其惯性小，这对高速发动机具有重大意义。

铝合金另一突出优点是导热性好，其热导系数约为铸铁的3～4倍，使活塞温度显著下降。

对汽油机来说，采用铝活塞还为提高压缩比、改善发动机性能创造了重要的条件。

共晶铝硅合金是目前国内外应用最广泛的活塞材料，即可铸造，也可锻造。

还硅9%左右的亚共晶铝硅合金，热膨胀系数稍大一些，但由于铸造性能好，适应大量生产工艺的要求，应用也很广。

综合分析，该发动机的活塞采用铝硅合金材料铸造而成。

3.3活塞各部分尺寸

1活塞高度H

H=1D

选择H=84mm

2活塞头部的设计

设计要点

活塞头部包括活塞顶和环带部分，其主要功用是承受气压力，并通过销座把它传给连杆，同时与活塞环一起配合气缸密封工质。

因此，活塞头部的设计要点是：

（1）保证它具有足够的机械强度与刚度，以免开裂和产生过大变形，因为环槽的变形过大势必影响活塞的正常工作；

（2）保证温度不过高，温差小，防止长生过大的热变形和热应力，为活塞环的正常工作创造良好条件，并避免顶部热疲劳开裂；

（3）尺寸尽可能紧凑，因为一般压缩高度H1缩短1个单位，整个发动机高度就可以缩短1.5～2个单位，并显著减轻活塞重量。

而H1则直接受头部尺寸的影响。

压缩高度的确定

活塞压缩高低的选取将直接影响发动机的总高度，以及汽缸套、集体的尺寸和质量。

尽量降低活塞压缩高度是现代发动机活塞设计的一个重要原则，压缩高度H1是有火力按高度h1、环带高度h2、和上群尺寸h3构成的，即

H1=h1+h2+h3

为了降低压缩高度，应保证强度的基础上尽量压缩环岸、环槽的高度及销控的直径。

（1）第一环位置

根据活塞环的布置确定活塞压缩高度时，首先须定出第一环的位置，即所谓火力岸高度h1。

为缩小H1，当然希望h1尽可能小，但h1过小会使第一环温度过高，导致活塞环弹性松弛、粘接等故障。

因此火力岸高度的选取原则是：

在满足第一环槽热载荷要求的前提下，尽量取得小些。

一般汽油机h1=（0.06～0.12）D，D为活塞直径，该发动机的活塞标准直径D=80.985mm，确定火力高度为：

h1=0.09D=0.09x84=7.56

取h1=8mm

（2）环带高度

为减小活塞高度，活塞环槽轴向高度b应尽可能小，这样活塞环惯性力也小，会减轻对环槽侧面冲击，有助于提高环槽耐久性。

但b太小，使制环工艺困难。

在小型高速内燃机上，一般气环高b=1.5～2.5mm，油高b=2～5mm。

该发动机采用三道活塞环，第一和第二称之为压缩环（气环），第三道环称之为油环。

取b1=2mm,b2=2mm,b3=4mm。

环岸高度c，应保证它在气压力造成的负荷下不会破坏。

当然，第二环岸负荷要比第一环岸负荷小的多，温度也低，只有在第一环岸已破坏的情况下，它才可能被破坏。

因此环岸高度一般第一环最大，其他较小。

实际发动机的统计表明，c1=（0.04～0.05）D，c2=（1～2）b，汽油机接近下限。

则c1=0.045D=4mm,

C2=1.5b1=4mm.

因此，环带高度h2=b1+c1+b2+c2+b3=16mm。

（3）上裙尺寸

确定好活塞头部环的布置以后，压缩高度H1最后决定于活塞销轴线到最低环槽（油环槽）的距离h1。

为了保证油环工作良好，环在槽中的轴向间隙是很小的，环槽如有较大变形就会使油环卡主而失效。

所以在一般设计中，选取活塞上裙尺寸一般应使销座上方油环槽的位置处于销座外径上面，并且保证销座的强度不至因开槽而削弱，同事也不致因销座处材料分布不均引起变形，影响油环工作。

综上所述，可以决定活塞的压缩高度H1。

对于汽油机H1=（0.35～0.6）D，所以

H1=0.6xD=0.6x84=50mm.

则h3=H1-h1-h2=26mm.

3活塞顶和环断面

（1）活塞顶

活塞顶的形状主要取决于燃烧室的选择和设计。

仅从活塞设计角度，为了减轻活塞组的热负荷和应力集中，希望采用受热面积最小、加工最简单的活塞顶形状，即平顶。

大多数汽油机正是采用平顶活塞，由于EA1135V1.6L发动机为高压缩比ε=9.3，因而采用近似于平顶的活塞。

实际统计数据表明，活塞顶部最小厚度，汽油机为δ=（0.06～0.1）D，即δ=（0.08x84）=6.72mm。

取δ=8mm。

活塞顶接受的热量，主要通过活塞环传出。

专门的实验表明，对无强制冷却的活塞来说，经活塞环传到气缸壁的热量占70～80%，经活塞本身传到气缸壁的占10～20%，而传给曲轴箱空气和机油的仅占10%左右。

所以活塞顶厚度δ应从中央到四周逐渐加大，而且过度圆角r应足够大，使活塞顶吸收的热量能顺利的被导致第二、三环，以减轻第一环的热负荷，并降低了最高温度。

活塞头部要安装活塞环，侧壁必须加厚，一般取（0.05～0.1）D，取0.1D，厚度则为8mm，活塞顶于侧壁之间应该采用较大的过渡圆角，一般取r=（0.05～0.1）D，取8mm。

为了减少积碳和受热，活塞顶表面应光洁，在个别情况下甚至抛光。

复杂形状的活塞顶要特别注意避免尖角，所以尖角均自习修圆，以免在高温下熔化。

（2）环带断面

为了保证高热负荷活塞的环带有足够的壁厚δ使导热性良好，不让热量过多的集中在最高一环，起平均值为δ=（1.5～2.0）t、。

正确设计环槽断面和选择环于环槽的配合间隙，对于环和环槽工作的可靠性于耐久性十分重要。

槽底圆角一般为0.2～0.5mm。

活塞环岸锐边必须有适当的倒角，否则当岸部于刚壁压紧出现毛刺时，就可能把活塞环卡主，成为严重的漏气和过热的原因，但倒角过大又可能使活塞环漏气增加。

一般该倒角为（0.2～0.5）x45°

（3）环岸和环槽

环岸和环槽的设计以偶那个保持活塞、活塞环正常工作，降低机油消耗量，防止活塞粘着卡死和异常磨损，起环槽下平面应与活塞轴线垂直，以保证环工作时下边于缸桶接触，减小向上窜机油的可能性。

活塞环侧隙在不产生上述损伤的情况下越小越好，目前，第一环于环槽侧隙一般0.05～0.1mm，二、三环适当小些，为0.03～0.07mm，油环则更小些，这有利于活塞环工作稳定和降低机油消耗量，侧隙去诶电脑该油环槽中必须设有回油孔，并均匀的布置再主次推力面侧，回油孔对降低机油消耗量有重要意义，三道活塞环的开口间隙及侧隙如表3.1所示：

表3.1活塞环的开口间隙及侧隙

活塞环

开口间隙/mm

侧隙/mm

第一道环

0.20～0.40

0.05～0.09

第二道环

0.03～0.06

第三道环

0.25～0.45

活塞环的背隙Δ"

比较大，以免环于草底圆角干涉。

一般气环Δ"

=0.5毫米，油环的Δ"

则更大些，如图3.1所示。

（4）环岸的强度校核

在膨胀冲程开始时，在爆发力作用下，第一道活塞环紧压在第一环岸上。

由于节流作用，第一环岸上面的压力p1比下面几力p2大得多，不平衡力会在岸根产生很大的弯曲和剪切应力，当应力值超过铝合金在其工作温度下的强度极限或疲劳极限时，岸根有一可能断裂，专门的试验表明，当活塞顶上作用着最高爆发压力pmax时,p1≈0.9pmax。

p2≈0.2pmax，如图3.2所示。

已知pmax=4.5Mpa，则p1≈0.9x4.5=4.05Mpa,p2≈0.2x4.5=0.9Mpa,

图3.1环与环槽的配合间隙及环槽结构

图3.2第一环岸的受力情况

环岸是一个厚c1,内外圆直径为D’、D的圆环形板，沿内圆柱面固定，要精确计算同定而的应力比较复杂，可以将其简化为一个简单的悬竹梁进行大致的计算。

在通常的尺寸比例下，可假定槽底（岸根）直径D'

=0.9D=0.8*84=67.2mm,在槽深t'

为：

t'

=0.1D=0.1*84=8.5mm

于是作用在岸根的弯矩为

（p1-p2）*π（D2-D'

2）t'

/4*2=0.002pmaxD3

而环岸根断面的抗弯断面系数近似等于

C12π*0.9D/6=0.47c13D

所以环岸根部危险断面上的弯曲应力

δ=0.0026pmaxD3/0.47c12D=0.055pmax（D/c1）2

=0.055x4.5x（84/3.64）2=1.23N/cm2。

同理得剪切应力为：

Τ=0.37pmaxD/c1=0.37x4.5x（84/3.64）=37.04N/cm2

结合成应力公式为：

δ=38.64N/mm2

考虑到铝合金在高温下的强度下降以及环岸根部的应力集中，铝合金的许用应力[δ]=30～40N/mm2，δε<

[δ],校核合格。

4活塞裙部的设计

活塞裙部是指活塞头部最低一个环槽以下的那部分活塞。

活塞沿气缸往复运动时，依靠裙部起导向作用，并承受山于连杆摆动所产生的侧压力N。

所以裙部的设计要求，是保证活塞得到良好的导向，具有足够的实际承压面积，能形成足够厚的润滑油膜，既不因问隙过大发生敲缸，引起噪音和加速损伤，也不因问隙过小而导致活塞拉伤。

分析活塞在发动机中工作时裙部的变形情况。

首先，活塞受到侧压力的作用。

承受侧向力作用的裙部表面，一般只是在两个销孔之间的弧形表面。

这样，裙部就有被扭偏的倾向，使它在活塞销座力一向上的尺寸增大:

其次，由于加在活塞顶上的爆发压力和惯性力的联合作用，使活塞顶在活塞销座的跨度内发生弯曲变形，使整个活塞在销座方向上的尺寸变大;

再次，由于温度升高引起热膨胀，其中销座部分因壁厚较其它部分要厚，所以热膨胀比较严重。

三种情况共同作用的结果都使活塞在工作时沿销座方向涨大，使裙部截面的形状变成为“椭圆”形，使得在椭圆形长轴方向上的两个端而与气缸间的间隙消失，以致造成拉毛现像。

在这些因素中，机械变形影响一般来说并不严重，主要还是受热膨胀产生变形的影响比较大。

因此，为了避免拉毛现象，在活塞裙部一与气缸之间必须预先流出较大的间隙。

当然间隙也不能留得过大，否则又会产生敲缸现象。

解决这个问题的比较合理的方法应该使尽量减少从活塞头部流向裙部的热量，使裙部的膨胀减低至最小;

活塞裙部形状应与活塞的温度分布、裙部壁厚的大小等和适应。

本文采用托板式裙部，这样不仅可以减小活塞质量，而且裙部具有较大的弹性，可使裙部.与气缸套装配间隙减小很多，也不会卡死。

把活塞裙部的横断面设计成与裙部变形相适应的形状。

在设计时把裙部横断截面制成长轴是在垂直与活塞销中心线力一向上，短轴平行于销轴力一向的椭圆形。

常用的椭圆形状是按下列公式设计的:

Δ=（D-d）（1-cos2€）/4