6110型柴油机整体设计及曲轴详细设计(编辑修改稿)

6110型柴油机整体设计及曲轴详细设计(编辑修改稿)内容摘要：

= N•m2 从以上校验的结果可以看出，实际飞轮矩和理论上所需要的飞轮矩基本相等，故飞轮满足要求。 Ⅲ、圆周速度的校核 飞轮旋转时由于材料本身离心力的作用会产生拉伸应力，对于灰铸铁飞轮来说，圆周速度ν = π D2n/60000 不超过 35~50m/s， 否则选用球墨铸铁甚至铸钢、锻钢飞轮。 则 ν = π D2n/60000 = 350 2400/60000=，故本设计飞轮材料选用球墨铸铁飞轮。 33 连杆组设计 连杆组包括连杆体、连杆盖、连杆轴瓦和连杆螺栓。 其作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞上的力矩传给曲轴。 连杆组的材料和工艺 本设计中材料选用 45 钢。 因为 45 钢具有良好的机械性能， 连杆采用 涨断（裂解）工艺 ， 涨断工艺和传统的连杆定位方式比较，实现了连杆大头断裂面的完全啮合，具有更高的结合质量和定 位精度；涨断工艺也简化了连杆大头及螺栓的结构设计，降低了螺栓孔的加工精度要求，减小了连杆大头孔变形。 由于连杆大头定位精度的提高，连杆的承载能力显著提高，连杆的疲劳强度、抗剪切能力及可靠性大大提高，满足了现代发动机向大负荷、高转速发展的要求。 另外由于连杆大头孔的变形减小，发动机振动和噪声指标也显著改善。 连杆结构和尺寸 （ 1） 连杆体 连杆体通常分为连杆小头、杆身和连杆大头三部分。 其结构：连接活塞和曲轴，将活塞直线运动转变为曲轴的回转运动，工作中活塞顶面所受气体压力经连杆传给曲轴，将往复机械工转化 为曲轴转动转矩。 Ⅰ、连杆比λ 连杆大小头孔距 ι = 195 mm，曲柄半径 r = 55mm ；则 连杆比 λ = 55/195 = Ⅱ、连杆小头的结构设计 现在发动机上连杆小头一般 采用薄壁圆形结构，这种结构简单轻巧、制造方便、工作时应力分布均匀、材料利用率高。 a 小头轴承孔内径 d1 d1 = 31 mm （根据活塞销所定） b 小头宽度 B1 根据《内燃机设计》可知，一般柴油机 B1=（ ~） d1 取 B1= 33 mm c 小头外径 D1 根据《内燃机设计》统计可知，小头的外径一般比孔径大 20% ~ 35%， 即D1=( ~ ) d（表 61），小头的最小径向厚度大于 4mm。 取 D1 = 41mm d 小头衬套外径 d 根据《内燃机设计》统计可知，一般 d =（ ~ ） d1 ， 即 d = 35mm 连杆小头与活塞销相连，工作时，小头与销之间有先对运动，因此小头孔中一般压入减摩的青铜衬套。 这种衬套厚度 δ = 2 ~ 3 mm， 宽度 B =30mm。 e 校核 小头承载面比压 q q =PzF / d1b1式中： Pz = 80bar F— 活塞顶面面积 [q] = 850bar （选自《内燃机设计》中的数据） 则 q = Pz F/ d1b1 = 80 1/4π 1102/31 33 = bar q 〈 [q] ，故属安全。 此外，为了润滑活塞销与衬套，在连杆小头和衬套上钻出集油孔或铣出集油槽，用来收集发动机运转飞溅上来的机油，以便润滑。 Ⅲ、连杆杆身结构设计 杆身也承受突变载荷，因此 杆身必须有足够的断面积，并消除产生应力集中的因素。 为了在较小重量下得到较大的刚度，此设计中发动机连杆杆身断面采用“工”字形。 图 51 连杆组 a 杆身“工”字形断面的平均高度 H 根据《内燃机设计》公式可得， H = ( ~ ) D （ D为气缸直径） 即 H = 38mm b 连杆厚度 B 根据《内燃机设计》公式可得， H / B =（ ~） 取 B = 23 mm 为使连杆从小头到大头传力比较均匀，一般把杆身断面 H 从小头道大头 逐渐加大， Hmax/Hmin 值最大到 左右，在杆身到小头和大头的过渡处须用足够大的圆角半径。 Ⅳ、连杆大头的结构设计 连杆大头联接连杆和曲轴，要求有足够的刚度和强度。 连杆大头与连杆盖分开面垂直于连杆轴线，即就是我们所说的平切口连杆。 本设计中选用平切口，因为平切口不仅能使连杆大头具有较强的刚度，换可以减小轴承孔变形以及制造费用低等优点。 另外为了提高连杆大头盖的结构刚度，在连杆盖上设有加强筋。 连杆大头的结构和尺寸基本上决定去曲柄销直径 D长度 B连杆轴瓦厚度δ 2 和连杆螺栓直径 dm。 为了结构紧凑，轴瓦厚度 δ 2趋于减薄，一般汽车轴瓦δ 2 = ~ 3 mm。 a 连杆大头宽度 B2 B2 = mm (根据连杆轴颈长度而定 ) b 连杆大头轴承孔内径 D2 D2 = 72mm（根据连杆轴颈直径而定，取δ 2 = 2 mm） c 连杆大头轴承外径 D2’ D2’ = 87mm d H3 和 H4 的尺寸 H H4对于平切口连杆大头的刚度和硬度影响很大，此高度过小时，连杆螺栓或螺帽的支承面过渡圆角处易成为薄弱环节，会因应力集中而成为疲劳裂纹的发源地。 根据《内燃机设计》中的统计数据，一般取 H3≈ H4≈ ( ~ )D2 即 H3 = H4 = 35mm e 连杆盖与连杆大头的连接 连杆盖与连杆大头之间用两个连杆螺栓紧固，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑型，连杆螺栓孔间距离 C应尽量小一些，一般取 C =（ ~ )D2 ，即C = 108mm；螺栓孔外侧壁厚为 3mm，螺栓孔与轴瓦间距为 1 mm；此外为了减少应力集中，连杆大头各处形状都应圆滑，特别是螺栓头支承面到杆身或大头盖的过渡必须避免尖角，尽可能采用很大的圆角。 （ 2） 连杆轴承 安装在连杆大头孔中的连杆轴 瓦是剖分成两半的滑动轴承，轴瓦是在厚 1 ~3mm的薄 钢背内圆面上浇铸 ~ 厚的减摩合金层而成。 减摩合金具有保持油膜、减少摩擦阻力和加速磨合的作用。 Ⅰ、连杆轴瓦材料 此设计中选用钢背高锡铝合金，这种材料具有较高的承载能力与耐疲劳性，锡质量分数在 20%以上的高锡铝合金轴瓦，在高强化柴油机上得到了广泛的应用。 Ⅱ、轴瓦结构和尺寸 a 轴瓦的形状选用对开式薄壁轴瓦，因为作用在连杆上的惯性力和气压力会使连杆扰曲变形， 导致连杆孔被拉长，所以在垂直方向必然减小。 因此把轴瓦做成椭 圆形。 此外，在考虑到轴瓦的过盈可能在分界面附近引起微量变形，因此将轴瓦做成中间厚，两端薄。 工作时，就可使负荷最大的方向有不大的间隙，而在负荷小的方向则有较大的间隙，这有利于增大流经轴承的油量，能改善散热；同时消除在惯性力作用下，由于水平方向缩小面使轴承冲击轴颈现象。 b 轴瓦厚度δ和宽度 B 根据《内燃机设计》中的统计数据，δ = ~ 3 mm 取 δ = 2 mm 轴瓦取得较薄，因为较薄的轴瓦承载能力高，且结构紧凑，制造成本低，所以在现在柴油机中得到了广泛的应用。 轴瓦宽度 B = 33 mm（根据连杆大头宽度而定） Ⅲ、连杆轴瓦的定位 为了防止连杆轴瓦在工作中发生转动或轴向起动，在两个连杆轴瓦的剖分面上，分别冲压出高于钢背面的两个定位凸键。 装配时，这两个凸键分别嵌入连杆大头和连杆盖上的相应凹槽中。 另外，在连杆轴瓦内表面上还加工有油槽，用以贮存润滑油，保证可靠润滑。 （ 3）连杆螺栓的设计 连杆螺栓是一个很重要的零件，而且螺栓承受的突变负荷，其主要破坏形式是疲劳破坏。 因此。 在本机的螺栓设计中，尽可能地采用提高疲劳强度的措施。 Ⅰ、连杆螺栓材料 本设计中选用韧性较高的合金，列如 40Gr，这种材料，不仅具有较高的强度和韧性，还具有高的淬透性，此外在加工过程中应进行调质处理，热处理后具有很好的综合机械性能，高的疲劳强度。 Ⅱ、连杆螺栓尺寸 螺栓选用 M10，采用标准细牙螺纹，螺栓长度 ι = 62 mm；为了减小应力集中，螺栓与头部之间采用 R= ，过渡圆角表面采用抛光的工艺。 此外，螺纹收尾与光杆部分也应有平缓的过渡。 为了防止发动机工作时自动松动，安装时，须用防松胶或其他锁紧装置紧固。 34 配气机构的设计 配气 机构的 功用是按照发动机每一气缸内的工作循环和发火次序的要求，定时开启和关闭进、排气门，使新鲜充量（汽油机为可燃混合气、柴油机为空气）及时气缸，而废气及时从气缸排出。 本设计为四冲程发动机，故选用气门— 凸轮式配气机构。 气门组 发动机气门组一般是有气门、气门导管、气门座及气门弹簧等零件组成。 （ 1） 气门的布置 本设计中发动机配气机构采用气门顶置式配气机构，其进气门和排气门都倒挂在气缸顶上。 这种布置具有以下优点：气门升程大、气门间隙调整方便。 每缸选用 两气门 ， 即一个进气门和一个排气门 ； 进 气门头部直径比排气门大15％～ 30％，目的是增大进气门通过断面面积，减小进气阻力，增加进气量。 为了使传动机构简单，需要尽量缩短凸轮轴与曲轴之间的轴距，此设计将凸轮轴位置移动到缸体中部，即选用凸轮轴下置式配气结构。 在这种情况下，一般要在凸轮轴和曲轴传动之间加入一个中间齿轮（惰轮）。 （ 2） 气门材料、结构、工艺和尺寸 Ⅰ、材料 气门由头部和杆部两部分组成。 头部的工作温度很好（进气门可高达 300 ~ 400176。 C，排气门更高，可达 700 ~ 900176。 C），需要承受气体眼里、气门弹簧力以及传动 组零件惯性力的作用，其冷却和润滑条件较差。 因此进气门的材料采用合金钢，如 40Cr；排气门则采用耐热合金钢，例如硅铬钢。 Ⅱ、结构和工艺 气门头顶部的形状有平顶、球面顶和喇叭形顶等。 本设计中进、排气门头顶部形状均选用平顶形，这是因为平顶气门头结构简单、制造方便、吸热面积小、质量也小。 此外，气门经调质处理后，头部及杆部硬度 HRC不低于 48，淬火深度不低于 3mm。 Ⅲ、气门尺寸 根据《内燃机设计》中的统计数据， di =（ ~ ） D 取 di = 40 mm ， di — 进气门直径； 气门密封锥面的锥角，称为气门锥角，一般取 r = 45176。 ， 气门总长度 ι 1=ι 0177。 [ 一般ι 0=（ ~ ） D，见《内燃机设计》 ] 取 ι 1 =128 177。 mm 根据《内燃机设计》中的统计数据，气门杆径 d0 d0=（ ~） di ，取 d0 = 9mm 此外，为了防止发动机工作中由于气门与气门座之间的冲击而损坏或被高温气体烧蚀，气门头的边缘应该保持一定的厚度，一般为 1 ~ 3 mm；一般 排气门直径比进气门直径小 15% ~ 20%，即 de=（ 80% ~ 85%） di ，取 de= 34 mm，排气门锥角与进气门锥角想通， r=45176。 ，出于加工工艺上的考虑，取排气门的杆径与进气门杆径和杆长一样。 （ 3） 气门座 气门座可在气缸盖上直接镗出。 它与气门头共同对气缸其密封作用，并接受气门传来的热量。 （ 4） 气门弹簧 气门弹簧选圆柱螺旋弹簧，其材料为高碳锰钢冷拔钢丝，加工后进行热处理。 钢丝表面要光滑，经抛光或用喷丸处理，借以提高疲劳强度，增强弹簧的工作可靠性。 气门弹簧的一端支撑在气缸盖上，而另一端 则压在气门杆端的弹簧座上，弹簧座用锁片固定在气门杆的末端。 气门传动组 气门传动组主要包括凸轮轴、定时齿轮、挺柱等组成。 其作用是使进、排气门能按配气定时规定的时刻开闭，且保证有足够的开度。 （ 1） 凸轮轴 凸轮轴配气机构采用下置式的配气结构。 凸轮轴的轴向尺寸取决去发动机的总体布置。 凸轮轴的一端装有滚动轴承，轴承外则的凸轮轴端装有正时齿轮，油泵凸轮和从动起动齿轮等。 将凸轮轴装入机体后，须用止推螺钉定位，以限制其轴向移动。 在凸轮轴上配有进、排气凸轮（凸轮和轴为一整体），凸轮表面要求耐磨性要好。 为了 减小凸轮轴的变形，发动机机凸轮采用全支承的方法。