第 1 頁 共 48 頁 1 目 錄 設(shè)計任務(wù)書 3 引言 5 原理部分 6 1 發(fā)動機工作原理 6 1.1 發(fā)動機性能術(shù)語與參數(shù) 6 1.2 四沖程汽油發(fā)動機的工作原理 8 1.3 二沖程發(fā)動機工作原理 10 摩托車發(fā)動機結(jié)構(gòu)與設(shè)計部分 12 1 發(fā)動機機體 12 1.1 汽缸直徑 13 1.2 氣缸工作容積、燃燒室容積和氣缸總?cè)莘e 13 1.3 壓縮比 14 1.4 氣缸工作內(nèi)壓力、氣缸總推力 14 1.5 氣功蓋 15 1.6 燃燒室 16 2 曲柄連桿機構(gòu)的受力分析與平衡 17 2.1 曲柄連桿比 17 2.2 曲柄連桿機構(gòu)運動學(xué) 17 2.3 連桿的角位移、角速度、角加速度 18 3 活塞運動分析 19 3.1 活塞位移 19 3.2 活塞速度分析 20 第 2 頁 共 48 頁 2 3.3 活塞的加速度 22 3.4 熱力強度 23 4 活塞組 24 4.1 活塞 24 4.2 氣環(huán) 28 4.3 油環(huán) 31 4.4 活塞銷 32 5 連桿、曲軸組 34 5.1 連桿 34 5.1.1連桿承受的載荷 34 5.1.2連桿小頭的安全系數(shù) 35 5.1.3連桿大頭的強度驗算 36 5.2曲軸銷的設(shè)計 38 5.3 曲軸 38 5.3.1 組合式曲軸 39 設(shè)計小結(jié) 44 附圖 46 參考文獻 49 第 3 頁 共 48 頁 3 機械零件 畢業(yè)設(shè)計 任務(wù)書 題目：設(shè)計南方 NF 125 摩托車發(fā)動機汽缸部件 a、技術(shù)參數(shù)和原始數(shù)據(jù) 沖程 缸數(shù) 冷卻方式 總排氣量 壓縮比 面積 *行程 最大功率 /相應(yīng)轉(zhuǎn)速Kw/（ r/min） 最大扭矩/相應(yīng)轉(zhuǎn)速 Kw/（ r/min） 燃油消耗率 工作阻力 2 4 1 風(fēng)冷 100 124ml 6： 1 S( 2mm ) H(mm) eP/n eM/n egml/kw.h 1.3Mp b、設(shè)計參數(shù)系列 參數(shù) 組數(shù) S( 2mm ) H(mm) 最大功率 /相應(yīng)轉(zhuǎn)速 Kw/（ r/min） 最大扭矩 /相應(yīng)轉(zhuǎn)速 Kw/（ r/min） 燃油消耗率 1 56 50 7.5/7500 9.5/6000 410 2 68 60 8.8/7500 10.8/6000 420 3 80 65 10/8600 11.5/6000 650 c、設(shè)計參數(shù)代號（組數(shù)）組合選定 沖程數(shù) 4 冷卻方式：風(fēng)冷 總排量 180ml 壓縮比 6： 1 工作阻力 1.3Mpa d、 畢業(yè)設(shè)計 基本要求 1、 全面了解南方 NF 125 型摩托車基本結(jié)構(gòu)、原理、性能，現(xiàn)場測繪發(fā)動機汽缸部件，所得數(shù)據(jù)設(shè)計依據(jù)或參考。 2、 了解二沖程、四沖程發(fā)動機汽缸工作原理，著重分析變速、原理、結(jié)構(gòu)、零件 第 4 頁 共 48 頁 4 材料、機加工及熱處理工藝。 3、 分析該 發(fā)動機汽缸部件的運動、動力分析，確定其極限狀態(tài)。 4、 按所選技術(shù)參數(shù)，設(shè)計發(fā)動機汽缸部件結(jié)構(gòu) （ 1） 按有關(guān)理論、資料進行計算、校核，確定結(jié)構(gòu)參數(shù)。如：曲軸、連桿、活塞、汽缸等零部件之間的布局。 （ 2） 繪制發(fā)動機汽缸體部件裝配圖一張。要求用零號圖紙。圖形、尺寸標(biāo)注、技術(shù)要求、明細表、字體等必須符合國家標(biāo)準(zhǔn) GB4457.(1 4)-84,GB4458.(1 4)-84及其它相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)。 （ 3） 繪制關(guān)鍵零件工作（零件）圖兩張，用二號或三號圖紙。要求視圖布局合理，表達準(zhǔn)確無誤且符合國家標(biāo)準(zhǔn)。 （ 4） 按機械零件 畢業(yè)設(shè)計 指導(dǎo)書要求，完成一萬字幅的設(shè)計說明書一份。要求格式正確，字跡工整清晰，一律用 碳素墨水書寫。 （ 5） 零件圖可用微機繪制，零號裝配圖一律用手工繪制。 引 言 第 5 頁 共 48 頁 5 畢業(yè)設(shè)計 是機械設(shè)計課程重要的綜合性與實踐性教學(xué)環(huán)節(jié)，用時 2.5 周，是一門獨立的考查課程。通過 畢業(yè)設(shè)計 可綜合運用機械設(shè)計課程和其他先修課程的知識，分析和解決機械設(shè)計問題，進一步鞏固、加深和拓寬所學(xué)的知識。作為機械類工科學(xué)生，完成了此項教學(xué)環(huán)節(jié)，也就為完成本科學(xué)業(yè)及將來的畢業(yè)設(shè)計奠定了良好的基礎(chǔ)。 傳統(tǒng)的 畢業(yè)設(shè)計 題目 常選用通用機械的傳動裝置，例如以齒輪減速器為主體的機械傳動裝置。其主要內(nèi)容包括：傳動裝置的總體設(shè)計；傳動零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設(shè)計計算和選擇；裝配圖和零件圖設(shè)計；編寫設(shè)計計算說明書。近幾年來，通過與兄弟院校的交流與探討，經(jīng)過反復(fù)論證和可行性分析，結(jié)合本地區(qū)特點，選擇以摩托車發(fā)動機傳動和變速部分為主的新設(shè)計課題，設(shè)計方法采用常規(guī)手段與微機輔助相結(jié)合。題目和教學(xué)方法的改革有如下一些特點： 1.新題目較經(jīng)典課題更具復(fù)雜性和體現(xiàn)時代氣息，涉及的機構(gòu)及零部件增多，所覆蓋的知識面更廣泛，結(jié)構(gòu)設(shè)計難度加大，設(shè)計時要求 學(xué)生綜合考慮諸多因素，自己分析和解決問題，可以幫助學(xué)生樹立正確的設(shè)計思想，增強創(chuàng)新意識和競爭意識。 2.熟悉掌握機械設(shè)計的一般規(guī)律，提高分析問題和解決問題的能力。同時通過計算、給圖，進一步熟悉和運用技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、設(shè)計手冊等有關(guān)設(shè)計資料，進行全面的機械設(shè)計基本技能的訓(xùn)練，為畢業(yè)設(shè)計打下良好的基礎(chǔ)。 3.設(shè)計過程能理論聯(lián)系實際，學(xué)生們對新穎實用的內(nèi)容更感興趣，可充分調(diào)動學(xué)生的積極性和主觀能動性。 發(fā)動機工作原理 第 6 頁 共 48 頁 6 1.1 發(fā)動機性能術(shù)語與參數(shù) 1、汽缸 汽缸內(nèi)孔直徑 (簡稱缸徑 )用符號 D 表示，單位為 2 上止點、下止點 (1)止點 活塞在汽缸內(nèi)作往復(fù)運動的兩個極限位置，稱為止點。 (2)上止點 活塞離曲軸旋轉(zhuǎn)中心的最遠位置 (3)下止點 活塞離曲軸旋轉(zhuǎn)中心的最近位置 3沖程 上止點和下止點間的距離 (簡稱沖程 )用符號 S 表示，單位為 mm。 S 2r 式中 r 曲柄半徑 (即由曲軸旋轉(zhuǎn)中心至曲柄銷中心的距離 )。 4汽缸工作容積 活塞在汽缸內(nèi)由上止點移動至下止點所掃過的空間容積，稱為汽缸工作容積， Vh 表示，單位為 ml。 231 0 ( )4hv D S m l 若為多缸發(fā)動機，則汽缸工作容積為 各缸工作容積之和，用符號 vh 表示，單位為ml。 V h=ivh 式中 i 汽缸數(shù)。 5燃燒室容積 活塞位于上止點時，活塞上方由活塞、汽缸蓋所圍成的空間容積，稱為燃燒室容積。 第 7 頁 共 48 頁 7 用符號 Vc 表示，單位為 ml。 6氣缸容積 活塞位于下止點時活塞上方的全部空間容積，稱為汽缸總?cè)莘e。用符號 Vn表示，單位為 ml。 Va Vh+Vc 7壓縮比 汽缸總?cè)莘e與燃燒室容積的比值，稱為壓縮比。用符導(dǎo) 表示。 / 1 /a c h cv v v v 8工作循環(huán) 發(fā)動機在連續(xù)運轉(zhuǎn)、對外輸出功率時，要不斷重復(fù)地進 (掃 )氣、壓縮、燃燒膨脹、排氣，這一工作過程稱為工作循環(huán)。 9發(fā)動機功率 發(fā)動機運轉(zhuǎn)時，曲軸實際對外輸出的功率，稱為發(fā)動機功率，也稱為有效功率。用符號 Pe 表示，單位為 kw。； * ()9550e M e np kw 式中 Pe 發(fā)動機曲軸輸出扔矩， N M。 n 發(fā)動機曲軸相應(yīng)轉(zhuǎn)速， r min 發(fā)動機銘牌上標(biāo)明的功率值，稱為標(biāo)定功率。 10有效燃油消耗率 (俗稱比油耗 ) 發(fā)動機單位有效功在 1 小時內(nèi)的耗油量稱 為有效燃油消耗率。用符號 ge表示 ,單位為 g kw*h。 33 . 6 1 0 ( / * )ebeGg g k w hP 式中 Gb單位時間的耗油量， g s 。 第 8 頁 共 48 頁 8 11升功率 發(fā)動機在標(biāo)定工況下，每升汽缸工作容積所發(fā)出的有效功率，稱為升功率。用符號Nl表示，單位為 kw L。升功率是評定發(fā)動機動力性能與強化程度的重要指標(biāo)。 ( / )echpN K W Liv 式中 ep 標(biāo)定功率， kw。 發(fā)動機油門 (或節(jié)氣門 )保持一定開度，其扔矩、功率 隨轉(zhuǎn)速變化而變化的曲線稱為速度特性曲線。油門 (或節(jié)氣門 )全開時的速度特性曲線，稱為外特性曲線 (曲線 1)，曲線 2、 3 為油門 (或節(jié)氣門 )部分開度時的速度特性曲線。 功率 Pe 外特性曲線 I：由功率的計算公式可知，功率 Pe 與 Me*n。成正比。當(dāng)轉(zhuǎn)速 M從很低的數(shù)值增加時， Me 增加，因而 Pe 迅速增大，直至 Mmax 點。繼續(xù)提高 n，Me雖有些降低，但 Me n的乘積是增大的，因此 Pe 仍繼續(xù)增大，但增加得不如前一段那樣快。在 M增至 np時， Me*n 值最大，因此 Pe 達到最大值 (Pemax)。此后，由于 Me急速下降，使 Me*n 減小，因而 Pe 曲線發(fā)生轉(zhuǎn)折， Pe 顯著下降， ge顯著增加。通常，摩托車發(fā)動機的標(biāo)定功率為 (0.8 0.9)Pmax，相應(yīng)的轉(zhuǎn)速 n 作為標(biāo)定轉(zhuǎn)速。 1.2 四沖程汽油發(fā)動機的工作原理 在闡述四沖程汽油發(fā)動機的工作原理之前，先來介紹什么叫活塞的上止點、下止點和活塞沖程 : 活塞在汽缸內(nèi)作往復(fù)運動的兩個極限位置，稱為止點?；钊\動到離曲軸旋轉(zhuǎn)中心最遠時的位置稱為上止點，如圖 1-2-1（ a）所示；活塞運動到離曲軸旋轉(zhuǎn)中心最近時的位置成為下止點，如圖 1-2-1（ b）所示。上止點和下止點之間的距離，稱為活塞沖程，以 S 表示。曲 軸轉(zhuǎn)一周，活塞要走兩個沖程。 四沖程汽油發(fā)動機的工作原理是：曲軸旋轉(zhuǎn)兩周，活塞往復(fù)移動兩次，完成進氣、壓縮、燃 第 9 頁 共 48 頁 9 燒、排氣四個工作 過程，如圖 1-2-2所示。 （ 1） 進氣沖程：進氣沖程開始時，活塞在上止點，燃燒室內(nèi)充滿了前一工作循環(huán)所殘留的廢氣。當(dāng)活塞由上止點向下止點移動時，燃燒室的容積變大，形成真空度，同時通過齒輪帶動凸輪旋轉(zhuǎn)，使凸輪的凸起部分頂開進氣門。燃油通過化油器與空氣混合形成可燃混合氣進入氣缸【圖 1-2-2（ a）】。 （ 2） 壓縮沖程：活塞自下止點向上止點移動【圖 1-2-2（ b）】，此時凸輪的凸起部分已經(jīng)轉(zhuǎn)了過 去，進氣門關(guān)閉。由于凸輪只轉(zhuǎn)過 1/4 周，所以排氣門仍關(guān)閉著。隨著活塞向上移動，燃燒室容積減少，可燃混合氣被壓縮。當(dāng)活塞到達上止點時，燃燒室中的可燃混合氣壓力為 0.60.9MPa，溫度升到 300左右，壓縮沖程完成。 (3) 燃燒沖程：在壓縮沖程接近上止點時【圖 1-2-2（ c）】，燃燒室中的可燃混合氣被火花塞發(fā)生的電火花點燃，可燃混合氣迅速爆發(fā)燃燒，氣體壓力急劇升高，達到 3.04.5MPa,溫度高達 2000左右。活塞受到高壓氣體的推動，由上止點向下止點運動，通過連桿帶動曲軸旋轉(zhuǎn)做功。此時，進 、排氣門均關(guān)閉。 （ 4） 排氣沖程：由于飛輪的慣性，使曲軸連續(xù)轉(zhuǎn)動，帶動活塞由下止點向上止點移動【圖 1-2-2（ d）】。這時，凸輪頂開排氣門，廢氣通過排氣門排出，直到活塞運動到上止點為止，完成了一個工作循環(huán)。 圖 1-2-1 上止點和下止點 （ a）活塞上止點 （ b）活塞下止點 圖 1-2-2 四行程汽油機發(fā)動機的工作原理 （ a）進氣沖程； （ b）壓縮沖程； （ c）燃燒沖程； （ d）排氣沖程 第 10 頁 共 48 頁 10 從四沖程汽油發(fā)動機的工作原理中可知，在全部四個沖程中，進、排氣門開啟和關(guān)閉一次，曲軸旋轉(zhuǎn)兩周（ 720 ），活塞往復(fù)運動各兩次。在所有 4 個沖程中，只有第三沖程（燃燒沖程）是做功沖程，其余都是輔助沖程。發(fā)動機的運轉(zhuǎn)，首先需要有外力將曲軸轉(zhuǎn)動，以便進行進氣和壓縮。當(dāng)可燃混合氣爆發(fā)燃燒推動活塞做功后，由于 曲軸和飛輪的慣性，其他兩個沖程才得以繼續(xù)進行。 1.3 二沖程發(fā)動機工作原理 活塞連續(xù)運行兩個沖程 (即曲軸旋轉(zhuǎn)一周 )完成一個工作循環(huán)的內(nèi)燃機，稱為二沖程發(fā)動機。 下面以一種利用密封的曲軸室作為掃氣泵的單缸二沖程汽油機為例，對照其工作原理圖 1-3-1 和示功圖 1-3-2 來介紹它的基本工作過程。 圖 1-3-1 單缸二沖程汽油機工作原理圖 1火花塞 2燃燒室 3汽缸 4排氣口 5掃氣口 6進氣閥 7進氣口 8曲軸箱 第一沖程 輔助沖程 輔助沖程是活塞自下止點向上止點移動，事先已充人 活塞上方汽缸內(nèi)的可燃混合氣被壓縮，同時，來自化油器的新鮮可燃混合氣又被吸人活塞下方密封的 第 11 頁 共 48 頁 11 曲柄室內(nèi)的過程。如圖 1-2-2(a)所示，當(dāng)輔助沖程開始時，活塞位于下止點 (d 點 )，汽缸內(nèi)己充入可燃混合氣和上一工作循環(huán)未排凈的殘余廢氣。曲軸旋轉(zhuǎn)通過連桿帶動活塞向上止點移動，活塞首先關(guān)閉掃氣口 (A 點 )，結(jié)束曲軸箱向汽缸內(nèi)的掃氣。緊接著活塞關(guān)閉排氣口 (“點 )，結(jié)束汽缸內(nèi)殘余廢氣和極少量可燃混合氣的排出，將封閉在汽缸內(nèi)的混合氣壓縮，其壓力和溫度隨之升高，在活塞接近上止點 (c 點 )時，火花塞發(fā)出的火花點燃被壓縮的混合氣，從 而完成壓縮過程。 如圖 1-2-2(a)所示，在壓縮過程進行的同時，活塞下方密封的曲軸箱容積逐漸擴大，從而形成真空度，在外界大氣壓的作用下，新鮮的可燃 圖 1-3-2 單缸二沖程汽油機示功圖 混合氣使自化油器被吸人曲軸箱，進行著進氣過程。 在示功圖 1-3-2上，曲線 d h a。段表示部分換氣過程；曲線 a c 段表示壓縮過程；曲線 d h a c段表示輔助沖程。 第二沖程 做功 (燃燒膨脹 )沖程 做功沖程是活塞自上止點向下止點移動，活塞下方進行著可燃混合氣預(yù)壓的過 程。 如圖 1-2-2(b)所示，當(dāng)做功沖程開始時，活塞位于上止點 (c 點 )，燃燒室內(nèi)可燃混合氣燃燒，汽缸內(nèi)的高溫高壓燃氣推動著活塞向下止點移動做功，活塞對曲軸箱內(nèi)的可燃混合氣進行預(yù)先壓縮?；钊谙滦羞^程中，首先開啟排氣口 (6 點 )，開始排出廢 第 12 頁 共 48 頁 12 氣 (這時的排氣稱為先期排氣 )，如圖 1-2-2(c)所示。緊接著活塞開啟掃氣口 (點 )，曲軸搞內(nèi)已被預(yù)先壓縮的可燃混合氣被導(dǎo)人汽缸上部，即開始進行掃氣，如圖 1-2-2(d)所示，此時，掃氣和排氣兩個過程是重疊進行的。 在示功圖 1-3-2上曲線 c z 段表示燃燒 過程；曲線 z b段表示膨脹 (做功 )過程；曲線 b f 表示先期排氣過程；曲線 b f d 段表示部分換氣過程；二沖程沒有單軸的進、排氣沖程，其換氣 (排氣和掃氣 )是在下止點前后進行的，即在 b f d h a 段完成的。 做功沖程結(jié)束時，活塞又回到下止點。至此，單缸二沖程汽油機只經(jīng)歷了活塞往復(fù)各一次共兩個沖程，完成了進氣和掃氣、壓縮、燃燒膨脹、排氣等過程，完成一個工作循環(huán)。在示功圖 1-3-2 上表示為封閉曲線 d h a c z b f d。 同單缸四沖程汽油機一樣，單缸二沖程汽油機做功沖程結(jié)束后，曲軸依靠飛 輪的慣性作用繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，上述各個過程又依次重復(fù)進行，使單缸二沖程汽油機能連續(xù)地對外輸出功率。 摩托車發(fā)動機結(jié)構(gòu)與設(shè)計 1 發(fā)動機機體 氣缸體 氣缸體的作用除形成氣缸工作容積外，還用作活塞運動導(dǎo)向，其圓柱形空腔稱為氣缸。 由于氣缸壁表面經(jīng)常與高溫高壓燃氣接觸，活塞在汽缸內(nèi)作高速運動（最高速度可達 100km/s） 并施加側(cè)壓力，以及氣缸壁與活塞環(huán)幾活塞外圓表面之間反復(fù)摩擦，而其潤滑條件由較差，所以氣缸體必須耐高溫、耐高壓、耐腐蝕，還應(yīng)具有足夠的剛度和強度。 第 13 頁 共 48 頁 13 氣缸體的材料一般用優(yōu)質(zhì)灰鑄鐵，為了提高氣缸的耐磨性，可 以在鑄鐵中加入少量的合金元素，如鎳、鉻、鉬、磷、硼等。 汽缸內(nèi)壁按二級精度珩磨加工，其工作表面有較高的關(guān)潔度，并且形狀和尺寸精度也都比較高。 為了保證氣缸壁表面能在高溫下正常工作，必須對汽缸體和氣缸蓋隨時加以冷卻。發(fā)動機有風(fēng)冷和水冷兩種。用風(fēng)冷卻時，在汽缸體和氣缸蓋外表面鑄有許多散熱片，易增大冷卻面積，保證散熱充分。用水冷卻時在汽缸體內(nèi)制有水套。 1.1 氣缸直徑 氣缸直徑是指氣缸內(nèi)徑，與活塞相配合，是發(fā)動機的重要參數(shù)，許多主要的尺寸如曲柄銷直徑、氣門直徑、活塞結(jié)構(gòu)參數(shù)等，都要根據(jù)氣缸直徑來選取。 參數(shù)設(shè) 計： 氣缸直徑已標(biāo)準(zhǔn)化，其直徑值按一個優(yōu)先系列合一個常用系列來選取。因此根據(jù)有關(guān)資料可確定氣缸的直徑為： D=68mm 1.2 氣缸工作容積、燃燒室容積和氣缸總?cè)莘e 上止點和下止點之間的氣缸容積，稱為氣缸工作容積（也稱為總排量）（圖 1.2.1）。氣缸工作容積與氣缸直徑的平方、活塞沖程的大小成正比。氣缸直徑越大、工作容積越大、發(fā)動機的功率也就相應(yīng)地增大。 氣缸工作容積的計算公式為 NSDVn 42 (1.2-1) 式中： Vn 氣缸工作容積 (ml)； D 氣缸直徑（ mm） ； 第 14 頁 共 48 頁 14 S 活塞行程（ mm；） N 氣缸數(shù)目。 參數(shù)設(shè)計： 因設(shè)計要求的是單缸發(fā)動機的排氣量 Vn 為 180ml，那么其活塞行程為： mm501804 6814.34 22 dV nS 同時活塞行程 S =2r； r為曲軸半徑 那么 ： mm252502 Sr 1.3 壓縮比 氣缸總?cè)莘e與燃燒室容積的比值，稱為壓縮比。壓縮比表示活塞由下止點到上止點時，可燃混合氣在氣缸內(nèi)被壓縮多少倍。此處壓縮比 =6： 1。 1.4 氣缸工作內(nèi)壓力、氣缸總推力 氣缸工作內(nèi)壓力是一個變量，隨作功行程的開始，數(shù)值急劇下降。高質(zhì)量的氣缸在跳火燃燒的瞬間，內(nèi)壓力可達 3 5MPa。 氣缸總推力是指一個周期內(nèi)氣缸對外實際作功量。其計算式為： PDsF 24 (1.4-1) 式中： F 氣功總推力（ N） ； 氣缸效率；一般 30 ；Ps 氣缸工作內(nèi)壓力（ MPa）； D 氣缸直徑（ mm）。 參數(shù)設(shè)計： 氣功工作內(nèi)壓力： PDsF 24 4 4 .3 5 6 K30 8643 .1 4 1.5 氣功蓋 圖 1.2.1 氣缸燃燒室容積和工作室容積 （ a）燃燒室容積 （ b）工作室容積 第 15 頁 共 48 頁 15 氣功蓋用螺柱與氣缸體曲軸箱或氣缸體固連在一起。為了增加密封性，氣缸 體和氣缸蓋之間加有氣缸襯墊。氣缸蓋的作用主要是封閉氣缸上部，并與活塞頂部和氣缸壁共同形成燃燒室。燃燒室有很多種形式，不同形式的燃燒室氣功蓋的結(jié)構(gòu)又有所不同。 四行程頂置氣門發(fā)動機的氣缸蓋上有進、排氣門座及氣門導(dǎo)管，并設(shè)有進氣道和排氣道，裝有進、排氣管等。 對氣缸蓋螺栓連接靜強度計算： d43Q.112ca (1.5-1) 對螺栓的疲勞強度進行精確校核： S)m i n2)(K( )K(2Sam i n1 t cca (1.5-2) 12max d4Q (1.5-3) 12pmin d4Q (1.5-4) 2 m inm axa (1.5-5) 式中：1tc 螺栓材料的對稱循環(huán)拉壓疲勞極限。 試件的材料特性，即循環(huán)應(yīng)力中平均應(yīng) 力的折算系數(shù)，對于合金鋼為0.2 0.3 K 拉壓疲勞強度綜合影響系數(shù) S 安全系數(shù) 參數(shù)設(shè)計： 由于有密封性， 1F =1.5 1.8F，此處可取 6F.1F1 則 1 1 3 3 0 .8 N2 . 6 FFFQ 1 材料可選 10.9 級的合金鋼，查表得： aB 1000MP ， aS 900MP 靜載荷時， S=1.5,所以 as 6 0 0 M P5.1/900S/ 第 16 頁 共 48 頁 16 a2ca 6 0 0 M Pd41 1 3 3 0 . 83.1 則 mmd 8.260 0 48.11 3303.1 變載荷時： 對于合金鋼螺栓， 5.0(0 F1)6.0 As 取1s0 0.5F A as MPAF 4 5 05.010m i n 2max48.11330d 查表得：atc MP2401 ， 2.5K。取 3.0 5.148.1 13 30)3.02.5(4 50)3.02.5(2 4022dS ca 則 66.6d ,即 66.685.0 D ，所以 mmD 84.7 可取 D=8.5mm 1.6 燃燒室 燃燒室的種類較多，有鍥形、盆形、菱形 、半球形等燃燒室。半球形燃燒室結(jié)構(gòu)呈半球形，比起鍥形、盆形燃燒室更為緊湊，面容比最小。因進、排氣門分別置于氣缸軸線的兩側(cè)，故其配氣機構(gòu)比較復(fù)雜。但有利于促進燃料的完全燃燒和減少排氣中的有害成分，對提高經(jīng)濟性和排氣凈化有利。 有關(guān)計算結(jié)果： 表 1 名稱 尺寸或數(shù)值 單位 氣缸直徑 D 68 mm 第 17 頁 共 48 頁 17 活塞行程 S 50 mm 燃燒室體積 VC 36 ml 曲軸半徑 r 25 mm 氣功工作內(nèi)壓力 F 4.358 KN 氣缸的材料：質(zhì)灰鑄鐵 2 曲柄連桿機構(gòu)的受力分析與平衡 2.1 曲柄連桿比 曲柄連桿臂時指曲柄半徑與連桿長度之比，簡稱為連桿比，用 表示。由下式定義 lr (2.1-1) 式中： r 曲柄半徑，即曲柄銷中心到曲軸中心之間的距離； l 連桿長度，即連桿大小頭軸線之間的距離。 連桿比不僅影響曲柄連桿機構(gòu)的運動特性，而且影響發(fā)動機的外形尺 寸。 值越大，連桿越矩，發(fā)動機的總高度（立式發(fā)動機）或總寬度（臥式發(fā)動機）越小。對于 V形發(fā)動機，其總高度和總寬度都會減少。連桿過矩時易導(dǎo)致活塞在運動過程中與曲柄相碰。因此一般情況下現(xiàn)代摩托車發(fā)動機的連桿比 3151 ，盡可能地采用矩連桿。 參數(shù)設(shè)計： 取 1/4； 那么連桿長度： l r/ = 25.5/(1/4) =102 mm 2.2 曲柄連桿機構(gòu)運動學(xué) 曲柄連桿機構(gòu)運動學(xué)是研究曲柄連桿機構(gòu)各主要零件的運動規(guī)律，分析其 作用力和力矩及發(fā)動機的平衡和曲軸的扭轉(zhuǎn)振動的一門科學(xué)。 在計算時，曲軸的轉(zhuǎn)動可以近似看成等速轉(zhuǎn)動，這是因為高速發(fā)動機在穩(wěn)定工況下工作時，由于扭轉(zhuǎn)的不均勻性而引起的曲軸旋轉(zhuǎn)角速度的變化不大。 第 18 頁 共 48 頁 18 曲軸的角速度可以寫為 30n srad 式中： n 曲軸轉(zhuǎn)速， minr 。 曲柄銷中心的切向速度 vt和向心加速度 an分別為： vt r sm (2.2-1) an r 2 s2m (2.2-2) 式中： r 曲軸 半徑， m。 在討論連桿、活塞的運動規(guī)律時，不用時間 t表達，而是用曲軸轉(zhuǎn)角 ，并且規(guī)定：將活塞處于上止點位置所對應(yīng)的曲軸位置作為曲軸轉(zhuǎn)角的起點（即 0），因而，活塞的速度、加速度的方向朝著曲軸中心線方向為正，背離曲軸中心線方向為負(fù)。 參數(shù)設(shè)計： 曲柄的角速度： sr a dn 7 8 530 7 5 0 014.330 曲柄銷中心的切向速度 vt和向心加速度 an分別為： vt s/m625.197851025r 3 an 104 0 6.157 8 51025 3232 r s2m 2.3 連桿的角位移、角速度、角加速度 對于活塞中心線通過曲軸中心線的曲柄連桿機構(gòu)（圖 2.3.1） 。曲柄半徑 r 與連桿長度 l 的比值： r/l 則 sin sin (2.3-1) 于是可得到連桿的角位移 第 19 頁 共 48 頁 19 )sinarcsin( 當(dāng) 90 和 270 時連桿的角位移為最大，即 圖 2.3.1 曲柄連桿機構(gòu) acrsinmax arcsin（ 1/4） =14.48 rad/s 連桿 擺動的角速度 s in22 1 c o sc o sc o s dtd 當(dāng) 為 0 和 180 時，連桿角速度為最大值， 35.1 9 6417 8 5m ax rad/s 當(dāng) 為 90 和 270 時，連桿角速度為 0。 連桿擺動的角加速度 )s in1(c o ss ins inc o sc o sc o sc o sdtd222322322222322222dt)c o sc o s(d22s i n)1()1(1s i ns i ndtd)s i n(c o sc o ss i n 當(dāng) o90 和 o270 時， 22m a x 1 159270.8rad/ 當(dāng) o0 和 o180 時，連桿的角加速度為 0。 3 活塞運動分析 3.1 活塞位移 對于活塞中心線過曲軸中心線的曲柄連桿機構(gòu)（圖 2.3.1） ?；钊男谐?S 2r，活塞的位移 )c o sc o s()( lrlrX (3.1-1) 最大位移量： 51m ax rrX mm s i ns i n 222 11co s 由牛頓二項式，可將 sin 221 展開，則 . . .642 3142 1211c o s s i ns i ns i n 664422 第 20 頁 共 48 頁 20 在實際計算中取前兩項已足夠精確。則活塞的位移可寫成 )21c o s1()211(c o s)X s i ns i n 222 rlrlr（ 位移 X隨和的變化關(guān)系可以用圖像表示（圖 3.1.2） .由圖像和公式都可以看出：曲軸轉(zhuǎn)角從 0 和 90 時活塞的位移值，比從 90 和 180 時活塞的位移值大，而且值越大，其差值也越大。 3.2 活塞速度分析 活塞速度的精確數(shù)值為 )c o s2s i n( s i n rdtdadadXdtdXv (3.2-1) 對活塞的速度也可以進行近似計算，其近似值由對位移的近似計算式微分得到： vvrrrv 212s i n2s i n)2s i n2( s i n (3.2-2) 因此，活塞速度是兩個速度分量之和，可以看成是由 v1和 v2兩個簡諧部分組成。其圖像如圖 3.1.1 所示。 3.2.1 活塞的最大速度 當(dāng) 90 時 v r，此時活塞速度等于曲柄銷中心的圓周 速度。但這并不是活塞的最大速度?；钊谧畲笏俣葧r的曲柄轉(zhuǎn)角 max可以用 v 對 微分求極值的方式求得： 圖 3.1.1 活塞位移與曲軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系 圖 3.1.2 活塞速度曲線 第 21 頁 共 48 頁 21 0)1(c o s)2c o s( c o s c o s2 rrddv 即 012c o s c o s 2 解此方程得： 22m a x 8114 12141 4 1c o s (3.2.1-1) 因為 3151 時 1811412maxc o s 不合理的，所以方程的合理根只能取 8 2m ax 114 1c o s)(f (3.2.1-2) 81 2m a x 14 1a rc c o s (3.2.1-3) 由式可以看出：活塞在最大速度式的 max小于 90 或大于 270 。即活塞的最大速度出現(xiàn)在偏向上止點一側(cè)。 不同的值其最大速度時的值也不同，值越大活 塞速度的最大值也越大，相應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角 max也偏向上止點一側(cè)。 3.2.2 活塞平均速度 曲柄旋轉(zhuǎn)一周時活塞的速度不斷發(fā)生變化，時快時慢，時正時負(fù)。 0 180時 v為正值； 180 360 時 v為負(fù)值； 0 、 180 、 360 時 v 0 ； 90 、 270 時 v r。 活塞的平均 速度 30SnC TS2m 式中： S 活塞行程； n 發(fā)動機轉(zhuǎn)速； T 曲軸轉(zhuǎn)動一周所需的時間。 活塞的平均速度雖然只能粗略地估計活塞運動的快慢，但它是表征發(fā)動機性能指標(biāo)的重要參數(shù)。它從一個方面反映樂發(fā)動機的強化程度，同時也在一定程度上放映樂活塞和氣功之間相互摩擦的強烈程度。隨著活塞平均速度的提高，活塞和氣功磨損加劇。 參數(shù)設(shè)計： 第 22 頁 共 48 頁 22 活塞平均速度： sSnC m m5.1230 7 5 0 0105030 2 3.3 活塞的加速度 活塞加速度的精確值由下式 求出 c o sc o s3322242s i nc o s2c o sc o ss i n2s i n2c o s2c o srr ddc a sdtdadadvj (3.3-1) 活塞加速度的近似值由下式求出 2c o sc o s2c o sc o sj rwrwrw 222 (3.3-2) 因此活塞加速度也可以看作是兩個簡諧運動之和，如圖 3.2.2.1 所示。 3.3.1 活塞加速度的極值 活塞加速度的極值是指活塞的最大正加速度和最大負(fù)加速度，由下式求得： 02s i n2s i n2m ax rj dadj 0c o s41s in 0sin 或 0cos41 若 0sin ， 0或 180相應(yīng)的加速度為 12rjmxa 或 12rjmxa (3.3.1-1) 若 0cos41 則 41a rc c os，相應(yīng)的加速度為： 81124112222m a x 41c o s2c o s 2rrrj 參圖 3.2.2.1 活塞加速度曲線 第 23 頁 共 48 頁 23 數(shù)設(shè)計： 活塞最大正加速度 81rj 2m a x 107852532418141 sm10554.11 23 3.4 熱力強度 材料受熱時會產(chǎn)生變形，如果變形受到限制就會在材料中產(chǎn)生熱應(yīng)力。在熱負(fù)載的反復(fù)作用下，熱應(yīng)力會使材料受到疲勞破壞。比如一旦發(fā)動機氣缸蓋的 溫度分布不均勻?qū)a(chǎn)生很大的熱應(yīng)力，就容易導(dǎo)致其產(chǎn)生裂紋。熱力強度是指材料抵抗熱疲勞破壞的能力。 各種材料在受熱變形受到限制時產(chǎn)生的熱應(yīng)力大小可用熱應(yīng)力特性（ E ）表示，其中 材料的熱膨脹系數(shù)， E 為彈性模量， 為導(dǎo)熱系數(shù)。為了比較材料的熱力強度，用材料的拉伸強度 B與（ E ）相比得到熱力強度系數(shù)。熱 應(yīng)力特性（ E ）愈小，熱應(yīng)力愈小，熱力強度系數(shù)愈大，熱力強度愈大。由此可見：材料的導(dǎo)熱性愈好，膨脹系數(shù)愈小，高溫疲勞強度愈搞 . 有關(guān)計算結(jié)果 表 3 名稱 尺寸或數(shù)值 單位 連桿長度 L 100 mm 曲柄的角速度 785 rad/s 曲柄銷中心的切向速度 Vt 19.625 m/s 曲柄銷中心的切向加速度 an 15 406 10 3 m/s2 第 24 頁 共 48 頁 24 活塞最大位移量 Xmax 50 mm 活塞平均速度 12.5 m/s 活塞最大正加速度 11.554 10 3 m/s2 連桿材料： 45 號鋼。 4 活塞組 4.1 活塞 活塞一般呈圓柱形，其結(jié)構(gòu)如圖 4.1.1所示?；钊c氣缸為間隙配合，自阿氣缸內(nèi)作往復(fù)運動，其主要作用式承受氣缸中的氣體壓力 所造成的作用力，并將這些力通過活塞銷傳 給連桿，以推動曲軸旋轉(zhuǎn)；活塞頂部還與氣 缸壁、氣缸蓋共同組成燃燒室。由于活塞頂部直接與高溫高壓燃氣接觸，燃氣的最高溫度可達 2500K，因此活塞的溫度很高，頂部中心的溫度可達 600 700K。高溫一 方面使活塞材料的機械強度顯著下降（在 600K 溫度下約下降 50%） ,另一方面還會使活塞的熱膨脹量增大，影響活塞與相關(guān)零件的配合?；钊敳吭谧鞴π谐虝r承受這燃氣帶沖擊性的壓力。對于汽油機活塞，瞬時最大壓力值高達 3 5MPa。對于柴油機瞬時最大壓力值可達 6 9MPa,采用增壓時則更高。高壓導(dǎo)致活塞的側(cè)壓力大，引起活塞變形，加速或活塞外表面的磨損。活塞在氣功中作高速往復(fù)運動，其承受的氣壓力和慣性力呈周期性變化，因此活塞的不同部位分別受到交變的拉伸、壓縮或彎曲載荷；并且由于活塞的溫度各部位極不均勻，使活塞的內(nèi)部產(chǎn)生一 定的熱應(yīng)力。所以要求活塞的質(zhì)量盡可能小，熱膨脹導(dǎo)熱性能好和耐磨。目前廣泛采用的活塞材料使共晶硅鋁合金。 4.1.1 活塞的壓縮高度 活塞頂面至活塞銷中心之間的距離稱為活塞的壓縮高度，如圖 4.1 中的 H1 。 圖 4.1.1 活塞 1頂部； 2頭部； 3裙部； 4環(huán)岸； 5環(huán)槽； 6銷座； 7加強筋； 8卡環(huán)槽；9泄油孔及泄油槽 第 25 頁 共 48 頁 25 現(xiàn)代摩托車發(fā)動機活塞的壓縮高度希望取較小的值，以減少活塞的尺寸和重量。要減少活塞的壓縮高度應(yīng)從兩方面入手；一要降低火力的高度；二要減少活塞環(huán)的數(shù)量和厚度。 一般情況下，四行程發(fā)動機活塞的壓縮高度取 H1 0.45 0.57D。 4.1.2 火力岸高度 第一道活塞環(huán)槽的上邊至活塞頂面的距離稱為活塞的火力岸高度 ，如圖 4.1 中的 H4 。 減少 H4會增強第一道環(huán)的導(dǎo)熱能力，從而 可以降低活塞頂部的溫度，防止爆燃。一般來說，火力岸高度的大少要根據(jù)試驗后確定。 4.1.3 環(huán)帶高度 第一道環(huán)的上邊至最后一道環(huán)下邊之間的距離稱為環(huán)帶高度，如圖 4.1 中的 H3。 減少環(huán)帶高度也就減少了活塞的壓縮高度，從而減少了活塞的慣性力和摩擦損失，這對提高發(fā)動機的功率和使用壽命很有好處。減少環(huán)帶高度必須減少活塞環(huán)數(shù)或減少活塞環(huán)的厚度及環(huán)岸高度 b?，F(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 0.8 1.5mm。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。 4.1.4 環(huán)岸的強度校核 在爆發(fā)壓力作用下，第一道氣環(huán)緊壓在第一環(huán)岸上。第一環(huán)岸的受力情況如圖 4.1.4 所示，在 P1、 P2合力的作用下，環(huán)根產(chǎn)生很大的彎曲和剪切應(yīng)力，擋這些應(yīng)力超過材料的強度極限時，環(huán)岸就會產(chǎn)生斷裂。 由試驗可知；當(dāng) P1 0.9Pmax， P2 0.2Pmax 時，可以 圖 4.1 活塞結(jié)構(gòu)尺寸示意圖 圖 4.1.4 第一環(huán)岸的受力 情況 第 26 頁 共 48 頁 26 把環(huán)岸看成一個厚度為 b、內(nèi)外圓直徑為 D 和 D的圓環(huán)形 板，并沿內(nèi)圓柱面固定。然后把環(huán)岸看成 簡單的懸臂梁進行估算。 Pmax 為最大爆發(fā)壓力。 設(shè) D=0.9D, 作用在環(huán)岸根的應(yīng)力為： DptDDPP3m ax2221 0 0 2 6.024 （ 4.1.4-1） 式中： t 活塞環(huán)槽深。 環(huán)岸根部危險斷面的抗彎斷面系數(shù)的近似值為 D47.09.061 b 2121 Db （ 4.1.4-2） 環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應(yīng)力 為 bDPbDPD 12m ax213m ax 0 5 5.047.00 0 2 6.0 （ 4.1.4-3） 環(huán)岸根部危險斷面的剪切應(yīng)力 為 bDP 1max37.0 （ 4.1.4-4） 合應(yīng)力 3 22 考慮倒鋁合金活塞在高溫下的強度下降及岸根的應(yīng)力集中，其許應(yīng)力取 mmN 210090 參數(shù)計算 ：環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應(yīng)力 為 bDPb DP D 1055.047.00026.02m a x213m a x mmN6.250 2236.814055.0 環(huán)岸根部危險斷面的剪切應(yīng)力 為 bDP 1max37.0 mmN261.256.245437.0 合應(yīng)力 3 22 mmN16.25336.81 222 29.92 第 27 頁 共 48 頁 27 符合要求。 有關(guān)活塞的尺寸設(shè)計結(jié)果： 表 4.1 名稱 數(shù)值 單位 壓縮高度取 H1 34 mm 環(huán)帶高度 H3 9.8 mm 火力岸高度 H4 4.5 mm 總高度 55 mm 壁厚 4 mm 內(nèi)圓直徑 D 61 mm 外圓直徑 D 67 mm 第一道環(huán)的環(huán)岸高度 b1 3.5 mm 第二道環(huán)的環(huán)岸高度 b2 2 mm 第一道環(huán)槽高度 C1 1.4 mm 第二道環(huán)槽高度 C2 1.4 mm 第三道環(huán)槽高度 C3 1.5 mm 活塞的材料： 高硅鋁合金 見附圖一 4.2 氣環(huán) 氣環(huán)安裝在氣缸頭部的活塞環(huán)槽中。其作用使保證活塞與氣缸壁之間的密 封，防止氣缸中的高溫高壓燃氣大量漏入曲軸箱；另外，活塞頂部的熱量大部分右氣環(huán)傳給氣缸壁，再由冷卻水或空氣帶走。 在氣環(huán)所起的密封和導(dǎo)熱兩大作用中，主要是密封作用。因為密封好，說明氣環(huán)與氣缸壁貼河緊密，導(dǎo)熱自然會好。如果氣環(huán)的密封性不好，高溫燃氣將直接從氣環(huán)與氣 第 28 頁 共 48 頁 28 缸壁之間的縫隙中漏入曲軸箱，活塞環(huán)直接與漏出的高溫高壓燃氣接觸。此時不但由于氣環(huán)與氣缸壁結(jié)合不嚴(yán)不能很好地導(dǎo)熱，相反使氣環(huán)地吸熱量增加，最后必將導(dǎo)致活塞河活塞環(huán)被燒壞。 活塞環(huán)地厚度在保證強度河可靠性地情況下越薄越好，薄的活塞環(huán)有利于減少活塞的壓縮高度 ，有利于減輕活塞重量；降低活塞環(huán)于氣缸之間的摩擦損失；遏制活塞環(huán)的振動。 目前廣泛采用的活塞環(huán)材料使合金鑄鐵（在優(yōu)質(zhì)灰鑄鐵中加入銅、鉻、鉬等合金元素）。隨著發(fā)動機的強化，活塞環(huán)特別使第一環(huán)，承受著很大的沖擊載荷河熱負(fù)荷，因此要求活塞材料除了耐熱、耐磨以外，還應(yīng)有高的強度和沖擊韌性?，F(xiàn)代摩托車強化發(fā)動機常采用合金彈簧鋼（如 60Si2CrA，其硬度為 HRc45 55）制造活塞環(huán)。 為了提高活塞環(huán)的耐磨性，第一道環(huán)的工作表面常常鍍有多孔性鉻。多孔性鉻層強度高，并能儲存少量機油，可以提高潤滑性能。這種環(huán)的工作壽命比 普通環(huán)高 2 3倍。其余氣環(huán)一般鍍錫，以改善其磨合性。此處還可以用噴鉬來提高活塞環(huán)的耐磨性。 4.2.1 氣環(huán)的工作狀態(tài) 活塞環(huán)裝入后與活塞環(huán)槽的上端面或下端面之間留有一定的間隙，這個間隙稱為活塞環(huán)的邊隙；活塞環(huán)與活塞環(huán)的底部也留有一定的間隙，稱為背隙，以防止活塞環(huán)受熱膨脹而卡死在活塞環(huán)槽中。第一道的邊隙一般為 0.02 0.1mm，第二道環(huán)的邊隙一般為0.02 0.08mm。 活塞環(huán)隨活塞在氣缸中作往復(fù)運動時，活塞環(huán)在活塞槽中的位置并不是固定的。在進氣行程中活塞環(huán)向下移動，由于氣環(huán)與氣缸壁之間的摩擦阻力 及活塞環(huán)本身的運動慣性，活塞環(huán)與活塞槽的上端面接觸；在壓縮行程和排氣行程中活塞和活塞環(huán)（指第一道環(huán)）有高溫高壓燃氣推動向下移動，使之和壓縮行程一樣，活塞環(huán)與活塞環(huán)槽的下端面接觸。 第 29 頁 共 48 頁 29 4.2.2 氣環(huán)的類型 氣環(huán)的類型比較多，有矩形斷面氣環(huán)、扭曲環(huán)、錐面環(huán)、梯形環(huán)、桶面環(huán)、 L 形環(huán)、組合式氣環(huán)。 4.2.3 活塞環(huán)的高度 活塞環(huán)的高度即活塞環(huán)的軸向尺寸。 活塞環(huán)的高度 b 增大，環(huán)的導(dǎo)熱性能提高，但也會增大環(huán)的質(zhì)量，是慣性力增大，從而，一方面是環(huán)撞擊活塞環(huán)槽的力加大核摩擦面加大；另一方面導(dǎo)致活塞環(huán)處在懸浮狀態(tài)的時 間延長（相對曲軸轉(zhuǎn)角），造成漏氣量增加。因此，活塞環(huán)高度有減少的趨勢。國內(nèi)摩托車氣環(huán)的高度一般為 b 1 2.5mm. 4.2.4 自由端距 自由端距是指活塞環(huán)在自由狀態(tài)時活塞環(huán)開口兩端頭之間的距離，用 S。表示。根據(jù)前述，可知： S。與徑向壓力 P。、環(huán)的徑向厚度 t、材料的彈性模數(shù) E 有關(guān)。當(dāng)材料選定以后，材料的彈性模數(shù) E就定下來了，只要適當(dāng)選擇 t 核 S。就可以。 S。增大， P。增加，其應(yīng)力也增加。若 S。減少， P。也減少，最大工作應(yīng)力 max減少，但套裝應(yīng)力 max會增大，因此 S。只能在較少的范圍內(nèi)變動。對于灰鑄鐵活塞環(huán)一般 S./d 13 14（ d為氣缸直徑）；對于鋼活塞環(huán)一般為 S./d 7 9。 4.2.5 徑向厚度 徑向厚度（用 t 表示）影響徑向壓力 P。的大小，在 b、 E確定以后，影響彈力的因素有 S。和 t，即環(huán)的彈力可用 S。和 t 來調(diào)整。 增加 t值可減少環(huán)在環(huán)槽中的撞擊，并改善環(huán)的導(dǎo)熱作用，但 t值增大，活塞環(huán)槽的槽深加大，是活塞頭部的壁厚增大，質(zhì)量加大，并增加了安裝難度。 4.2.6 開口間隙 第 30 頁 共 48 頁 30 活塞環(huán)進氣缸以后，在冷態(tài)下應(yīng)留有一定的開口間隙， 以便在正常工作狀態(tài)下兩端頭互部相碰。環(huán)的溫度是變化的，故在日本工業(yè)標(biāo)準(zhǔn)（ JID），德國標(biāo)準(zhǔn)（ DIN）和美國汽車工業(yè)標(biāo)準(zhǔn)（ SAE）中，均規(guī)定在 100 C 的溫度下來測量活塞環(huán)的開口間隙 d，其規(guī)定值如下表所示。 有關(guān)活塞環(huán)的尺寸設(shè)計結(jié)構(gòu)： 表 4.2 名稱 數(shù)值 單位 環(huán)的高度 b 1.35 mm 自由端距 S。 5.4 mm 徑向厚度 t 1.3 mm 開口間隙 0.24 mm 活塞環(huán)的材料： 60Si2CrA，其硬度為 HRc45 55 4.3 油環(huán) 四 行程汽油機的潤滑油存放在曲軸箱中，通過飛漲潤滑氣缸壁。由于大量的潤滑油不均勻地飛到氣缸壁上，光靠氣環(huán)還不能式氣缸壁鋪上一層均勻的油膜，同時刮下氣缸壁上多余的機油，防止機油竄入燃燒室，所以四行程發(fā)動機至少設(shè)有一道油環(huán)。 油環(huán)安裝在氣環(huán)的下方，其作用是在氣缸壁上鋪涂一層均勻的機油膜，潤滑氣缸壁以減少活塞，活塞環(huán)與氣缸壁的磨損和摩擦力；刮除氣缸壁上多余的機油，防止機油竄 第 31 頁 共 48 頁 31 入氣缸內(nèi)燃燒，形成積炭。此外，油環(huán)可以起封氣的輔助作用。 油環(huán)分普通油環(huán)和組合油環(huán)兩大類。 4.3.1 普通油環(huán) 普通油環(huán)的材料一般是合金鑄鐵。其外 圓面的中間切有一道凹槽，把油環(huán)分為上唇和下唇，在凹槽的底部加工有若干鉻排油小孔或狹縫。普通油環(huán)根據(jù)上下唇的倒角分布和大小有五種型式（圖 4.3.1.1）；異向外倒角環(huán)的上下唇的外側(cè)都有倒角，上唇的刮油能力較下唇強；同向上倒角環(huán)的上下唇 的上側(cè)都有倒角，上下唇的刮油能力都較強；異向內(nèi)倒角環(huán)的上唇的下側(cè)給上唇的上側(cè)都有倒角，上唇的刮油能力較差；雙鼻式環(huán)的上下唇的下側(cè)都制有刮油槽，上下唇都有很強的刮油 能力；單鼻式環(huán)下唇的下側(cè)制有 刮油槽，下唇有很強的刮油能力。 油環(huán)的上唇上端面外緣一般都有倒角，使油環(huán)在向 上運動時能形成油楔，以減少摩擦和磨損。下唇的下端面除異向外倒角之外一般部倒角，或倒有很少的倒角，這樣可以增將向下刮油的能力。 油環(huán)的刮油作用如圖 4.3.1.2 所示?；钊蛏舷蛳逻\動時都可以鋪油和刮下多余的機油，刮下的油從排油小孔或狹縫中流入曲軸箱。 4.3.2 組合式油環(huán) 組合式油環(huán)如圖 4.3.2 所示，由三個刮油鋼片，一個徑向襯環(huán)及一個軸向襯環(huán) 組成。軸向襯環(huán) 2夾在第二、三刮油片之間。徑向襯環(huán) 3 將三個刮油片緊壓在氣缸壁上。這種油環(huán)的有點是：圖 4.3.1.1普通油環(huán)的斷面形狀 a）外倒角環(huán) b）同向倒角環(huán) c）內(nèi)倒角 d）雙鼻式環(huán) e）單鼻式環(huán) 圖 4.3.1.2 活塞環(huán)的刮油作用 a）活塞下行 b）活塞上行 圖 4.3.2 組合環(huán) 第 32 頁 共 48 頁 32 刮油片很薄，對氣缸壁的比壓大，因而刮油作用強；三個刮油片各自軸立， 故對氣缸的適應(yīng)性較好，易于磨合；質(zhì)量小，因而產(chǎn)生的慣性力小；回油通路大，更易于刮油和鋪油。因此組合油環(huán)在高速發(fā)動機上應(yīng)用較廣。缺點是零件多，三個 刮油片又必須鍍鉻，否則滑動性不好，因此組合環(huán)的制造成本高。 4.4 活塞銷 活塞銷的作用是連接活塞與連桿小頭，將活塞承受的氣壓了傳給連桿。活塞銷在高溫下承受很大的周期性的沖擊載荷，潤滑條件又較差，因而要求活塞銷有足夠的剛度合強度，表面耐磨，質(zhì)量小。 活塞銷一般用低碳鋼或低碳合金鋼（如 20Cr）制造，經(jīng)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。 活塞銷是一個空心的圓柱體，其內(nèi)孔形狀有圓柱形、兩端截錐形以及兩端截錐與中間一段圓柱形的組合形等。圓柱形孔容易加工，但為了保證一定的剛度，中間的孔不能過大，因而其質(zhì)量較大。兩端錐孔形的活塞銷的質(zhì)量較小，有接近等強度梁的要求（活塞銷所承受的彎矩在中部最大），但孔的加工校復(fù)雜。組合式結(jié)構(gòu)則介于二者之間。 活塞銷與活塞銷座的配合為滑動配合，以便發(fā)動機在運轉(zhuǎn)過程中活塞銷可以在活塞銷座孔中緩緩轉(zhuǎn)動，以使活塞銷各部分的磨損比較均勻，但間隙也不能過大，一般為0.010.02mm?；钊N裝入銷座孔中后兩 端用卡環(huán)限位?；钊N與連桿小頭的連接，采用滾針軸承和軸套。 4.4.1 活塞銷的剛度 活塞與活塞銷在受到氣壓力之后都會變形，由于兩者變形的不協(xié)調(diào)，使銷與活塞銷座的接觸很不均勻，銷孔內(nèi)繃上緣出現(xiàn)尖峰負(fù)荷 Pmax 和相應(yīng)的應(yīng)力集中，如圖4.4.1.1 所示。如果活塞銷的剛度不好，銷座又較硬實，往往會在 A處產(chǎn)生斷裂。 在計算活塞銷的剛度時，為簡化計算，可作如下假定： 第 33 頁 共 48 頁 33 1?；钊N上的負(fù)荷分布是：由連桿小頭產(chǎn)生的均勻負(fù)荷；由活塞銷座產(chǎn)生的作用在支承面中點的集中載荷，如圖 4.4.1.2 所示。 2 B1 0 5L。 圖 4.4.1.1 活塞與活塞銷的變形 3. 活塞銷長度 L= 221Dd= 21D V ；即活塞的縱向斷面正好填滿活塞外圓。 則活塞銷的彎曲變形量可用下式表示： 2 3 / 2 8 2 3 / 2 844 441 5 4 6 84 . 5 ( 1 ) 1 0 4 . 5 1 ( ) . 1 0 0 . 0 0 0 3 2 0 . 0 0 0 415( 1 ) 6 8 ( ) . ( 2 1 )68zpDf V V mm 1 /dDV 式中： D 一氣缸直徑； d1一活塞銷直徑； L一活塞銷長度； Pz一氣缸內(nèi)最大壓力； 一活塞銷壁厚。 圖 4.4.1.2 活塞銷的受力模型 一般情況下活塞銷作的剛度大，對銷的撓曲性變差，變形量應(yīng)取小一些。一般汽油機 f 0.0004。 設(shè)計參數(shù)： 長度 L=59cm 直徑 d=15cm 活塞銷壁厚 =2cm 見附圖二 5 連桿、曲軸組 5.1 連桿 連桿的作用是將活塞承受的力傳給曲軸，從而推動曲軸作旋轉(zhuǎn)運動。因此，其 兩端給安裝一個軸承，分別連接活塞銷于曲軸銷。 第 34 頁 共 48 頁 34 連桿一般用中碳鋼或中碳合金鋼，還可以采用低碳合金鋼（如 20Cr、 20MnB、 20CrMo）模鍛成形，然后進行機械加工。中碳鋼制造的連桿一般要進行調(diào)質(zhì)處理；低碳合金鋼制成的連桿大小頭內(nèi)孔要進行滲碳淬火等表面處理，淬火硬度為 HRc60 65。 連桿于活塞連接的部分稱為連桿小頭，與曲軸銷連接的部分稱為連桿大頭，中間的部分稱為桿身。 為了潤滑活塞銷和軸承，自阿連桿小頭鉆有集油孔或銑有油槽，用以收集發(fā)動機運轉(zhuǎn)時被激漲起來的機油，以便潤滑。 連桿桿身通常做成“工”字 形斷面，以保證在合適的剛度和強度下有最小的質(zhì)量。 連桿大頭有剖分式和整體式兩種。整體式連桿倒頭相應(yīng)的曲軸采用組合式曲軸，用軸承與曲柄銷相連。連桿大頭的內(nèi)孔表面有很高的關(guān)潔度，以便與連桿軸瓦（或滾針軸承）緊密結(jié)合。 摩托車單缸汽油機一般采用整體式連桿，大、小頭內(nèi)分別裝有滾柱或滾針軸承 。 5.1.1 連桿承受的載荷 連桿承受的載荷主要視氣壓力和往復(fù)慣性力產(chǎn)生的交變載荷。其基本載荷是壓縮或拉伸。對于四行程發(fā)動機，最大拉伸載荷出現(xiàn)在進氣行程開始的上止點附近，其數(shù)值主要是活塞組和連桿計算斷面以上那部分連桿質(zhì)量的往復(fù)慣 性力，即 rGGpgj 21 1 786N625.15405)4/11(8.9 1.03.0 式中： G G1 分別為活塞組和連桿計算斷面以上那部分的質(zhì)量。 最大壓縮載荷出現(xiàn)在膨脹行程開始的上止點附近，其數(shù)值是最大爆發(fā)壓力產(chǎn)生的推力減上述的慣性力 pj ，即 N4475P4D/P s2z ,sP 取 a5MP 4 6 6 1 N7865 4 4 7. ppp jz 。 式中： pz 最大爆發(fā)壓力產(chǎn)生的推力。 第 35 頁 共 48 頁 35 5.1.2 連桿小頭的安全系數(shù) 小頭的安全系數(shù)按下式計算： mazn 1 (5.1.2-1) 式中： z1 材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限； a 應(yīng)力副； m 平均應(yīng)力； 考慮表面加工情況的工藝系數(shù)； 6.04.0； 角系數(shù)， oo 12 1 材料在對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限； o 材料在脈沖循環(huán)下的彎曲疲勞極限，對于鋼 小頭應(yīng)力按不對稱循環(huán)變化，在固定角截面的外表面處應(yīng)力變化較大，通常只計算該處的安全系數(shù)，此時 循環(huán)最大應(yīng)力 aja max (5.1.2-2) 循環(huán)最小應(yīng)力 aca min (5.1.2-3) 式中： a 襯套過盈配合和受熱膨脹產(chǎn)生的應(yīng)力； aj 慣性力拉伸引起的應(yīng)力； ac 受壓是產(chǎn)生的應(yīng)力。 應(yīng)力副 22 m inm a x acaja (5.1.2-4) 平均應(yīng)力 aacajm 2212 m i nm a x (5.1.2-5) 小頭安全系數(shù)的許用值部小于 1.5。 第 36 頁 共 48 頁 36 參數(shù)設(shè)計： 連桿材料采用 45 號鋼，它的有關(guān)疲勞極限如下： 屈服極限 s 686.5Mpa 強 度極限 b 833.6MPa 在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限 : 623.349)6.8335.68623.023.01 （ bszMPa 在對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限 : 1=450.3MPa 在脈沖循環(huán)下的彎曲疲勞極限 : 15.1 。 1.5 450.3=725.5MPa 角系數(shù) : oo 12（ 2 450.3-725.5） /725.5=0.241 工藝系數(shù) =0.5；應(yīng)力副 a 75.44Mpa；平均應(yīng)力 m 64.77MPa； 小頭的安全系數(shù)按下式計算： 由式 5.1.2-1得 : n=2.11.5 符合要求； 5.1.3 連桿大頭的強度驗算 它是把整個連桿看成是兩端固定的圓環(huán)，固定端的位置用圖中的角度 。表示（通常 。 40 ）。連桿的曲率半徑取兩個連桿螺栓中心矩的一半，對于整體式連桿則取連桿大頭內(nèi)外圓半徑之和的一半。環(huán)的截面積取 D D 截面的面積，同時假定作用在連桿大頭上的力按余弦分布。 連桿大頭受到的慣性拉伸載荷為 RgRg GG GGp j 2322m a x )1( (5.1.3-1) 式中： G 、 G、 G2、 G3 分別為活塞組、連桿組往復(fù)慣性部分、連桿組旋轉(zhuǎn)部分和連桿大頭下半部分的質(zhì)量； R 曲柄半 徑； 連桿比。 第 37 頁 共 48 頁 37 連桿大頭中央截面 D D 上的應(yīng)力為 FFIIZRp j .1m a x 003.0522.012 0 0 0 8 3.00127.0 (5.1.3-2) 式中： R1 計算圓環(huán)的曲率半徑； II , 連桿大頭及中央截面積； FF , 大頭及軸承中央截面積； Z 計算斷面的抗彎斷面模 數(shù) 參數(shù)計算： 連桿大頭受到的慣性拉伸載荷為 RgRg GG GGp j 2322m ax )1( (5.1.3-3) 有式 5.1.3-3得： pjmax=2.95KPa 連桿大頭中央截面 D D 上的應(yīng)力為 FFIIZRpj .1m a x003.0522.0120 0 0 8 3.00127.0 00005.000015.040003.0522.0)360/1801(00012.024083000.07012.01025195.23 ）（ =20.97MPa 675MPa 符合要求； 連桿的有關(guān)設(shè)計數(shù)據(jù)： 表 5 名稱 數(shù)值 單位 小頭寬度 13 mm 小頭內(nèi)孔半徑 7.5 mm 小頭壁厚 3 mm 第 38 頁 共 48 頁 38 大頭寬度 16 mm 大頭內(nèi)圓半徑 10 mm 大頭壁厚 5 mm 連桿長度 L 100 mm 連桿的材料： 見附圖三 20MnB，表面滲碳淬火處理，淬火硬度為 HRc60 65 5.2 曲軸銷的設(shè)計 曲軸銷是發(fā)動機的重要零件，它將左、右曲軸連為一體，承受連桿傳來的爆發(fā)壓力和慣性力。故選用 20Cr 鋼為曲軸銷材料。表面滲碳、淬火處理，外層硬度達 HRc61 以上。 尺寸設(shè)計：曲軸銷長度 L 64mm； 曲 軸銷直徑 d 15mm。 5.3 曲軸 曲軸的功用是承受連桿傳來的力，并變成繞其自身軸線的扭矩 力矩，然后再傳給轉(zhuǎn)動系，同時驅(qū)動配氣機構(gòu)和其他輔助裝置。 曲軸用軸承安裝再曲軸箱上，蓋軸承稱為主軸承。曲軸上安裝主軸承的部位稱為主軸頸，安裝連桿大頭連接。當(dāng)曲軸作旋轉(zhuǎn)運動時，曲柄銷和連桿大頭繞曲軸作圓周運動。連桿曲柄銷和主軸頸的部分稱為曲柄臂（簡稱曲柄）。曲軸的兩端往往制有錐面、花健、螺紋等，用以連接驅(qū)動磁電機、離合器、傳動裝置、滑油泵、配氣機構(gòu)等。 曲軸要求用強度高、沖擊韌性和耐磨性能好的材料制造、一般采用中碳 鋼或中碳合金鋼（如 45 號或 40Cr 鋼等）模鍛或球墨鑄鐵鑄造成型。為了提高其耐磨性，主軸頸和曲軸銷表面均需淬火或氮化處理，再進行精磨以達到較高的精度和光潔度。 曲軸銷一般做成空心，目的在于減少質(zhì)量和離心力并可作為潤滑油道。對與采用壓 第 39 頁 共 48 頁 39 力潤滑的發(fā)動機。曲柄銷上鉆有徑向孔與此中心孔相通，用以輸送潤滑油道摩擦表面。 按照曲軸的型式，可以把曲軸分為整體式曲軸和組合式曲軸。這里介紹一下組合式曲軸。 5.3.1 組合式曲軸 組合式曲軸如圖 5.3.1 所示。曲軸左部、曲軸右部、曲柄銷三部分分段加工，然后組裝成整個曲軸。組合式 曲軸用滾柱軸承或滾珠軸承安裝在曲軸箱上，相應(yīng)的連桿采用整體式。單氣缸發(fā)動機的曲柄臂常做成圓形，這種型式工藝較簡單，又有足夠的剛度，并可兼作分輪，式發(fā)動機運轉(zhuǎn)平穩(wěn)。左、右主軸頸與曲柄臂制成一體，曲柄臂的下部制有平衡塊。銷孔中心與主軸頸中心線的距離即為曲柄半徑，兩軸線之間的尺寸精度要求很高，平行度要求也很嚴(yán)格。組合式曲軸的優(yōu)點式制造容易，成本較低。其缺點是連桿和連桿軸承安裝后不易拆卸，另外，同一氣缸上的左右兩個曲軸的半徑很難保證尺寸完全一樣，裝配時改尺寸往往采用分組選配。 曲軸的主軸承和連桿軸承采用壓力潤滑時， 在曲軸的中心、曲柄臂和曲柄銷上多鉆有連通的潤滑油道，并有徑向油孔