125摩托车发动机汽缸设计说明书

第 1 页 共 48 页 1 目 录 设计任务书 3 引言 5 原理部分 6 1 发动机工作原理 6 1.1 发动机性能术语与参数 6 1.2 四冲程汽油发动机的工作原理 8 1.3 二冲程发动机工作原理 10 摩托车发动机结构与设计部分 12 1 发动机机体 12 1.1 汽缸直径 13 1.2 气缸工作容积、燃烧室容积和气缸总容积 13 1.3 压缩比 14 1.4 气缸工作内压力、气缸总推力 14 1.5 气功盖 15 1.6 燃烧室 16 2 曲柄连杆机构的受力分析与平衡 17 2.1 曲柄连杆比 17 2.2 曲柄连杆机构运动学 17 2.3 连杆的角位移、角速度、角加速度 18 3 活塞运动分析 19 3.1 活塞位移 19 3.2 活塞速度分析 20 第 2 页 共 48 页 2 3.3 活塞的加速度 22 3.4 热力强度 23 4 活塞组 24 4.1 活塞 24 4.2 气环 28 4.3 油环 31 4.4 活塞销 32 5 连杆、曲轴组 34 5.1 连杆 34 5.1.1连杆承受的载荷 34 5.1.2连杆小头的安全系数 35 5.1.3连杆大头的强度验算 36 5.2曲轴销的设计 38 5.3 曲轴 38 5.3.1 组合式曲轴 39 设计小结 44 附图 46 参考文献 49 第 3 页 共 48 页 3 机械零件 毕业设计 任务书 题目：设计南方 NF 125 摩托车发动机汽缸部件 a、技术参数和原始数据 冲程 缸数 冷却方式 总排气量 压缩比 面积 *行程 最大功率 /相应转速Kw/（ r/min） 最大扭矩/相应转速 Kw/（ r/min） 燃油消耗率 工作阻力 2 4 1 风冷 100 124ml 6： 1 S( 2mm ) H(mm) eP/n eM/n egml/kw.h 1.3Mp b、设计参数系列 参数 组数 S( 2mm ) H(mm) 最大功率 /相应转速 Kw/（ r/min） 最大扭矩 /相应转速 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、设计参数代号（组数）组合选定 冲程数 4 冷却方式：风冷 总排量 180ml 压缩比 6： 1 工作阻力 1.3Mpa d、 毕业设计 基本要求 1、 全面了解南方 NF 125 型摩托车基本结构、原理、性能，现场测绘发动机汽缸部件，所得数据设计依据或参考。 2、 了解二冲程、四冲程发动机汽缸工作原理，着重分析变速、原理、结构、零件 第 4 页 共 48 页 4 材料、机加工及热处理工艺。 3、 分析该 发动机汽缸部件的运动、动力分析，确定其极限状态。 4、 按所选技术参数，设计发动机汽缸部件结构 （ 1） 按有关理论、资料进行计算、校核，确定结构参数。如：曲轴、连杆、活塞、汽缸等零部件之间的布局。 （ 2） 绘制发动机汽缸体部件装配图一张。要求用零号图纸。图形、尺寸标注、技术要求、明细表、字体等必须符合国家标准 GB4457.(1 4)-84,GB4458.(1 4)-84及其它相关标准。 （ 3） 绘制关键零件工作（零件）图两张，用二号或三号图纸。要求视图布局合理，表达准确无误且符合国家标准。 （ 4） 按机械零件 毕业设计 指导书要求，完成一万字幅的设计说明书一份。要求格式正确，字迹工整清晰，一律用 碳素墨水书写。 （ 5） 零件图可用微机绘制，零号装配图一律用手工绘制。 引 言 第 5 页 共 48 页 5 毕业设计 是机械设计课程重要的综合性与实践性教学环节，用时 2.5 周，是一门独立的考查课程。通过 毕业设计 可综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学的知识。作为机械类工科学生，完成了此项教学环节，也就为完成本科学业及将来的毕业设计奠定了良好的基础。 传统的 毕业设计 题目 常选用通用机械的传动装置，例如以齿轮减速器为主体的机械传动装置。其主要内容包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；装配图和零件图设计；编写设计计算说明书。近几年来，通过与兄弟院校的交流与探讨，经过反复论证和可行性分析，结合本地区特点，选择以摩托车发动机传动和变速部分为主的新设计课题，设计方法采用常规手段与微机辅助相结合。题目和教学方法的改革有如下一些特点： 1.新题目较经典课题更具复杂性和体现时代气息，涉及的机构及零部件增多，所覆盖的知识面更广泛，结构设计难度加大，设计时要求 学生综合考虑诸多因素，自己分析和解决问题，可以帮助学生树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识。 2.熟悉掌握机械设计的一般规律，提高分析问题和解决问题的能力。同时通过计算、给图，进一步熟悉和运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计基本技能的训练，为毕业设计打下良好的基础。 3.设计过程能理论联系实际，学生们对新颖实用的内容更感兴趣，可充分调动学生的积极性和主观能动性。 发动机工作原理 第 6 页 共 48 页 6 1.1 发动机性能术语与参数 1、汽缸 汽缸内孔直径 (简称缸径 )用符号 D 表示，单位为 2 上止点、下止点 (1)止点 活塞在汽缸内作往复运动的两个极限位置，称为止点。 (2)上止点 活塞离曲轴旋转中心的最远位置 (3)下止点 活塞离曲轴旋转中心的最近位置 3冲程 上止点和下止点间的距离 (简称冲程 )用符号 S 表示，单位为 mm。 S 2r 式中 r 曲柄半径 (即由曲轴旋转中心至曲柄销中心的距离 )。 4汽缸工作容积 活塞在汽缸内由上止点移动至下止点所扫过的空间容积，称为汽缸工作容积， Vh 表示，单位为 ml。 231 0 ( )4hv D S m l 若为多缸发动机，则汽缸工作容积为 各缸工作容积之和，用符号 vh 表示，单位为ml。 V h=ivh 式中 i 汽缸数。 5燃烧室容积 活塞位于上止点时，活塞上方由活塞、汽缸盖所围成的空间容积，称为燃烧室容积。 第 7 页 共 48 页 7 用符号 Vc 表示，单位为 ml。 6气缸容积 活塞位于下止点时活塞上方的全部空间容积，称为汽缸总容积。用符号 Vn表示，单位为 ml。 Va Vh+Vc 7压缩比 汽缸总容积与燃烧室容积的比值，称为压缩比。用符导 表示。 / 1 /a c h cv v v v 8工作循环 发动机在连续运转、对外输出功率时，要不断重复地进 (扫 )气、压缩、燃烧膨胀、排气，这一工作过程称为工作循环。 9发动机功率 发动机运转时，曲轴实际对外输出的功率，称为发动机功率，也称为有效功率。用符号 Pe 表示，单位为 kw。； * ()9550e M e np kw 式中 Pe 发动机曲轴输出扔矩， N M。 n 发动机曲轴相应转速， r min 发动机铭牌上标明的功率值，称为标定功率。 10有效燃油消耗率 (俗称比油耗 ) 发动机单位有效功在 1 小时内的耗油量称 为有效燃油消耗率。用符号 ge表示 ,单位为 g kw*h。 33 . 6 1 0 ( / * )ebeGg g k w hP 式中 Gb单位时间的耗油量， g s 。 第 8 页 共 48 页 8 11升功率 发动机在标定工况下，每升汽缸工作容积所发出的有效功率，称为升功率。用符号Nl表示，单位为 kw L。升功率是评定发动机动力性能与强化程度的重要指标。 ( / )echpN K W Liv 式中 ep 标定功率， kw。 发动机油门 (或节气门 )保持一定开度，其扔矩、功率 随转速变化而变化的曲线称为速度特性曲线。油门 (或节气门 )全开时的速度特性曲线，称为外特性曲线 (曲线 1)，曲线 2、 3 为油门 (或节气门 )部分开度时的速度特性曲线。 功率 Pe 外特性曲线 I：由功率的计算公式可知，功率 Pe 与 Me*n。成正比。当转速 M从很低的数值增加时， Me 增加，因而 Pe 迅速增大，直至 Mmax 点。继续提高 n，Me虽有些降低，但 Me n的乘积是增大的，因此 Pe 仍继续增大，但增加得不如前一段那样快。在 M增至 np时， Me*n 值最大，因此 Pe 达到最大值 (Pemax)。此后，由于 Me急速下降，使 Me*n 减小，因而 Pe 曲线发生转折， Pe 显著下降， ge显著增加。通常，摩托车发动机的标定功率为 (0.8 0.9)Pmax，相应的转速 n 作为标定转速。 1.2 四冲程汽油发动机的工作原理 在阐述四冲程汽油发动机的工作原理之前，先来介绍什么叫活塞的上止点、下止点和活塞冲程 : 活塞在汽缸内作往复运动的两个极限位置，称为止点。活塞运动到离曲轴旋转中心最远时的位置称为上止点，如图 1-2-1（ a）所示；活塞运动到离曲轴旋转中心最近时的位置成为下止点，如图 1-2-1（ b）所示。上止点和下止点之间的距离，称为活塞冲程，以 S 表示。曲 轴转一周，活塞要走两个冲程。 四冲程汽油发动机的工作原理是：曲轴旋转两周，活塞往复移动两次，完成进气、压缩、燃 第 9 页 共 48 页 9 烧、排气四个工作 过程，如图 1-2-2所示。 （ 1） 进气冲程：进气冲程开始时，活塞在上止点，燃烧室内充满了前一工作循环所残留的废气。当活塞由上止点向下止点移动时，燃烧室的容积变大，形成真空度，同时通过齿轮带动凸轮旋转，使凸轮的凸起部分顶开进气门。燃油通过化油器与空气混合形成可燃混合气进入气缸【图 1-2-2（ a）】。 （ 2） 压缩冲程：活塞自下止点向上止点移动【图 1-2-2（ b）】，此时凸轮的凸起部分已经转了过 去，进气门关闭。由于凸轮只转过 1/4 周，所以排气门仍关闭着。随着活塞向上移动，燃烧室容积减少，可燃混合气被压缩。当活塞到达上止点时，燃烧室中的可燃混合气压力为 0.60.9MPa，温度升到 300左右，压缩冲程完成。 (3) 燃烧冲程：在压缩冲程接近上止点时【图 1-2-2（ c）】，燃烧室中的可燃混合气被火花塞发生的电火花点燃，可燃混合气迅速爆发燃烧，气体压力急剧升高，达到 3.04.5MPa,温度高达 2000左右。活塞受到高压气体的推动，由上止点向下止点运动，通过连杆带动曲轴旋转做功。此时，进 、排气门均关闭。 （ 4） 排气冲程：由于飞轮的惯性，使曲轴连续转动，带动活塞由下止点向上止点移动【图 1-2-2（ d）】。这时，凸轮顶开排气门，废气通过排气门排出，直到活塞运动到上止点为止，完成了一个工作循环。 图 1-2-1 上止点和下止点 （ a）活塞上止点 （ b）活塞下止点 图 1-2-2 四行程汽油机发动机的工作原理 （ a）进气冲程； （ b）压缩冲程； （ c）燃烧冲程； （ d）排气冲程 第 10 页 共 48 页 10 从四冲程汽油发动机的工作原理中可知，在全部四个冲程中，进、排气门开启和关闭一次，曲轴旋转两周（ 720 ），活塞往复运动各两次。在所有 4 个冲程中，只有第三冲程（燃烧冲程）是做功冲程，其余都是辅助冲程。发动机的运转，首先需要有外力将曲轴转动，以便进行进气和压缩。当可燃混合气爆发燃烧推动活塞做功后，由于 曲轴和飞轮的惯性，其他两个冲程才得以继续进行。 1.3 二冲程发动机工作原理 活塞连续运行两个冲程 (即曲轴旋转一周 )完成一个工作循环的内燃机，称为二冲程发动机。 下面以一种利用密封的曲轴室作为扫气泵的单缸二冲程汽油机为例，对照其工作原理图 1-3-1 和示功图 1-3-2 来介绍它的基本工作过程。 图 1-3-1 单缸二冲程汽油机工作原理图 1火花塞 2燃烧室 3汽缸 4排气口 5扫气口 6进气阀 7进气口 8曲轴箱 第一冲程 辅助冲程 辅助冲程是活塞自下止点向上止点移动，事先已充人 活塞上方汽缸内的可燃混合气被压缩，同时，来自化油器的新鲜可燃混合气又被吸人活塞下方密封的 第 11 页 共 48 页 11 曲柄室内的过程。如图 1-2-2(a)所示，当辅助冲程开始时，活塞位于下止点 (d 点 )，汽缸内己充入可燃混合气和上一工作循环未排净的残余废气。曲轴旋转通过连杆带动活塞向上止点移动，活塞首先关闭扫气口 (A 点 )，结束曲轴箱向汽缸内的扫气。紧接着活塞关闭排气口 (“点 )，结束汽缸内残余废气和极少量可燃混合气的排出，将封闭在汽缸内的混合气压缩，其压力和温度随之升高，在活塞接近上止点 (c 点 )时，火花塞发出的火花点燃被压缩的混合气，从 而完成压缩过程。 如图 1-2-2(a)所示，在压缩过程进行的同时，活塞下方密封的曲轴箱容积逐渐扩大，从而形成真空度，在外界大气压的作用下，新鲜的可燃 图 1-3-2 单缸二冲程汽油机示功图 混合气使自化油器被吸人曲轴箱，进行着进气过程。 在示功图 1-3-2上，曲线 d h a。段表示部分换气过程；曲线 a c 段表示压缩过程；曲线 d h a c段表示辅助冲程。 第二冲程 做功 (燃烧膨胀 )冲程 做功冲程是活塞自上止点向下止点移动，活塞下方进行着可燃混合气预压的过 程。 如图 1-2-2(b)所示，当做功冲程开始时，活塞位于上止点 (c 点 )，燃烧室内可燃混合气燃烧，汽缸内的高温高压燃气推动着活塞向下止点移动做功，活塞对曲轴箱内的可燃混合气进行预先压缩。活塞在下行过程中，首先开启排气口 (6 点 )，开始排出废 第 12 页 共 48 页 12 气 (这时的排气称为先期排气 )，如图 1-2-2(c)所示。紧接着活塞开启扫气口 (点 )，曲轴搞内已被预先压缩的可燃混合气被导人汽缸上部，即开始进行扫气，如图 1-2-2(d)所示，此时，扫气和排气两个过程是重叠进行的。 在示功图 1-3-2上曲线 c z 段表示燃烧 过程；曲线 z b段表示膨胀 (做功 )过程；曲线 b f 表示先期排气过程；曲线 b f d 段表示部分换气过程；二冲程没有单轴的进、排气冲程，其换气 (排气和扫气 )是在下止点前后进行的，即在 b f d h a 段完成的。 做功冲程结束时，活塞又回到下止点。至此，单缸二冲程汽油机只经历了活塞往复各一次共两个冲程，完成了进气和扫气、压缩、燃烧膨胀、排气等过程，完成一个工作循环。在示功图 1-3-2 上表示为封闭曲线 d h a c z b f d。 同单缸四冲程汽油机一样，单缸二冲程汽油机做功冲程结束后，曲轴依靠飞 轮的惯性作用继续旋转，上述各个过程又依次重复进行，使单缸二冲程汽油机能连续地对外输出功率。 摩托车发动机结构与设计 1 发动机机体 气缸体 气缸体的作用除形成气缸工作容积外，还用作活塞运动导向，其圆柱形空腔称为气缸。 由于气缸壁表面经常与高温高压燃气接触，活塞在汽缸内作高速运动（最高速度可达 100km/s） 并施加侧压力，以及气缸壁与活塞环几活塞外圆表面之间反复摩擦，而其润滑条件由较差，所以气缸体必须耐高温、耐高压、耐腐蚀，还应具有足够的刚度和强度。 第 13 页 共 48 页 13 气缸体的材料一般用优质灰铸铁，为了提高气缸的耐磨性，可 以在铸铁中加入少量的合金元素，如镍、铬、钼、磷、硼等。 汽缸内壁按二级精度珩磨加工，其工作表面有较高的关洁度，并且形状和尺寸精度也都比较高。 为了保证气缸壁表面能在高温下正常工作，必须对汽缸体和气缸盖随时加以冷却。发动机有风冷和水冷两种。用风冷却时，在汽缸体和气缸盖外表面铸有许多散热片，易增大冷却面积，保证散热充分。用水冷却时在汽缸体内制有水套。 1.1 气缸直径 气缸直径是指气缸内径，与活塞相配合，是发动机的重要参数，许多主要的尺寸如曲柄销直径、气门直径、活塞结构参数等，都要根据气缸直径来选取。 参数设 计： 气缸直径已标准化，其直径值按一个优先系列合一个常用系列来选取。因此根据有关资料可确定气缸的直径为： D=68mm 1.2 气缸工作容积、燃烧室容积和气缸总容积 上止点和下止点之间的气缸容积，称为气缸工作容积（也称为总排量）（图 1.2.1）。气缸工作容积与气缸直径的平方、活塞冲程的大小成正比。气缸直径越大、工作容积越大、发动机的功率也就相应地增大。 气缸工作容积的计算公式为 NSDVn 42 (1.2-1) 式中： Vn 气缸工作容积 (ml)； D 气缸直径（ mm） ； 第 14 页 共 48 页 14 S 活塞行程（ mm；） N 气缸数目。 参数设计： 因设计要求的是单缸发动机的排气量 Vn 为 180ml，那么其活塞行程为： mm501804 6814.34 22 dV nS 同时活塞行程 S =2r； r为曲轴半径 那么 ： mm252502 Sr 1.3 压缩比 气缸总容积与燃烧室容积的比值，称为压缩比。压缩比表示活塞由下止点到上止点时，可燃混合气在气缸内被压缩多少倍。此处压缩比 =6： 1。 1.4 气缸工作内压力、气缸总推力 气缸工作内压力是一个变量，随作功行程的开始，数值急剧下降。高质量的气缸在跳火燃烧的瞬间，内压力可达 3 5MPa。 气缸总推力是指一个周期内气缸对外实际作功量。其计算式为： PDsF 24 (1.4-1) 式中： F 气功总推力（ N） ； 气缸效率；一般 30 ；Ps 气缸工作内压力（ MPa）； D 气缸直径（ mm）。 参数设计： 气功工作内压力： PDsF 24 4 4 .3 5 6 K30 8643 .1 4 1.5 气功盖 图 1.2.1 气缸燃烧室容积和工作室容积 （ a）燃烧室容积 （ b）工作室容积 第 15 页 共 48 页 15 气功盖用螺柱与气缸体曲轴箱或气缸体固连在一起。为了增加密封性，气缸 体和气缸盖之间加有气缸衬垫。气缸盖的作用主要是封闭气缸上部，并与活塞顶部和气缸壁共同形成燃烧室。燃烧室有很多种形式，不同形式的燃烧室气功盖的结构又有所不同。 四行程顶置气门发动机的气缸盖上有进、排气门座及气门导管，并设有进气道和排气道，装有进、排气管等。 对气缸盖螺栓连接静强度计算： d43Q.112ca (1.5-1) 对螺栓的疲劳强度进行精确校核： 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 螺栓材料的对称循环拉压疲劳极限。 试件的材料特性，即循环应力中平均应 力的折算系数，对于合金钢为0.2 0.3 K 拉压疲劳强度综合影响系数 S 安全系数 参数设计： 由于有密封性， 1F =1.5 1.8F，此处可取 6F.1F1 则 1 1 3 3 0 .8 N2 . 6 FFFQ 1 材料可选 10.9 级的合金钢，查表得： aB 1000MP ， aS 900MP 静载荷时， S=1.5,所以 as 6 0 0 M P5.1/900S/ 第 16 页 共 48 页 16 a2ca 6 0 0 M Pd41 1 3 3 0 . 83.1 则 mmd 8.260 0 48.11 3303.1 变载荷时： 对于合金钢螺栓， 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 则 66.6d ,即 66.685.0 D ，所以 mmD 84.7 可取 D=8.5mm 1.6 燃烧室 燃烧室的种类较多，有锲形、盆形、菱形 、半球形等燃烧室。半球形燃烧室结构呈半球形，比起锲形、盆形燃烧室更为紧凑，面容比最小。因进、排气门分别置于气缸轴线的两侧，故其配气机构比较复杂。但有利于促进燃料的完全燃烧和减少排气中的有害成分，对提高经济性和排气净化有利。 有关计算结果： 表 1 名称 尺寸或数值 单位 气缸直径 D 68 mm 第 17 页 共 48 页 17 活塞行程 S 50 mm 燃烧室体积 VC 36 ml 曲轴半径 r 25 mm 气功工作内压力 F 4.358 KN 气缸的材料：质灰铸铁 2 曲柄连杆机构的受力分析与平衡 2.1 曲柄连杆比 曲柄连杆臂时指曲柄半径与连杆长度之比，简称为连杆比，用 表示。由下式定义 lr (2.1-1) 式中： r 曲柄半径，即曲柄销中心到曲轴中心之间的距离； l 连杆长度，即连杆大小头轴线之间的距离。 连杆比不仅影响曲柄连杆机构的运动特性，而且影响发动机的外形尺 寸。 值越大，连杆越矩，发动机的总高度（立式发动机）或总宽度（卧式发动机）越小。对于 V形发动机，其总高度和总宽度都会减少。连杆过矩时易导致活塞在运动过程中与曲柄相碰。因此一般情况下现代摩托车发动机的连杆比 3151 ，尽可能地采用矩连杆。 参数设计： 取 1/4； 那么连杆长度： l r/ = 25.5/(1/4) =102 mm 2.2 曲柄连杆机构运动学 曲柄连杆机构运动学是研究曲柄连杆机构各主要零件的运动规律，分析其 作用力和力矩及发动机的平衡和曲轴的扭转振动的一门科学。 在计算时，曲轴的转动可以近似看成等速转动，这是因为高速发动机在稳定工况下工作时，由于扭转的不均匀性而引起的曲轴旋转角速度的变化不大。 第 18 页 共 48 页 18 曲轴的角速度可以写为 30n srad 式中： n 曲轴转速， minr 。 曲柄销中心的切向速度 vt和向心加速度 an分别为： vt r sm (2.2-1) an r 2 s2m (2.2-2) 式中： r 曲轴 半径， m。 在讨论连杆、活塞的运动规律时，不用时间 t表达，而是用曲轴转角 ，并且规定：将活塞处于上止点位置所对应的曲轴位置作为曲轴转角的起点（即 0），因而，活塞的速度、加速度的方向朝着曲轴中心线方向为正，背离曲轴中心线方向为负。 参数设计： 曲柄的角速度： sr a dn 7 8 530 7 5 0 014.330 曲柄销中心的切向速度 vt和向心加速度 an分别为： vt s/m625.197851025r 3 an 104 0 6.157 8 51025 3232 r s2m 2.3 连杆的角位移、角速度、角加速度 对于活塞中心线通过曲轴中心线的曲柄连杆机构（图 2.3.1） 。曲柄半径 r 与连杆长度 l 的比值： r/l 则 sin sin (2.3-1) 于是可得到连杆的角位移 第 19 页 共 48 页 19 )sinarcsin( 当 90 和 270 时连杆的角位移为最大，即 图 2.3.1 曲柄连杆机构 acrsinmax arcsin（ 1/4） =14.48 rad/s 连杆 摆动的角速度 s in22 1 c o sc o sc o s dtd 当 为 0 和 180 时，连杆角速度为最大值， 35.1 9 6417 8 5m ax rad/s 当 为 90 和 270 时，连杆角速度为 0。 连杆摆动的角加速度 )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 当 o90 和 o270 时， 22m a x 1 159270.8rad/ 当 o0 和 o180 时，连杆的角加速度为 0。 3 活塞运动分析 3.1 活塞位移 对于活塞中心线过曲轴中心线的曲柄连杆机构（图 2.3.1） 。活塞的行程 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 由牛顿二项式，可将 sin 221 展开，则 . . .642 3142 1211c o s s i ns i ns i n 664422 第 20 页 共 48 页 20 在实际计算中取前两项已足够精确。则活塞的位移可写成 )21c o s1()211(c o s)X s i ns i n 222 rlrlr（ 位移 X随和的变化关系可以用图像表示（图 3.1.2） .由图像和公式都可以看出：曲轴转角从 0 和 90 时活塞的位移值，比从 90 和 180 时活塞的位移值大，而且值越大，其差值也越大。 3.2 活塞速度分析 活塞速度的精确数值为 )c o s2s i n( s i n rdtdadadXdtdXv (3.2-1) 对活塞的速度也可以进行近似计算，其近似值由对位移的近似计算式微分得到： vvrrrv 212s i n2s i n)2s i n2( s i n (3.2-2) 因此，活塞速度是两个速度分量之和，可以看成是由 v1和 v2两个简谐部分组成。其图像如图 3.1.1 所示。 3.2.1 活塞的最大速度 当 90 时 v r，此时活塞速度等于曲柄销中心的圆周 速度。但这并不是活塞的最大速度。活塞在最大速度时的曲柄转角 max可以用 v 对 微分求极值的方式求得： 图 3.1.1 活塞位移与曲轴转角的关系 图 3.1.2 活塞速度曲线 第 21 页 共 48 页 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) 因为 3151 时 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现在偏向上止点一侧。 不同的值其最大速度时的值也不同，值越大活 塞速度的最大值也越大，相应的曲轴转角 max也偏向上止点一侧。 3.2.2 活塞平均速度 曲柄旋转一周时活塞的速度不断发生变化，时快时慢，时正时负。 0 180时 v为正值； 180 360 时 v为负值； 0 、 180 、 360 时 v 0 ； 90 、 270 时 v r。 活塞的平均 速度 30SnC TS2m 式中： S 活塞行程； n 发动机转速； T 曲轴转动一周所需的时间。 活塞的平均速度虽然只能粗略地估计活塞运动的快慢，但它是表征发动机性能指标的重要参数。它从一个方面反映乐发动机的强化程度，同时也在一定程度上放映乐活塞和气功之间相互摩擦的强烈程度。随着活塞平均速度的提高，活塞和气功磨损加剧。 参数设计： 第 22 页 共 48 页 22 活塞平均速度： sSnC m m5.1230 7 5 0 0105030 2 3.3 活塞的加速度 活塞加速度的精确值由下式 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两个简谐运动之和，如图 3.2.2.1 所示。 3.3.1 活塞加速度的极值 活塞加速度的极值是指活塞的最大正加速度和最大负加速度，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相应的加速度为 12rjmxa 或 12rjmxa (3.3.1-1) 若 0cos41 则 41a rc c os，相应的加速度为： 81124112222m a x 41c o s2c o s 2rrrj 参图 3.2.2.1 活塞加速度曲线 第 23 页 共 48 页 23 数设计： 活塞最大正加速度 81rj 2m a x 107852532418141 sm10554.11 23 3.4 热力强度 材料受热时会产生变形，如果变形受到限制就会在材料中产生热应力。在热负载的反复作用下，热应力会使材料受到疲劳破坏。比如一旦发动机气缸盖的 温度分布不均匀将产生很大的热应力，就容易导致其产生裂纹。热力强度是指材料抵抗热疲劳破坏的能力。 各种材料在受热变形受到限制时产生的热应力大小可用热应力特性（ E ）表示，其中 材料的热膨胀系数， E 为弹性模量， 为导热系数。为了比较材料的热力强度，用材料的拉伸强度 B与（ E ）相比得到热力强度系数。热 应力特性（ E ）愈小，热应力愈小，热力强度系数愈大，热力强度愈大。由此可见：材料的导热性愈好，膨胀系数愈小，高温疲劳强度愈搞 . 有关计算结果 表 3 名称 尺寸或数值 单位 连杆长度 L 100 mm 曲柄的角速度 785 rad/s 曲柄销中心的切向速度 Vt 19.625 m/s 曲柄销中心的切向加速度 an 15 406 10 3 m/s2 第 24 页 共 48 页 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 连杆材料： 45 号钢。 4 活塞组 4.1 活塞 活塞一般呈圆柱形，其结构如图 4.1.1所示。活塞与气缸为间隙配合，自阿气缸内作往复运动，其主要作用式承受气缸中的气体压力 所造成的作用力，并将这些力通过活塞销传 给连杆，以推动曲轴旋转；活塞顶部还与气 缸壁、气缸盖共同组成燃烧室。由于活塞顶部直接与高温高压燃气接触，燃气的最高温度可达 2500K，因此活塞的温度很高，顶部中心的温度可达 600 700K。高温一 方面使活塞材料的机械强度显著下降（在 600K 温度下约下降 50%） ,另一方面还会使活塞的热膨胀量增大，影响活塞与相关零件的配合。活塞顶部在作功行程时承受这燃气带冲击性的压力。对于汽油机活塞，瞬时最大压力值高达 3 5MPa。对于柴油机瞬时最大压力值可达 6 9MPa,采用增压时则更高。高压导致活塞的侧压力大，引起活塞变形，加速或活塞外表面的磨损。活塞在气功中作高速往复运动，其承受的气压力和惯性力呈周期性变化，因此活塞的不同部位分别受到交变的拉伸、压缩或弯曲载荷；并且由于活塞的温度各部位极不均匀，使活塞的内部产生一 定的热应力。所以要求活塞的质量尽可能小，热膨胀导热性能好和耐磨。目前广泛采用的活塞材料使共晶硅铝合金。 4.1.1 活塞的压缩高度 活塞顶面至活塞销中心之间的距离称为活塞的压缩高度，如图 4.1 中的 H1 。 图 4.1.1 活塞 1顶部； 2头部； 3裙部； 4环岸； 5环槽； 6销座； 7加强筋； 8卡环槽；9泄油孔及泄油槽 第 25 页 共 48 页 25 现代摩托车发动机活塞的压缩高度希望取较小的值，以减少活塞的尺寸和重量。要减少活塞的压缩高度应从两方面入手；一要降低火力的高度；二要减少活塞环的数量和厚度。 一般情况下，四行程发动机活塞的压缩高度取 H1 0.45 0.57D。 4.1.2 火力岸高度 第一道活塞环槽的上边至活塞顶面的距离称为活塞的火力岸高度 ，如图 4.1 中的 H4 。 减少 H4会增强第一道环的导热能力，从而 可以降低活塞顶部的温度，防止爆燃。一般来说，火力岸高度的大少要根据试验后确定。 4.1.3 环带高度 第一道环的上边至最后一道环下边之间的距离称为环带高度，如图 4.1 中的 H3。 减少环带高度也就减少了活塞的压缩高度，从而减少了活塞的惯性力和摩擦损失，这对提高发动机的功率和使用寿命很有好处。减少环带高度必须减少活塞环数或减少活塞环的厚度及环岸高度 b。现代四行程发动机一般采用二道气环和一道油环。气环的厚度一般为 0.8 1.5mm。环岸要求有足够的 强度，使其在最大气压下不致被损坏。第一道环的环岸高度 b1 一般为 1.5 2.5c（ c指环槽高度），第二道环的环岸高度 b2为 1 2c。 4.1.4 环岸的强度校核 在爆发压力作用下，第一道气环紧压在第一环岸上。第一环岸的受力情况如图 4.1.4 所示，在 P1、 P2合力的作用下，环根产生很大的弯曲和剪切应力，挡这些应力超过材料的强度极限时，环岸就会产生断裂。 由试验可知；当 P1 0.9Pmax， P2 0.2Pmax 时，可以 图 4.1 活塞结构尺寸示意图 图 4.1.4 第一环岸的受力 情况 第 26 页 共 48 页 26 把环岸看成一个厚度为 b、内外圆直径为 D 和 D的圆环形 板，并沿内圆柱面固定。然后把环岸看成 简单的悬臂梁进行估算。 Pmax 为最大爆发压力。 设 D=0.9D, 作用在环岸根的应力为： DptDDPP3m ax2221 0 0 2 6.024 （ 4.1.4-1） 式中： t 活塞环槽深。 环岸根部危险断面的抗弯断面系数的近似值为 D47.09.061 b 2121 Db （ 4.1.4-2） 环岸根部危险断面上的弯曲应力 为 bDPbDPD 12m ax213m ax 0 5 5.047.00 0 2 6.0 （ 4.1.4-3） 环岸根部危险断面的剪切应力 为 bDP 1max37.0 （ 4.1.4-4） 合应力 3 22 考虑倒铝合金活塞在高温下的强度下降及岸根的应力集中，其许应力取 mmN 210090 参数计算 ：环岸根部危险断面上的弯曲应力 为 bDPb DP D 1055.047.00026.02m a x213m a x mmN6.250 2236.814055.0 环岸根部危险断面的剪切应力 为 bDP 1max37.0 mmN261.256.245437.0 合应力 3 22 mmN16.25336.81 222 29.92 第 27 页 共 48 页 27 符合要求。 有关活塞的尺寸设计结果： 表 4.1 名称 数值 单位 压缩高度取 H1 34 mm 环带高度 H3 9.8 mm 火力岸高度 H4 4.5 mm 总高度 55 mm 壁厚 4 mm 内圆直径 D 61 mm 外圆直径 D 67 mm 第一道环的环岸高度 b1 3.5 mm 第二道环的环岸高度 b2 2 mm 第一道环槽高度 C1 1.4 mm 第二道环槽高度 C2 1.4 mm 第三道环槽高度 C3 1.5 mm 活塞的材料： 高硅铝合金 见附图一 4.2 气环 气环安装在气缸头部的活塞环槽中。其作用使保证活塞与气缸壁之间的密 封，防止气缸中的高温高压燃气大量漏入曲轴箱；另外，活塞顶部的热量大部分右气环传给气缸壁，再由冷却水或空气带走。 在气环所起的密封和导热两大作用中，主要是密封作用。因为密封好，说明气环与气缸壁贴河紧密，导热自然会好。如果气环的密封性不好，高温燃气将直接从气环与气 第 28 页 共 48 页 28 缸壁之间的缝隙中漏入曲轴箱，活塞环直接与漏出的高温高压燃气接触。此时不但由于气环与气缸壁结合不严不能很好地导热，相反使气环地吸热量增加，最后必将导致活塞河活塞环被烧坏。 活塞环地厚度在保证强度河可靠性地情况下越薄越好，薄的活塞环有利于减少活塞的压缩高度 ，有利于减轻活塞重量；降低活塞环于气缸之间的摩擦损失；遏制活塞环的振动。 目前广泛采用的活塞环材料使合金铸铁（在优质灰铸铁中加入铜、铬、钼等合金元素）。随着发动机的强化，活塞环特别使第一环，承受着很大的冲击载荷河热负荷，因此要求活塞材料除了耐热、耐磨以外，还应有高的强度和冲击韧性。现代摩托车强化发动机常采用合金弹簧钢（如 60Si2CrA，其硬度为 HRc45 55）制造活塞环。 为了提高活塞环的耐磨性，第一道环的工作表面常常镀有多孔性铬。多孔性铬层强度高，并能储存少量机油，可以提高润滑性能。这种环的工作寿命比 普通环高 2 3倍。其余气环一般镀锡，以改善其磨合性。此处还可以用喷钼来提高活塞环的耐磨性。 4.2.1 气环的工作状态 活塞环装入后与活塞环槽的上端面或下端面之间留有一定的间隙，这个间隙称为活塞环的边隙；活塞环与活塞环的底部也留有一定的间隙，称为背隙，以防止活塞环受热膨胀而卡死在活塞环槽中。第一道的边隙一般为 0.02 0.1mm，第二道环的边隙一般为0.02 0.08mm。 活塞环随活塞在气缸中作往复运动时，活塞环在活塞槽中的位置并不是固定的。在进气行程中活塞环向下移动，由于气环与气缸壁之间的摩擦阻力 及活塞环本身的运动惯性，活塞环与活塞槽的上端面接触；在压缩行程和排气行程中活塞和活塞环（指第一道环）有高温高压燃气推动向下移动，使之和压缩行程一样，活塞环与活塞环槽的下端面接触。 第 29 页 共 48 页 29 4.2.2 气环的类型 气环的类型比较多，有矩形断面气环、扭曲环、锥面环、梯形环、桶面环、 L 形环、组合式气环。 4.2.3 活塞环的高度 活塞环的高度即活塞环的轴向尺寸。 活塞环的高度 b 增大，环的导热性能提高，但也会增大环的质量，是惯性力增大，从而，一方面是环撞击活塞环槽的力加大核摩擦面加大；另一方面导致活塞环处在悬浮状态的时 间延长（相对曲轴转角），造成漏气量增加。因此，活塞环高度有减少的趋势。国内摩托车气环的高度一般为 b 1 2.5mm. 4.2.4 自由端距 自由端距是指活塞环在自由状态时活塞环开口两端头之间的距离，用 S。表示。根据前述，可知： S。与径向压力 P。、环的径向厚度 t、材料的弹性模数 E 有关。当材料选定以后，材料的弹性模数 E就定下来了，只要适当选择 t 核 S。就可以。 S。增大， P。增加，其应力也增加。若 S。减少， P。也减少，最大工作应力 max减少，但套装应力 max会增大，因此 S。只能在较少的范围内变动。对于灰铸铁活塞环一般 S./d 13 14（ d为气缸直径）；对于钢活塞环一般为 S./d 7 9。 4.2.5 径向厚度 径向厚度（用 t 表示）影响径向压力 P。的大小，在 b、 E确定以后，影响弹力的因素有 S。和 t，即环的弹力可用 S。和 t 来调整。 增加 t值可减少环在环槽中的撞击，并改善环的导热作用，但 t值增大，活塞环槽的槽深加大，是活塞头部的壁厚增大，质量加大，并增加了安装难度。 4.2.6 开口间隙 第 30 页 共 48 页 30 活塞环进气缸以后，在冷态下应留有一定的开口间隙， 以便在正常工作状态下两端头互部相碰。环的温度是变化的，故在日本工业标准（ JID），德国标准（ DIN）和美国汽车工业标准（ SAE）中，均规定在 100 C 的温度下来测量活塞环的开口间隙 d，其规定值如下表所示。 有关活塞环的尺寸设计结构： 表 4.2 名称 数值 单位 环的高度 b 1.35 mm 自由端距 S。 5.4 mm 径向厚度 t 1.3 mm 开口间隙 0.24 mm 活塞环的材料： 60Si2CrA，其硬度为 HRc45 55 4.3 油环 四 行程汽油机的润滑油存放在曲轴箱中，通过飞涨润滑气缸壁。由于大量的润滑油不均匀地飞到气缸壁上，光靠气环还不能式气缸壁铺上一层均匀的油膜，同时刮下气缸壁上多余的机油，防止机油窜入燃烧室，所以四行程发动机至少设有一道油环。 油环安装在气环的下方，其作用是在气缸壁上铺涂一层均匀的机油膜，润滑气缸壁以减少活塞，活塞环与气缸壁的磨损和摩擦力；刮除气缸壁上多余的机油，防止机油窜 第 31 页 共 48 页 31 入气缸内燃烧，形成积炭。此外，油环可以起封气的辅助作用。 油环分普通油环和组合油环两大类。 4.3.1 普通油环 普通油环的材料一般是合金铸铁。其外 圆面的中间切有一道凹槽，把油环分为上唇和下唇，在凹槽的底部加工有若干铬排油小孔或狭缝。普通油环根据上下唇的倒角分布和大小有五种型式（图 4.3.1.1）；异向外倒角环的上下唇的外侧都有倒角，上唇的刮油能力较下唇强；同向上倒角环的上下唇 的上侧都有倒角，上下唇的刮油能力都较强；异向内倒角环的上唇的下侧给上唇的上侧都有倒角，上唇的刮油能力较差；双鼻式环的上下唇的下侧都制有刮油槽，上下唇都有很强的刮油 能力；单鼻式环下唇的下侧制有 刮油槽，下唇有很强的刮油能力。 油环的上唇上端面外缘一般都有倒角，使油环在向 上运动时能形成油楔，以减少摩擦和磨损。下唇的下端面除异向外倒角之外一般部倒角，或倒有很少的倒角，这样可以增将向下刮油的能力。 油环的刮油作用如图 4.3.1.2 所示。活塞向上向下运动时都可以铺油和刮下多余的机油，刮下的油从排油小孔或狭缝中流入曲轴箱。 4.3.2 组合式油环 组合式油环如图 4.3.2 所示，由三个刮油钢片，一个径向衬环及一个轴向衬环 组成。轴向衬环 2夹在第二、三刮油片之间。径向衬环 3 将三个刮油片紧压在气缸壁上。这种油环的有点是：图 4.3.1.1普通油环的断面形状 a）外倒角环 b）同向倒角环 c）内倒角 d）双鼻式环 e）单鼻式环 图 4.3.1.2 活塞环的刮油作用 a）活塞下行 b）活塞上行 图 4.3.2 组合环 第 32 页 共 48 页 32 刮油片很薄，对气缸壁的比压大，因而刮油作用强；三个刮油片各自轴立， 故对气缸的适应性较好，易于磨合；质量小，因而产生的惯性力小；回油通路大，更易于刮油和铺油。因此组合油环在高速发动机上应用较广。缺点是零件多，三个 刮油片又必须镀铬，否则滑动性不好，因此组合环的制造成本高。 4.4 活塞销 活塞销的作用是连接活塞与连杆小头，将活塞承受的气压了传给连杆。活塞销在高温下承受很大的周期性的冲击载荷，润滑条件又较差，因而要求活塞销有足够的刚度合强度，表面耐磨，质量小。 活塞销一般用低碳钢或低碳合金钢（如 20Cr）制造，经表面参碳淬火处理，以提高表面硬度，使中心具有一定的冲击韧性。表面 需进行精磨和抛光。 活塞销是一个空心的圆柱体，其内孔形状有圆柱形、两端截锥形以及两端截锥与中间一段圆柱形的组合形等。圆柱形孔容易加工，但为了保证一定的刚度，中间的孔不能过大，因而其质量较大。两端锥孔形的活塞销的质量较小，有接近等强度梁的要求（活塞销所承受的弯矩在中部最大），但孔的加工校复杂。组合式结构则介于二者之间。 活塞销与活塞销座的配合为滑动配合，以便发动机在运转过程中活塞销可以在活塞销座孔中缓缓转动，以使活塞销各部分的磨损比较均匀，但间隙也不能过大，一般为0.010.02mm。活塞销装入销座孔中后两 端用卡环限位。活塞销与连杆小头的连接，采用滚针轴承和轴套。 4.4.1 活塞销的刚度 活塞与活塞销在受到气压力之后都会变形，由于两者变形的不协调，使销与活塞销座的接触很不均匀，销孔内绷上缘出现尖峰负荷 Pmax 和相应的应力集中，如图4.4.1.1 所示。如果活塞销的刚度不好，销座又较硬实，往往会在 A处产生断裂。 在计算活塞销的刚度时，为简化计算，可作如下假定： 第 33 页 共 48 页 33 1。活塞销上的负荷分布是：由连杆小头产生的均匀负荷；由活塞销座产生的作用在支承面中点的集中载荷，如图 4.4.1.2 所示。 2 B1 0 5L。 图 4.4.1.1 活塞与活塞销的变形 3. 活塞销长度 L= 221Dd= 21D V ；即活塞的纵向断面正好填满活塞外圆。 则活塞销的弯曲变形量可用下式表示： 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 一气缸直径； d1一活塞销直径； L一活塞销长度； Pz一气缸内最大压力； 一活塞销壁厚。 图 4.4.1.2 活塞销的受力模型 一般情况下活塞销作的刚度大，对销的挠曲性变差，变形量应取小一些。一般汽油机 f 0.0004。 设计参数： 长度 L=59cm 直径 d=15cm 活塞销壁厚 =2cm 见附图二 5 连杆、曲轴组 5.1 连杆 连杆的作用是将活塞承受的力传给曲轴，从而推动曲轴作旋转运动。因此，其 两端给安装一个轴承，分别连接活塞销于曲轴销。 第 34 页 共 48 页 34 连杆一般用中碳钢或中碳合金钢，还可以采用低碳合金钢（如 20Cr、 20MnB、 20CrMo）模锻成形，然后进行机械加工。中碳钢制造的连杆一般要进行调质处理；低碳合金钢制成的连杆大小头内孔要进行渗碳淬火等表面处理，淬火硬度为 HRc60 65。 连杆于活塞连接的部分称为连杆小头，与曲轴销连接的部分称为连杆大头，中间的部分称为杆身。 为了润滑活塞销和轴承，自阿连杆小头钻有集油孔或铣有油槽，用以收集发动机运转时被激涨起来的机油，以便润滑。 连杆杆身通常做成“工”字 形断面，以保证在合适的刚度和强度下有最小的质量。 连杆大头有剖分式和整体式两种。整体式连杆倒头相应的曲轴采用组合式曲轴，用轴承与曲柄销相连。连杆大头的内孔表面有很高的关洁度，以便与连杆轴瓦（或滚针轴承）紧密结合。 摩托车单缸汽油机一般采用整体式连杆，大、小头内分别装有滚柱或滚针轴承 。 5.1.1 连杆承受的载荷 连杆承受的载荷主要视气压力和往复惯性力产生的交变载荷。其基本载荷是压缩或拉伸。对于四行程发动机，最大拉伸载荷出现在进气行程开始的上止点附近，其数值主要是活塞组和连杆计算断面以上那部分连杆质量的往复惯 性力，即 rGGpgj 21 1 786N625.15405)4/11(8.9 1.03.0 式中： G G1 分别为活塞组和连杆计算断面以上那部分的质量。 最大压缩载荷出现在膨胀行程开始的上止点附近，其数值是最大爆发压力产生的推力减上述的惯性力 pj ，即 N4475P4D/P s2z ,sP 取 a5MP 4 6 6 1 N7865 4 4 7. ppp jz 。 式中： pz 最大爆发压力产生的推力。 第 35 页 共 48 页 35 5.1.2 连杆小头的安全系数 小头的安全系数按下式计算： mazn 1 (5.1.2-1) 式中： z1 材料在对称循环下的拉压疲劳极限； a 应力副； m 平均应力； 考虑表面加工情况的工艺系数； 6.04.0； 角系数， oo 12 1 材料在对称循环下的弯曲疲劳极限； o 材料在脉冲循环下的弯曲疲劳极限，对于钢 小头应力按不对称循环变化，在固定角截面的外表面处应力变化较大，通常只计算该处的安全系数，此时 循环最大应力 aja max (5.1.2-2) 循环最小应力 aca min (5.1.2-3) 式中： a 衬套过盈配合和受热膨胀产生的应力； aj 惯性力拉伸引起的应力； ac 受压是产生的应力。 应力副 22 m inm a x acaja (5.1.2-4) 平均应力 aacajm 2212 m i nm a x (5.1.2-5) 小头安全系数的许用值部小于 1.5。 第 36 页 共 48 页 36 参数设计： 连杆材料采用 45 号钢，它的有关疲劳极限如下： 屈服极限 s 686.5Mpa 强 度极限 b 833.6MPa 在对称循环下的拉压疲劳极限 : 623.349)6.8335.68623.023.01 （ bszMPa 在对称循环下的弯曲疲劳极限 : 1=450.3MPa 在脉冲循环下的弯曲疲劳极限 : 15.1 。 1.5 450.3=725.5MPa 角系数 : oo 12（ 2 450.3-725.5） /725.5=0.241 工艺系数 =0.5；应力副 a 75.44Mpa；平均应力 m 64.77MPa； 小头的安全系数按下式计算： 由式 5.1.2-1得 : n=2.11.5 符合要求； 5.1.3 连杆大头的强度验算 它是把整个连杆看成是两端固定的圆环，固定端的位置用图中的角度 。表示（通常 。 40 ）。连杆的曲率半径取两个连杆螺栓中心矩的一半，对于整体式连杆则取连杆大头内外圆半径之和的一半。环的截面积取 D D 截面的面积，同时假定作用在连杆大头上的力按余弦分布。 连杆大头受到的惯性拉伸载荷为 RgRg GG GGp j 2322m a x )1( (5.1.3-1) 式中： G 、 G、 G2、 G3 分别为活塞组、连杆组往复惯性部分、连杆组旋转部分和连杆大头下半部分的质量； R 曲柄半 径； 连杆比。 第 37 页 共 48 页 37 连杆大头中央截面 D D 上的应力为 FFIIZRp j .1m a x 003.0522.012 0 0 0 8 3.00127.0 (5.1.3-2) 式中： R1 计算圆环的曲率半径； II , 连杆大头及中央截面积； FF , 大头及轴承中央截面积； Z 计算断面的抗弯断面模 数 参数计算： 连杆大头受到的惯性拉伸载荷为 RgRg GG GGp j 2322m ax )1( (5.1.3-3) 有式 5.1.3-3得： pjmax=2.95KPa 连杆大头中央截面 D D 上的应力为 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； 连杆的有关设计数据： 表 5 名称 数值 单位 小头宽度 13 mm 小头内孔半径 7.5 mm 小头壁厚 3 mm 第 38 页 共 48 页 38 大头宽度 16 mm 大头内圆半径 10 mm 大头壁厚 5 mm 连杆长度 L 100 mm 连杆的材料： 见附图三 20MnB，表面渗碳淬火处理，淬火硬度为 HRc60 65 5.2 曲轴销的设计 曲轴销是发动机的重要零件，它将左、右曲轴连为一体，承受连杆传来的爆发压力和惯性力。故选用 20Cr 钢为曲轴销材料。表面渗碳、淬火处理，外层硬度达 HRc61 以上。 尺寸设计：曲轴销长度 L 64mm； 曲 轴销直径 d 15mm。 5.3 曲轴 曲轴的功用是承受连杆传来的力，并变成绕其自身轴线的扭矩 力矩，然后再传给转动系，同时驱动配气机构和其他辅助装置。 曲轴用轴承安装再曲轴箱上，盖轴承称为主轴承。曲轴上安装主轴承的部位称为主轴颈，安装连杆大头连接。当曲轴作旋转运动时，曲柄销和连杆大头绕曲轴作圆周运动。连杆曲柄销和主轴颈的部分称为曲柄臂（简称曲柄）。曲轴的两端往往制有锥面、花健、螺纹等，用以连接驱动磁电机、离合器、传动装置、滑油泵、配气机构等。 曲轴要求用强度高、冲击韧性和耐磨性能好的材料制造、一般采用中碳 钢或中碳合金钢（如 45 号或 40Cr 钢等）模锻或球墨铸铁铸造成型。为了提高其耐磨性，主轴颈和曲轴销表面均需淬火或氮化处理，再进行精磨以达到较高的精度和光洁度。 曲轴销一般做成空心，目的在于减少质量和离心力并可作为润滑油道。对与采用压 第 39 页 共 48 页 39 力润滑的发动机。曲柄销上钻有径向孔与此中心孔相通，用以输送润滑油道摩擦表面。 按照曲轴的型式，可以把曲轴分为整体式曲轴和组合式曲轴。这里介绍一下组合式曲轴。 5.3.1 组合式曲轴 组合式曲轴如图 5.3.1 所示。曲轴左部、曲轴右部、曲柄销三部分分段加工，然后组装成整个曲轴。组合式 曲轴用滚柱轴承或滚珠轴承安装在曲轴箱上，相应的连杆采用整体式。单气缸发动机的曲柄臂常做成圆形，这种型式工艺较简单，又有足够的刚度，并可兼作分轮，式发动机运转平稳。左、右主轴颈与曲柄臂制成一体，曲柄臂的下部制有平衡块。销孔中心与主轴颈中心线的距离即为曲柄半径，两轴线之间的尺寸精度要求很高，平行度要求也很严格。组合式曲轴的优点式制造容易，成本较低。其缺点是连杆和连杆轴承安装后不易拆卸，另外，同一气缸上的左右两个曲轴的半径很难保证尺寸完全一样，装配时改尺寸往往采用分组选配。 曲轴的主轴承和连杆轴承采用压力润滑时， 在曲轴的中心、曲柄臂和曲柄销上多钻有连通的润滑油道，并有径向油孔