雙缸V型風冷摩托車發(fā)動機設計說明書

雙缸v型風冷摩托車發(fā)動機摘要畢業(yè)設計是機械設計課程重要的綜合性與實踐性教學環(huán)節(jié)，通過畢業(yè)設計可綜合運用機械設計課程和其他先修課程的知識，分析和解決機械設計問題，進一步鞏固、加深和拓寬所學的知識。作為機械類工科學生，完成了此項教學環(huán)節(jié)，也就為完成本科學業(yè)及將來的畢業(yè)設計奠定了良好的基礎。傳統(tǒng)的畢業(yè)設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：傳動裝置的總體設計；傳動零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設計計算和選擇；裝配圖和零件圖設計；編寫設計計算說明書。現(xiàn)選擇以摩托車發(fā)動機傳動和變速部分為主的新設計課題，設計方法采用常規(guī)手段與微機輔助相結合。該新題目較經(jīng)典課題更具復雜性和體現(xiàn)時代氣息，涉及的機構及零部件增多，所覆蓋的知識面更廣泛，結構設計難度加大，設計時要求學生綜合考慮諸多因素，自己分析和解決問題，可以幫助學生樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識和競爭意識。關鍵詞：摩托車發(fā)動機，分析和解決問題，設計DOUBLECYLINDERTYPEVAIRCOOLING

MOTORCYCLEENGINEABSTRACTCurriculumdesignisimportantmechanicaldesigncoursesintegratedwithpracticeteaching,Throughcoursesdesignedtomakecomprehensiveuseofmechanicaldesigncoursesandothercoursesofthepre-knowledge.Analyzeandsolvemechanicaldesignissuesandfurtherstrengthen,deepenandbroadentheknowledgelearned.Asamechanicalengineeringstudents,completedtheteachingaspectofitforthecompletionofundergraduatestudiesandgraduatedfromthedesignofthefuturelaidagoodfoundation.Thetraditionalcurriculumdesignoftenchoosetopicsofgeneralmachinerydrives,suchasgearreducerforthemainmechanicalgear.Itsmaincontentsinclude:transmissionoftheoveralldesign;transmissionparts,axle,bearings,couplings,suchascomputingandthedesignofchoice;assemblyandpartsmapdesign;designcalculationspreparedstatement.Nowchoosetomotorcycleengineandtransmissionspeedofthemaintopicsofthenewdesign,usingconventionaldesignmethodsandmeansofcombiningcomputer-assisted.Thenewtitleismorecomplexthantheclassicissuesofthetimesandtheatmosphere,thebodiesandpartsincreasedbymoreextensivecoverageofknowledge,difficulttodesignthestructure,designedforstudentsconsideredmanyfactors,analyzeandsolvetheirownProblems,canhelpstudentstoestablishthecorrectdesignideas,strengthentheirsenseofinnovationandthesenseofcompetition.KEYWORDS:Motorcycleengine,analysisandproblem-solving;design目錄TOC\o"1-5"\h\z前言 1\o"CurrentDocument"第1章發(fā)動機工作原理 2\o"CurrentDocument"1.1發(fā)動機性能術語與參數(shù) 2\o"CurrentDocument"1.2四沖程汽油發(fā)動機的工作原理 4\o"CurrentDocument"第2章發(fā)動機機體 7\o"CurrentDocument"2.1氣缸直徑 7\o"CurrentDocument"2.2氣缸工作容積、燃燒室容積和氣缸總?cè)莘e 72.3壓縮比 8\o"CurrentDocument"2.4氣缸工作內(nèi)壓力、氣缸總推力 8\o"CurrentDocument"2.5氣缸蓋 9\o"CurrentDocument"2.6燃燒室 10\o"CurrentDocument"第3章 曲柄連桿機構的受力分析與平衡 12\o"CurrentDocument"3.1曲柄連桿比 12\o"CurrentDocument"3.2曲柄連桿機構運動學 12\o"CurrentDocument"第4章活塞運動分析 14\o"CurrentDocument"4.1活塞位移 14\o"CurrentDocument"4.2活塞速度分析 144.2.1活塞的最大速度 154.2.2活塞平均速度 16\o"CurrentDocument"4.3活塞的加速度 16\o"CurrentDocument"4.3.1活塞加速度的極值 17\o"CurrentDocument"4.4熱力強度 18\o"CurrentDocument"第5章活塞組 18\o"CurrentDocument"5.1活塞 195.1.1活塞的壓縮高度 195.1.2火力岸高度 205.1.3環(huán)帶高度 205.1.4環(huán)岸的強度校核 20\o"CurrentDocument"5.2氣環(huán) 225.2.1氣環(huán)的工作狀態(tài) 235.2.2氣環(huán)的類型 235.2.3活塞環(huán)的高度 245.2.4自由端距 245.2.5徑向厚度 24\o"CurrentDocument"5.3油環(huán) 255.3.1普通油環(huán) 265.3.2組合式油環(huán) 265.4活塞銷 27\o"CurrentDocument"5.4.1活塞銷的剛度 28\o"CurrentDocument"第6章連桿、曲軸組 29\o"CurrentDocument"6.1連桿 306.1.1連桿承受的載荷 30\o"CurrentDocument"6.1.2連桿小頭的安全系數(shù) 31\o"CurrentDocument"6.1.3連桿大頭的強度驗算 32\o"CurrentDocument"6.2曲軸銷的設計 34\o"CurrentDocument"6.3曲軸 34\o"CurrentDocument"6.3.1組合式曲軸 35結 論 38謝 辭 40\o"CurrentDocument"參考文獻 41刖言畢業(yè)設計是機械設計課程重要的綜合性與實踐性教學環(huán)節(jié)，是一門獨立的考查課程。通過畢業(yè)設計可綜合運用機械設計課程和其他先修課程的知識，分析和解決機械設計問題，進一步鞏固、加深和拓寬所學的知識。作為機械類工科學生，完成了此項教學環(huán)節(jié)，也就為完成本科學業(yè)及將來的畢業(yè)設計奠定了良好的基礎。傳統(tǒng)的畢業(yè)設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：傳動裝置的總體設計；傳動零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設計計算和選擇；裝配圖和零件圖設計；編寫設計計算說明書。近幾年來，通過與兄弟院校的交流與探討，經(jīng)過反復論證和可行性分析，結合本地區(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計課題，設計方法采用常規(guī)手段與微機輔助相結合。題目和教學方法的改革有如下一些特點：新題目較經(jīng)典課題更具復雜性和體現(xiàn)時代氣息，涉及的機構及零部件增多，所覆蓋的知識面更廣泛，結構設計難度加大，設計時要求學生綜合考慮諸多因素，自己分析和解決問題，可以幫助學生樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識和競爭意識。熟悉掌握機械設計的一般規(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標準、規(guī)范、設計手冊等有關設計資料，進行全面的機械設計基本技能的訓練，為畢業(yè)設計打下良好的基礎。設計過程能理論聯(lián)系實際，學生們對新穎實用的內(nèi)容更感興趣，可充分調(diào)動學生的積極性和主觀能動性。第1章發(fā)動機工作原理1.1發(fā)動機性能術語與參數(shù)1.汽缸汽缸內(nèi)孔直徑(簡稱缸徑)用符號D表示，單位為.上止點、下止點止點活塞在汽缸內(nèi)作往復運動的兩個極限位置，稱為止點。上止點活塞離曲軸旋轉(zhuǎn)中心的最遠位置下止點活塞離曲軸旋轉(zhuǎn)中心的最近位置.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)。.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。兀v=—D2SX10-3(ml)h4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 v’h表示，單位為ml。V’h=ivh式中i——汽缸數(shù)。.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。用符號Vc表示，單位為ml。.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.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 ￡表示。e=w/=1+w/.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)。.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。；Me*n,7、p= （kw）e9550式中Pe——發(fā)動機曲軸輸出扔矩，N-M。n 發(fā)動機曲軸相應轉(zhuǎn)速，r/min發(fā)動機銘牌上標明的功率值，稱為標定功率。.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。3.6G1g= bX103（gkW*）ePe式中Gb――單位時間的耗油量，g/s。11.升功率發(fā)動機在標定工況下，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。N=J（KW/L）h式中Pe—標定功率，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。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1-1（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 1-1（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，活塞往復移動兩次，完成進氣、壓縮、燃燒、排氣四個工作過程，如圖 1-1所示。

（a（a）活塞上止點（b）活塞下止點圖1-1上止點和下止點（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（a）】。（2）壓縮沖程：活塞自下止點向上止點移動【圖1-2（b）】，此時凸輪的凸起部分已經(jīng)轉(zhuǎn)了過去，進氣門關閉。由于凸輪只轉(zhuǎn)過 1/4周，所以排氣門仍關閉著。隨著活塞向上移動，燃燒室容積減少，可燃混合氣被壓縮。當活塞到達上止點時，燃燒室中的可燃混合氣壓力為 0.6?0.9MPa，溫度升到300°C左右，壓縮沖程完成。（a）進氣沖程； （b）壓縮沖程;（c）燃燒沖程； （d）排氣沖程圖1-2四行程汽油機發(fā)動機的工作原理燃燒沖程：在壓縮沖程接近上止點時【圖1-2(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3.0~4.5MPa,溫度高達2000°C左右?；钊艿礁邏簹怏w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、排氣門均關閉。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(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)。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。第2章發(fā)動機機體2.1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、活塞結構參數(shù)等，都要根據(jù)氣缸直徑來選取。參數(shù)設計：氣缸直徑已標準化，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)有關資料可確定氣缸的直徑為： D=54mm2.2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地增大。（a）燃燒室容積 （b）工作室容積圖2-1氣缸燃燒室容積和工作室容積氣缸工作容積的計算公式為式中：Vn——氣缸工作容積（ml）;D 氣缸直徑（mm）;S 活塞行程（mm;）N——氣缸數(shù)目。參數(shù)設計:因設計要求的是雙缸發(fā)動機的排氣量 Vn為250ml，那么其活塞行程為：S=54mm 同時活塞行程S=2r；r為曲軸半徑那么：r=27mm2.3壓縮氣缸總?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。2.4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：f=-D2nP

4s式中：F 氣功總推力（N）;n——氣缸效率；一般n=30%;P、——氣缸工作內(nèi)壓力（MPa）；sD 氣缸直徑（mm）。

2.5氣缸蓋氣功蓋用螺柱與氣缸體一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構又有所不同。四行程頂置氣門發(fā)動機的氣缸蓋上有進、排氣門座及氣門導管，并設有進氣道和排氣道，裝有進、排氣管等。 對氣缸蓋螺栓連接靜強度計算:—d241對螺栓的疲勞強度進行精確校核：2。+(K-VQ>SS— -1tc 。^^。^^min—Sca(K+V)(2。+^nin)ca。 。a。max。max兀只一d24Q。 ———r-min兀d241?！猰ax mina2式中：。-1tc——螺栓材料的對稱循環(huán)拉壓疲勞極限。V。一一試件的材料特性，即循環(huán)應力中平均應力的折算系數(shù)，對于合金鋼為0.2?0.3拉壓疲勞強度綜合影響系數(shù)S——安全系數(shù)參數(shù)設計:由于有密封性，F(xiàn)i=1.5?1.8F，此處可取Fi—1.6F—1000MPa，?！?00MPS a貝gQ—F1+F—2.6F—113—1000MPa，?！?00MPS a材料可選10.9級的合金鋼，查表得:靜載荷時，S=1.5,所以bb[]=/S靜載荷時，S=1.5,所以bb[]=/S=900/1.5=600MPs abca1.3x11330.8=<[b]=600MP幾 a—d24d2L3x11330.8x4=2.8mm600^變載荷時:對于合金鋼螺栓，取對于合金鋼螺栓，取F0=°.5bsA1F0<(0.5?0.6)b_Fb=f=0.5b=450MPminA s a11330.8111330.8bmax冗d24b=240MP K=5.2w=0.3查表得:-1tc a，b。取b查表得:_2x240+(5.2-0.3)x450_S— —>1.5ca 11330.8(5.2+0.3)x 兀d24d>6.66,即0.85D>6.66，所以 D>7.84mm可取D=8.5mm2.6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。半球形燃燒室結構呈半球形，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)，故其配氣機構比較復雜。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。有關計算結果:

表2-1名稱尺寸或數(shù)值單位氣缸直徑D54mm活塞行程S54mm燃燒室體積VC21ml曲軸半徑r27mm氣功工作內(nèi)壓力F4.358KN氣缸的材料：質(zhì)灰鑄鐵第3章曲柄連桿機構的受力分析與平衡3.1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，用人表示。由下式定義rx=_l式中：r——曲柄半徑，即曲柄銷中心到曲軸中心之間的距離；1——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的運動特性，而且影響發(fā)動機的外形尺寸。X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.X= -1■ ，■一 …托車發(fā)動機的連桿比5，3，盡可能地采用矩連桿。參數(shù)設計：取入為一定值； 那么連桿長度： l=r/入=100mm3.2曲柄連桿機構運動學曲柄連桿機構運動學是研究曲柄連桿機構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。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。曲軸的角速度可以寫為

n兀①=30rads式中：n——曲軸轉(zhuǎn)速，rmin。曲柄銷中心的切向速度"和向心加速度an分別為:r?2m.；s2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a，并且規(guī)定：將活塞處于上止點位置所對應的曲軸位置作為曲軸轉(zhuǎn)角的起點（即a=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。參數(shù)設計:曲柄的角速度:3.14x7500 =785rads30曲柄銷中心的切向速度、和向心加速度an分別為:r?=25x10-3x785=19.625m/s?r2=25x10-3x7852=15.406x13m/s2

第4章活塞運動分析4.1活塞位移最大位*量

cos'：對于活塞中心線過曲軸中心線的曲柄連桿機構0活塞的伊活塞的位移 X=((+1)-(rcos+1cos最大位*量

cos'：X-r+r=51mm a=1—2sin2由牛頓二項式，可將v'i-*2sin2a展開，貝uB1人a1Aa1x3人acos=1一一2sin2 4sin4 6sin6...2 2x4 2x4x6圖4-1活塞位移與曲軸轉(zhuǎn)圖圖4-1活塞位移與曲軸轉(zhuǎn)圖4-2活塞速度曲線角的關系則活塞的位移可寫成1則活塞的位移可寫成1aa-22sin2)]=r(1-cosaa1?、+—sin2)2aX=(r+l)—[rcos+l(1位移X隨入和的變化關系可以用圖像表示(圖4-2).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，而且入值越大，其差值也越大。4.2活塞速度分析活塞速度的精確數(shù)值為dXv= 心da=,喝a+包)' 2cosPdtdadt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:①a'a①av=r(sin+—sin2)=dXv= 心da=,喝a+包)' 2cosPdtdadt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:①a'a①av=r(sin+—sin2)=rsin+r—sin22 2=V1+V2 (4-1)因此，活塞速度是兩個速度分量之和，可以看成是由部分組成。其圖像如圖4-1所示。4.2.1活塞的最大速度當a=90°時v=r①，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amax可以用v對a微分求極值的方式求得:以d即cos%，(cos2a_1)=0解此方程得：ba人a玲a人)=rkos+(cosr(cos+cos22a1)L0cosaax(4-2)因為X=/5--3時lcos|="max4>1不合理的1+-2所以方程的合理根只能取f(入)=cosamax(4-3)f(入)=cosamax(4-3)maxarccos(4-4)由式可以看出：活塞在最大速度式的a?一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)。不同的入值其最大速度時的值也不同，入值越大活塞速度的最大值也一 a -….越大，相應的曲軸轉(zhuǎn)角 ma也偏向上止點一側(cè)。4.2.2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。a=0。?180。時v為正值；a=180。?360。時v為負值；a=0°、180°、360。時v=0°；a=90°、270°時v=r3?；钊钠骄俣仁街校篠活塞行程； 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)設計：活塞平均速度：4.3活塞的加速度50x10-4.3活塞的加速度50x10-2x750030=12.5m圖4-3活塞加速度曲線活塞加速度的精確值由下式求出dt人cosPca52a-sin2a(—sinp)d七acosdt人cosPca52a-sin2a(—sinp)d七acosaH n 2 cos2P=r必2「cosa+人史峭+叢噂cosP4cos3P活塞加速度的近似值由下式求出j=rw2(cosa+Xcos2a)=rw2cosa+rw2cos2a(4-5)(4-6)因此活塞加速度也可以看作是兩個簡諧運動之和，如圖 4-3所示。4.3.1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加速度，由下式求得:JmaxdJ

da=r①2(sina+2"in2a)=0sinasin%+4*cos0()=0=0或1+4*cosa=0sina=0,a=0?；騛=180。相應的加速度為(4-7)j=r°2(1+人) 哉j=—r°2(1—人)(4-7)mxamxamxa1+41+4人cosa=0則a=a=arccos，相應的加速度為:j=rmax①2Icosa+^cos2aj=rmaxr①2仔k參數(shù)設計:活塞最大正加速度1jmax*"+8XJ25x7852xX10-=11.554x103ms24.4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)生熱應力。在熱負載的反復作用下，熱應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)生很大的熱應力，就容易導致其產(chǎn)生裂紋。各種材料在受熱變形受到限制時產(chǎn)生的熱應力大小可用熱應力特性（皿））表示，其中a材料的熱膨脹系數(shù)，E為彈性模量，人為導熱系數(shù)。為了比較材料的熱力強度，用材料的拉伸強度°B與（aE入）相比得到熱力強度系數(shù)。熱應力特性（以歸?洗）愈小，熱應力愈小，熱力強度系數(shù)愈大，熱力強度愈大。由此可見：材料的導熱性愈好，膨脹系數(shù)愈小，高溫疲勞強度愈搞.有關計算結果表4-1名稱尺寸或數(shù)值單位連桿長度L100mm曲柄的角速度①785rad/s曲柄銷中心的切向速度Vt19.625m/s曲柄銷中心的切向加速度an15.406X10-3m/s2活塞最大位移量Xmax54mm活塞平均速度12.5m/s活塞最大正加速度11.554X10-3m/s2連桿材料：45號鋼。第5章活塞組活塞一般呈圓柱形。活塞與氣缸為間隙配合，作往復運動，其主要作用是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)生一定的熱應力。所以要求活塞的質(zhì)量盡可能小，熱膨脹導熱性能好和耐磨。目前廣泛采用的活塞材料使共晶硅鋁合金。5.1.1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 5-1中的H1?，F(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。圖5-1活塞結構尺寸示意圖5.1.2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5-1中的H4。減少H4會增強第一道環(huán)的導熱能力，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。5.1.3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5.1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bl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。5.1.4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5-2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圖5-2第一環(huán)岸的受力情況應力，擋這些應力超過材就會產(chǎn)生斷裂。料的強度極限時，環(huán)岸應力，擋這些應力超過材就會產(chǎn)生斷裂。料的強度極限時，環(huán)岸由試驗可知；當P1R0.9Pmax,P2R0.2Pmax時，可以把環(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D’=0.9D,作用在環(huán)岸根的應力為：（P-P）-4（D2-D2）2=0.0026pD3 （51）式中：'一一活塞環(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(5-2)1,加兀x0.9D=0.47b2-D(5-2)61 1環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應力。為0.0026PD3max0.0026PD3max~0.47b2-D(D下=0.055P—maxVbj(5-3)環(huán)岸根部危險斷面的剪切應力T為'=0.37PDmaxb1 （5-4）合應力氣=Q2+3二2考慮倒鋁合金活塞在高溫下的強度下降及岸根的應力集中，其許應力取阱=90?100N/mm2參數(shù)計算：環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應力 b為0.0026PD3ymax0.0026PD3ymax0.47b2?Di=0.055Pmax=0.055x4xV2.6J=81.36Nmm2環(huán)岸根部危險斷面的剪切應力T為_D 45t=0.37P =0.37x4x——=25.61Nmm2maxb 2.61合應力b=02+3t2=J81.362x3x25.162=92.29Nmm2符合要求。有關活塞的尺寸設計結果：表5-1名稱數(shù)值單位壓縮高度取H134mm環(huán)帶高度H39.8mm火力岸高度H44.5mm總高度55mm壁厚4mm內(nèi)圓直徑D’48mm外圓直徑D54mm第一道環(huán)的環(huán)岸高度b1.5mm第二道環(huán)的環(huán)岸高度b22mm第一道環(huán)槽高度C12mm第二道環(huán)槽高度C22mm第三道環(huán)槽高度C33mm活塞的材料：高硅鋁合金5.2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)與氣缸壁結合不嚴不能很好地導熱，相反使氣環(huán)地吸熱量增加，最后必將導致活塞河活塞環(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、銘、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荷，因此要求活塞材料除了耐熱、耐磨以外，還應有高的強度和沖擊韌性。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銘。多孔性銘層強度高，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。5.2.1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?；钊h(huán)隨活塞在氣缸中作往復運動時，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。5.2.2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)。5.2.3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.5.2.4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。當材料選定以后，材料的彈性模數(shù) E就定下來了，只要適當選擇t核S。就可以。S。增大，P。增加，其應力也增加。若S。減少，P。也減少，最大工作應力°ma減少，但套裝應力°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%。5.2.5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。5.2.6開口間隙活塞環(huán)進氣缸以后，在冷態(tài)下應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)標準（ JID），德國標準（DIN）和美國汽車工業(yè)標準（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。JISB8O32-1978規(guī)定氣缸直徑d(mm)30—44.945—54.955?'69.970—84,985?99.9開口間隙40.15—0.350.2.400.25—0.450.30—0.500.3555DIN70911-1973規(guī)定氣缸直徑d(mm)3。?4L945?74,975-89*990-124-5開口間隙&S15?0*200-2?0.250.28F300.25—0*40SAEJ1021-1978規(guī)定氣窺直楚廿(mm)25?49-950—74.975—99.9有關活塞環(huán)的尺寸設計結構：0.2?0.450.25—0.50表5-2名稱數(shù)值單位環(huán)的高度b1.35mm自由端距S。5.4mm徑向厚度t1.3mm開口間隙0.24mm活塞環(huán)的材料： 60Si2CrA，其硬度為HRc45-555.3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)還不能氣使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。

5.3.1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銘排油小孔或狹縫。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5.3）；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;圖5-4活塞環(huán)的刮油作用圖5-3圖5-4活塞環(huán)的刮油作用圖5-3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)a）活塞下行b）活塞上行雙鼻式環(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5-4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。5.3.2組合式油環(huán)組合式油環(huán)如圖5-5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：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，故對氣缸的適應性較好，易于磨合；質(zhì)量小，因而產(chǎn)生的慣性力??；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)動機上應用較廣。缺點是零件多，三個刮油片又必須鍍銘，否則滑動性不好，因此組合環(huán)的制造成本高。圖5-5組合環(huán)1—刮油環(huán)2—軸向襯環(huán)3—徑向襯環(huán)5.4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?；钊N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）但孔的加工校復雜。組合式結構則介于二者之間。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0.01?0.02mm。活塞銷裝入銷座孔中后兩端用卡

環(huán)限位。活塞銷與連桿小頭的連接，采用滾針軸承和軸套。5.4.1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)尖峰負荷 Pmax和相應的應力集中，如圖5.6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：1?；钊N上的負荷分布是：由連桿小頭產(chǎn)生的均勻負荷；由活塞銷座產(chǎn)生的作用在支承面中點的集中載荷，如圖 5.7所示。B1=0.5L。圖5-6活塞與活塞銷的變形圖圖5-6活塞與活塞銷的變形圖5-7活塞銷的受力模型活塞銷長度L=32+d1=D<m;即活塞的縱向斷面正好填滿活ff=45(1□2)3/2 P.D□4(4-1)15 4x68X10-8=45[1()2]3/2. x10-8=0.00032<0.000468 (15)44(2-1)68式中：D一氣缸直徑；dl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。一般情況下活塞銷作的剛度大，對銷的撓曲性變差，變形量應取小一些。一般汽油機fW0.0004。設計參數(shù)：長度L=47cm直徑d=15cm活塞銷壁厚6=2cm第6章連桿、曲軸組6.1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。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)孔表面有很高的關潔度，以便與連桿軸瓦（或滾針軸承）緊密結合。摩托車雙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。6.1.1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)量的往復慣性力，即°.3+°」+1/x15405.625=786N9.8式中：GG1——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 P/,P=兀/4D2門P=5447NP取5MP,P，=P-P=5447-786=466式中：P式中：P最大爆發(fā)壓力產(chǎn)生的推力。6.1.2連桿小頭的安全系數(shù)小頭的安全系數(shù)按下式計算:bn=~~頑+9b(6-1)5"bm(6-1)b式中：b式中：b-1z材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限;b〃 應力副;^a平均應力;b平均應力;=0.4=0.4?0.6；考慮表面加工情況的工藝系數(shù)；9bb-1b9bb-1bo材料在對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限;材料在脈沖循環(huán)下的彎曲疲勞極限，對于鋼小頭應力按不對稱循環(huán)變化，在固定角截面的外表面處應力變化較大，通常只計算該處的安全系數(shù)，此時循環(huán)最大應力 bmax=b〉bfl7 (6-2)循環(huán)最小應力 氣n=b'+bc (6-3)式中：b；——襯套過盈配合和受熱膨脹產(chǎn)生的應力；C4-baj——'慣性力拉伸引起的應力；%-——受壓是產(chǎn)生的應力。^ac_bbbb、. b_ z ，二“應力副 「max2幌一七^ (6-4)bb+b 1(bbb，\平均應力 廣皿2皿=礦/ac+2j(6-5)小頭安全系數(shù)的許用值部小于1.5。參數(shù)設計：連桿材料采用45號鋼，它的有關疲勞極限如下：屈服極限bs=686.5Mpa 強度極限bb=833.6MPa在對稱循環(huán)下的拉壓bb:0.23x(686.5+833.6)=349.623/ MPa=0.23x(0.23x(686.5+833.6)=349.623/ MPa一1z sb在對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限：bz1=450.3MPa在脈沖循環(huán)下的彎曲疲勞極限：b=偵11=1.5X450.3=725.5MPacp ^_(2bb)b角系數(shù)b: b~ 一1一。：。=(2X450.3-725.5)/725.5=0.241〃5 b b工藝系數(shù)b=0.5;應力副a=75.44Mpa;平均應力m=64.77MPa;小頭的安全系數(shù)按下式計算：由式6-1得：n=2.1>1.5符合要求；6.1.3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口。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，word文檔可自由復制編輯式中：G’、式中：G’、G、G2、G3分別為活塞組、連桿組往復慣性部分、連桿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p=g^R(1+人)+^^±^3^2r(6-6)jmaxg g(6-6)組旋轉(zhuǎn)部分和連桿大頭下半部分的質(zhì)量;R——曲柄半徑； 人——連桿比。連桿大頭中央截面D-D上的應力為b=pxjmaxb=pxjmaxRG.01271 2zia) . O]83'0.522-0.003 + .F+F'(6-7)式中：R1——計算圓環(huán)的曲率半徑；L「——連桿大頭及中央截面積；F，F(xiàn)'——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pjmax(6-8)J色R(1+X)+G^pjmax(6-8)§ §p得：jmax=2.95KPa連桿大頭中央截面D連桿大頭中央截面D-D上的應力為xax-rxax-ry2ZO)83 0.522—0.003 + F+F'=2.95xx=2.95xx(0.0127+0.00083x40)n25x10-3+0.522-0.0030.00015+0.000052x0.00012(1+180/360)x40=20.97MPa<675MPa符合要求;連桿的有關設計數(shù)據(jù):表6-1名稱數(shù)值單位小頭寬度4mm小頭內(nèi)孔半徑7.5mm小頭壁厚2.5mm大頭寬度9mm大頭內(nèi)圓半徑15.5mm大頭壁厚4.5mm連桿長度L100mm連桿的材料：20MnB，表面滲碳淬火處理，淬火硬度為HRc60?656.2曲軸銷的設計曲軸銷是發(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。尺寸設計：曲軸銷長度L=34mm； 曲軸銷直徑d=22mm。6.3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一一力矩，然后再傳給轉(zhuǎn)動系，同時驅(qū)動配氣機構和其他輔助裝置。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。6.3.1組合式曲軸組合式曲軸由左部、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，并有徑向油孔通向主軸承和連桿軸承。參數(shù)設計：（1）、飛輪尺寸設計1）、飛輪直徑： D=S+d+2X=50+18+32=100mm式中：S——行程（mm）；d——曲柄銷直徑（mm）；X——銷孔釘?shù)斤w輪邊距離（mm）。2） 、飛輪厚度b1根據(jù)平衡慣量，取b1=22mm；b2=15mm；

（2）、主軸的設計、校核1）、確定主軸的最小直徑由材料40Cr取A。=100；P=8.8Kw；n=7500rminP 8.8d>A =100x」——=10..547mm.\nV7500初定：d=16mm;2）、曲軸左、右部的尺寸設計：根據(jù)分析以及有關參考資料，初步設定軸各斷長度如下:al=20mmal=20mma2=45mma3=25mma4=55mma5=24mma4=55mma5=24mm各斷的直徑：d=17mmd128mmd2=22mmd=17mmd128mmd2=22mm3）、曲軸右部的載荷、校核有齒輪作用力存在t=d— 17F=F-tga=462.4N由彎矩可知M=F?r=1270.5*22Hb t=27951N?mmM=Fr=462.4*22=10172.8N?mm總彎矩M=,Mh2+Mv2=..,279512+101728=29744.65N?mm扭矩：T=10800N?mm計算彎矩. M=?、M2+0.6xT2=30898.68N?mm在b處直徑d=17mm，選用40Cr，調(diào)制處理，查表得許用彎曲應

70MPa70MPa-1M28374.6b=ca= =62.89MPa|_]_，caW0.1X173 <b=70MPa-1符合要求；在b處，只要符合要求，其他地方也就沒問題了，因b處直徑最小，彎矩、扭矩最大。4)、軸上軸承的校核選用6306深溝球軸承C=15000N圖6-1軸承受力圖fRRff5)342Rf圖6-1軸承受力圖fR