2V60M水冷摩托车发动机设计

II前言 摩托车在亚洲地区作为一种重要的交通工具，由于其使用方便，成本较低，有着不可替代的地位。在改革开放的二十多年以来，我国的摩托车行业得到了极大的发展，1997年我国摩托车产量首次突破1000万辆（1003万辆），约占当年世界摩托车总产量（2300万辆）的43%。在广泛的应用需求和经济利益下，自主的发动机研发技术显得尤为重要和突出。2V60M水冷四冲程汽油机是与规格250mL的摩托车配套的发动机。在设计过程中，进行2V60M汽油机的热计算、动力计算、平衡计算、主要零部件（活塞、连杆、曲轴等）强度校核、配气机构、润滑系统、冷却系统的设计。设计的主要要求是针对2V60M汽油机的结构特点，为设计提供必要的参数。便于对发动机的动力性、经济性、可靠性、平衡、润滑等性能的分析，从而进行科学、合理的设计。设计的重点是掌握发动机曲柄连杆机构（活塞组、连杆组、曲轴），配气机构，机体和缸盖的设计、计算与分析；明确实际工作中的各项损失及减少损失的有效措施。目 录第1章 摩托车发动机设计总论11.1 摩托车发动机简介11.2 摩托车发动机主要设计指标和设计要求21.2.1 摩托车发动机的主要设计指标21.2.2 对摩托车发动机的一般要求41.2.3 摩托车发动机设计工作中的“三化”51.3发动机选型5第3章 曲柄连杆机构运动学163.1 曲柄连杆机构的功用163.2 曲柄连杆机构的组成163.3中心曲柄连杆机构的运动学173.3.1活塞位移173.3.2活塞速度、最大活塞速度和平均活塞速度173.4 曲柄连杆机构上的作用力193.4.1 气体压力193.4.2 机构的惯性力193.4.3 作用在曲柄连杆机构上的力20第4章 发动机的平衡计算224.1已知参数224.2 往复惯性力、惯性力矩计算224.2.1 一阶往复惯性力234.2.2 二阶往复惯性力234.3离心惯性力及其力矩的计算24第5章 活塞组的设计255.1 活塞的设计255.1.1 活塞的工作条件和设计要求255.1.2活塞的材料275.1.3 活塞头部的设计275.1.4 活塞裙部的设计315.2 活塞销和活塞销座345.2.1活塞销和销座的强度和刚度345.2.2活塞销和销座的耐磨性375.2.3活塞销的结构、材料和工艺375.3 活塞环的设计385.3.1活塞环的工作情况385.3.2活塞环参数的选择395.3.3活塞环断面形状的设计405.4活塞环的材料、表面镀覆和成形方法40第6章 曲轴的设计416.1 曲轴的设计要求和受力分析416.1.1曲轴的设计要求416.1.2曲轴的材料416.2曲轴结构设计与基本尺寸的确定426.2.1结构形式426.2.2曲柄销设计426.2.3主轴颈设计436.2.4曲柄臂设计436.2.5 平衡重436.2.6油孔的位置和尺寸446.2.7曲轴两端的结构446.2.8曲轴的止推446.3 曲轴的校核计算446.3.1 名义应力计算456.3.2 曲轴圆角疲劳强度计算456.3.3 圆角疲劳强度校核466.3.4 组合式曲轴压入计算47第7章 连杆组设计487.1 连杆的设计487.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用487.1.2 连杆长度的确立497.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算507.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算567.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算58第8章 配气机构设计618.1 配气机构的总体布置618.1.1配气机构的结构型式618.1.2气门通过能力618.1.3气门通过能力的评定638.2 凸轮型线设计648.3 凸轮轴的设计668.4 气门组件设计678.4.1气门设计678.4.2气门座688.4.3气门弹簧68第9章 水冷却系统设计709.1发动机冷却系设计概述709.1.1冷却系功用709.1.2冷却系的设计要点719.1.3 冷却系统工作原理719.1.4水冷却系的总布置729.1.5水泵的设计729.1.6散热器的设计739.2散热器的设计和计算74第10章 润滑系统的设计7810.1机油的性能及其选用7810.1.1机油的主要性能指标7810.1.2机油的选用7910.1.3润滑系统的工况及对润滑系统的要求79第11章 缸盖和缸体结构设计8111.1气缸盖8111.1.1 气缸盖的材料8111.1.2 气缸盖的冷却8111.1.3提高气缸盖刚度、强度的措施8311.2气缸体8311.2.1水冷式气缸体的布水道和水循环组织8311.2.2气缸套的冷却8411.2.3 气缸套的冷却8511.2.4 缸体结构设计8611.2.5 气缸套材料87总 结89致 谢90参考文献91附 录92摘 要内燃机是一个复杂的系统，各个子系统相互影响，而且许多零件的机械负荷和热负荷很严重。因此其设计工作是一项较为繁杂的工作，对零部件的设计要也很高。2V60M水冷四冲程汽油机是与规格250mL的摩托车配套的发动机，它是目前国内少有的发动机类型，也是较大排量和较高规格的发动机类型。因此，该项技术的开发对于高端发动机的发展，以及高端摩托车市场的开拓有重要的意义。在设计过程中，本说明进行了该汽油机的热计算、动力计算、平衡计算、主要零部件强度校核、润滑系统计算、配气机构计算以及冷却系统计算和尺寸链计算等，并根据设计过程中发现的问题对计算过程进行了调整。关键词：发动机，水冷，新技术，设计ABSTRACTInner Combustion Engine is a complicate ststem which each subsystem influence each other. Otherwise, the mechanical load and heat load is very serious in many parts of the engine. Therefore, the design mission of the Inner Combustion Engine is quite a complicate work, as well as the requirements of parts design. 2V60M water-cooled 4 stroke gasoline engine is supporting the 250mL motorcycle, which was domestic rare engine type in China at present, as well as the relative large displacement and relative high specifications engine.Therefore, the technology development means much to the development of the high grade engine and development of the high grade motocycle. In the design process of the engine,the designer executes the thermal calculation,the power calculation,the banlence calculation, the strength check of the main parts,the lubrication system calculation, the valve-train system calculation,the cooling system calculation and the dimension chain calculation,with the adjustment in the process of these calculations when problems were found.Keywords：Engine, Water-cooled, New technology, Design第1章 摩托车发动机设计总论1.1 摩托车发动机简介摩托车发动机均是内燃机，其燃料是汽油。它是将燃料在气缸内燃烧后产生的化学能（热能）转变为机械能。它采用汽化器装置使空气和汽油形成的可燃混合气充入气缸内。当混合气被活塞压缩到一定程度时，气缸内的火花塞电极间产生火花，将已被压缩的混合气点燃。这时燃烧的气体迅速膨胀产生很高的压力，推动活塞连杆作往复运动，通过曲柄连杆机构使曲轴旋转。再将发动机的动力经传动装置传给车轮，变为车辆行驶的动力。摩托车的发动机有单缸、双缸、三缸、四缸、五缸、六缸等。目前世界上功率最大的摩托车是日本雅马哈摩托车制造公司生产的雅马哈V-max型摩托车，它采用水冷双顶置凸轮轴四气门四缸的发动机，排量为1198mL，功率达110KW，居世界第一。1.1.1 摩托车发动机的组成曲柄连杆机构 气缸内的气体压力推动活塞连杆，再由连杆推动曲轴旋转，这样使活塞的直线往复运动变为曲轴的旋转运动，带动了后轮的旋转。配气机构 使混合气及时吸入气缸，废气及时排出。冷却系 是保持发动机能具有正常的工作温度。一般在摩托车上采用的是散热片空气冷却方式。润滑系 是在机件摩擦表面上供给润滑油，以减小机件运动时的摩擦阻力和磨损。燃料系 是保证按发动机的工作要求，以供给适合需要的混合气。它主要是靠化油器来完成的。点火系 是及时供给足够强度的电火花，以点燃气缸内的可燃混合气而产生动力。起动系 用来起动发动机，起动方式有惯性起动、电起动等。脚蹬起动属于惯性起动。1.2 摩托车发动机主要设计指标和设计要求1.2.1 摩托车发动机的主要设计指标1.2.1.1动力性指标1、功率和转速在摩托车车型确定后，发动机排量亦大致确定，其功率和转速的具体数值要根据用途而定，在设计任务书中常作为原始数据给出。功率和其他参数的关系为可见，提高功率的方法是提高发动机转速和平均有效压力，增加发动机排量，减少冲程数。提高转速以增加功率是摩托车发动机一贯采用的主要措施，其转速一般在，四冲程发动机的最高转数达以上，二冲程发动机达，转速的提高受到惯性力的增大，摩擦损耗功率和磨损增加，机械效率下降以及振动、噪声、可靠性等因素的制约。增加平均有效压力，主要是靠改善燃烧过程，改进进气系统，增大充气效率，降低机械损失等。2、转矩及其相应转速发动机转矩说明其做功能力，对摩托车起步、加速、爬坡等有很大影响，是重要的动力性指标。转矩与功率的关系为：摩托车为追求高速性，常将最大转矩时的转速定得很高，与最大功率点转速较近，转速一旦降低，输出功率也随之急剧下降，发动机转矩特性曲线比较陡峭。最大转矩与最大功率时转矩的比值称为转矩适应系数，摩托车发动机=1.01.12。最大转矩时的转速与最大功率时的转速之比称为转速适应性系数，一般=0.651.0。1.2.1.2 经济性指标发动机的经济性指标主要指燃油消耗率指标，即每千瓦小时的燃料消耗重量。对于固定工况使用的发动机是指标定功率时的燃油消耗率。对变工况使用的发动机，则一般是指外特性曲线上的最低油耗率。如说某发动机的最低油耗率，则是指万有特性上的最低油耗率。当然，万有特性上油耗区越宽广，则变工况使用的发动机的使用经济性也越好。降低油耗率的途径有二：一为提高发动机的指示功率，如改变燃烧，减小散热损失等。二为提高机械效率，如减少机械损失等。1.2.1.3 可靠性和耐久性指标发动机工作可靠性是指在规定的运转条件下，具有持续工作，不致因故障而影响正常运转的能力。可靠性指标是用在保证期内的不停车故障数、停车故障数、更换非主要零件数和主要零件数来考核的。对于可靠性指标高的发动机应在保证期内不发生停车故障和更换主要或非主要零件的故障。以下各零件被规定为主要零件：机体（包括机座、曲轴箱）、油底壳、曲轴、齿轮、凸轮轴、油泵凸轮轴、气缸盖、缸套、活塞、连杆、连杆轴瓦、连杆螺钉、活塞销、进排气门、气门弹簧、摇臂、调速器弹簧、调速器飞块和销子、机油泵齿轮、活塞环、油泵柱塞偶件、出油阀偶件。发动机的耐久性指标常以寿命表示。它是指发动机从开始使用到第一次大修前累计运转的小时数。发动机的大修期一般决定于缸套和曲轴磨损到达极限尺寸的时间，此时发动机不能继续正常工作。1.2.1.4重量和外形尺寸指标发动机的重量和外形尺寸指标是评价发动机结构紧凑性和对金属材料利用程度的一个指标。不同用途的发动机对重量和外形尺寸指标的要求是迥然不同的。衡量发动机重量指标的参数是比重量gwgw = (kg / kW)式中 G 发动机净重 ， kg ； Ne 发动机有效功率，kw。在系列发动机中，随着气缸数的增多、转速的提高和平均有效压力的提高，发动机的比重量降低。发动机外形尺寸的紧凑性指标用体积功率Nv来评价。Nv = (kW / m3)式中 V=发动机长宽高（m3）=发动机轮廓体积（m3）有些国家用气缸每升排量所需的轮廓体积来表征发动机的紧凑性。1.2.1.5 低公害指标人类环境保护对发动机提出的要求由于发动机数量的大增，它的排放物和噪音等，直接威胁人类的安全。发动机排出的有害气体（NOx 、CO 、HC等）连同噪音、臭味等共同构成了人类环境的污染源之一。1.2.1.6 要求使用方便、好修、好造发动机首先要求好用（包括前面五项指标），满足各种性能的要求，同时也要求使用方便（操纵性好、起动性好）、好修、好造。操纵性好是指使用者不需要特别的专门技能，即可顺利进行操作，而且在运行中不需要经常进行特别的调整就能维持稳定的运转工况；维护保养方便；调速器的静态调速率、动态调速率、转速波动率、超调都在规定的范围以内。有些大型发动机还要求如水温、机油温度和压力等能自动报警、自动停车等。起动性好是指冷车起动迅速可靠，对于船用、固定式及机车柴油机一般要求在5 0C以下环境温度下能顺利起动。对汽车、拖拉机、中小型移动电站及农用柴油机则要求在-5 0C的气温条件下，不附加任何辅助装置能顺利起动。为了使发动机便于维护保养、好修、好造，应使各调整部位便于接近，结构简单合理，工艺性良好。1.2.2 对摩托车发动机的一般要求1、具有足够的功率2、要有良好起动、怠速和加速性能3、体积小、质量轻、结构简单、工作可靠和维修方便4、转速高、运转平稳5、燃料消耗低，经济性好6、废气排放污染少、噪声低即公害要少；结构完善、工作可靠、维修方便即制造成本低、工艺简单1.2.3 摩托车发动机设计工作中的“三化”发动机的产品系列化、零部件通用化、零件设计标准化统称为发动机设计的“三化”。发动机的“三化”是属于产品质量管理问题，它对国民经济将产生深远的影响，它对提高产品质量、降低产品成本、发展新产品、合理组成企业生产，提高劳动生产率，便于使用、维修和配件供应、零件互换等都具有重要的作用。1.3发动机选型1.3.1 四冲程还是二冲程从理论上讲，二冲程发动机的升功率应是四冲程发动机的二倍，运转较平稳，由于没有专门的配气机构，构造亦简单，维修容易，价格便宜，但由于扫气时不可能做到将废气全部扫净、不跑掉新鲜混合气，所以油耗高，排放差，且因扫气时要减少部分有效的膨胀行程，使实际升功率只有四冲程发动机的1.51.6倍。如今随着技术的发展，四冲程发动机由于采用顶置气门、顶置凸轮轴和多气门结构，使四冲程发动机的转速得以提高，一般可达8 00015 000r/min之间，升功率也随之提高，其指标已接近二冲程机，而油耗指标和排气污染却比二冲程发动机低得多，加之四冲程发动机在单缸排量方面也逐渐向小的方向发展，因此当前四冲程发动机除在大排量摩托车发动机上应用外，在中小排量摩托车发动机上也越来越多地被采用。四冲程汽油发动机的工作原理:四冲程发动机的工作循环包括四个活塞行程，即进气行程、压缩行程、膨胀形成（作功行程）和排气行程。为了分析工作循环中气体压力P和相应于活塞不同位置的气缸容积V之间的变化关系，经常利用发动机循环的示功图。它表示活塞在不同位置时气缸内压力的变化情况。示功图中曲线所围成的面积表示发动机整个工作循环中气体在单个气缸内做的功。四冲程汽油机的示功图见图1.1。(下页)图1.1 四冲程发动机工作简图1） 进气行程（图1.1a）化油器式汽油机将空气与燃料先在气缸外部的化油器中进行混合，形成可燃混合气，然后再吸入气缸。进气行程中，进气门开启，排气门关闭。随着活塞从上止点向下止点移动，活塞上方的气缸容积增大，从而气缸内的压力降低到大气压以下，即在气缸内造成真空吸力。这样，可燃混合气便经进气管道和进气门被吸入气缸。由于进气系统有阻力，进气终了时气缸内气体压力约为0.0750.09Mpa。流入气缸内的可燃混合气，因为与气缸壁、活塞顶等高温机件表面接触并与前一循环留下的高温残余废气混合，所以温度升高到370400K。在示功图上，进气行程用曲线ra表示，曲线ra位于大气压力线下，它与大气压力线纵坐标之差即表示气缸内的真空度。2） 压缩行程（图1.1b）图1.2 四冲程发动机热循环简图为使吸入气缸的可燃混合气能迅速燃烧，以产生较大的压力，从而使发动机发出较大的功率，必须在燃烧前将可燃混合气压缩，使其容积缩小、密度加大、温度升高、即需要有压缩过程。在这个过程中，进、排气门全部关闭，曲轴推动活塞由下止点向上止点移动一个行程称为压缩行程。在示功图上，压缩行程用曲线ac表示。压缩终了时，活塞到达上止点，此时，混合气被压缩到活塞上方的很小的空间，即燃烧室中。可燃混合气压力pc升高到0.61.2Mpa，温度可达600700K。压缩前气缸中气体的最大容积与压缩后的最小容积之比称为压缩比，以表示。也就是，压缩比等于气缸总容积（活塞在下止点时，其顶部以上的容积）与燃烧室容积（活塞在上止点时，其顶部以上的容积）之比，即：=/压缩比越大，在压缩终了时混合气的压力和温度便越高，燃烧速度也愈快，因而发动机的功率愈大，经济性也愈好。但这里还存在一个问题，就是当压缩比过大时，不仅不能进一步改善燃烧情况，反而出现爆燃和表面点火等不正常燃烧现象，这是我们不想看到的结果。因此在提高压缩比时，必须注意防止爆燃和表面点火发生。3） 作功行程（图1.1c）在这个行程中，进、排气门仍旧关闭。当活塞接近上止点时，装在气缸盖上的火花塞即发出点火花，点燃被压缩的可燃混合气。可燃混合气被燃烧后，放出大量的热能。因此，燃气的压力和温度迅速增加。所能达到的最高压力pz约为35MPa，相应的温度则为22002800K。高温高压的燃气推动活塞从上止点向下止点运动，通过连杆使曲轴旋转并输出机械能，除了用于维持发动机本身继续运转外，其余则用于对外做功。示功图上曲线Zb表示活塞向下移动时，气缸内容积增加，气体压力和温度都降低。在作功行程终了的b点，压力降至35MPa，温度则降至13001600K。4） 排气行程（图1.1d）可燃混合气燃烧后生成的废气，必须从气缸中排除，以便进行下一个进气行程。当膨胀接近终了时，排气门开启，靠废气的压力进行自由排气，活塞到达下止点后再向上止点移动时，继续将废气强制排到大气中。活塞到上止点附近时，排气行程结束。这一行程在示功图上用曲线br表示。在排气行程中气缸内压力稍高于大气压力，约为0.1050.115MPa。排气终了时，废气温度约为9001200K。由于燃烧室占有一定的容积，因此在排气终了时，不可能将废气排尽，留下的这一部分废气为残余废气。综上所述，四冲程汽油发动机经过进气、压缩、燃烧作功、排气四个行程，完成一个工作循环。这期间活塞在上、下止点间往复移动了四个行程，相应地曲轴转了两周。第2章 发动机的热计算发动机的热计算是发动机设计中最基本也是最重要的计算。通过计算确定发动机的总体方案;并根据计算结果，确定发动机的基本尺寸：缸径、冲程、气缸数目等;同时为发动机设计中的其它计算提供数据.本发动机设计原始参数如表2.1表2.1 发动机设计原始参数设计参数 A环境压力 0.1环境温度 298几何压缩比 11有效压缩比 7.8过量空气系数 0.82残余废气系数 0.04残余废气温度 930最大燃烧压力 7.60z点热利用系数 0.66b点热利用系数 0.76燃烧室扫气系数 1.12燃油重量成分C=0.855 H=0.145 O=0.004燃料低热值 44100额定功率Ne kW14转速 n 10000A组数据为水冷式，B组数据为风冷式。因本课题为水冷式发动机设计，所以选用A组数据进行以下热计算。发动机热计算程序框图充气过程开 始压缩始点温度Ta压缩始点压力Pa充气系数压缩过程平均多变压缩指数n1NY压缩始点温度Tc压缩始点压力Pc燃烧过程燃烧燃料所需理论空气量L0燃烧燃料所需实际空气量L理论分子变化系数实际分子变化系数Z点烧去燃料质量份数Z点处分子变化系数Z点燃烧产物的平均摩尔比定热容b点燃烧产物的平均摩尔比定热容z点燃烧产物的平均摩尔比定压容燃料发热量压力升高比Cy段的燃料燃烧公式，求最大燃烧温度Tz初膨胀比=1膨胀过程后膨胀比多变指数膨胀终点温度膨胀终点压力指示参数理论平均指示压力实际平均指示压力指示油耗指示效率汽油机平均有效压力有效油耗有效效率ge气缸直径D 活塞行程S 气缸基本尺寸确定计算D后的S 重新计算有效参数 输出计算结果运算结果为图2.1：图2.1 C语言程序结果最后圆整主要设计尺寸数据，取值为D=60mm，S=45mm，Vh=248cc第3章 曲柄连杆机构运动学曲柄连杆机构是往复式内燃机的主要工作机构。曲柄连杆机构是发动机实现工作循环，完成能量转换的主要运动零件。在作功冲程，它将燃料燃烧产生的热能活塞往复运动、曲轴旋转运动而转变为机械能，对外输出动力；在其他冲程，则依靠曲柄和飞轮的转动惯性、通过连杆带动活塞上下运动，为下一次作功创造条件。3.1 曲柄连杆机构的功用曲柄连杆机构的作用是提供燃烧场所，把燃料燃烧后气体作用在活塞顶上的膨胀压力转变为曲轴旋转的转矩，不断输出动力。1、将气体的压力变为曲轴的转矩。2、将活塞的往复运动变为曲轴的旋转运动。3.2 曲柄连杆机构的组成曲柄连杆机构由机体组、活塞连杆组、曲轴飞轮组三部分组成。1、机体组：气缸体、气缸垫、气缸盖、曲轴箱及油底壳2、活塞连杆组：活塞、活塞环、活塞销、连杆3、曲轴飞轮组：曲轴飞轮在本次设计中，采用中心曲柄连杆机构（图4-5a）：其气缸轴线通过曲轴轴线。这种机构的运动特性完全由连杆比= r / l确定，其中r为曲柄半径，l为连杆长度（连杆大小头孔中心间距离），如图3-1。已知参考数据r=22.5mm，l=105mm。以此为基础数据，进行运动分析和计算。 图3.1 曲柄连杆机构简图3.3中心曲柄连杆机构的运动学气缸、活塞销、曲轴中心线位于同一平面的机构称为中心曲柄连杆机构。它在运动时，活塞作往复直线运动，曲柄OB作旋转运动，连杆AB做平面复合运动。曲柄转角是从气缸中心线顺着曲柄运动方向量度的。当=0时，图中A和B点表示活塞和曲柄销在上止点位置；当=1800时，活塞和曲柄销位于下止点位置（A 及B点）。 3.3.1活塞位移 （式3.1）式中 连杆摆动角；= r / l 曲柄半径/连杆长度比，它是一个重要结构参数。由AOB有 cos可按泰勒级数展开成如下的级数： 因为实用上1/3，所以计算中可以忽略数值微小的高次项，而取将它代入式（3.1），且由，得 （式3.2）3.3.2活塞速度、最大活塞速度和平均活塞速度将式（3.2）对时间t求导，可得活塞速度 （式3.3）式中 w 曲柄作匀速转动的角速度（rad/s）。发动机转速为n(r/min)时将式（3.3）对求导：令，有即 由此解得最大活塞速度的曲柄转角 把它代入式（3.3）便可得出vmax。平均活塞速度为 式中 s 活塞行程，s=2r。vmax和vm是影响活塞和气缸磨损的重要指标。气缸的磨损图常联系vmax作分析。在常用的值范围内，vmax/vm1.63，不必解复杂方程求vmax 。3.3.3活塞加速度、最大加速度将式（3.3）对t求导，得活塞加速度 （式3.4）上述x、v、j的近似式都是由两个谐量合成，一阶谐量与曲柄旋转同步变化，二阶谐量的变化频率是曲柄旋转圆频率的二倍，即2w 。将式（3.4）对求导：令，有 由sin=0,即=00或1800得正、负最大加速度： 由（1+4cos）=0，即当时（仅当1/4），得第二个负最大加速度，即，对比后，小于，忽略。3.4 曲柄连杆机构上的作用力作用于曲柄连杆机构上的力包括：缸内气体压力、机构运动质量的惯性力、摩擦阻力和作用在发动机曲轴上的负载阻力。由于摩擦力数值较小，变化规律复杂，所以在作受力分析时，一般都把摩擦力忽略不计。而负载阻力与主动力处于平衡状态，无需另外计算，因此，只需主要研究气体压力和运动质量惯性力变化规律对机构构件的作用，尤其是对曲轴和轴承的作用即可。3.4.1 气体压力气缸内气体压力Pg是内燃机对外作功的主动力，它随活塞行程S（或曲柄转角）的变化关系为Pg=f(x)，可根据发动机的示功图决定。气缸内工质作用在活塞上的总压力为：式中 pg 缸内绝对压力，根据热计算，取平均缸内压力为6bar(1bar=1105Pa);p0 大气压力，一般取P0=1bar；Fh 活塞面积，为3.4.2 机构的惯性力机构的惯性力是由于运动不均匀而产生的，为了确定机构的惯性力，通常将连续分布质量的实际活塞曲柄连杆机构离散成用往复运动质量mj和旋转运动质量mr的动力学等效的当量系统来代换。经简化后，整个曲柄连杆机构变成了由只有刚性而无质量的杆件连接的两个集中质量：往复质量 旋转质量 对于并列连杆式V型发动机 式中 mp 沿气缸轴线作往复运动的集总在活塞销中心的活塞组质量（包括活塞、活塞环、活塞销及其卡环），约190g； m1 连杆组离散到活塞销中心的质量55g；m2 连杆组离散到曲柄销中心的质量150g；mcr 曲拐不平衡部分集总到曲柄销中心的质量，是曲柄销质量与两个曲柄臂不平衡部分换算到曲柄销中心的质量和，为200g。求得了曲柄连杆机构的往复质量mj和旋转质量mr，就可以计算往复惯性力Pj和旋转惯性力（离心力）kr 。1、往复惯性力往复惯性力Pj总是沿着气缸轴线作用，其方向与加速度方向相反。Pj在上止点时为负，方向向上；在下止点时为正，方向向下。2、旋转惯性力在匀速旋转时，其大小不变，沿曲柄方向向外作用于曲柄销中心。将其沿作用线移至曲轴中心O点，可分解成水平和垂直两个分量：这些分量随简谐变化，若不能经平衡加以抵消，则由发动机支承承受，从而使其发生振动。3.4.3 作用在曲柄连杆机构上的力气体压力与往复惯性力两者作用在气缸中心线上，将往复惯性力也用单位活塞面积的力来计量，则合成的单位活塞面积的力为：设合成力P作用在活塞销中心，它可分解为两个力：垂直气缸中心线将活塞压向缸壁的侧压力沿连杆轴线作用的连杆力将PL乘活塞面积就得压缩或拉伸连杆的工作载荷，但由于连杆组是按大、小头两个质量近似换算的，严格说来，PL不是精确的连杆拉压单位面积负荷。将PL沿作用线移至图4-6中的B点，则可进一步分解为：切向力 径向力 第4章 发动机的平衡计算4.1已知参数活塞的行程 s=45mm连杆长度 L=105mm曲柄连杆比 =22.5/105V型夹角 900标定转速 n=10000r/min角速度 w=1046rad/s活塞组重量 mp =0.19kg连杆组重量 ml =0.205kg其中往复运动的重量 mj=0.24kg其中旋转运动的重量 mr=0.35kg4.2 往复惯性力、惯性力矩计算 由单曲拐V-2发动机的平衡规律可知，一、二阶往复惯性力矩平衡，故只对一、二阶往复惯性力进行计算，如图4.1。 图4.1 V2发动机机构简图4.2.1 一阶往复惯性力当曲拐在左边气缸（1缸）的上止点转过角时，左缸的一阶惯性力PjI1为：2缸的一阶往复惯性力PjI2为：从而一阶往复惯性力的合力为：设一阶往复惯性力的合力与1缸夹角为，则故可知，一阶往复惯性力的大小为一常数，因此其性质为旋转离心力。4.2.2 二阶往复惯性力左缸（1缸）的二阶惯性力PjII1为：2缸的二阶惯性力PjII2为：从而二阶往复惯性力的合力为： 设二阶往复惯性力合力的方向与1缸轴线的夹角为，则即：二阶往复惯性力的合力作用在水平面内（方向与气缸夹角平分线垂直的方向）。4.3离心惯性力及其力矩的计算有V-2发动机的平衡规律可知，离心惯性力距平衡，故只对惯性力进行计算。连杆大头及轴瓦产生的离心力为：整个曲轴旋转不平衡重量产生的离心惯性力为： 离心力的合力为：由前述的计算可知，此离心惯性力可由一阶往复惯性力完全平衡。剩余的离心惯性力为：-1859+1874.6=15.6Kpa调整平衡时，可以加平衡重（0.03kg）以减小此惯性力。第5章 活塞组的设计活塞组包括活塞、活塞销、活塞环等，在气缸里作往复运动的零件，它们是活塞式发动机中工作最严酷的组件。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。活塞组件与气缸一起保证发动机工质的可靠密封，否则活塞式发动机就不能正常运转。活塞组零件工作情况的共同特点是工作温度很高，并且可能产生滑动表面的拉毛、烧伤等故障。实践经验证明，活塞组零件的寿命决定发动机的修理间隔。在大功率强化发动机中，活塞组的热负荷往往限制了发动机的强化潜力。由此可见，提高活塞组件的工作可靠性和耐久性具有极其重要的意义。5.1 活塞的设计5.1.1 活塞的工作条件和设计要求1、活塞的机械负荷活塞组工作中受周期性变化的气压力直接作用，一般在膨胀冲程上止点附近达到最大值：式中 活塞投影面积（）；气缸直径（）；气缸内工质的最高燃烧压力（），可由实测发动机示功图得出。一般汽油机为；柴油机为；增压柴油机为。活塞组在气缸里作高速往复运动，产生极大的往复惯性力，其最大值式中活塞组的重量（）。由于连杆的摆动，作用在活塞上的力传给连杆时，活塞还受一个交变的侧压力，使活塞不断撞击缸套，往往导致裙部变形，缸套振动。为适应机械负荷，设计活塞时要求各处有合适的壁厚和合理的形状，即在保证足够的强度、刚度前提下，结构要尽量简单、轻巧，截面变化处的过渡要圆滑，以减少应力集中。此外，希望采用强度好，比重小的材料。2、活塞的热负荷活塞在气缸内工作时，顶面承受瞬变高温燃气的作用，使活塞顶的温度很高。而且温度分布很不均匀，各点间有很大的温度梯度，所产生的热应力容易使活塞顶表面开裂。柴油机的活塞热负荷尤为严重，这是由于它的工质密度大，扰流强，很高的压力升高率引起急剧的气流脉动，促进对流传热。另外，柴油机不均匀混合气燃烧形成碳粒，使其火焰的热辐射能力大大超过汽油机。还有，柴油机中燃料喷注常使活塞的温度分布更不均匀。因此，设计活塞时要求选用导热性好的材料，并且在时仍有足够的机械性能；在结构上尽量减小活塞顶的吸热量，而已吸收的热量则应能很好地散走，使活塞顶和环区内的最高温度限制在一定范围内，减小温度梯度。3、活塞设计注意特点活塞在侧压力作用下，在气缸内高速滑动，而缸壁一般均靠飞溅润滑，因此润滑条件差，摩擦损失大，磨损严重，易使活塞和活塞环磨损失效。4、活塞设计要求综上所述，活塞是在高负荷、高温、高速、润滑不良的条件下工作的，对它的设计要求：1、要选用热强度好、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、刚度符合要求，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、在不同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，而已吸收的热量则能顺利的散走；6、在较低的机油耗条件下，保证滑动面上有足够的润滑油；7、当进行活塞的结构设计时，应着重解决的问题是：8、改善活塞顶及第一环的工作条件，防止顶部热裂和环粘结、卡死和过度磨损；9、改善活塞销和销座的实际承载能力，减少磨损，防止破裂；10、确定合适的裙部外形和热膨胀控制措施，提高裙部承载能力和减少配缸间隙，改善磨损并使运转平顺。5.1.2活塞的材料根据上述对活塞设计的要求，活塞的材料应满足如下要求：1、热强度高，即在高温下仍有足够的机械性能，使零件不致损坏；2、导热性好，吸热性差。以降低顶部及环区的温度，并减少热应力；3、膨胀系数小，使活塞与气缸间能保持较小间隙；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组的机械负荷和平衡配重；5、有良好的减磨性能，耐磨、耐蚀；6、工艺性好，价廉。由于上述要求往往是互相矛盾的，因此没有一种能全面满足上述要求的单一材料，现在常用的活塞材料是铸铁、铝合金和钢。在活塞式发动机中，灰铸铁由于耐磨性、耐蚀性好、膨胀系数小，热强度高、成本低、工艺性好等原因，曾广泛地被作为活塞材料。由于发动机转速日益提高，工作过程不断强化，灰铸铁活塞因比重大和导热性差两个根本缺点而逐渐被铝基轻合金活塞所淘汰。铝合金的公有制点与灰铸铁正相反，铝合金比重小，约只有灰铸铁的，结构重量仅铸铁活塞的。因此其惯性力小，这对高速发动机具有重大意义，其另一特点是导热性好，使活塞温度显著下降。而其缺点是温度升高时，强度和硬度下降较快，线膨胀系数较大，为控制变形使结构设计复杂化；此外，其成本较高。本设计中选用共晶铝硅合金作为活塞材料。5.1.3 活塞头部的设计活塞基本尺寸如图5.1所示。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环的正常工作；2)保证温度不过高，温度小，防止产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，因为一般压缩高度缩短1单位，整个发动机高度可以缩短1.52单位，并显著减轻活塞重量。而压缩高度直接受头部尺寸的影响。图5.1 活塞主要尺寸简图(一)压缩高度的确定活塞压缩高度系由火力岸高度、环带高度和上裙尺寸三部分组成的。活塞环的数目、环的位置和轴向高度、环与环之间的环岸高度等都直接影响尺寸。1、第一环位置根据活塞环的布置确定压缩高度时，首先须定出第一环的位置，即第一活塞环至顶面距离。为缩小，当然希望尽可能小，但过小会使第一环温度过高，导致活塞环弹性松弛、粘结等故障。对于汽油机，取整数得；2、环岸高度为减小活塞高度，活塞环槽轴向高度应尽可能小，这样活塞环惯性力也小，会减少对环槽侧面冲击，有助于提高环槽耐久性。但太小，使制环工艺困难。汽油机通常取值范围为，取，油环槽稍宽，取为。环岸的高度，应保证它在气压力造成的负荷下不会破坏。当然第二、三环岸负荷要比第一环岸小得多，温度也低。只有在第一环岸已破坏的情况下，它们才可能破坏。因此，环岸高度一般第一环最大，其它较小。负荷要比第一环岸小得多，温度也低，只有在第一环岸已破坏的情况下，它们才会可能被破坏。实际发动机的统计表明，对于汽油机，环岸的高度，取3、活塞环数活塞环数目对活塞头部的高度有很大影响。在满足密封前提下，为了降低活塞和整台发动机的高度，减少惯性力和摩擦功率损耗，应该力求减少环数，所以选择2道气环和1道油环。则取4、活塞裙部导向长度取5、活塞销中心以上的裙部长度确定好活塞头部环的布置以后，高度最后决定于活塞销轴线到最低环槽的距离。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住而失效。所以在一般设计中，都要求最低环槽位于变形不均匀的销座外径以外。但在销座坚实的直接与活塞顶相连时，环槽的变形不可避免，这条设计原则也就无法实现，这时应该加大活塞环与环槽的配合间隙。活塞销上面的裙部长度对于活塞裙在气缸内的良好道向也有很大影响。如果能使裙部与缸壁配合间隙很小，裙两端的尖角负荷就不会太严重。综上所述， (二)活塞顶和活塞断面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、加工最简单的的活塞顶形状。活塞顶的厚度是根据结构考虑决定的，主要从活塞向外传热条件和活塞的刚度出发，一般强度是足够的，通常并不对铝活塞顶进行强度校核。活塞顶部最小厚度，取；活塞顶面接受的热量，主要通过活塞环传出。对无强制冷却的活塞来说，经活塞环传到气缸壁的热量占，经活塞本身到气缸壁的热量占，而传给曲轴箱空气和机油的仅占左右。所以活塞顶厚度应从中央到四周逐步加大，而且过度圆角应足够大，使活塞顶吸收的热量能顺利的被导至第二、第三环，以第一环的热负荷，并降低了最高温度。2、环带断面与环槽尺寸对于活塞头部热流情况的分析，说明应保证高热负荷活塞的环带有足够的壁厚，使导热良好，不让热量过多的集中在最高一环,所以根据经验确定：裙部厚度，取正确设计环槽断面和选择环与环槽的配合间隙，对于环和环槽工作的可靠性与耐久性十分重要如环槽底部圆弧不够大，则可能应应力集中而发生疲劳裂纹。但如该圆弧过大，又可能妨碍活塞环自由缩进槽底。因此，槽底圆角一般为毫米。活塞环岸锐边必须有适当的倒角，否则岸部与缸壁压紧出现毛刺时，就可能把活塞环卡住，成为严重漏气和过热的原因。但倒角过大又使活塞环漏气增加。一般该倒角为。环槽的侧隙过大，会加剧环对环槽的冲击，在铝合金受热后硬度较低的情下，这些将使环槽变宽，最终导致活塞报废。但是环槽的过小易使环槽中粘住而失效。目前，第一环与环槽侧隙一般为，二三环适当小些，为，油环则更小些。 图5.2 活塞环断面如图5.2活塞断面形状： 活塞环的背隙比较大，以免环与槽底圆角干涉。一般气环，油环更大些，以利泄油。（三）环岸的强度校核在膨胀冲程开始时，在爆发压力作用下，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比下面压力大得多，不平衡力会在岸根产生很大的弯曲和剪应力，但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，岸根有可能断裂，试验表明，当活塞顶上作用着最高爆发压力p时，。环岸是一个厚、内、外圆直径、的圆环形板，沿内圆柱面固定，要精确计算固定面的应力比较环槽复杂，可以将其简化为一个简单的悬臂梁进行大致的计算。在通常的尺寸比例下，可假定环槽深，