2V60M风冷摩托车发动机设计

前 言摩托车正在发展成为人民生活所必须的交通工具。就摩托车而言，由于它的灵活、机动、轻便，即使在汽车发达的国家，摩托车仍然得到广泛的发展。我国摩托车工业的现状是摩托车整车厂星罗棋布，但质量好的摩托车发动机厂为数不多，与我国摩托车工业的发展形势很不适应。因此开发高档次的摩托车发动机是我国摩托车工业发展的客观要求和必然趋势。2V60M风冷汽油机是与规格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 录摘 要IAbstractII第1章 发动机设计总论11.1 摩托车发动机的简介11.2 发动机的主要设计指标和设计要求11.3 发动机选型21.4 发动机主要参数的选择2第2章 热计算42.1 热计算流程图42.2 热计算结果5第3章 曲柄连杆机构的受力分析73.1 已知参数73.2 曲柄连杆机构的组成73.3 曲柄连杆机构运动学83.3.1 活塞的位移83.3.2 活塞运动的速度83.3.3 活塞的加速度93.4 曲柄连杆机构上的作用力93.4.1 缸内气体作用力Pg93.4.2 机构的惯性力93.4.3 气体作用力与往复惯性力的合成分析103.4.4 曲轴扭矩计算113.4.5 连杆轴颈负荷113.4.6 连杆轴颈受力分析113.4.7 主轴颈的负荷11第4章 发动机的平衡计算134.1 计算简图134.2 已知参数134.3 往复惯性力、惯性力矩计算144.3.1 一阶往复惯性力：144.3.2二阶往复惯性力：144.4 离心惯性力及其力矩的计算15第5章 曲轴的设计165.1 曲轴的工作条件、结构型式和材料的选择165.1.1 曲轴的工作条件和设计要求165.1.2 曲轴的结构型式165.1.3 曲轴的材料175.2 曲轴主要尺寸的确定和结构细节设计175.2.1 曲柄销的直径D2和长度L2175.2.2 主轴颈的直径D1和长度L1175.2.3 曲柄175.2.4 轴颈过渡圆角半径185.2.5 平衡重185.2.6 油孔的位置和尺寸185.2.7 曲轴两端的结构185.2.8 曲轴的止推185.2.9 曲轴的油封装置185.3 曲轴的疲劳强度校核195.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩195.3.2 圆角的形状系数195.3.3 形状系数a和应力集中系数k的关系205.3.4 名义应力的计算21第6章 连杆组设计256.1 连杆组的工作条件、设计要求及材料选择256.1.1 工作条件256.1.2 设计要求256.1.3 材料选择266.2 连杆主要尺寸确定266.3 连杆组的校核266.3.1 连杆小头266.3.2 连杆杆身296.3.3 连杆大头30第7章 活塞组设计327.1 活塞组的工作条件、设计要求和材料选择32 7.1.1 工作条件327.1.2 设计要求327.1.3 活塞的材料337.2 活塞设计337.2.1 头部的设计337.2.2 活塞顶和环带断面347.2.3 活塞群部的设计357.2.4 活塞环的设计377.3 活塞环岸的强度校核38第8章 气缸体与气缸盖设计408.1气缸盖设计408.1.1 气缸盖的工作条件408.1.2 气缸盖的设计要求408.1.3 气缸盖的散热408.1.4 气缸盖散热片的布408.2 缸体的设计418.2.1 工作条件418.2.2 设计要求418.2.3 缸体结构设计418.2.4 提高气缸套耐磨性的措施42第9章 配气机构设计439.1 配气机构的工作条件和设计要求439.1.1 工作条件439.1.2 设计要求439.2 配气机构的型式选择439.3 配气机构的布置及传动439.3.1 气门的布置439.3.2 凸轮轴的布置形式449.3.3 凸轮轴的传动方式449.3.4 气门间隙的选择449.4 配气正时459.5 配气机构的零件设计459.5.1 气门设计459.5.2 气门座的设计469.5.3 气门弹簧设计479.6 凸轮轴设计479.6.1 凸轮轴型线设计479.6.2 凸轮轴的尺寸确定48第10章 润滑系统的设计4910.1 润滑系统的功能和设计要求4910.2 润滑系统型式的选择4910.3 润滑系统的总体布置5010.4 机油泵的选择5010.5 机油滤油器的选择5010.6 机油的选择5010.7 润滑系统的主要参数5110.7.1 油底壳贮油量5110.7.2 机油压力5110.7.3 循环油量51第11章 冷却系统设计5311.1 冷却系作用5311.2 风冷发动机的散热5310.2.1 传热过程5311.2.2 从燃气向气缸内壁的传热5311.2.3 从气缸内壁向外壁的导热5411.2.4 从气缸外壁向冷却空气的传热5411.3 散热片的设计5511.3.1 散热片的传热5511.3.2 散热片的设计5611.4 散热片的传热计算56结 论58谢 辞59参 考 文 献60摘 要发动机设计是一项要求很高的工作。它是一个复杂的系统，各个子系统（曲柄连杆机构，机体，配气机构，供油系，进排气管系，润滑系，冷却系等）相互影响，而且许多零件的机械负荷和热负荷很严重，因此对零部件的设计要也很高。2V60M风冷汽油机是与规格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。因此，该项技术的开发不仅能填补国内技术的空白，而且具有强化程度高、质量轻、技术复杂、新材料新工艺集中等优点。此技术必将是国内外共同探讨研究的一个话题。关键词：发动机，风冷，新技术，设计IAbstractEngine design is a demanding job. Because it is a complex system, each subsystem (crank rod system, body, valve-train exhaust, oil-supplied department, into of lubrication system, cooling, etc) influence each other, and many parts of the mechanical load and heat load is very serious. Therefore the requirements of parts design is very high.2V60M air-cooled gasoline engine is supporting the 250mL motorcycle engine. It is the present domestic rare engine type. Therefore , the technology development can not only fill the blank, and domestic technology has improved degree is high, light quality, the technology is complex, new material and new technique concentration, etc. This technology at home and abroad will be a topic of studying together.KEY WORDS：engine，air-cooled，new technology，design第1章 发动机设计总论1.1 摩托车发动机的简介 摩托车发动机包括两大机构和五大系统：曲柄连杆机构和配气机构；起动系统、润滑系统、燃料供给系统、点火系统和冷却系统。在设计过程中首先进行热计算、平衡计算。再对主要零件进行设计和强度校核。最后是冷却、润滑等系统的设计。1.2 发动机的主要设计指标和设计要求一.发动机的主要设计指标 （一）动力性指标 1.功率Ne 2.转速n 3.最大扭矩和最大扭矩时的转速 （二）经济性指标 内燃机的经济性指标主要是指燃油消耗率指标。 （三）可靠性和耐久性指标 （四）重量和外形尺寸指标 （五）低公害性指标 （六）要求使用方便、好修、好造2. 发动机设计的要求 1）高的动力性能。 2）高的燃料经济性。 3）高的工作可靠性和足够的使用寿命。 4）结构紧凑、外形小、重量轻。此外对于发动机的起动性和制造工艺性以及使用维修方便性的要求也很重要的。但是一台内燃机要想同时满足上述要求是相当困难的，因为这些要求往往是相互矛盾的。例如动力性与经济性，重量轻与使用寿命长，性能指标与制造成本等等。因此我们必须对于具体的情况作具体分析，即根据发动机不同的用途，分析矛盾的特殊性，找出它的主要矛盾。设计的结构措施应在保证满足主要要求的前提下，尽可能地照顾到其他要求。1.3 发动机选型一.选汽油机汽油机突出的优点是重量轻、尺寸小和低温的起动性好。其次就是工作柔和、运转平顺、制造成本低。因此在摩托车发动机上得到广泛运用。2. 选四冲程 因四冲程发动机比二冲程发动机坚固、可靠、经济性好、指标稳定，且积累了多年的生产和使用经验。 三.选风冷风冷发动机最根本的优点就是不用水，冷却系统结构简单，不会发生漏水、冻结、沸腾等故障，发动机的工作可靠性高，同时使用方便。此外风冷发动机在部分负荷下的热状况也比较好（即不会过冷），冷起动以后，能在较短的时间内使发动机主要零部件的温度升高到正常工作温度，能在较短的时间内使发动机承受全负荷工作，这一点对于低温地区及用作应急的动力装置尤为重要。风冷发动机对于燃料（特别是含硫量）得敏感性低，气缸的磨损量小。风冷发动机的气缸和汽缸盖系单体结构。这对于发展系列产品很有利，如果一个气缸损坏就不必报废整台发动机，而只要更换一个气缸就行。风冷气缸可采用压铸工艺使生产成本降低。此外还可以节省制造冷却水散热器所耗用的铜材。4. 选V型选V型可以减小发动机的外形尺寸，同时还减小发动机的重量，不仅使发动机结构紧凑，而且使机体、曲轴、凸轮轴和连杆的结构刚度较大，平稳型良好，外形空间利用率高。1.4 发动机主要参数的选择1. 已知条件: 表1.1设计参数名称参数选择发动机型式双缸风冷式汽缸直径D60mm活塞行程S44.2mm汽缸数2排量iVb249.9mL压缩比10曲柄连杆比R/l22.1/88最大转速n10000r/min最大功率Ne20KW最大扭矩Me20N.M最大转矩对应对应转速8500r/min标准大气压力P0100KPa环境温度T0298K燃油重量成分1*燃料低热值Hu kj/kg44100备注：1* C=0.885;H=0.145 mT=115二.额定工况计算用系数及参数选择表1.2过量空气系数0.9残余废气温度Tr1100K压缩多变指数n11.32热量利用率z0.93机械效率m0.9进气温度T4C残余废气系数004膨胀多变指数n21.23示功图丰满系数i0.94传动效率i0.92第2章 热计算2.1 热计算流程图热计算过程开始 参数选择 等压缩过程计算（压缩终点温度压力） 输出结果 燃烧过程计算（燃烧终点温度、最高燃烧压力、压力升高比） 基本尺寸（活塞平均速度、缸径、行程）膨胀过程计算（膨胀终点温度、压力） 有效参数计算（平均有效压力、燃油消耗率、有效热效率）指示参数计算（平均指示压力、指示比油耗、指示效率） 图2.12.2 热计算结果换气过程参数计算: 进气终点温度Ta=323.076935; 进气终点压力Pa=0.090000; 充气效率yv=0.857143;压缩过程计算: 平均多变压缩指数nn=1.378018; 压缩终点温度Tc=771.478149; 压缩终点压力Pc=2.149118;燃烧过程计算: 理论空气量L0=0.511905; 压力升高比R=4.187765; 燃烧终点温度tz=2577.719238; 最高燃烧压力pz=9.000000;膨胀过程计算: 初期膨胀比p=0.852253; 后期膨胀比Q=11.733606; 膨胀终点温度Tb=1423.347778; 平均多变膨胀指数n2=1.244641; 膨胀终点压力Pb=0.512391;指示参数: 平均指示压力pi=1.185077; 指示比油耗gi=231.370834; 指示效率yi=0.352822;有效参数: 平均有效压力pe=0.948062; 燃料消耗率ge=289.213531; 有效热效率ye=0.282257; 有效功率Ne=19.751291;基本尺寸: 活塞平均速度cm=11.419; 行程s=34.257; 取D为 60: 活塞平均速度cm=14.740; 行程s=44.220; 第3章 曲柄连杆机构的受力分析3.1 已知参数表3.1汽缸直径D60mm活塞行程s44.2mm汽缸数i2压缩比10曲柄半径与连杆长度比R/L22.1/88最大功率Ne20KW最大转速n10000r/min气缸型式V型3.2 曲柄连杆机构的组成曲柄连杆机构包括机体组、活塞连杆组和曲轴飞轮组。功用是把燃料燃烧作用在活塞顶上的力转变为曲铀的转矩，最后由飞轮传给传动系统。机体组主要包括气缸体、曲轴箱、气缸套、气缸垫等不动件。机体是内燃机的骨架，除了作为气缸套以及曲柄连杆机构运动件的支掌外还可安装气缸盖、配气机构和驱动机构的机件以及个辅助系统的一些附件，并以共支座安装在车辆上。活塞连杆组主要包括活塞、活塞环、活塞销、连杆等运动件。将活塞的往复运动转化为曲轴的旋转运动。曲轴飞轮组主要包括曲轴、飞轮等。将转矩和转速均匀的输出对外做功。3.3 曲柄连杆机构运动学3.3.1 活塞的位移 图3.1 如图3.1，设活塞处于上止点时，活塞销中心处于x坐标原点，则 简化后可得： 3.3.2 活塞运动的速度 活塞的平均速度为： 活塞的最大速度为： 3.3.3 活塞的加速度 3.4 曲柄连杆机构上的作用力3.4.1 缸内气体作用力Pg由上一章的热计算得知。3.4.2 机构的惯性力 (一)连杆的质量换算用双质量代替系统对连杆的质量进行换算，即两个假想的集中于连杆大小头中心的质量代替连杆的实际质量分布。根据估算，得出下列结果：连杆的总质量：Gc=212g其中分配在小头上作往复运动的质量 Gcp=53g其中分配在大头上作旋转运动的质量 Gcc=159g活塞的总质量 Gp=180g往复运动的质量 mj=GCP+GP=233g曲轴的旋转质量 mrB=550g连杆大头的质量 mrA=GCC=159g （二）往复惯性力Pj 活塞面积： （三）离心惯性力： 连杆组大头产生的离心惯性力PrA： 曲拐不平衡产生的的离心惯性力PrB：离心惯性力之和Pr：Pr=PrA+PrB=2724.4-4712=-1987.6Kpa3.4.3 气体作用力与往复惯性力的合成分析（一）沿气缸中心线作用的合力P：图3.2如图3.2，沿气缸中心线方向作用在活塞上的合力： 式中：Pg气缸内气体作用力 Pj活塞运动时的往复惯性力 P0曲轴箱内气体作用在活塞下方的力：P0=100Kpa（二）P的传递与分解在力的传递过程中，P可以分解成沿连杆中心线的作用力Pcr和垂直于气缸中心线的侧压力Pn（三）Pcr的分解Pcr作用在曲柄销上，可以进一步的分解为切向力Pt和法向力Pra，其中： 3.4.4 曲轴扭矩计算曲轴在切向力Pt的作用下旋转，故主轴颈/承受的扭矩为：3.4.5 连杆轴颈负荷3.4.6 连杆轴颈受力分析作用于连杆轴颈的合力：3.4.7 主轴颈的负荷 图3.3 第4章 发动机的平衡计算4.1 计算简图 图4.14.2 已知参数表4.1连杆长度88mmV型夹角 900曲柄连杆比R/l22.1/88活塞行程S44.2mm标定转速n10000r/min角速度1046.67s-1活塞组重量GP100.18kg连杆组重量Gc0.212kg其中往复运动的重量Gcp0.053kg其中旋转运动的重量Gcc0.159kg连杆大头轴瓦重量Gn0.02kg4.3 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。4.3.1 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。4.3.2二阶往复惯性力：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）。4.4 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：-1987.6+1996.2=8.6Kpa调整平衡时，可以加平衡重（0.01kg）以减小此惯性力。第5章 曲轴的设计曲轴是发动机中最重要的机件之一。它的尺寸参数在很大程度上不仅影响着发动机的整体尺寸和重量，而且也在很大程度上影响着发动机的可靠性与寿命。曲轴的破坏事故可能引起发动机其它零件的严重损坏，在发动机的结构改进中，曲轴的改进也占有重要地位。随着内燃机的发展与强化，使曲轴的工作条件愈加苛刻。因此，曲轴的强度和刚度问题就变得更加严重，在设计曲轴时必须正确选择曲轴的尺寸参数、结构型式、材料与工艺，以求获得最经济最合理的效果。5.1 曲轴的工作条件、结构型式和材料的选择5.1.1 曲轴的工作条件和设计要求曲轴是在不断变化周期性变化的气体压力、往复和旋转惯性力以及它们的力矩共同作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态。实践和理论表明，对于各种曲轴，弯曲载荷具有决定性意义，而扭曲载荷站次要地位。曲轴的破坏统计分析表明，百分之八十左右是由弯曲疲劳产生的。因此，曲轴结构强度研究的重点是弯曲疲劳强度。曲轴形状复杂、应力集中现象相当严重，特别在曲柄到轴颈的圆角过渡区、润滑油孔附近以及加工粗糙的部位应力集中现象尤为突出。采用局部强化的方法来解决曲轴强度不足的矛盾。曲轴轴颈在很高的比压下，以很大的相对速度在轴承中发生滑动摩擦。这些轴承在实际变工况运转条件并不能保证液体摩擦，尤其是在润滑油不洁净时，轴颈表面遭到强烈的磨损，使得曲轴的实际使用寿命大大降低。因此，设计曲轴时，要使各摩擦表面耐磨，各轴颈应具有足够的承压面积同时给予尽可能好的工作条件。曲轴是曲柄连杆机构的中心环节，其刚度亦然很重要。设计曲轴时，应保证尽可能高的弯曲刚度和扭曲刚度。5.1.2 曲轴的结构型式曲轴的结构与制造方法直接相关，在曲轴的结构设计中必须同时考虑 。在本设计中选择组合式曲轴，它是由钢料锻造或铸造出来的。在V型摩托车发动机上得到广泛运用。5.1.3 曲轴的材料在本设计中选择45#钢。5.2 曲轴主要尺寸的确定和结构细节设计在设计发动机的曲轴时，它的基本尺寸大多根据结构布置上考虑确定，再由强度校核修正。因为曲轴与活塞连杆组和机体组有密切的联系，曲轴的设计不能孤立进行。5.2.1 曲柄销的直径D2和长度L2V型发动机得D2/D较小，因位于同一曲柄销上的每一对气缸的一级往复惯性力的合成变为一个旋转的离心力，再加上原有的离心力，使总的离心负荷显得特别大。因此，为减轻离心负荷希望曲柄销相对较细。此外，V型发动机一般在曲柄销上并列两个连杆，每个连杆很窄，为保证最佳的轴颈长度和直径比例，D2/D也必须较小。所以，选取D2/D=0.45，D2=27mm。曲柄销的长度L2是在选定D2的基础上考虑的。从增加曲轴的刚性和轴承的工作能力出发，使L2控制在一定范围内，同时注意曲拐各部分尺寸协调。选取L2/D2=2/3，所以L2=44mm。5.2.2 主轴颈的直径D1和长度L1如果从曲轴沿全长度具有等刚度要求出发，可以认为主轴颈与曲柄销一样大小。从轴承负荷出发，则主轴颈可以不曲柄销细些，因为主轴颈的最大负荷小雨连杆轴承。在V型发动机中主轴颈的值相对于一般的单列发动机要小一些。所以，D1=30mm。主轴颈的长度L1一般比曲柄销的长度要短。因为主轴承受的负荷比连杆轴承轻，取短的主轴颈可满足增强刚性及保证良好润滑的要求，同时由于轴承宽度小，对曲轴的变形适应力强。所以，选L1=20mm。5.2.3 曲柄曲柄应选择适当的厚度和宽度，以使曲轴有足够的刚度和强度。曲柄形状合理，以改善应力的分布。在确定尺寸时，应考虑到曲柄是曲轴中最薄弱的环节。选择曲柄的厚度h=16mm，曲柄的宽度b=50mm。5.2.4 轴颈过渡圆角半径轴颈过渡圆角半径=(0.91)S=39.844.2mm，取=42mm。5.2.5 平衡重应尽可能使平衡重的重心远离曲轴旋转中心，平衡重的径向尺寸和厚度应不碰活塞裙底和连杆大头能通过为限度。铸造曲轴的平衡重一般与曲轴铸成一体，可便加工简单，并且工作可靠。5.2.6 油孔的位置和尺寸为了保证曲轴轴承工作可靠，对它必需有充分的润滑。一般选择压力润滑。虽然斜油道结构简单，但是斜油道有两个缺点：一是油道出口处得应力集中现象严重，其次是斜油道对轴承摩擦面是倾斜的，润滑油中的杂质受离心力的作用总是冲向轴承一边，造成曲柄销的不均匀磨损。为了避免这一缺点，可以把油孔从主轴颈钻至曲柄销中部，然后再以直通相连。这样，斜油道的上部可以作为机械杂质的收集器。选择斜油道与主轴轴线方向成450.5.2.7 曲轴两端的结构曲轴上带动辅助系统的驱动齿轮和皮带轮一般装在曲轴的前端，因为结构简单，维修方便。曲轴的后端设有法兰盘或加粗的轴颈，飞轮与后端用螺栓和定位销连接。定位销保证飞轮与曲轴的转配定位。这种结构简单，工作可靠。5.2.8 曲轴的止推曲轴由于受热膨胀而伸长和斜齿轮及离合器的轴向力会产生轴向移动，在曲轴与机体之间设置止推轴承。止推轴承只能设一个，以使曲轴相对于机体能自由的沿轴向膨胀。从减小轴向移动对配气定时和供油定时的影响出发，把止推轴承设在前端。5.2.9 曲轴的油封装置发动机工作时，为了防止曲轴前后两端沿轴向漏油，曲轴应有油封装置。在高速内燃机上采用的油封结构都是组合式的，选用甩油盘和橡胶骨架式油封。5.3 曲轴的疲劳强度校核5.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩图5.1 1）沿曲轴方向作用的径向力，其中包括K气体压力和活塞连杆组往复运动惯性力所产生的径向力，K1连杆旋转质量的离心力K2曲柄销的离心力，设使曲柄受压的力为正。 2）沿垂直于曲柄半径方向的切向力，设指向旋转方向为正。 3）从曲轴自由端传来的扭矩，当计算第曲柄时，此扭矩为： 4）从曲轴功率输出端传来的反扭矩，当计算第曲柄时，此时扭矩为：5）曲柄的离心力Pr。6）平衡重的离心力Pp。7）主轴承的垂直支反力Rki和Rk（i+1）。8）主轴承的水平支反力RTi和RT（i+1）。5.3.2 圆角的形状系数（一） 圆角弯曲形状系数在曲拐平面内受纯弯矩时，其圆角弯曲形状系数等于圆角表面最大主应力与圆角名义应力之比：（二） 圆角扭转形状系数曲轴圆角扭转系数等于圆角表面最大切应力与轴颈名义应力之比：5.3.3 形状系数a和应力集中系数k的关系由于形状系数a是在静载荷作用下的应力测定试验中求得的，它只反映了曲轴结构参数对曲轴在静载作用下的产生的圆角最大应力的影响。但曲轴在实际运转中所承受的是动载荷，而且各种曲轴的材料也不尽相同，为了同时考虑这两方面的影响因素，采用应力集中系数k：5.3.4 名义应力的计算由于整体式曲轴的断裂，在多数情况下首先是在曲柄销圆角出现疲劳裂纹，随后裂纹向曲柄发展而导致曲轴断裂。因此，通常仅对承载（应力幅）最大曲拐的两个曲柄销圆角进行疲劳强度计算。曲柄抗弯断面系数最小或抗弯力臂最大的曲柄一般承载最大。发生在膨胀过程也就是曲轴转过3600到5400的时候出现最大值。表5.13601.2100-9.51.00000.00005.55.503751.1371-90.84200.33667.56.54.23901.0287-7.30.78760.65408.66.74.84050.7586-4.70.54820.854310.37.25.84200.3456-2.80.25861.056713.23.76.3435-0.01290.16-0.04431.045616.06-0.76.9450-0.34562.3-0.32611.000018.6-5.45.6465-0.53814.1-0.56200.978020.3-115.2480-0.56325.2-0.74140.765821.3-15.54.3495-0.60705.4-0.86600.576521.6-193.4510-0.70385.7-0.94450.356721.7-20.42.3525-0.60305.6-0.98680.178821.6-20.32.1540-0.63005.5-1.00000.000021.5-20.50（一） 圆角弯曲名义应力由动力计算可以求出径向力K的极值Kmin和Kmax，从而求得圆角名义应力的最大值max和min。由上面的表得：Kmax=6.2KN，Kmin=-20.5KN则有|RKi|max=15.3KN |RKi|min=6.4KN进一步可得出,.则有: 由此计算出圆角弯曲名义应力的应力幅和平均应力:（二）圆角名义切应力式中Mt曲柄销圆角所受扭矩对于左右对称的曲拐支反力：由表可得： 则有： 计算其最大与最小名义切应力： 式中W曲柄销的抗扭断面系数 由此，名义切应力的应力幅和平均应力为:（三）安全系数的计算曲轴的安全系数即曲轴强度的储备系数，它表示曲轴本身的疲劳强度与工作应力之比。圆角安全系数可用下式计算：只考虑弯曲时的安全系数：只考虑扭转时的安全系数：式中: -1-1曲轴材料对称循环弯曲和扭转疲劳极限，分别取为320MPa、170MPa； k，k分别为弯曲和扭转时的圆角应力集中系数； 强化系数（亦称工艺影响系数），表明不同加工方法和工艺措施对曲轴圆角部位疲劳强度的影响，取为1.1。 绝对尺寸影响系数，它表明因实际曲轴的绝对尺寸与试件不同时，两者疲劳极限相比的百分数，分别取为0.68、0.68。 材料对应力循环不对称的敏感系数 其中0、0脉动循环时材料的弯曲和扭转疲劳极限，对于钢曲轴： 则有： 所以所设计的曲轴安全。第6章 连杆组设计 内燃机的连杆组包括连杆体、连杆轴瓦和连杆螺栓。而连杆体又常分为连杆小头、杆身和大头三部分。连杆组的作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞组上的力传给曲轴。6.1 连杆组的工作条件、设计要求及材料选择6.1.1 工作条件连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起作往复运动，连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起作旋转运动。因此，连杆除了有上下运动外，还有左右摆动，作复杂的平面运动。连杆的基本载荷是拉伸和压缩。最大拉伸载荷出现在进气冲程开始的上止点附近，其大小为活塞组和计算断面以上部分连杆质量的往复惯性力；最大压缩载荷出现在膨胀冲程开始的上止点附近，其大小是爆发压力产生的推力减去前述的惯性力。此外，由于连杆是一细长杆件，在压缩载荷作用下，还会引起平行于和垂直于曲轴轴线平面内的弯曲。两种弯曲都会给杆身以附加弯曲应力。由于连杆摆动的角加速度和转动惯量而产生的惯性矩，也使连杆承受附加的弯矩。6.1.2 设计要求根据以上分析可得，连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷。设计时首先保证具有足够的疲劳强度和结构刚度。如果强度不足，会产生连杆螺栓、大头盖和杆身的断裂，造成严重事故。同样，如果刚度不足，也会对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响。对于强化程度不高的发动机来说，刚度比强度更重要。很显然，为了增强连杆的强度和刚度，不能简单的依靠加大尺寸来达到，因为连杆重量的增加使惯性力相应的增加，所以连杆设计的一个主要要求是在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。为此，必须选用搞强度的材料；合理的结构形状和尺寸；采取提高强度的工艺措施。6.1.3 材料选择为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，选择连杆的材料为：30CrMo。6.2 连杆主要尺寸确定 设计连杆时首先确定连杆大小头之间的距离，即连杆的长度L。她通常是用连杆比=R/L来说明的，由前面的设计参数可知R/L=22.1/88，R=22.1mm，所以L=88mm。连杆小头要确定的尺寸是连杆小头的孔径d1、度度 B1、外形尺寸D1和衬套外径d，取d1/D=0.267，则，d1=16mm；衬套厚度为2mm，则，d=20mm；取D1=1.2d，D1=24mm；取B1=24mm，。连杆大头的主要尺寸，包括曲柄销的外径D2、宽度B2、连杆轴瓦的厚度。有上一章的曲轴设计得知D2=27mm；宽度B2等于曲柄销的长度，则B2=22mm；选择轴瓦的厚度为2mm。 连杆大头选择整体式。杆身选用等截面的工字形断面。高度H=16mm，宽度B=6mm，h=8mm，t=3mm。 6.3 连杆组的校核6.3.1 连杆小头 （一）活塞组的最大惯性力 （二）小头中心截面（）上的弯矩 （三）小头中心截面（)上的法向力 （四）小头固定截面（）上的弯矩 （五） 小头固定截面（）上的法向力 （六）小头受拉时固定截面处外表面压力 （七）由最大压缩力引起的应力（八） 小头承受的最大压缩力 （九） 根据M0、N0辅助图可查出 （十）小头受压时中央截面上的弯矩和法向力 （十一）小头固定截面处得f（）值 （十二）小头受压时固定截面处得弯矩和法向力 （十三）小头受压时固定截面处外表面应力 （十四） 小头的安全系数（十五）材料的机械性能 （十六）角系数（十七）在固定截面的外表面处（十八）小头的安全系数（十九）小头截面惯性矩（二十）小头刚度校核符合要求。6.3.2 连杆杆身 （一）杆身的计算中间截面上部的连杆重为G=53g 最大压缩力 Pc=Pz-Pj=15525N（二） 杆身中间截面的应力和安全系数（三）截面面积（四）由Pj引起的拉伸应力（五）杆身中间截面的惯性矩 （六）由拉伸和纵向弯曲引起的应力 （七）杆身中间截面在摆动平面内的应力幅和平均应力（八）在于摆动平面垂直的平面内的应力幅和平均应力（九）杆身中间截面在摆动平面内的安全系数（十）杆身中间截面在于摆动平面垂直的平面内的安全系数 6.3.3 连杆大头（一）最大拉应力 （二） 最大压缩力（三）连杆大头中央截面参数 （四）连杆中心截面上的应力 此应力小于许用应力150-200Mpa，所以安全。（五）连杆大头横向直径减小值符合要求。第7章 活塞组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。7.1 活塞组的工作条件、设计要求和材料选择7.1.1 工作条件 活塞组在工作中受周期变化的气体压力直接作用，一般在膨胀冲程上止点附近达到最大值。活塞组在汽缸里作高速往复运动，产生极大的往复惯性力。由于连杆摆动，作用在活塞上的力传递给连杆时，活塞受到一个侧压力，使得活塞不断撞击缸套，从而导致群部变形。活塞在汽缸内工作时，活塞的顶面承受瞬变高温燃气的作用，不仅温度高，而且温度分布很不均匀，各点间有很大的温度梯度，这就是热应力的根源导致活塞顶面发生开裂。活塞在侧压力的作用下，在气缸内高速滑动，因为缸壁一般是飞溅润滑，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。7.1.2 设计要求活塞是在高负荷、高温、高速、润滑不良的条件喜爱工作的，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、具有良好的减磨性、工艺性好的材料；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、漏油要少又不增加活塞组的摩擦损失；4)在不同的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，而吸收的热量能顺利带走；6)在较低的油耗下，保证滑动面有足够的润滑油。7.1.3 活塞的材料根据以上的设计要求，选择铝合金。铝合金的比重小、导热性能好。7.2 活塞设计7.2.1 头部的设计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。（一）第一环的位置根据活塞环的布置确定活塞压缩高度时，首先须定出第一环的位置，即所谓火力岸高度h。为缩小H1，当然希望h尽可能小，但h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。取整h=4mm。（二）环岸的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。本设计取气环；油环。环岸的高度，应保证它在气压力造成的负荷下不会破坏。实践证明强化汽油机活塞第一环岸有时会沿着岸根整圈断落下来。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。实际发动机的统计表明，汽油机接近下限，汽油机特别是增压汽油机取上限，因为后者负荷重。所以环岸高度： （三）活塞环数活塞环数目对活塞头部的高度H1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。（四）活塞销上面的群部长度确定好活塞头部环的布置以后，最后决定高度H1。H1为活塞销轴线到活塞顶的距离。活塞销上面的裙部长度对于活塞裙在气缸内的良好导