毕业设计（论文）-NH157FK卡丁车发动机的设计（全套图纸）.doc

南华大学机械工程学院毕业设计引言全套图纸加153893706卡丁车的英文名称为KART,是指有车厢或无车厢的微型汽车。车轮独立持久地接触地面，后两轮驱、制动，前两轮导向。它的结构十分简单，由钢管式车架、四个小车轮、转向系统、脚蹬（油门、刹车）、风冷式发动机（二冲程或四冲程）、汽油箱、传动链护罩、车手坐椅、前后及左右防撞保险杠及护套等组成。 现代卡丁车从用途上可分为竞赛型、娱乐型、训练型等（其中竞赛型卡丁车分两大类12个级别，车速达100-160km/h；娱乐型卡丁车车速在80km/h以下；训练型卡丁车主要用于学生训练，车速在30km/h以下）。从适用场地上又可分为公路型、越野型等。从适用人群上还可分为成年型、儿童型、双人型等。 卡丁车运动是现代汽车运动的摇篮，也是各国培养世界著名车手和赛车组织人员的必要途径。它起源于五十年代,卡丁车结构简单，操作接近F1赛车，具有强烈的挑战性，因此在世界范围内，卡丁车运动迅猛发展，成为一个普及的汽车运动项目，在推动世界汽车运动的蓬勃发展中功不可没。 卡丁车何以成为大众最喜爱的运动、娱乐项目之一，使男女老少都趋之若骛呢？主要是因为： 首先，卡丁车的车身低（底盘离地只有4CM），速度快（车手的视觉速度是实际速度的2-3倍），驾驶灵活轻便，且有惊无险，车手可以充分体会追风逐电、潇洒飘逸的刺激感和享受感。这种人车合一的运动，既有利于促进人的大脑和四肢的协调配合，又能释放因生活或工作紧张所造成的心理压力，被心理医生大力推崇。 其次，卡丁车还以急缓有机结合、变幻多端的赛道，使车手在驾驶使随时面临着竞争和克服困难的种种挑战，并在每一次超越对手和战胜自我中使心理更加满足和成熟。在欧洲，各国都将卡丁车运动作为培养青少年素质的有效方法之一，培养他们从小敢于拼搏、敢于取胜的精神。 再有，卡丁车还被视为F1方程赛车手的摇篮，巴西的塞纳、法国的普罗斯特、英国的曼塞尔、德国的舒马赫等世界顶级车手的赛车生涯无一不是从玩卡丁车开始的。每年风靡世界的各项汽车赛都极大地吸引和培养了一大批车迷，而卡丁车作为最简易的汽车自然受到更多人的喜爱。 近年来，由于人民生活水平的提高，风靡世界的卡丁车运动在我国也有长足的发展。今年，上海将代表中国首次承办国际F1大赛。届时，国际顶级车手将驰骋在中国的赛道上，国内外观众可达20万人，电视台向全国数亿人作实况转播，这些对我国卡丁车运动的推动将是巨大的。 鉴于卡丁车运动在我国的快速发展，设计一款优秀的发动机便显得愈发重要了。本课题着重设计娱乐型NH157FK卡丁车发动机，其参考机型为南方公司的125T型摩托车发动机。在125T的基础上，NH157FK将进行一系列的改进设计，如增大气缸直径、增加活塞行程、改变气缸放置形式（卧式改立式）、简化内部传动系统、增大输出功率等。经过诸多改进设计后，NH157FK发动机的性能将更加优越、使用更加方便。设计投产后，NH157FK将成为卡丁车发动机领域的一支新秀，必将对我国乃至世界卡丁车运动的发展，产生极大的影响。附：卡丁车基本样图第一章 方案设计一、发动机型式的选择1、冲程发动机有二冲程和四冲程之分。相对于二冲程机来说，四冲程机有以下优点：（1）、燃料燃烧效率高。（2）、无须扫气泵扫气，实际输出功率高。（3）、在换气过程中，不会出现可燃混合气混杂在废气中被排除的现象，故经济性较好。NH157FK卡丁车发动机选用四冲程的形式，即每个工作循环同样经历进气、压缩、作功、排气四个冲程。2、气缸型式的选择发动机按气缸数有单缸和多缸之分，小型卡丁车的发动机的气缸一般采用单缸式。NH157FK发动机气缸体的材料选用YL113，气缸套的材料选用特种铸铁。气缸体与气缸盖和曲轴箱的连接方式，是用长螺栓直接把气缸盖和气缸体与曲轴箱连接。采用柔性螺栓连接，这种螺栓可以降低发动机受热后气缸体螺栓所受的拉伸应力，并减少气缸盖的变形。 考虑到发动机在卡丁车上的安装，气缸的放置型式采用立式。气缸的设计型式如图1.1所示。图1.1 气缸3、冷却方式内燃机工作时，与高温燃烧气体接触的零件如活塞、气门、气缸壁、喷油器、火花塞等由于受热而温度升高。如不加以适当冷却，则会造成内燃机过热。过热的结果将使内燃机工作不可靠、使用寿命下降和动力性经济性变坏，所以必须加以适当冷却。内燃机所采用的冷却方法有水冷和风冷两种。对于水冷式内燃机，气缸壁水套中适宜温度为85-95C，对于风冷式内燃机，气缸壁适宜温度为150-180C 。水冷系统是用水作为吸热介质去冷却高温零件，保持内燃机在最适宜温度状况下工作的一套冷却装置。风冷内燃机采用空气作为冷却介质。高速流动的空气直接将高温零件的热量带走，使内燃机在最适宜的温度下工作。与水冷却系统比较，风冷内燃机具有以下优点：（1）、零件少、结构简单，内燃机重量较轻。（2）、不用冷却水，因而无漏水、冷冻、结垢等障碍，使用维修比较方便。（3）、对地区环境变化的适应性好，适用于缺水，严寒和酷热的环境。起动后，暖机时间段。考虑到NH157FK发动机工作的实际情况，采用风冷的方式冷却。 二、润滑系统1、润滑方式内燃机工作时，各运动零件的接触面（如曲轴去主轴承，凸轮轴与凸轮轴承，活塞、活塞环与气缸壁，正时齿轮副等等）之间以很高的速度作相对运动。若不进行润滑，将会出现干摩擦现象。为了保证内燃机正常工作，必须对各相对表面加以润滑，形成液体摩擦。润滑的主要作用是：（1）、减摩作用。（2）、冷却作用。（3）、清洗作用。（4）、密封作用。（5）、防锈作用。内燃机的以机油润滑为主，汽油机上用的是汽油机润滑油（又称车用机油）。NH157FK卡丁车采用的机油牌号是SF10W/40。润滑方式有五类：（1）、压力循环润滑。（2）、飞溅润滑。（3）、油雾润滑。（4）、掺混润滑。（5）、复合润滑。大多数内燃机的润滑系统是压力循环润滑、飞溅润滑和油雾循环的复合润滑。NH157FK卡丁车发动机采用复合润滑（压力与飞溅）。 2、机油泵型式的选择润滑系包括油泵、机油滤清器、机油散热器装置等主要部件。机油泵的作用是使机油压力升高和保证一定的油量，向各摩擦表面强制供油，使内燃机得到可靠的润滑。目前内燃机上广泛采用齿轮式和转子式机油泵。转子式机油泵的优点是结构紧凑，供油均匀，噪音小，吸油真空度高。因此，它在中、小功率高速内燃机上的应用越来越多。基于此，NH157FK卡丁车选用内啮合转子式机油泵供油润滑。三、点火系统1、点火方式在现代汽油机中，工作混合气是用电火花点燃的。它的功用是按照各缸点火次序，定时地供给火花塞以足够能量的高压电，使火花塞产生足够强的火花，点燃被压缩的工作混合气，使汽油机作功。小型的汽油机不带蓄电池，通常采用磁电机点火系。这种点火系是由磁电机本身产生低压电流并转换为点火用的高压电流。基于此，本设计采用磁电机点火的方式。2、磁电机型式的选择磁电机点火系由磁电机、火花塞、和高压导线等组成。NH157FK卡丁车发动机的磁电机选用无触点飞轮式。四、起动系统1、起动方式内燃机根据其功率、类型和使用条件选用不同的起动方法。常用的起动方法有人力起动、电动机起动、用汽油机起动柴油机、柴油机用汽油机起动和压缩空气起动等。本设计采用电动机作为起动机，这种方式具有结构紧凑、操作方便等优点。起动齿轮和起动电机的电枢轴之间装有超越离合器，它的作用是单向传动扭矩，以免在发动机起动后，带动起动电机旋转使之大大超速以致损坏。2、起动电机型式的选择 常用的起动电机是串激式直流电动机，这种电动机在低转速时输出的扭矩大，随着电动机转速升高，扭矩逐渐减少，这一电机特性很适合内燃机起动的要求。基于此，本设计选用直流永磁式的电动机起动，起动电压为12V，由蓄电池供电。五、传动系统1、传动方案的确定NH157FK卡丁车发动机的额定转速为6000r/min，这么高的转速不可能直接用来驱动后轮，曲轴与后轮之间必须要有一套传动系统进行减速。合理的传动方案，首先应满足功能要求，其次还应满足工作可靠，传动效率高，结构简单，、尺寸紧凑、重量轻、成本低廉、工艺性好、使用和维护方便等要求。该传动系统将采用一个摩擦式无级变速器（离合器）,当曲轴的转速很低时，离合器的摩擦副与外圈不啮合，发动机处于怠速保护状态。整个拟定的传动系统的路线为：活塞 连杆 曲轴 摩擦式无级变速器（离合器） 齿轮（两对） 链轮输出至后轮。 传动路线如图1.2所示。 图1.2 传动路线图2、传动比的分配NH157FK卡丁车发动机的总减速比的设计要求为6.55-19.3（从曲轴至后轮），不妨将总传动比定为18。也就是说发动机的传动比是一个恒定不变的数值，但通过控制油门的大小可以调节曲轴的转速，故发动机的输出速度大小还是可以进行调节的。传动比的分配有以下几点原则：（1）、各种传动的每级传动比应在推荐值的范围内。（2）、各级传动比应使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象。（3）、设计双级圆柱齿轮减速时应尽量使高速级和低速级的齿轮强度接近相等，即按强度原则分配传动比。经分析计算，得出传动比的分配情况：第一级齿轮传动比i1=3,第二级齿轮传动比i2=3，链轮的传动比i3=2。六、方案的确定综上所述，NH157FK发动机的基本方案初步确定为：1、 发动机型式：单缸、立式、风冷、四冲程；2、 润滑方式：复合润滑（压力与飞溅），内啮合转子式机油泵供油；3、 点火方式：磁电机点火，无触点飞轮式磁电机；4、 起动方式：电动机起动，直流永磁式电动机（起动电压为12V）；5、 传动系统：由无级变速器、齿轮传动、链传动输出组成； 第二章 总体设计一、设计总装图的准备1、对125T发动机进行拆装实验仔细了解减速器各零部件的相互关系、位置及作用。2、有关设计数据的准备（1）、曲轴、连杆、活塞等的相关尺寸。（2）、离合器设计的相关尺寸。（3）、齿轮传动的主要尺寸，如中心距及齿轮的分度圆半径、齿顶圆直径、轮缘宽度和轮毂长度等。（4）、根据传动件的圆周速度，确定滚动轴承的润滑方式。3、箱体结构方案的确定参照125T机型的机箱，作一些必要的改变，如将气缸从卧式改为立式，扩大气缸直径等，能够不改动的地方尽量沿用原机体结构。4、选择图样比例和视图布置（1）、选择比例尺。用1：1的比例尺。（2）、选择视图。一个主视图及若干局部剖面图、向视图即可将结构表达清楚。（3）、合理布置图面。估计发动机的轮廓尺寸，同时考虑标题栏、明细表、技术特性、技术要求等需要的空间，做到图面的合理布置。二、总装图草图的设计1、 设计并绘制曲轴连杆组合件的结构，该组合件是发动机的核心部件。如图2.1所示。2、设计并绘制轴系零部件的结构。（1）、绘制减速部分的离合器、齿轮、齿轮轴等结构。（2）、绘制发动机的起动系统和发动机的冷却风扇等结构。图2.1 曲轴连杆组合的绘制（2）、画出滚动轴承的结构。（3）、画出套筒、轴承挡圈的结构。（4）、画出挡油盘。（5）、画出轴承盖。（6）、画出密封件。3、设计并绘制气缸、气缸盖、活塞等零部件。4、计并绘制发动机箱体的结构。 参照125T机型的机箱，作一些必要的改变，如将气缸从卧式改为立式，扩大气缸直径等，能够不改动的地方尽量沿用原机体结构。5、发动机附件设计。6、发动机其它部分的设计。三、完成总图的绘制1、绘制局部视图、向视图，以便更清楚的表达装配图的内部结构。2、标注主要尺寸与配合。装配图上应标的尺寸有：（1）特性尺寸。（2）、外形尺寸。（3）、安装尺寸（4）、主要零件的配合尺寸。3、写出发动机的技术特性。4、编写技术要求。5、零件编号。6、编制零件明细栏及标题栏。7、检查、修改总装图。8、参考125T发动机的外观图，绘制NH157FK卡丁车发动机的外观图。9、绘制动力系统（曲柄连杆机构、气缸、活塞）、起动系统的相关零件图。加上前两张图，总共达到5张零号图的工作量。第三章 发动机动力系统的设计一、曲柄连杆机构设计 曲柄连杆机构是将气缸中的混合气燃烧时放出的热能转换为机械能的重要机构。它包括活塞组、连杆组和曲轴飞轮组。在内燃机运转过程中，活塞沿气缸中心线作上、下往复运动，曲轴本身中心线作旋转运动，连杆在通过杆身与气缸中心线的平面内既作上、下运动，同时又作左右摆动。 偏心曲柄连杆机构在卡丁车发动机中应用最为广泛。偏心连杆机构的特点是气缸中心线垂直于曲轴的回转轴线，但不通过曲轴的旋转中心，一般是曲柄在上死点位置时常常向曲轴旋转方向偏移。现代卡丁车发动机，活塞销轴线与气缸轴线间的偏移量越在0.1-0.5mm之间。这种曲柄连杆机构可以减少工作行程时活塞与气缸壁间的最大侧压力，使活塞在工作行程与压缩行程时作用在气缸壁两侧上的侧压力的大小比较均匀。曲柄连杆机构简图如图3.1所示。 图3.1 曲柄连杆机构简图1、 连杆的设计（1）、连杆的工作情况和设计要求连杆的功用是将作用在活塞上的气体压力传给曲轴，并将活塞的往复运动变成曲轴的旋转运动。连杆小头与活塞一起作往复运动，连杆大头与曲轴一起作旋转运动，连杆杆身作复杂的平面摆动。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，其数值为活塞组和计算断面以上那部分连杆质量的往复惯性力Pj=(G+G1/g) (1+)r2 （N）式中G，G1分别为活塞组和计算断面以上那部分连杆往复运动质量。最大压缩载荷出现在膨胀冲程开始的上止点附近，其数值是爆发压力产生的推力减去前述的惯性力P0= Pz-Pj（N）式中，Pz -作用在活塞上的气压力。 P z=（D2/4）（pz-1） =（56.510-3）2 /4（80-1）105 =19796.7（N）此外，连杆还可能承受由于加工不准确，承压面对连杆轴线不对称等引起的附加弯曲载荷。连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷。因此在连杆设计中应首先保证具有足够的疲劳强度和结构刚度。连杆既是传力零件，又是运动件。为了增加连杆的强度和刚度，不能单靠加大连杆尺寸来提高其承载能力。必须从材料选用、结构设计、热处理及表面强化等方面采取措施，来解决连杆尺寸、重量和强度、刚度之间的矛盾。同时，连杆设计中应保证大小头轴承工作可靠。连杆材料应具有较高的疲劳强度和冲击韧性。本设计将采用20CrMo,该合金钢具有较高的综合机械性能，但当存在产生应力集中的因素时， 它的疲劳能力急剧下降。所以合金钢连杆的形状设计、过渡圆滑性、毛坯表面质量等，必须给以更多的注意，才能充分发挥优质材料的潜力。为了提高连杆的疲劳强度，充分发挥材料的潜力，可采用某些强化措施。合金调质钢主加元素有Cr、Mn、Ni、Si，用以提高淬透性，强化铁素体，其余加入少量细化晶粒或防止回火脆性的元素，一般是淬火加高温回火，得到索氏体。对于连杆大小头表面则要求较高还需要高频淬火，要求更高耐磨性则需渗氮。表面喷丸处理在表面产生残余压缩应力，可显著提高零件的疲劳强度。喷丸处理还可提高表面硬度和耐磨性，降低应力集中敏感性，消除表面轻微脱碳的不利影响。（2）、连杆长度的确定设计连杆时首先要确定连杆大小头孔间的距离，即连杆长度l。它通常是用连杆比来说明。=r/l，值越大，连杆越短，则发动机的总高度越小。为了使发动机紧凑轻巧应尽量缩短连杆长度。值的常用范围为1/4-1/3。但是，连杆长度必须根据发动机的总体布置才能最后确定。应保证连杆及相关零件在运动时不与其它零件相碰。曲柄半径r=30， 而l=r/，故计算得l=90-120mm。连杆长度的制造公差要控制在0.05-0.1的范围内。（3）、连杆的结构设计连杆小头一般采用薄壁圆环结构。这种结构简单轻巧、制造方便、工作时应力分布均匀、材料利用率高。小头孔内装有滚针轴承。连杆杆身一般采用工字形截面，因为工字形截面对材料利用得最为合理。为了能与小头和大头圆滑过渡，杆身截面是由上向下逐渐加大的，而杆身的最小截面与活塞面积之比大约在1/30-1/25的范围内。连杆大头一般也作成圆环形，大头孔内装滚针轴承。连杆杆身到大小头过渡处的形状及尺寸对大小头的强度、刚度影响很大。设计中应该合理选择杆身的宽度和由杆身到大小头外壁的过渡圆角的半径。由杆身到大小头过渡处圆角半径小，应力值就较大。NH157FK卡丁车发动机连杆的结构图见图3.2所示。图 3.2 连杆结构图2、 曲轴的设计（1）、曲轴的功用曲轴把活塞的往复运动通过连杆变成旋转运动，驱动附件并输出功率。曲轴是在不断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（弯矩和扭矩）共同作用下工作使曲轴既弯曲又扭转，产生疲劳应力状态。卡丁车发动机曲轴，弯曲载荷具有决定性的意义，而扭转载荷仅占次要地位。曲轴的结构强度研究重点应该是弯曲疲劳强度。卡丁车发动机曲轴设计应符合下述基本要求：1）、具有足够的疲劳强度。应尽量减少应力集中现象，加强薄弱环节，保证曲轴工作可靠性。2）、具有足够的刚度，使曲轴变形不致过大，以免恶化活塞连杆组及轴承的工作条件。3）、应具有良好的工作均匀性及平衡性，以减少振动及主轴承的最大负荷。4）、材料选择合适，以充分发挥材料强度潜力。（2）、曲轴材料的选择曲轴材料必须满足下列要求：1）、具有较高的疲劳强度。2）、必要的轴颈表面硬度以及较好的循环韧性（内摩擦所消耗的功）和淬透性。3）、考虑工艺性，资源和经济性。卡丁车发动机大都采用锻造曲轴。常用的材料为优质碳素钢及合金钢。参考125T机型所用材料，根据曲轴工作应力，并考虑牌号的系列化和使用习惯，凭经验选取。最终决定选取45钢作为曲轴材料。（3）、曲轴的结构设计和基本尺寸1）、结构型式 NH157FK卡丁车发动机曲轴采用组合式曲轴。它的曲柄销、曲柄臂分开制造，然后用液压压入的方法连结起来。轴和孔配合的过盈度是轴的1.4/1000-1.8/1000，与曲柄销配合的孔的基本尺寸为R=14mm,故轴的基本尺寸r=R=14mm,计算得其过盈度为0.0196-0.0252mm。采用组合式曲轴，对于毛坯的制造无需较大的锻造设备，制造也较方便。 NH157FK卡丁车发动机曲轴采用滚动轴承作为主轴承，这有以下优点：a. 以采用隧道式曲轴箱，保证曲轴箱有较高的刚度和强度。b. 可以减少摩擦损失，提高机械效率，因而使燃料消耗率下降。c. 发动机起动较为容易，尤其是在气温较低的时候。d. 采用滚动轴承后，对于主轴的润滑较易实现。当然，采用滚动主轴承，噪声会有所提高。2）、主轴颈 轴的强度和刚度主要由每个曲柄的构造所决定。因此，确定轴颈尺寸时需要考虑强度和刚度问题。主轴颈的直径D1愈大，曲轴的刚度就愈大，同时，短而粗的主轴颈比细而长的主轴颈使曲轴扭振的自然频率有所提高，短而粗的主轴颈有利于加厚曲柄臂。但是，主轴颈直径过大，会引起表面圆周速度增大，导致摩擦损失增加。卡丁车发动机的曲轴主轴颈D1=（0.40-0.50）D，D为气缸直径。NH157FK卡丁车发动机的气缸直径D=56.5mm,计算得D1=22.6-28.25 mm。考虑到轴颈与轴承的配合，取D1=22mm。主轴颈的长度影响发动机的长度和重量。NH157FK卡丁车发动机主轴承采用滚动轴承，因此主轴颈的长度与轴承的宽度相配合。3）、曲柄销曲柄销直径D2和长度l2的选择原则基本上与主轴颈相同。主要差别是曲柄销直径增大会引起旋转离心力和转动惯量的急剧增大。卡丁车发动机曲轴曲柄销直径D2=（0.34-0.42）D，而D=56.5mm,故D2=19.21-23.73mm。宽度l2与滚针轴承宽度相适应。4）、曲柄臂曲柄臂在曲柄平面内的抗弯刚度和强度都较差。往往因受交变弯曲应力而引起断裂，这是曲轴的薄弱环节。设计时应选择适当的厚度和宽度，曲柄的形状也要合理，以改善应力分布状况，尤其是曲柄臂到轴颈的过渡圆弧处更应设计合理，以防产生过大的应力集中。由于在曲柄平面内曲柄臂的抗弯断面系数W=bh2/6,其中b为曲柄臂的宽度，h为曲柄臂的厚度，所以，从提高曲柄臂的抗弯强度来看，增加厚度h比增加宽度b的效果要好得多。NH157FK卡丁车发动机曲轴的曲柄臂形状采用圆形。这是由于圆形的曲柄便于机械加工和抛光，而表面抛光是提高合金钢曲轴疲劳强度的重要措施之一。同时，圆形曲柄既有利于提高劳动生产率，又允许曲柄臂稍稍减薄。在轴颈与曲柄臂交界处，常设计有一个厚度0.5-1mm的台阶，以便精磨轴颈和圆角时砂轮不与曲柄臂相碰。在曲柄臂与轴颈连接处，为了减少应力集中，提高疲劳强度，往往采用圆角过渡。过渡圆角半径的增大与其表面粗糙度的降低，是增加曲轴疲劳强度的有效措施。通常取圆角半径r=(0.05-0.09)d,d为主轴颈或曲柄销直径。d=22，故计算得r=1.1-1.98mm,圆整后，取r=1mm。5）、组合式曲轴压入计算NH157FK卡丁车发动机组合式曲轴曲柄销通过液压在左右曲柄臂上。如图2、1所示。为进行安全系数计算，近似地把曲柄臂压入部分看作一个厚壁圆筒。径向压力P为：P=E(r/r) (R2-r2)(r2-r02)/ 2r2 (R2-r02)，式中，E-弹性模量，查表得45钢E=2.04105 MPa； r-轴与内孔按半径计算的过盈量，根据前面的计算，取r= 0.02；r-轴颈半径，r=11；r0 -轴颈内孔半径，r0=0；R-曲柄臂外圆半径，R=52.5；代入上式，计算得P= 2.04105(0.02/11) (52.52-112)( 112-02)/ 2112 (52.52-02)=177.29 MPa，组合式曲轴安全系数n=2r2 hPf/Mkmax，式中，f-摩擦系数，取f=0.12； Mkmax-曲轴工作时轴颈所承受的最大扭矩，NH157FK发动机的最大扭矩Mkmax= 9550P/n=95507/7500=8.913N.m。 h- 曲柄臂的厚度，h=16.5mm。代入上式，计算得n=2(1110-3)2(16.510-3)(177.29106) 0.12/8.913=29.9n一般应大于2.5，故计算所得的安全系数已满足要求。曲柄臂上套合孔的径向压应力r为: r=Pr2(1-R2/r2)/(R2-r2) 切向压应力为: =Pr2(1+R2/r2)/(R2-r2)因为曲柄臂材料属于弹性材料，因此，应该用最大剪应力进行强度校核，曲柄臂复合应力（最大剪应力）为：=（-r）/2=PR2/(R2-r2)= 177.2952.52 /(52.52-112) =185.4 Mpa剪切屈服极限s=0.5s=0.5400=200 Mpa，s，故已满足强度要求。3、 滚动轴承的设计（1）、卡丁车发动机曲轴主轴承经常选用滚动轴承。一方面是由于发动机总体结构设计上的需要，另一方面是由于滚动轴承摩擦损失小，机械效率高，起动性能好，工作可靠，使用寿命长，同时轴承的润滑也比较方便。但是，滚动轴承价格比滑动轴承贵，轴承与曲轴装配技术较高，维修与更换不便，噪声大。 考虑到利用125T机型原有的机体，NH157FK仍采用基本尺寸d=22mm,D=58mm,B=15mm的深沟球滚动轴承。（2）、轴承寿命的验算 曲轴主轴承的结构如图3.3所示。图3.3 当量动载荷P=fp(XFr+YFa),查手册可得载荷系数fp=1.0-1.2，取fp=1.05。 轴承所受的径向载荷:Fr=Pz/2=（D2/4）（pz /2-1）/2 =（56.510-3）2 /4（80/2-1）105 /2 =4886.5 N考虑到发动机的工作状况，可以知道轴承所受的轴向载荷Fa将远远小于径向载荷，故肯定有Fa/ FrC, 故所设计轴承可满足寿命要求。二、气缸设计1、气缸体的结构设计气缸与气缸盖、活塞形成工作循环的空间，并对活塞起导向作用。发动机工作时，在最高爆发压力和缸壁内外温差的作用下，气缸体受到相当大的机械应力和热应力，此外，活塞对气缸的侧压力和滑动摩擦，使气缸体发生弯曲应力和磨损。风冷发动机的气缸体也是热负荷较高的零件，由于受到气缸体结构及冷却空气流环绕气缸流动的影响，气缸体上、中、下部及四周的温度分布很不均匀，这使得气缸体变形较大，如果气缸本身润滑条件较差，就会加剧气缸的磨损，增加机油的消耗量。风冷发动机的最高温度位置是在当活塞运动至上止点时，第一道活塞环所对应的出风口。为保证气缸体能可靠的工作。气缸体背风面上部区域的温度，不宜超过180-200C，并且沿气缸体上下部温差一般不超过30-70C。气缸体沿四周的温差很重要，温差越大，造成气缸体的变形也越大，磨损增加。实际上，沿圆周上的最高温度点是在出风口，最低温度点是在进风口，要求沿圆周的温差不宜超过45-50C，最理想的状况是能达到20-30C，这就是要求气缸体散热片对气流的阻力应尽可能小。气缸体的设计要求有：（1）、要有足够的强度，以承受高温高压下的机械应力和热应力。应有足够的刚度，以保证在任何情况下气缸体的变形较小。（2）、要有良好的抗磨性能。其内表面有一定的衍磨和储油孔隙，以保证可靠的润滑。（3）、气缸套的设计和材料选择，应避免拉缸或咬缸。（4）、气缸体应制造简单，维修方便，价格低廉。卡丁车发动机气缸体几乎都采用单体式，曲轴箱往往设计成隧道式，使曲轴箱保持有一定的刚度。NH157FK卡丁车发动机的气缸体结构见图1.1所示。气缸体材料选用YL113，气缸套的材料选用特种铸铁。气缸套压入到气缸体中，铸铁气缸套具有较高的耐磨性，而铝合金散热片又有较好的散热效果。但是，气缸套与铝合金气缸的压配合表面之间总有不同程度的不紧密之处，尤其当气缸温度不均匀而发生变形时更加严重，这妨碍了从气缸套内壁向散热片的热传导。气缸体壁的结构不是圆筒形，而是设计成凹形，顶部和下部较厚，中间较薄。散热片在气缸体上的布置一般是根据铸造的可能性确定散热片的节距和厚度，参考现有成功结构，大致确定散热片高度，最后通过试验修改定型。2、联接气缸体与气缸盖和曲轴箱的长螺栓强度的校核气缸体与气缸盖和曲轴箱的连接方式，是用长螺栓直接把气缸盖和气缸体与曲轴箱连接。采用柔性螺栓连接，这种螺栓可以降低发动机受热后气缸体螺栓所受的拉伸应力，并减少气缸盖的变形。螺栓的结构如图3.4所示 图3.4 气缸双头螺栓L 螺栓的布置应尽量相对于气缸中心线均匀分布，否则可能由于气缸受力不均引起局部变形，各螺栓中心线最好沿气缸中边切线布置，以增强密封能力；各螺栓所分摊的压紧面积要基本相同，以保证压力均匀。NH157FK卡丁车发动机气缸采用4个螺栓联结，这样布置螺栓最方便。螺栓的材料选用40Cr。受拉螺栓，其主要破坏形式是螺栓杆螺纹部分发生断裂，因而其设计准则是保证螺栓的静力或疲劳拉伸强度。1）、静力拉伸强度的校核由“总图技术条件”可查得各螺栓的预紧力矩为T=72N.m,取T=8 N.m。则可算得预紧力F0=T/（0.2d）=8/（0.2810-3 ）=5000 N螺栓所受的工作载荷F =pz D2 /4=（80105 （56.510-3）2 /4=5011.8 N螺栓的总拉力F2=F0+Cb/(Cb+Cm)F,式中，Cb/(Cb+Cm)是螺栓的相对刚度，查手册可知，使用金属垫片（或无垫片）时，Cb/(Cb+Cm)取值范围是0.2-0.3，取Cb/(Cb+Cm)=0.25。将数据代入上式，计算得，F2=5000+0.255011.8=6253.0 N螺栓危险截面的拉伸应力为：ca=1.3 F2/（d12 /4） = 1.3 6253.0/（6.310-3 /4） =260.9106 Pa =260.9 Mpa对于螺栓的材料40 Cr来说，许用拉应力为：= s/ns=1000/1.5=666.7 Mpa比较可知，caS,故螺栓的拉伸疲劳强度已满足设计要求。三、活塞设计1、活塞材料 卡丁车的活塞平均速度一般为10-18m/s,最高达20m/s。平均有效压力一般为0.5-1.2MPa，最高达1.5Mpa。升功率一般为44-88kW/L，最高达157 kW/L左右。单位活塞面积的功率约为0.3-0.4 kW/L2 ，最高达0.9 kW/L2 左右。因此活塞在很高的滑动速度和很大的负荷压力下工作。同时活塞直接承受高温燃气的交变作用，活塞顶温度高达300C左右，且壁厚不均，热负荷高，热应力大。在加上润滑不良，工作条件十分严酷。为此要求活塞：（1）、用热强度好、导热性好、热膨胀系数小，吸热小、传热快的材料。（2）、密度小、减摩耐磨性好、工艺性好的材料。（3）、有合理的形状和壁厚以避免应力集中。（4）、有合理的裙部外形和热膨胀措施，尽力减少配缸间隙，提高承载能力，改善润滑，减少磨损，以保证可靠平稳的工作。卡丁车汽油机和其它汽油机一样，广泛采用硅铝合金。含硅量为10-13%的共晶硅铝合金，由于其综合性能好，是目前国内外应用最广泛的活塞材料。NH157FK卡丁车发动机的活塞材料选用牌号为ZL109的硅铝合金。2、活塞的结构设计（1）、活塞头部的设计活塞头部设计要保证足够的机械强度和刚度，保证温度不过高、温差小，同时尺寸尽可能紧凑，工艺性好。参考T125发动机的活塞结构型式进行设计。（2）、活塞销座的设计销座与环区的连接部位是应力集中的危险区，为此常用大圆弧过渡。为使活塞承受的巨大气体压力通过销座传递时尽量减少活塞的变形，在顶部与销座间设置加强筋。至于筋的形状，从销座弹性的角度考虑垂直中心撑筋是不利的。NH157FK卡丁车发动机的活塞采用的两筋与销座径向相连，且筋的倾斜角与连杆的最大摆动角相近，这种加强筋使销座的最大应力峰值有明显下降。还将活塞销座外缘偏向活塞顶侧，以加强膨胀行程销座的受力侧。一般活塞座外缘中心向上偏移0.8-2mm。活塞销座外径一般等于活塞销内径的1.4-1.6倍。外径d1=15mm,故取内径d2=10mm。加强筋宽度B=0.075D=0.07556.5=4.2mm。在设计加强筋时，应选择宽而低的筋，它难于产生龟裂，并且热传递良好。活塞销和销座是发动机工作条件最差的一对轴承。一是负荷很大而承压面又小。二是运转时活塞销与销座之间只在不大的角度相对摆动，无法形成充分的油膜。三是温度高达150C左右，润滑油性能下降。四是因变形压力分布很不均匀。因此要保证工作可靠，必须在承压面积、配合间隙、摩擦表面质量等方面进行详细研究，参考成功的125T机型，即可在这些方面取得较好效果。（3）、活塞裙部的设计活塞裙部是指活塞头部最低一个环槽以下的那部分活塞。由于裙部与气缸直接接触并高速滑动，同时承受因连杆摆动而产生的侧压力PN ，所以裙部的设计要求是：保证活塞得到良好的导向、足够的承压面、形成足够厚度的润滑油膜及最佳间隙。上述要求全部实现是不易的，特别是裙部与气缸之间保持最佳间隙尤为困难，因此发动机气缸和活塞的温度随着发动机负荷、转速、变化很大，不容易保持热膨胀不变。因此，裙部外形的设计是非常重要的。以往裙部形状的设计主要考虑机械应力引起的弹性变形及与温度相关的热变形，因此往往将活塞外形设计成阶梯多段椭圆形、环带为正圆锥裙部为椭圆锥图等简单型面。这些型面工作状态不够理想。现在的活塞设计还应用了流体动力润滑理论，将活塞设计成中凸-椭圆形。即裙部纵向剖面型线是中凸曲线。而裙部横向剖面是椭圆形，其短轴沿活塞销方向，且椭圆沿裙高变化（称为变椭圆），这种形状的裙部在工作时，能保证在两销孔之间80C-100C的弧形表面上承受侧压力的作用，并在裙部壁与缸壁之间形成双向楔形油膜，在活塞作高速运动时，楔形油膜所产生的动力润滑效应使两壁间的油压升高，油膜厚度增加，活塞裙部的承载能力大大提高。润滑改善的结果，减少了机械损失及磨损，并可将配缸间隙减少到最低限度，降低了噪声。同时当活塞在运动过程中发生倾斜时，可避免尖角负荷，改善了活塞对气缸的撞击。参考125T发动机，设计NH157FK卡丁车发动机的活塞裙部型面，其数据列表如图3.5。 图3.5 活塞裙部型面2、活塞销的设计活塞销座与活塞销相比，由于前者材料一般为铝合金，而销为合金钢，所以销座不管是从材料和结构来说都比较脆弱。因此在确定销的尺寸时，应以活塞销在气压力下所产生的变形，能为销座所接受作前提。活塞与销受力后，由于变形的不协调使销与销座的接触很不均匀，销孔内侧上缘出现尖峰载荷Pmax和相应的应力集中。如果活塞销刚度不足，销座又较硬实时，情况就更严重，往往在销座与销接触处出现初始裂痕，然后不断扩展，甚至使活塞纵向劈。根据实验应力分析得知，销座的最大应力数值及应力分布规律，主要取决于活塞销的弯曲变形。因此，活塞销的刚度，便成为活塞销设计的焦点。活塞销刚度的校核：为了简化计算，假定：（1）、活塞销上的负荷分布是：在连杆小头中是均匀负荷，在活塞销座上是作用在支承面中点的集中负荷，如图3.6所示。（2）、B1=0.5L，即连杆衬套表面上平均比压相等。（3）、活塞销长度L=(D2-d12)1/2=D(1-2)1/2=56.51-(15/56.5) 21/2=54.5mm 图3.6销的纵向断面（矩形）正好填满活塞外圆，则活塞销弯曲变形：f=4.5(1-2)3/2PzD10-8/4(1-4) (mm)式中，D-气缸直径，D=56.5 mm； d1-活塞销直径，d1=15 mm; L-活塞销长度，L=54.5 mm； - d1/ D相对直径，=15/56.5=0.265；Pz-最大压力，由前述连杆的载荷计算可知Pz =14784.9N；-活塞销壁厚，=d2/d1=10/15=0.667；将数据代入上式，计算得:f=4.5(1-2)3/2PzD 10-8/4(1-4) =4.5(1-0.2652) 3/219796.7(56.510-3)10-8/0.2654(1-0.6674) =0.00919(mm)允许弯曲变形应保证销座不因弯曲而损坏。销座刚度大，则对销的挠度适应性变差，f允许值更小。根据经验，一般对汽油机，f0.004 D=0.000456.5=0.0226。比较可知0.009190.0226,故活塞销的刚度已满足设计要求。活塞销的内径d2对销的弯曲刚度影响很小，但过大则壁过薄，会使销断面被压扁（失圆），甚至纵向裂开。一般=d2/d1=可根据失圆变形来选择。失圆变形可按下式计算：d=4.7PzD(1+)/(1-)310-8/(1-2)1/2 =4.719796.756.510-3(1+0.667)/(1-0.667)310-8/(1-0.2652)1/2=0.0689mm 根据经验，活塞销许用失圆变形为：d0.012（1+0.01D）=0.012（1+0.0156.5）=0.01878mm。比较可知,0.006890.01878,故活塞销内外径之比选择合理。活塞销的应力如下：纵向弯曲应力：1=0.093 Pz/3（1-4）；横向弯曲应力：2=0.0685Pz(1+)/（1-）2；总弯曲应力：=（12+22 ）1/2 =0.093 Pz1+0.742(1+)(1-) 4/(1-2) 21/2/3（1-4）=0.09319796.71+0.740.2652(1+0.667)(1-0.667)4/(1-0.6672) 21/2/0.2653（1-0.6674）=123.59Mpa =200-400 Mpa，比较可知123.59，故活塞销的设计已满足要求。第四章 发动机起动系统的设计一、内燃机起动条件及对起动系统的要求内燃机不能自行由静止状态转入工作状态，必须用外力旋转曲轴，直到曲轴达到内燃机气缸开始爆发所必需的转数，保证混合气的形成、压缩和点火能满意地进行。这种转动内燃机曲轴并保证内燃机起动的装置，称为起动系统。内燃机在起动时的工作过程与正常运转时的工作过程基本相同，它们都是由充气、压缩、燃烧、膨胀和排气过程所组成。但内燃机是在停车状态下开始运转，在冷车状态下开始工作。所以它又有它的特点。因此，要完成内燃机起动，必须同时具备以下五个条件：1）、起动系统必须供给足够大的起动力矩，克服内燃机的起动阻力矩；2）、起动系统必须将曲轴加速到一定的转速；3）、在压缩冲程终了时，所形成的混合气具有着火限度以内的过量空气系数；4）、在压缩冲程终了时，空气的温度高于燃料燃点的温度（压燃式内燃机），或电火花的强度能够点燃混合气（电火花内燃机）。5）、每次爆发后的气体功都应大于阻力功，才能使内燃机逐渐地升到稳定转速。起动系统的工作性能对内燃机的工作可靠性、使用方便性、耐久性和使用燃料经济性等有很大的影响。起动可靠性是内燃机工作可靠性的重要表现之一。如果起动不方便，起动操作复杂，费时很长，不但增加操作者的劳动强度，而且使内燃机丧失了机动性。我们要求内燃机起动快而可靠，起动后很快过渡到正常运转。内燃机的起动磨损占内燃机总磨损的很大一部分，好的动力系统不仅应保证可靠起动，而且应保证起动磨损少。如果内燃机起动性不良，有时即使暂不工作也往往不敢停机，增加了燃料的消耗。因此良好的起动性能，从来就是内燃机的重要性能指标之一。出于上述原因，并考虑到制造的经济性，内燃机的起动系统应满足下列要求：1）、在一定的大气温度下都能可靠地起动；2）、起动迅速，并能在较短时间内达到正常运转温度；3）、结构简单，操纵维护方便，体积小、布置紧凑；4）、能多次连续起动；5）、制造成本低，消耗起动功率小。二、起动系统的总体设计方案1、起动系统的原始参数设计内燃机的起动系统时，必须先确定起动系统的原始参数：最低起动转速；起动阻力矩；起动功率，然后再按这些参数及内燃机的具体要求设计起动系统。（1）、最低起动转速在一定条件下，为了保证内燃机可靠起动的最低曲轴转速，称为最低起动转速。汽油机在0-20C的大气温度下起动时，为了保证进气管中心必要的气流速度、气缸中心必须的压缩空气温度