基于125cc摩托车风冷发动机的曲柄连杆机构设计

基于125cc摩托车风冷发动机曲柄连杆机构设计摘要：本文以铃木GP125摩托车发动机的相关参数作为参考，对125cc摩托车风冷发动机的曲柄连杆机构的主要零部件进行了结构设计计算，并对曲柄连杆机构进行了有关运动学和动力学的理论校核分析与计算机仿真分析。本文分别对活塞组、连杆组以及曲轴进行详细的结构设计，并进行了结构强度和刚度的校核。再次，应用三维CAD软件：Pro/Engineer建立了曲柄连杆机构各零部件零件图与几何模型，装配成功后进行运动仿真。通过设计建模，校核以及运动仿真，得出的结论基本符合设计思路与理论值。完成了设计方案上的要求。关键词：曲柄连杆机构，受力分析，仿真建模，运动分析DesignofairenginecrankconnectingrodmechanismofmotorcycleAbstract：BasedontherelatedparametersSuzukiGP125motorcycleenginasareference,Themaincomponentsofair-cooledengine125ccmotorcyclecranklinkagestructuraldesigncalculationscarriedout,andcarriedoutonthecranklinkagetheoryaboutkinematicsanddynamicsanalysisandcomputersimulationanalysischeck.Thispaperanalysisthestructuraldesignonpiston,connectingrodandcrankshaftgroup,andthestructuralstrengthandrigiditycheck.Applicationof3DCADsoftware:Pro/Engineerestablishedthesparepartsdiagramandgeometricmodelofthecrankandconnectingrodmechanismagain,Afterthesuccessoftheassemblymotionsimulationandfiniteelementsimulationmodel.Throughthedesignmodeling，Checkandmovementsimulation，Conclusionbasicconformtothedesignthoughtandthetheoreticalvalue.Completedthedesignrequirements.Throughthedesignmodeling,checkandmotionsimulation,conclusionbasicconformtothedesignthoughtandthetheoreticalvalue.Completedthedesignrequirements.Keyword:CrankMechanism，StressAnalysis，SimulationModeling，MotionAnalysis目录1绪论.11.1研究课题的目的和意义.11.2曲柄连杆结构国内外研究现状.11.3设计研究的主要内容.42发动机结构参数与热力学计算.52.1发动机结构形式.52.2发动机主要结构参数计算.52.3热力学计算.62.3.1作出P-V图.63活塞组设计.93.1活塞设计.93.1.1活塞材料的选择.93.1.2活塞结构尺寸设计.103.1.3活塞与气缸的配合间隙.133.1.4活塞质量的估算.132m3.1.5活塞三维建模.143.2活塞环设计.143.2.1材料选择.143.2.2结构尺寸设计.153.2.3活塞环与环槽的装配间隙.163.3活塞销设计.163.3.1材料选择.163.3.2结构尺寸设计.163.3.3活塞销的配合间隙.173.3.4活塞销三维建模.173.4卡簧设计.173.4.1材料选择.173.4.2结构尺寸设计.183.4.3卡簧与其接触零件的配合.18I3.5活塞组校核.183.5.1环岸校核.183.5.2活塞销强度和刚度计算.204连杆设计.224连杆设计.224.1连杆材料的选择.224.2连杆结构尺寸设计.224.2.1连杆长度的确定.224.2.2连杆小头结构尺寸确定.224.2.3连杆杆身结构设计.234.2.4连杆大头结构设计.244.2.5连杆三维模型.254.3连杆滚针轴承的选用.254.4连杆大小头的装配公差.254.5连杆校核.254.5.1连杆小头校核.254.5.2连杆杆身强度校核.334.5.3连杆大头校核.355曲轴设计.385.1曲轴材料的选择.385.2曲轴结构尺寸设计.385.2.1曲柄臂厚度h的确定.385.2.2曲柄销结构尺寸的确定.395.2.3主轴颈尺寸的确定.395.2.4主轴其他尺寸细节.395.2.5曲轴装配模型.405.3曲柄销的配合公差.405.4曲轴校核.415.4.1曲轴的弯曲强度校核.415.4.2曲轴的扭转强度校核.43II6运动学计算以及基于PRO/E的运动仿真分析.466.1活塞位移分析.466.1.1活塞位移的理论分析.466.1.2活塞位移的仿真分析.466.2活塞速度分析.476.2.1活塞速度V的理论分析.476.2.2活塞速度V的仿真分析.486.3活塞加速度分析.486.3.1活塞加速度a的理论分析.486.3.2活塞加速度a的仿真分析.49总结.50参考文献.51致谢.5201绪论1.1研究课题的目的和意义曲柄连杆机构是往复式内燃机中的动力传递系统，是发动机实现工作循环，完成能量转换的主要运动部分。从发动机实用性出发，对其曲柄连杆机构进行设计，在满足特定工况的疲劳强度和刚度条件下，达到良好的生产效益和经济效益1。曲柄连杆机构是发动机中主要的受力部件，其工作可靠性就决定了发动机工作的可靠性。但现今发动机曲柄连杆机构仍存在一些不足之处，有些结构强度远大于实际工况下所承载的强度，而也有一些低于实际工况下的承载强度。前者造成了不必要的材料浪费，加大了生产成本，降低了经济效益；后者引起发动机寿命降低，有时会引发事故。因此在设计过程中保证曲柄连杆机构具有足够的疲劳强度和刚度且达到最大经济效益成为曲柄连杆机构设计的关键性问题2。在本次设计中，125cc摩托车风冷发发动机曲柄连杆机构为例，通过具体给定的参数来确定其曲柄连杆机构的总体结构，同时进行强度、刚度等方面的校核计算以及运动仿真，根据计算结果选取适当的材料，做到材料既不浪费又能满足实际使用性能的需求，获得良好的生产经济效益。1.2曲柄连杆结构国内外研究现状曲柄连杆机构是发动机中直接将燃油的化学能转化为机械能的运动机构，它将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并通过曲轴输出发动机的功率，是发动机最主要的运动机构3。曲柄连杆机构包括连杆组、活塞组及曲轴组三部分。（1）连杆组的研究现状连杆的计算分析在早期多采用经验公式，有限元理论和方法提出后，迅速在连杆分析上得到广泛应用。连杆的有限元分析模型从最早的曲梁模型，到20世纪七八十年代的平面连续模型，再到90年代至今的三维实体模型。近年来，国内外许多学者对内燃机连杆的有限元分析进行了大量的研究，归纳起来主要是以下几个方面：有限强度应力分析、动响应分析、可靠性分析和优化分析。连杆应力有限元静态分析。如果连杆强度不够会出现断裂，刚度不足就会使51大头孔变形失圆，使大头轴承润滑条件受到破坏，导致轴承发热而烧损。常规的计算方法是对连杆小头、杆身和大头分别按均匀平面曲梁和直梁计算，由于没有考虑截面的变化以及载荷和计算公式的简化，计算精度较差。20世纪80年代末到90年代初采用常单元插值、线性单元插值、和边界元等方法对连杆进行平面应力应变分析。王明武等在摄动随机有限元法分析连杆应力方面进行了深入的研究。岳东鹏等对杆在静态计算中的边界条件和载荷进行了更加符合实际的处理。连杆的动响应分析4。动响应分析是利用MSC.Adams软件，对连杆进行仿真运算，到连杆的动响应特性，它推动了连杆由传统静态设计向动态设计的发展。连杆的可靠性分析。连杆的可靠性设计是根据已知载荷和材料强度，运用概率统计理论，确定连杆的可靠度，把连杆失效的发生控制在可接受的水平。连杆的可靠度一般要求达到0.9995以上。掌握连杆在实际工况下的可靠性必须具有3个条件：根据疲劳试验得到的连杆疲劳强度概率分布规律；连杆实际工况下工作载荷的概率分布规律；工作载荷与疲劳强度相联系的统计分析方法。连杆可靠性分析的影响因素众多，并且许多现象和机理还缺乏详细的研究。连杆的优化设计4。如果连杆设计不合理，使用中会出现应力集中现象或者局部强度或刚度不足，导致连杆失效。同时,为满足在保证足够的强度、刚度和稳定性条件下，尽可能达到质量轻、体积小、形状合理的设计要求，有必要对杆进行优化设计。连杆的优化设计已由广泛的二维结构优化设计向三维优化设计过渡，由局部结构的优化设计向整体结构的优化设计过渡。对连杆进行优化设计，关键是要选取适合的有限元方法和效率高的优化算法以及选取适当数目的优化设计变量。（2）活塞组的研究现状目前内燃机活塞组的传热研究分为稳态传热和瞬态传热两种方法。无论采用哪种方法，活塞组件间边界条件的确定都是其研究的关键。早期的研究中，大多采用单件模型的有限元分析，活塞组传热的研究多以稳态传热方法为主。这些方法仅仅通过一些假设条件来解释问题，其结果不具有太大的实用价值。单件模型向耦合模型发展。单件研究方法只能以假定的燃烧室壁面平均温度为边界条件，给热平衡计算带来误差。近年来，耦合模型开始出现在国内外内燃机的课题研究中，其中对活塞组部分的研究尤为突出，国内也对耦合模型进行了尝试。物理场耦合方法是部分专家在对内燃机部件内部工作环境作深入研究时提出的2一种新方法。目前，国外大都采用CFD和FEA耦合的方法进行活塞组等内燃机部件的传热研究。李兵等分析了活塞在温度和机械载荷作用下的应力和变形。稳态传热研究转向瞬态传热研究。活塞组的热传导分析过程中，稳态传热的方法因计算简便得到了广泛应用。在计算此类边界条件时，通常采用第3类边界条件进行计算。与稳态方法相比，瞬态热传导分析具有更高的可信度，也与实际情况更为贴近。瞬态热传导问题在国外一直是内燃机研究的中心课题。（3）曲轴组的研究现状由于曲轴几何形状、边界条件和载荷极其复杂，在60年代以前很长一段时间内，人们主要用实验手段来研究曲轴的强度。主要用实验手段来研究曲轴的强度。而对曲轴的计算常用方法有两种：简支梁法和连续梁法18，因此，计算精度很低，基本上满足不了设计需要。随着计算机和计算力学的飞速发展，最近30多年来曲轴的计算方法有了极大的改善，计算精度有了较大的提高，可以相当精确地确定曲轴任一部位的应力，因此对曲轴整体的强度也可以作比较精确的评估。应力集中系数的计算。在曲轴中，轴颈与曲柄的过渡圆角处和轴颈油孔附近存在严重的应力集中现象，以往一般通过试验方法研究确定应力集中系数。但没有考虑过渡圆角处三维形状的影响，因此不能用于精确计算。有限元和边界元方法的应用，为准确地计算应力集中系数提供了可能。由于曲轴几何形状复杂，三维有限元分析比较费时，因此Guagliano等人进行了试验测试和数值分析。结果表明，具有相同载荷和边界条件的二维和三维分析所得的应力集中系数数值相近。为了在较短时间内方便精确地预测应力集中系数，Shiomi等人应用人工神经网络技术研制了一个预测应力集中系数的系统。该系统建立在由曲轴几何形状和有限元计算得到的应力集中系数组成的数据库的基础上，提出了一个适应传递函数运算法则作为神经网络的学习方法，可以利用有限的数据计算不同曲轴的应力集中系数。三维有限元分析采用的计算模型一般有三种。(1)曲拐模型。它主要考虑弯5曲载荷作用，并认为曲轴的形状和作用载荷相对于曲拐平面对称。(2)单个曲拐模型。用于分析曲轴上受载最严重的曲拐，优点在于计算规模小。但其很难正确确定主轴颈剖分面处的边界条件，剖分面距离过渡圆角很近也会影响计算精度。(3)整体曲轴模型。这是进行曲轴有限元分析最合理的模型，计算精度高，但是计算量大。边界条件的处理。在早期处理中，作用在主轴颈上的支承反力由简支梁法确定，3并设定为集中力。现在均按连续梁法计算并设作用在轴颈上的载荷为分布载荷，沿轴线方向均布或呈抛物线分布，沿圆周方向120呈余弦分布。边界元方法。边界元方法在内燃机中的应用较多，但对于曲轴这样的复杂零件，为了获得外形比较准确、疏密适当、单元畸变小的三维边界元网格，一方面划分比较困难，另一方面节点数也较多，规模较大，求解时间较长。胡圣荣等人提出了一种高精度边界元算法，其允许采用非规则非均匀网格：除应力集中较严重的局部区域采用较小单元外，其它部位尽量采用较大单元；在网格疏密之间快速过渡，允许单元有相当程度的畸变等(一般边界元方法要求网格比较规则和均匀过渡，否则计算精度难以保证)，从而有效地降低了节点数，减小了计算规模。疲劳强度计算。关于曲轴疲劳强度的计算，人们提出了各种不同的方法，目前应用较多的是根据Goodman图推导出的计算方法。近20年来，随着计算技术的不断进步和研究者们的不懈努力，内燃机曲轴连杆机构的研究取得了较大进展，尤其体现在曲轴应力的计算研究方面。然而，大都局限于单个组件的研究。由于其固有的复杂性，曲轴连杆机构的设计预测还远未完善，仍有许多问题亟待研究15。1.3设计研究的主要内容对摩托车风冷发动机运行过程中曲柄连杆机构受力分析进行深入研究，其主要的研究内容有：（1）对曲柄连杆机构进行运动学和动力学分析，分析曲柄连杆机构中各种力的作用情况，并根据这些力对曲柄连杆机构的主要零部件进行强度、刚度等方面的计算和校核，以便达到设计要求。（2）分析曲柄连杆机构中主要零部件如活塞，曲轴，连杆等的工作条件和设计要求，进行合理选材，确定出主要的结构尺寸，并进行相应的尺寸检验校核，以符合零件实际加工的要求。（3）应用Pro/E软件对曲柄连杆机构的零件分别建立实体模型，并将其分别组装成活塞组件，连杆组件，然后定义相应的连接关系，最后装配成完整的机构，并进行运动仿真分析，检测其运动干涉，获取分析结果。（4）使用AutoCAD软件，绘制零件图，装配图。42发动机结构参数与热力学计算2.1发动机结构形式本文所设计的是四冲程的摩托车风冷发动机，排量,由于排量不是很mLVs125大，本文设计单缸的汽油机，选取缸数。选用风冷的冷却方式1i2.2发动机主要结构参数计算参考杨连生版内燃机设计第十九页知：S/D的取值范围在0.81.2之间，取S/D=0.9。根据内燃机学的基本公式：（2.1）42SDV将代入得：9.0/mLs12543解得：D=56mmS=50mm因此缸径D=56mm，活塞行程为S=50mm，属于短行程发动机。：压缩比，即汽缸总容积与燃烧室容积之比，其中。目前，aVcVcsaV国内汽油机的常在612之间，选定。则,0.8mLa143c18：曲轴半径rmSr250：连杆长度，在之间，ll314mrl0752选取连杆长度：=94mm，则26.09lr因为，取，由公式：smV/18sVm/1n曲轴转速：min/840530-rSn曲轴角速度sad/2.791.5：由于平均有效压力在之间，取，得到发ePMPaame2.18.0MPame9.0动机的有效功率为：（2.2）KWinVPsme875.4305.9302.3热力学计算2.3.1作出P-V图（1）压缩行程压缩行程起始点的压力值Pa通常在（0.80.9）Po之间，选定压缩始点的压强为Pa=0.08MPa。把压缩过程简化为绝热过程，此过程的绝热指数一般在1.281.35之间，选定=1.30。由热力学知识可知：1n112nnV初始状态下=0.08MPa，=143mL，在143mL18mL之间取十七个点，求取aa这些点的压力值，并作出P-V图，如图2.1所示。1iP由计算所得的数据可知压缩终了时的压力=0.636MPa。可燃混合气在气缸中CP到达压缩终点后，将会进行等容加热。加热终点的压力由压力升高比确定。其Z中压力升高比的公式为，一般情况下在79之间，本文选取=7.则加热Pcz终点的压力为：ZPMPapCZ.463.057图2.1理论P-V6（2）膨胀过程与压缩过程对应，膨胀过程也可简化为绝热过程：。由上面的计221nnVP算知道，在膨胀的始点压力为P=4.77MPa，V=18mL,同样在18mL143mL之间取17个点，求取压力值。此时，一般在膨胀过程中绝热指数在1.131.41之间，选取2iP=1.36。利用数据作出图2.3.2。2n图2.2修正P-V（3）P-V图的圆整处理在发动机中为了使其动力性和经济型达到最优，采取了点火提前、排气提前，从内燃机学可知，点火提前角常使用的范围在之间，经调整后取302，此时V=27.035mL,P=0.4540MPa。考虑实际过程与理论过程的差异，在实28际过程中，最大爆发压力点不在上止点处，而是在上止点之后，这样才能达152到充分利用燃料燃烧的能量。在此选取实际过程中的最大爆发压力点发生在上止点之后13,此时实际的最大爆发压力为：=4.77=3.18MPa。maxP32排气提前角常使用的范围是:取=50。此时V=101.5283mL80P=0.8457MPa。由于存在点火提前角、排气提前角，是得P-V图不在按理论示功图2.3.2变化，经过上述数据处理，作出相应的实际P-V图，如图2.3.2所示：（4）指示功和平均有效压力的求解，上图即为经过圆整处理后的P-V图，由于图2.3.2上曲线所包围的面积即表示工7质完成一个工作循环所做的指示功，所以通过输出图中的P-V图所包围的格子数就可以求解出该示功图下指示功的大小。iW=3260.14=130.4JiW所以发动机的平均指示压力为：MPaVPsimi04.1253因，而机械效率的取值范围是0.800.90，选取=0.85。则iemm=0.884MPa，在设计范围之内，能达到设计要求。meP此时实际的发动机有效功率为：（2.3）KWinVPsme735.4308125.8.3083活塞组设计活塞组零件工作情况的共同特点是工作温度高，并在很高的机械负荷下高速滑动，同时润滑不良，这决定了它们遭受强烈的磨损，并且可能产生滑动表面的拉毛、烧伤等故障。活塞顶吸收的热量约占燃料总发热量的2%4%。经活塞环传给气缸壁的热量占70%80%，经活塞本身传给气缸壁的热量占10%20%，而传给曲轴箱空气和机油的仅占10%左右，铝合金活塞的温度应保证某些部位不超过下列数值：活塞顶：3150C；第一环槽：1802200C；活塞顶内表面：2500C；活塞销座：1800C。因此对活塞组的设计提出了如下的要求：1）选用3004000C温度下仍有足够机械强度、耐磨、比重小、热膨胀系数小、导热性好、具有良好减摩性和工艺性的材料。2）设计合理的形状和壁厚，尽量减轻重量，缓和应力集中，使散热良好，强度、刚度符合要求，并有控制裙部膨胀的措施。3）在不增加活塞组摩擦损失的条件下，保证燃烧室气密性好，窜气、窜油量不超过规定要求，且能保证滑动面上有足够的润滑油。4）设计合理的活塞裙部型线和配缸间隙，使在各种工矿下都能保持活塞与气缸的最佳配合，减轻活塞敲击和缸套振动引起穴蚀的倾向。3.1活塞设计活塞的基本结构可以分成四部分：顶部、头部、裙部和销座。四冲程摩托车发动机的活塞顶多用平顶。依靠设计和制造技术，现代内燃机普遍采用三环短活塞。3.1.1活塞材料的选择目前国内活塞材料应用较多的是共晶铝硅合金和过共晶铝硅合金，本文选取共晶铝硅合金作为本次设计的活塞材料，其密度为。3cm/g7.293.1.2活塞结构尺寸设计图3.1活塞剖面图1活塞总高H的确定活塞的总高度H决定了活塞的质量以及往复运动的惯性力，影响活塞裙部的承压面积。H的总的设计原则是尽可能设计得小些，这样可减少往复运动质量并降低发动机高度。由杨连生版内燃机设计知道:四冲程汽油机活塞总高H=（0.91.1）D=50.460.6mm，取H=52mm2活塞压缩高度H1的确定活塞压缩高度H1是由火岸高度h1、环带高度h2和上裙尺寸h3三部分组成的，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。压缩高度H1决定活塞销的位置。H1由火力岸高度h1、环带高度h2以及上郡尺寸三部分组成。在保证尽量缩短H1，四行程发动机活塞压缩高度：=25.233.6mm.初取H1=33mm。0.6D45.13火力岸高度h1的确定火力岸高度h1决定了第一道环的位置以及热负荷。由于第一环最靠近燃烧室，热负荷很高，设计时不能太小，h1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，所以h1应根据热负荷决定。根据杨连生主编的内燃机设计可知：四冲程内燃机火力岸高度h1=（0.060.08）D=3.364.48mm，取h1=4.4mm。104环带高度h2的确认环带高度h2取决于环槽总高度以及环岸总高度C。T为了减少摩擦损失，还要保证密封，目前的四冲程发动机通常采用两道气环一道油环。环的轴向高度应尽可能减小，这样可以减小摩擦损失，可以使活塞环适应气缸的不均匀磨损变形，避免表面接触应力集中，提高耐高温磨损的能力，减少往复运动质量，提高活塞环的密封性能。但太小，会使制造工艺困难。t（一）环槽高度环槽高度取决于活塞环的轴向高度、活塞槽与活塞环的侧间隙。摩托车属于小型高速内燃机，一般情况下，气环的轴向高度为23mm，油环的轴向高度为46mm。取第一和第二道气环的高度：mt21第三道油环高度：t43故环槽总高度为：tT84321（2）环岸高度环岸的高度C，应保证它在气压力造成的负荷下不会破坏。实践证明，第一环岸由于气体压力较大而工作温度又较高，其高度往往稍大于其他环岸。据统计表明：第一环岸高：，取mt53).251(1C41第二环岸高：，取C4232故环岸总高度：721综上所述，环带的高度：Th585活塞顶厚度的确认活塞顶部厚度应根据活塞顶的应力、刚度以及散热要求来决定。根据杨连生主编内燃机设计可知：（四行程机值大多数取下限）=（0.060.10）D=3.365.6mm，故取=3.6mm。6活塞环槽的设计活塞环槽设计包括环槽断面形状设计和选择活塞环与环槽的配合间隙。(1)槽底倒角11环槽底部设计圆角R=0.20.8mm。圆角尺寸既要保证圆角处不产生过大的应力集中，又要保证活塞环在环槽中有径向运动的空间，因此，取R=0.5mm。（2）环槽的侧隙环槽的侧隙过大，会加剧对环槽的冲击，加剧环槽的磨损，影响活塞的可靠性及寿命。侧隙过大还将引起发动机漏气量增加。侧隙过大，环槽内油泥将积存引起活塞环粘着烧坏。由摩托车发动机设计表4-3可知风冷发动机的第一道环的侧隙为0.04mm，第二道环和油环的侧隙取为0.03mm。（3）槽的高度和深度高度：第一道气环槽mT21第二道气环槽第三道气环槽43深度：环槽深度取2.80.5DC7活塞侧壁厚度及内部过渡圆角活塞头部要安装活塞环，侧壁必须加厚，一般取（0.050.1）D=2.85.6mm故取活塞侧壁厚度为5mm。为改善散热状况，活塞顶与侧壁之间应该采用较大的过度圆角，一般取R=（0.050.1）D=2.85.6mm，则圆角半径取为R=5mm。8活塞裙部及其侧面形状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。活塞裙与气缸直接接触并高速滑动，同时承受由于连杆摆动所产生的侧压力，起到导向的作用。活塞裙部的设计要求有：保证活塞在缸内得到良好的导向；具有足够的承压面；能形成楔形润滑油膜；与缸孔的间隙适当，既不过大引起活塞敲击噪声，也不过小造成咬缸。8.1活塞销座的设计（1）活塞销座内径等于活塞销的外径：1d1d故选取d1=15mm。6.8m40.3D.251d12（2）活塞销座外径：mdd241)6.41(2d24（3）活塞销座间距：B=(0.350.4)D=19.622.4mm取B=22mm（4）销座与侧壁的倒角r=3mm（5）活塞销座筋板加强为使活塞承受的巨大气压力通过销座传递时，尽量减少活塞的变形，以在顶部与销座间设置加强筋。两根加强筋几乎与销座径向连接，且筋的斜角等于连杆的最大摆动角。（6）活塞销的弯曲跨度越小，销的弯曲变形就越小，销座系统的工作越可靠。所以，一般设计成连杆小头与活塞销座开挡之间的间隙为，但当制造精度有m54保证时，两边共就足够了，取间隙为。m3238.2裙部横截面形状设计裙部的卡环槽等局部形状详见零件图。3.1.3活塞与气缸的配合间隙活塞各部分与气缸之间的间隙是不同的。最重要的是活塞顶部的间隙和垂直于销孔方向的裙部间隙。减少活塞顶部的间隙可以降低活塞头部及第一环的热负荷，减少裙部的间隙可以降低发动机的噪声。活塞顶部间隙：共晶铝硅合金约为0.006D，取0.4mm活塞裙部间隙：共晶铝硅合金约为0.0014D，取0.08mm于是活塞头部直径：=D0.42=560.8=55.2mmminD裙部直径：=D0.082=560.16=55.84mmax3.1.4活塞质量的估算2g63.4540261.374m1-2HDg07.210.-222-）（13g56.1287.36.45m-2123.1.5活塞三维建模采用PRO/E进行三维建模，如图3.2；图3.2活塞模型3.2活塞环设计活塞与活塞环一起防止气缸内的高压气体下窜到曲轴箱，同时把很大一部分活塞顶接收的热量传给气缸壁，起这种作用的活塞环称为气环。此外，还设置专门的油环，在活塞下行时把气缸壁上多余的机油刮回油底壳，以减少上窜机油量。一般要求通过环组的窜气量不超过总进气量的0.5%，机油消耗量不超过燃油消耗量的0.5%。活塞环分气环和油环，摩托车四冲程发动机活塞有两道气环和一道油环。3.2.1材料选择活塞环一般是由合金铸铁铸造，高强度环用球墨铸铁，经热处理以改善材料的热稳定性少数活塞环用合金钢制造，本次设计使用球墨铸铁。活塞环的工作表面通常用各种镀层或涂层，以提高其耐磨性、耐蚀性或改善磨合性。最常用的耐磨层为镀铬和喷钼。松孔镀铬不仅硬度高，耐磨耐蚀，而且储油，抗胶合，广泛用于汽油机和自然吸气柴油机。钼熔点高，喷钼层抗胶合、抗磨损性能好，能适应高温下工作。喷涂法能造成一定多孔性，也有一定储油能力。定性。少数活塞环用合金钢制造。活塞环的工作表面通常用各种镀层或涂层，以提高其耐磨性、耐蚀性或改善磨14合性。最常用的耐磨层为镀铬和喷钼。松孔镀铬不仅硬度高，耐磨耐蚀，而且储油，抗胶合，广泛用于汽油机和自然吸气柴油机。钼熔点高，喷钼层抗胶合、抗磨损性能好，能适应高温下工作。喷涂法能造成一定多孔性，也有一定储油能力。所有活塞环都要进行磷化、镀锡或氧化处理，以改善磨合性和防锈。3.2.2结构尺寸设计气环有桶面环，锥面环，梯形环，扭曲环，反扭曲环等种类，考虑到排量不大，本次选用桶面面环作为本次设计的气环类型。锥面环如图所示，斜角为20130。考虑到第一道气环承受载荷较大，温度也较高，应该取斜度小些，约201称为微锥面环。第二道环取1130。锥面环提高了表面接触力，改变了环的磨合性能。活塞上行时在汽缸壁上形成油膜，下行时挂有作用良好。锥面环工作时，气体压力将作用在环外表面上，如果锥度过大，密封作用可能破坏，发生漏气现象。锥面环不能反装，否则会向上窜机油。气环的尺寸参数主要有环的径向厚度b、轴向高度t以及环的自由状态形状和自由开口端距S0。（a）（b）图3.3（a）活塞油环模型，（b）活塞气环模型（1）轴向高度：经前面叙述，取第一和第二道气环的高度mt21第三道油环高度。mt43(2)径向厚度b：径向厚度b较大的环弯曲刚度大，对气缸表面畸变的跟随性差，但耐磨性相对较好。对合金铸铁的活塞环来说b=（1/231/25）D=2.242.35mm，综合实际情况15取：b1=b2=b3=2.3mm。(3)自由开口端：0S=（3.53.7）b=8.058.51mm，取=8mm0S（4）活塞环工作状态时外径=D=56mm1d内径=D-2b=56-2.32=51.4mm。23.2.3活塞环与环槽的装配间隙活塞环与活塞槽的侧间隙为0.003mm。3.3活塞销设计活塞销用来连接活塞和连杆，并将活塞承受的力传给连杆或相反。活塞销在高温条件下承受很大的周期性冲击负荷，且由于活塞销在销孔内摆动角度不大，难以形成润滑油膜，因此润滑条件较差。为此活塞销必须有足够的刚度、强度和耐磨性，质量尽可能小，销与销孔应该有适当的配合间隙和良好的表面质量。在一般情况下，活塞销的刚度尤为重要，如果活塞销发生弯曲变形，可能使活塞销座损坏。3.3.1材料选择活塞销的材料一般为低碳钢或低碳合金钢，如20、20Mn、15Cr、20Cr或20MnV等。外表面渗碳淬硬，再经精磨和抛光等精加工。这样既提高了表面硬度和耐磨性，又保证有较高的强度和冲击韧性。本文选用45号钢，密度。3/85.7cmg3.3.2结构尺寸设计活塞销的结构形状很简单，基本上是一个厚壁空心圆柱。其内孔形状有圆柱形、16两段截锥形和组合形，本文选择内孔为圆柱孔。外径：=（0.250.3）D=1416.8mm取=15mm1d1d内径：=（0.650.75）d1=9.7511.25mm取=10mm00销长：L=（0.700.85）D=39.247.6mm取L=42mm因此活塞销的质量为：3mgLd4.324015.3874220133.3.3活塞销的配合间隙（1）活塞销与活塞的配合（采用的配合公差）5h/6K本设计采用浮动式活塞，分组装配时，冷态间隙应控制在0.0030.008mm之间，这样装配方便。（2）与衬套的配合（采用H6/h5的配合公差）本次设计选配合间隙为0.019mm。摩擦速度较小，润滑间隙也较小，不需要大量机油进行润滑，只要能维持薄层油膜就行。3.3.4活塞销三维建模采用PRO/E进行三维建模，如图3.4图3.4活塞销3.4卡簧设计卡簧的作用是防止活塞销轴向窜动而拉伤气缸，所以卡簧与活塞销，卡簧与活17塞槽以及卡簧自由开口间隙都有一定的技术要求。3.4.1材料选择卡簧使用钢丝制作。3.4.2结构尺寸设计如右图是卡环形状的类型，卡簧自由开口间隙B应该等于卡簧周长C的三分之一。3.4.3卡簧与其接触零件的配合（1）卡簧与活塞销轴向间距间要有0.130.25mm的间距，防止活塞销与卡簧受热膨胀后将卡簧强行从卡簧槽内挤出。另外卡簧断面直径的半径r应装入卡簧槽内，另一半用来控制活塞销。（2）卡簧与卡簧槽之间要留有0.15mm的侧间隙，同样也是防止金属受热膨胀而把卡簧挤出。3.5活塞组校核3.5.1环岸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1p2p很大的弯曲和剪切应力，当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，专门的试验表明，当活塞顶上作用着最高爆发压力时，maxp，如图3.2所示。已知，则max19.0pmax2.0pMpa18.3max，。环岸是一个厚、内外圆直MP863P6.018.321c径为、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复杂，可D以将其简化为一个简单的悬臂梁进行大致的计算。已知在通常的尺寸比例下，可假定槽底（岸根）直径：D89.725.09.018环槽深：mDt05.498.05.图3.2第一环岸的受力情况于是作用在岸根的弯矩为（3.1）3max22106.)(4)(DptDpM而环岸根断面的抗弯断面系数近似等于（3.2）ccW31217.09.6所以环岸根部危险断面上的弯曲应力（3.3）21max213max)(5.47.0cDpDcpP43.)6(8.35.2M同理得剪切应力为：（3.4）a7.16458.707.01maxcDp接合成应力公式为：（3.5）Pa22M19考虑到铝合金在高温下的强度下降以及环岸根部的应力集中，铝合金的许用应力：，校核合格。MPa4033.5.2活塞销强度和刚度计算为保证活塞销和销座的可靠工作，需校核活塞销的弯曲变形，失圆变形，销座上的表面压力和活塞销的应力27.0561dD.10（1）活塞销的弯曲变形：mDfpfz024.5604.035.1067-.5837-11)(48-282423因，所以满足要求。f（2）失圆变形：mpdz01.67.012.5837.41017.48832许用失圆变形：因此满足要求。m8.56.0.（3）活塞销的横向弯曲应力：MPapz37.126.0-27.130.1685.21活塞销的纵向弯曲应力：apz82.167.02.309.1093.44220所以总弯曲应力：MPa21因，满足要求。40MPa2经以上计算可知设计的活塞销满足刚度和强度要求。214连杆设计连杆的作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。因此两头各安装一个轴承，分别连接活塞销和曲柄销。连杆主要承受从活塞传来的气体压力，活塞组及自身往复惯性力所产生的交变载荷，因此，连杆受到的是交变的压缩，拉伸，弯曲等极为复杂的载荷。这要求连杆质量尽可能的小，且必须保证连杆具有足够的疲劳强度和结构刚度。刚度不好会使连杆大头孔失圆，导致轴承严重磨损；杆身弯曲，造成活塞与气缸偏磨，导致活塞环窜气和窜机油等不良现象。4.1连杆材料的选择一般选择含碳量的优质中碳钢或碳合金钢，还可以采用低碳合金钢（如20Cr、20CrMo、20CrMo）模锻或辊锻成型，然后进行机械加工。本文设计选用45号钢，密度。3/85.7cmg4.2连杆结构尺寸设计连杆结构简单，与活塞连接部分为连杆小头，与曲柄销连接的部分为连杆大头，中间部分称为杆身。4.2.1连杆长度的确定有前面的主要计算可知的范围在之间，即lr413，选取连杆长度：=94mm。mrl1075243l4.2.2连杆小头结构尺寸确定本文设计采用浮式活塞销，连杆小头在传力过程中相对于活塞销往复摆动。为了耐磨，在销头孔内压入耐磨青铜衬套。小头外形轮廓是一个中心凸起的弧形。连杆小头为薄壁环形结构，顶端有油孔，使润滑油经小孔润滑连杆小头轴