双缸v型风冷摩托车发动机设计说明书

双缸V型风冷摩托车发动机摘要毕业设计是机械设计课程重要的综合性与实践性教学环节，通过毕业设计可综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学的知识。作为机械类工科学生，完成了此项教学环节，也就为完成本科学业及将来的毕业设计奠定了良好的基础。传统的毕业设计题目常选用通用机械的传动装置，例如以齿轮减速器为主体的机械传动装置。其主要内容包括传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；装配图和零件图设计；编写设计计算说明书。现选择以摩托车发动机传动和变速部分为主的新设计课题，设计方法采用常规手段与微机辅助相结合。该新题目较经典课题更具复杂性和体现时代气息，涉及的机构及零部件增多，所覆盖的知识面更广泛，结构设计难度加大，设计时要求学生综合考虑诸多因素，自己分析和解决问题，可以帮助学生树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识。关键词摩托车发动机，分析和解决问题，设计DOUBLECYLINDERTYPEVAIRCOOLINGMOTORCYCLEENGINEABSTRACTCURRICULUMDESIGNISIMPORTANTMECHANICALDESIGNCOURSESINTEGRATEDWITHPRACTICETEACHING,THROUGHCOURSESDESIGNEDTOMAKECOMPREHENSIVEUSEOFMECHANICALDESIGNCOURSESANDOTHERCOURSESOFTHEPREKNOWLEDGEANALYZEANDSOLVEMECHANICALDESIGNISSUESANDFURTHERSTRENGTHEN,DEEPENANDBROADENTHEKNOWLEDGELEARNEDASAMECHANICALENGINEERINGSTUDENTS,COMPLETEDTHETEACHINGASPECTOFITFORTHECOMPLETIONOFUNDERGRADUATESTUDIESANDGRADUATEDFROMTHEDESIGNOFTHEFUTURELAIDAGOODFOUNDATIONTHETRADITIONALCURRICULUMDESIGNOFTENCHOOSETOPICSOFGENERALMACHINERYDRIVES,SUCHASGEARREDUCERFORTHEMAINMECHANICALGEARITSMAINCONTENTSINCLUDETRANSMISSIONOFTHEOVERALLDESIGNTRANSMISSIONPARTS,AXLE,BEARINGS,COUPLINGS,SUCHASCOMPUTINGANDTHEDESIGNOFCHOICEASSEMBLYANDPARTSMAPDESIGNDESIGNCALCULATIONSPREPAREDSTATEMENTNOWCHOOSETOMOTORCYCLEENGINEANDTRANSMISSIONSPEEDOFTHEMAINTOPICSOFTHENEWDESIGN,USINGCONVENTIONALDESIGNMETHODSANDMEANSOFCOMBININGCOMPUTERASSISTEDTHENEWTITLEISMORECOMPLEXTHANTHECLASSICISSUESOFTHETIMESANDTHEATMOSPHERE,THEBODIESANDPARTSINCREASEDBYMOREEXTENSIVECOVERAGEOFKNOWLEDGE,DIFFICULTTODESIGNTHESTRUCTURE,DESIGNEDFORSTUDENTSCONSIDEREDMANYFACTORS,ANALYZEANDSOLVETHEIROWNPROBLEMS,CANHELPSTUDENTSTOESTABLISHTHECORRECTDESIGNIDEAS,STRENGTHENTHEIRSENSEOFINNOVATIONANDTHESENSEOFCOMPETITIONKEYWORDSMOTORCYCLEENGINE,ANALYSISANDPROBLEMSOLVINGDESIGN目录前言1第1章发动机工作原理211发动机性能术语与参数212四冲程汽油发动机的工作原理4第2章发动机机体721气缸直径722气缸工作容积、燃烧室容积和气缸总容积723压缩比824气缸工作内压力、气缸总推力825气缸盖926燃烧室10第3章曲柄连杆机构的受力分析与平衡1231曲柄连杆比1232曲柄连杆机构运动学12第4章活塞运动分析1441活塞位移1442活塞速度分析14421活塞的最大速度15422活塞平均速度1643活塞的加速度17431活塞加速度的极值1744热力强度18第5章活塞组1951活塞19511活塞的压缩高度19512火力岸高度20513环带高度20514环岸的强度校核2052气环22521气环的工作状态23522气环的类型23523活塞环的高度24524自由端距24525径向厚度2453油环25531普通油环26532组合式油环2654活塞销27541活塞销的刚度28第6章连杆、曲轴组3061连杆30611连杆承受的载荷30612连杆小头的安全系数31613连杆大头的强度验算3362曲轴销的设计3463曲轴34631组合式曲轴35结论39谢辞41参考文献42前言毕业设计是机械设计课程重要的综合性与实践性教学环节，是一门独立的考查课程。通过毕业设计可综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学的知识。作为机械类工科学生，完成了此项教学环节，也就为完成本科学业及将来的毕业设计奠定了良好的基础。传统的毕业设计题目常选用通用机械的传动装置，例如以齿轮减速器为主体的机械传动装置。其主要内容包括传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；装配图和零件图设计；编写设计计算说明书。近几年来，通过与兄弟院校的交流与探讨，经过反复论证和可行性分析，结合本地区特点，选择以摩托车发动机传动和变速部分为主的新设计课题，设计方法采用常规手段与微机辅助相结合。题目和教学方法的改革有如下一些特点1新题目较经典课题更具复杂性和体现时代气息，涉及的机构及零部件增多，所覆盖的知识面更广泛，结构设计难度加大，设计时要求学生综合考虑诸多因素，自己分析和解决问题，可以帮助学生树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识。2熟悉掌握机械设计的一般规律，提高分析问题和解决问题的能力。同时通过计算、给图，进一步熟悉和运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计基本技能的训练，为毕业设计打下良好的基础。3设计过程能理论联系实际，学生们对新颖实用的内容更感兴趣，可充分调动学生的积极性和主观能动性。第1章发动机工作原理11发动机性能术语与参数1汽缸汽缸内孔直径简称缸径用符号D表示，单位为2上止点、下止点1止点活塞在汽缸内作往复运动的两个极限位置，称为止点。2上止点活塞离曲轴旋转中心的最远位置3下止点活塞离曲轴旋转中心的最近位置3冲程上止点和下止点间的距离简称冲程用符号S表示，单位为MM。S2R式中R曲柄半径即由曲轴旋转中心至曲柄销中心的距离。4汽缸工作容积活塞在汽缸内由上止点移动至下止点所扫过的空间容积，称为汽缸工作容积，VH表示，单位为ML。23104HVDSML若为多缸发动机，则汽缸工作容积为各缸工作容积之和，用符号VH表示，单位为ML。VHIVH式中I汽缸数。5燃烧室容积活塞位于上止点时，活塞上方由活塞、汽缸盖所围成的空间容积，称为燃烧室容积。用符号VC表示，单位为ML。6气缸容积活塞位于下止点时活塞上方的全部空间容积，称为汽缸总容积。用符号VN表示，单位为ML。VAVHVC7压缩比汽缸总容积与燃烧室容积的比值，称为压缩比。用符导表示。/1/ACHCVV8工作循环发动机在连续运转、对外输出功率时，要不断重复地进扫气、压缩、燃烧膨胀、排气，这一工作过程称为工作循环。9发动机功率发动机运转时，曲轴实际对外输出的功率，称为发动机功率，也称为有效功率。用符号PE表示，单位为KW。；950EMNPKW式中PE发动机曲轴输出扔矩，NM。N发动机曲轴相应转速，RMIN发动机铭牌上标明的功率值，称为标定功率。10有效燃油消耗率俗称比油耗发动机单位有效功在1小时内的耗油量称为有效燃油消耗率。用符号GE表示,单位为GKWH。3610/EBGGGKWHP式中GB单位时间的耗油量，GS。11升功率发动机在标定工况下，每升汽缸工作容积所发出的有效功率，称为升功率。用符号NL表示，单位为KWL。升功率是评定发动机动力性能与强化程度的重要指标。/ECHPNKWLIV式中标定功率，KW。EP发动机油门或节气门保持一定开度，其扔矩、功率随转速变化而变化的曲线称为速度特性曲线。油门或节气门全开时的速度特性曲线，称为外特性曲线曲线1，曲线2、3为油门或节气门部分开度时的速度特性曲线。12四冲程汽油发动机的工作原理在阐述四冲程汽油发动机的工作原理之前，先来介绍什么叫活塞的上止点、下止点和活塞冲程活塞在汽缸内作往复运动的两个极限位置，称为止点。活塞运动到离曲轴旋转中心最远时的位置称为上止点，如图11（A）所示；活塞运动到离曲轴旋转中心最近时的位置成为下止点，如图11（B）所示。上止点和下止点之间的距离，称为活塞冲程，以S表示。曲轴转一周，活塞要走两个冲程。四冲程汽油发动机的工作原理是曲轴旋转两周，活塞往复移动两次，完成进气、压缩、燃烧、排气四个工作过程，如图11所示。（A）活塞上止点（B）活塞下止点（1）进气冲程进气冲程开始时，活塞在上止点，燃烧室内充满了前一工作循环所残留的废气。当活塞由上止点向下止点移动时，燃烧室的容积变大，形成真空度，同时通过齿轮带动凸轮旋转，使凸轮的凸起部分顶开进气门。燃油通过化油器与空气混合形成可燃混合气进入气缸【图12（A）】。（2）压缩冲程活塞自下止点向上止点移动【图12（B）】，此时凸轮的凸起部分已经转了过去，进气门关闭。由于凸轮只转过1/4周，所以排气门仍关闭着。随着活塞向上移动，燃烧室容积减少，可燃混合气被压缩。当活塞到达上止点时，燃烧室中的可燃混合气压力为0609MPA，温度升到300左右，压缩冲程完成。（3）燃烧冲程在压缩冲程接近上止点时【图12（C）】，燃烧室中的可燃混合气被火花塞发生的电火花点燃，可燃混合气迅速爆发燃烧，气体压力急剧升高，达到3045MPA,温度高达2000左右。活塞受到高压气体的推动，由上止点向下止点运动，通过连杆带动曲轴旋转做功。此时，进、排气门均关闭。（4）排气冲程由于飞轮的惯性，使曲轴连续转动，带动活塞由下止点向上止点移动【图12（D）】。这时，凸轮顶开排气门，废气通过排气门排出，直到活塞运动到上止点为止，完成了一个工作循环。发动机的运转，首先需要有外力将曲轴转动，以便进行进气和压缩。当可燃混合气爆发燃烧推动活塞做功后，由于曲轴和飞轮的惯性，其他两个冲程才得以继续进行。图11上止点和下止点（A）进气冲程；（B）压缩冲程；（C）燃烧冲程；（D）排气冲程图12四行程汽油机发动机的工作原理第2章发动机机体21气缸直径气缸直径是指气缸内径，与活塞相配合，是发动机的重要参数，许多主要的尺寸如曲柄销直径、气门直径、活塞结构参数等，都要根据气缸直径来选取。参数设计气缸直径已标准化，其直径值按一个优先系列合一个常用系列来选取。因此根据有关资料可确定气缸的直径为D54MM22气缸工作容积、燃烧室容积和气缸总容积上止点和下止点之间的气缸容积，称为气缸工作容积（也称为总排量）（图21）。气缸工作容积与气缸直径的平方、活塞冲程的大小成正比。气缸直径越大、工作容积越大、发动机的功率也就相应地增大。气缸工作容积的计算公式为NSDVN42式中气缸工作容积MLVND气缸直径（MM）S活塞行程（MM）N气缸数目。参数设计因设计要求的是双缸发动机的排气量VN为250ML，那么其活塞行程为S54MM同时活塞行程S2R；R为曲轴半径那么R27MM23压缩（A）燃烧室容积（B）工作室容积图21气缸燃烧室容积和工作室容积气缸总容积与燃烧室容积的比值，称为压缩比。压缩比表示活塞由下止点到上止点时，可燃混合气在气缸内被压缩多少倍。此处压缩比61。24气缸工作内压力、气缸总推力气缸工作内压力是一个变量，随作功行程的开始，数值急剧下降。高质量的气缸在跳火燃烧的瞬间，内压力可达35MPA。气缸总推力是指一个周期内气缸对外实际作功量。其计算式为PDSF24式中F气功总推力（N）气缸效率；一般30气缸工作内压力（MPA）；PSD气缸直径（MM）。25气缸盖气功盖用螺柱与气缸体曲轴箱或气缸体固连在一起。为了增加密封性，气缸体和气缸盖之间加有气缸衬垫。气缸盖的作用主要是封闭气缸上部，并与活塞顶部和气缸壁共同形成燃烧室。燃烧室有很多种形式，不同形式的燃烧室气功盖的结构又有所不同。四行程顶置气门发动机的气缸盖上有进、排气门座及气门导管，并设有进气道和排气道，装有进、排气管等。对气缸盖螺栓连接静强度计算D43Q12CA对螺栓的疲劳强度进行精确校核SMINKSA1TCCA12MAXD4Q12PMINMINAX式中螺栓材料的对称循环拉压疲劳极限。1TC试件的材料特性，即循环应力中平均应力的折算系数，对于合金钢为0203拉压疲劳强度综合影响系数K安全系数S参数设计由于有密封性，1518F，此处可取1F6F1则308N26Q1材料可选109级的合金钢，查表得，AB0MPAS90P静载荷时，S15,所以S651/9S/A2CAD41则M826043变载荷时对于合金钢螺栓，50F1AS取1S0ASMP45010MIN2AX483D查表得，。取ATCMP240125K3051482DSC则,即，所以6D6850DMD7可取D85MM26燃烧室燃烧室的种类较多，有锲形、盆形、菱形、半球形等燃烧室。半球形燃烧室结构呈半球形，比起锲形、盆形燃烧室更为紧凑，面容比最小。因进、排气门分别置于气缸轴线的两侧，故其配气机构比较复杂。但有利于促进燃料的完全燃烧和减少排气中的有害成分，对提高经济性和排气净化有利。有关计算结果表21名称尺寸或数值单位气缸直径D54MM活塞行程S54MM燃烧室体积VC21ML曲轴半径R27MM气功工作内压力F4358KN气缸的材料质灰铸铁第3章曲柄连杆机构的受力分析与平衡31曲柄连杆比曲柄连杆臂时指曲柄半径与连杆长度之比，简称为连杆比，用表示。由下式定义LR式中曲柄半径，即曲柄销中心到曲轴中心之间的距离；R连杆长度，即连杆大小头轴线之间的距离。L连杆比不仅影响曲柄连杆机构的运动特性，而且影响发动机的外形尺寸。值越大，连杆越矩，发动机的总高度（立式发动机）或总宽度（卧式发动机）越小。对于V形发动机，其总高度和总宽度都会减少。连杆过矩时易导致活塞在运动过程中与曲柄相碰。因此一般情况下现代摩托车发动机的连杆比，尽可能地采用矩连杆。315参数设计取为一定值；那么连杆长度LR/100MM32曲柄连杆机构运动学曲柄连杆机构运动学是研究曲柄连杆机构各主要零件的运动规律，分析其作用力和力矩及发动机的平衡和曲轴的扭转振动的一门科学。在计算时，曲轴的转动可以近似看成等速转动，这是因为高速发动机在稳定工况下工作时，由于扭转的不均匀性而引起的曲轴旋转角速度的变化不大。曲轴的角速度可以写为30NSRAD式中N曲轴转速，。MIR曲柄销中心的切向速度和向心加速度分别为VTNTRSAN2式中R曲轴半径，M。在讨论连杆、活塞的运动规律时，不用时间T表达，而是用曲轴转角，并且规定将活塞处于上止点位置所对应的曲轴位置作为曲轴转角的起点（即0），因而，活塞的速度、加速度的方向朝着曲轴中心线方向为正，背离曲轴中心线方向为负。参数设计曲柄的角速度SRADN7853014曲柄销中心的切向速度和向心加速度分别为VTNT/M62925R3AN3S2第4章活塞运动分析41活塞位移对于活塞中心线过曲轴中心线的曲柄连杆机构。活塞的行程S2R，活塞的位移COSLRLX最大位移量MM51MAXINSI221CO由牛顿二项式，可将展开，则N2643SSIII64在实际计算中取前两项已足够精确。则活塞的位移可写成21COS21COSXININ2RLRL（图41活塞位移与曲轴转角的关系图42活塞速度曲线位移X随和的变化关系可以用图像表示（图42）由图像和公式都可以看出曲轴转角从0和90时活塞的位移值，比从90和180时活塞的位移值大，而且值越大，其差值也越大。42活塞速度分析活塞速度的精确数值为COS2INIRDTAXTV对活塞的速度也可以进行近似计算，其近似值由对位移的近似计算式微分得到41VRRV21SIN2SI2SINI因此，活塞速度是两个速度分量之和，可以看成是由和两个简谐部分组成。其图像如图41所示。421活塞的最大速度当90时VR，此时活塞速度等于曲柄销中心的圆周速度。但这并不是活塞的最大速度。活塞在最大速度时的曲柄转角可以用对微分MAXV求极值的方式求得01COS2COS2RRD即012COS解此方程得4222MAX8144CS因为时不合理的，所以方程的315812AXO合理根只能取432MAX4CSF44812MAX4RCOS由式可以看出活塞在最大速度式的小于90或大于270。即活塞的MAX最大速度出现在偏向上止点一侧。不同的值其最大速度时的值也不同，值越大活塞速度的最大值也越大，相应的曲轴转角也偏向上止点一侧。MAX422活塞平均速度曲柄旋转一周时活塞的速度不断发生变化，时快时慢，时正时负。0180时V为正值；180360时V为负值；0、180、360时V0；90、270时VR。活塞的平均速度30SNCT2M式中S活塞行程；N发动机转速；T曲轴转动一周所需的时间。活塞的平均速度虽然只能粗略地估计活塞运动的快慢，但它是表征发动机性能指标的重要参数。它从一个方面反映乐发动机的强化程度，同时也在一定程度上放映乐活塞和气功之间相互摩擦的强烈程度。随着活塞平均速度的提高，活塞和气功磨损加剧。参数设计活塞平均速度SSNCMM5123075243活塞的加速度图43活塞加速度曲线活塞加速度的精确值由下式求出45COSS32224INCOSINRDADTAVJ活塞加速度的近似值由下式求出462COS2JRWR2因此活塞加速度也可以看作是两个简谐运动之和，如图43所示。431活塞加速度的极值活塞加速度的极值是指活塞的最大正加速度和最大负加速度，由下式求得02SINI2MAXRJDCO41SN或0I若，0或180相应的加速度为或4712RJMXA12RJMXA若则，相应的加速度为0COS414RCOS“81121222“MAX42RJ参数设计活塞最大正加速度81RJ2MAX10753248S042344热力强度材料受热时会产生变形，如果变形受到限制就会在材料中产生热应力。在热负载的反复作用下，热应力会使材料受到疲劳破坏。比如一旦发动机气缸盖的温度分布不均匀将产生很大的热应力，就容易导致其产生裂纹。各种材料在受热变形受到限制时产生的热应力大小可用热应力特性（）表示，其中材料的热膨胀系数，E为弹性模量，为导热系数。为了E比较材料的热力强度，用材料的拉伸强度与（）相比得到热力强度系数。BE热应力特性（）愈小，热应力愈小，热力强度系数愈大，热力强度愈大。由此可见材料的导热性愈好，膨胀系数愈小，高温疲劳强度愈搞有关计算结果表41名称尺寸或数值单位连杆长度L100MM曲柄的角速度785RAD/S曲柄销中心的切向速度VT19625M/S曲柄销中心的切向加速度AN15406103M/S2活塞最大位移量XMAX54MM活塞平均速度125M/S活塞最大正加速度11554103M/S2连杆材料45号钢。第5章活塞组51活塞活塞一般呈圆柱形。活塞与气缸为间隙配合，作往复运动，其主要作用是承受气缸中的气体压力所造成的作用力，并将这些力通过活塞销传给连杆，以推动曲轴旋转；活塞顶部还与气缸壁、气缸盖共同组成燃烧室。由于活塞顶部直接与高温高压燃气接触，燃气的最高温度可达2500K，因此活塞的温度很高，顶部中心的温度可达600700K。高温一方面使活塞材料的机械强度显著下降（在600K温度下约下降50）,另一方面还会使活塞的热膨胀量增大，影响活塞与相关零件的配合。活塞顶部在作功行程时承受这燃气带冲击性的压力。对于汽油机活塞，瞬时最大压力值高达35MPA。对于柴油机瞬时最大压力值可达69MPA,采用增压时则更高。高压导致活塞的侧压力大，引起活塞变形，加速或活塞外表面的磨损。活塞在气功中作高速往复运动，其承受的气压力和惯性力呈周期性变化，因此活塞的不同部位分别受到交变的拉伸、压缩或弯曲载荷；并且由于活塞的温度各部位极不均匀，使活塞的内部产生一定的热应力。所以要求活塞的质量尽可能小，热膨胀导热性能好和耐磨。目前广泛采用的活塞材料使共晶硅铝合金。511活塞的压缩高度活塞顶面至活塞销中心之间的距离称为活塞的压缩高度，如图51中的H1。现代摩托车发动机活塞的压缩高度希望取较小的值，以减少活塞的尺寸和重量。要减少活塞的压缩高度应从两方面入手；一要降低火力的高度；二要减少活塞环的数量和厚度。一般情况下，四行程发动机活塞的压缩高度取H1045057D。512火力岸高度第一道活塞环槽的上边至活塞顶面的距离称为活塞的火力岸高度，如图51中的H4。图51活塞结构尺寸示意图减少H4会增强第一道环的导热能力，从而可以降低活塞顶部的温度，防止爆燃。一般来说，火力岸高度的大少要根据试验后确定。513环带高度第一道环的上边至最后一道环下边之间的距离称为环带高度，如图51中的H3。减少环带高度也就减少了活塞的压缩高度，从而减少了活塞的惯性力和摩擦损失，这对提高发动机的功率和使用寿命很有好处。减少环带高度必须减少活塞环数或减少活塞环的厚度及环岸高度B。现代四行程发动机一般采用二道气环和一道油环。气环的厚度一般为0815MM。环岸要求有足够的强度，使其在最大气压下不致被损坏。第一道环的环岸高度B1一般为1525C（C指环槽高度），第二道环的环岸高度B2为12C。514环岸的强度校核在爆发压力作用下，第一道气环紧压在第一环岸上。第一环岸的受力情况如图52所示，在P1、P2合力的作用下，环根产生很大的弯曲和剪切应力，挡这些应力超过材料的强度极限时，环岸就会产生断裂。由试验可知；当P109PMAX，P202PMAX时，可以把环岸看成一个厚度为B、内外圆直径为D和D的圆环形板，并沿内圆柱面固定。然后把环岸看成简单的悬臂梁进行估算。PMAX为最大爆发压力。设D09D,作用在环岸根的应力为图52第一环岸的受力情况（51）DPTP3MAX221064式中活塞环槽深。T环岸根部危险断面的抗弯断面系数的近似值为（52）470961B212D环岸根部危险断面上的弯曲应力为（53）P12MAX213MAX5环岸根部危险断面的剪切应力为（54）B1MAX370合应力2考虑倒铝合金活塞在高温下的强度下降及岸根的应力集中，其许应力取N2109参数计算环岸根部危险断面上的弯曲应力为BDPBD10547062MAX213MAXMN650223814环岸根部危险断面的剪切应力为1MAX32624合应力2538229符合要求。有关活塞的尺寸设计结果表51名称数值单位压缩高度取H134MM环带高度H398MM火力岸高度H445MM总高度55MM壁厚4MM内圆直径D48MM外圆直径D54MM第一道环的环岸高度B15MM第二道环的环岸高度B22MM第一道环槽高度C12MM第二道环槽高度C22MM第三道环槽高度C33MM活塞的材料高硅铝合金52气环气环安装在气缸头部的活塞环槽中。其作用使保证活塞与气缸壁之间的密封，防止气缸中的高温高压燃气大量漏入曲轴箱；另外，活塞顶部的热量大部分右气环传给气缸壁，再由冷却水或空气带走。在气环所起的密封和导热两大作用中，主要是密封作用。因为密封好，说明气环与气缸壁贴河紧密，导热自然会好。如果气环的密封性不好，高温燃气将直接从气环与气缸壁之间的缝隙中漏入曲轴箱，活塞环直接与漏出的高温高压燃气接触。此时不但由于气环与气缸壁结合不严不能很好地导热，相反使气环地吸热量增加，最后必将导致活塞河活塞环被烧坏。活塞环地厚度在保证强度河可靠性地情况下越薄越好，薄的活塞环有利于减少活塞的压缩高度，有利于减轻活塞重量；降低活塞环于气缸之间的摩擦损失；遏制活塞环的振动。目前广泛采用的活塞环材料使合金铸铁（在优质灰铸铁中加入铜、铬、钼等合金元素）。随着发动机的强化，活塞环特别使第一环，承受着很大的冲击载荷河热负荷，因此要求活塞材料除了耐热、耐磨以外，还应有高的强度和冲击韧性。为了提高活塞环的耐磨性，第一道环的工作表面常常镀有多孔性铬。多孔性铬层强度高，并能储存少量机油，可以提高润滑性能。这种环的工作寿命比普通环高23倍。其余气环一般镀锡，以改善其磨合性。此处还可以用喷钼来提高活塞环的耐磨性。521气环的工作状态活塞环装入后与活塞环槽的上端面或下端面之间留有一定的间隙，这个间隙称为活塞环的边隙；活塞环与活塞环的底部也留有一定的间隙，称为背隙，以防止活塞环受热膨胀而卡死在活塞环槽中。第一道的边隙一般为00201MM，第二道环的边隙一般为002008MM。活塞环随活塞在气缸中作往复运动时，活塞环在活塞槽中的位置并不是固定的。在进气行程中活塞环向下移动，由于气环与气缸壁之间的摩擦阻力及活塞环本身的运动惯性，活塞环与活塞槽的上端面接触；在压缩行程和排气行程中活塞和活塞环（指第一道环）有高温高压燃气推动向下移动，使之和压缩行程一样，活塞环与活塞环槽的下端面接触。522气环的类型气环的类型比较多，有矩形断面气环、扭曲环、锥面环、梯形环、桶面环、L形环、组合式气环。523活塞环的高度活塞环的高度即活塞环的轴向尺寸。活塞环的高度B增大，环的导热性能提高，但也会增大环的质量，是惯性力增大，从而，一方面是环撞击活塞环槽的力加大核摩擦面加大；另一方面导致活塞环处在悬浮状态的时间延长（相对曲轴转角），造成漏气量增加。因此，活塞环高度有减少的趋势。国内摩托车气环的高度一般为B125MM524自由端距自由端距是指活塞环在自由状态时活塞环开口两端头之间的距离，用S。表示。根据前述，可知S。与径向压力P。、环的径向厚度T、材料的弹性模数E有关。当材料选定以后，材料的弹性模数E就定下来了，只要适当选择T核S。就可以。S。增大，P。增加，其应力也增加。若S。减少，P。也减少，最大工作应力减少，但套装应力会增大，因此S。只能在较少的范围内变动。对MAXMAX于灰铸铁活塞环一般S/D1314（D为气缸直径）；对于钢活塞环一般为S/D79。525径向厚度径向厚度（用T表示）影响径向压力P。的大小，在B、E确定以后，影响弹力的因素有S。和T，即环的弹力可用S。和T来调整。增加T值可减少环在环槽中的撞击，并改善环的导热作用，但T值增大，活塞环槽的槽深加大，是活塞头部的壁厚增大，质量加大，并增加了安装难度。526开口间隙活塞环进气缸以后，在冷态下应留有一定的开口间隙，以便在正常工作状态下两端头互部相碰。环的温度是变化的，故在日本工业标准（JID），德国标准（DIN）和美国汽车工业标准（SAE）中，均规定在100C的温度下来测量活塞环的开口间隙，其规定值如下表所示。D有关活塞环的尺寸设计结构表52名称数值单位环的高度B135MM自由端距S。54MM径向厚度T13MM开口间隙024MM活塞环的材料60SI2CRA，其硬度为HRC455553油环四行程汽油机的润滑油存放在曲轴箱中，通过飞涨润滑气缸壁。由于大量的润滑油不均匀地飞到气缸壁上，光靠气环还不能气使缸壁铺上一层均匀的油膜，同时刮下气缸壁上多余的机油，防止机油窜入燃烧室，所以四行程发动机至少设有一道油环。油环安装在气环的下方，其作用是在气缸壁上铺涂一层均匀的机油膜，润滑气缸壁以减少活塞，活塞环与气缸壁的磨损和摩擦力；刮除气缸壁上多余的机油，防止机油窜入气缸内燃烧，形成积炭。此外，油环可以起封气的辅助作用。油环分普通油环和组合油环两大类。531普通油环普通油环的材料一般是合金铸铁。其外圆面的中间切有一道凹槽，把油环分为上唇和下唇，在凹槽的底部加工有若干铬排油小孔或狭缝。普通油环根据上下唇的倒角分布和大小有五种型式（图53）；异向外倒角环的上下唇的外侧都有倒角，上唇的刮油能力较下唇强；同向上倒角环的上下唇的上侧都有倒角，上下唇的刮油能力都较强；异向内倒角环的上唇的下侧给上唇的上侧都有倒角，上唇的刮油能力较差；双鼻式环的上下唇的下侧都制有刮油槽，上下唇都有很强的刮油能力；单鼻图53普通油环的断面形状A）外倒角环B）同向倒角环C）内倒角D）双鼻式环E）单鼻式环图54活塞环的刮油作用A）活塞下行B）活塞上行式环下唇的下侧制有刮油槽，下唇有很强的刮油能力。油环的上唇上端面外缘一般都有倒角，使油环在向上运动时能形成油楔，以减少摩擦和磨损。下唇的下端面除异向外倒角之外一般部倒角，或倒有很少的倒角，这样可以增将向下刮油的能力。油环的刮油作用如图54所示。活塞向上向下运动时都可以铺油和刮下多余的机油，刮下的油从排油小孔或狭缝中流入曲轴箱。532组合式油环组合式油环如图55所示，由三个刮油钢片，一个径向衬环及一个轴向衬环组成。轴向衬环2夹在第二、三刮油片之间。径向衬环3将三个刮油片紧压在气缸壁上。这种油环的有点是刮油片很薄，对气缸壁的比压大，因而刮油作用强；三个刮油片各自轴立，故对气缸的适应性较好，易于磨合；质量小，因而产生的惯性力小；回油通路大，更易于刮油和铺油。因此组合油环在高速发动机上应用较广。缺点是零件多，三个刮油片又必须镀铬，否则滑动性不好，因此组合环的制造成本高。54活塞销活塞销的作用是连接活塞与连杆小头，将活塞承受的气压了传给连杆。活塞销在高温下承受很大的周期性的冲击载荷，润滑条件又较差，因而要求活塞销有足够的刚度合强度，表面耐磨，质量小。图55组合环1刮油环2轴向衬环3径向衬环活塞销一般用低碳钢或低碳合金钢（如20CR）制造，经表面参碳淬火处理，以提高表面硬度，使中心具有一定的冲击韧性。表面需进行精磨和抛光。活塞销是一个空心的圆柱体，其内孔形状有圆柱形、两端截锥形以及两端截锥与中间一段圆柱形的组合形等。圆柱形孔容易加工，但为了保证一定的刚度，中间的孔不能过大，因而其质量较大。两端锥孔形的活塞销的质量较小，有接近等强度梁的要求（活塞销所承受的弯矩在中部最大），但孔的加工校复杂。组合式结构则介于二者之间。活塞销与活塞销座的配合为滑动配合，以便发动机在运转过程中活塞销可以在活塞销座孔中缓缓转动，以使活塞销各部分的磨损比较均匀，但间隙也不能过大，一般为001002MM。活塞销装入销座孔中后两端用卡环限位。活塞销与连杆小头的连接，采用滚针轴承和轴套。541活塞销的刚度活塞与活塞销在受到气压力之后都会变形，由于两者变形的不协调，使销与活塞销座的接触很不均匀，销孔内绷上缘出现尖峰负荷PMAX和相应的应力集中，如图56所示。如果活塞销的刚度不好，销座又较硬实，往往会在A处产生断裂。在计算活塞销的刚度时，为简化计算，可作如下假定1。活塞销上的负荷分布是由连杆小头产生的均匀负荷；由活塞销座产生的作用在支承面中点的集中载荷，如图57所示。2B105L。图56活塞与活塞销的变形图57活塞销的受力模型3活塞销长度L；即活塞的纵向断面正好填满活塞外21DD2A圆。则活塞销的弯曲变形量可用下式表示23/823/84415645110410320468ZPFA式中D一气缸直径；D1一活塞销直径；L一活塞销长度；PZ一气缸内最大压力；一活塞销壁厚。一般情况下活塞销作的刚度大，对销的挠曲性变差，变形量应取小一些。一般汽油机F00004。设计参数长度L47CM直径D15CM活塞销壁厚2CM第6章连杆、曲轴组61连杆连杆的作用是将活塞承受的力传给曲轴，从而推动曲轴作旋转运动。因此，其两端给安装一个轴承，分别连接活塞销于曲轴销。连杆一般用中碳钢或中碳合金钢，还可以采用低碳合金钢（如20CR、20MNB、20CRMO）模锻成形，然后进行机械加工。中碳钢制造的连杆一般要进行调质处理；低碳合金钢制成的连杆大小头内孔要进行渗碳淬火等表面处理，淬火硬度为HRC6065。连杆于活塞连接的部分称为连杆小头，与曲轴销连接的部分称为连杆大头，中间的部分称为杆身。为了润滑活塞销和轴承，自阿连杆小头钻有集油孔或铣有油槽，用以收集发动机运转时被激涨起来的机油，以便润滑。连杆杆身通常做成“工”字形断面，以保证在合适的刚度和强度下有最小的质量。连杆大头有剖分式和整体式两种。整体式连杆倒头相应的曲轴采用组合式曲轴，用轴承与曲柄销相连。连杆大头的内孔表面有很高的关洁度，以便与连杆轴瓦（或滚针轴承）紧密结合。摩托车双缸汽油机一般采用整体式连杆，大、小头内分别装有滚柱或滚针轴承。611连杆承受的载荷连杆承受的载荷主要视气压力和往复惯性力产生的交变载荷。其基本载荷是压缩或拉伸。对于四行程发动机，最大拉伸载荷出现在进气行程开始的上止点附近，其数值主要是活塞组和连杆计算断面以上那部分连杆质量的往复惯性力，即RGPGJ21786N25140/8903式中分别为活塞组和连杆计算断面以上那部分的质量。1最大压缩载荷出现在膨胀行程开始的上止点附近，其数值是最大爆发压力产生的推力减上述的惯性力，PJ即,取N475PD/S2ZSA5MP4618JZ。式中最大爆发压力产生的推力。PZ612连杆小头的安全系数小头的安全系数按下式计算61MAZN“1式中材料在对称循环下的拉压疲劳极限；Z1应力副；A平均应力；M考虑表面加工情况的工艺系数；604角系数，O12材料在对称循环下的弯曲疲劳极限；1材料在脉冲循环下的弯曲疲劳极限，对于钢O小头应力按不对称循环变化，在固定角截面的外表面处应力变化较大，通常只计算该处的安全系数，此时循环最大应力62AJMAX循环最小应力63CIN式中衬套过盈配合和受热膨胀产生的应力；A惯性力拉伸引起的应力；J受压是产生的应力。AC应力副642MINAXACJ平均应力65ACAJ1INAX小头安全系数的许用值部小于15。参数设计连杆材料采用45号钢，它的有关疲劳极限如下屈服极限6865MPA强度极限8336MPASB在对称循环下的拉压疲劳极限MPA6234983562302301（BSZ在对称循环下的弯曲疲劳极限4503MPA1在脉冲循环下的弯曲疲劳极限1545037255MPA1。角系数（245037255）O2/72550241工艺系数05应力副7544MPA平均应力6477MPAAM小头的安全系数按下式计算由式61得N2115符合要求；613连杆大头的强度验算它是把整个连杆看成是两端固定的圆环，固定端的位置用图中的角度表示。（通常40）。连杆的曲率半径取两个连杆螺栓中心矩的一半，对于整体式。连杆则取连杆大头内外圆半径之和的一半。环的截面积取DD截面的面积，同时假定作用在连杆大头上的力按余弦分布。连杆大头受到的惯性拉伸载荷为66RGRGGPJ2322MAX1式中G、G、G2、G3分别为活塞组、连杆组往复惯性部分、连杆组旋转部分和连杆大头下半部分的质量；R曲柄半径；连杆比。连杆大头中央截面DD上的应力为67FIZRPJ1MAX035220837式中计算圆环的曲率半径；1连杆大头及中央截面积；I,大头及轴承中央截面积；F计算断面的抗弯断面模数Z参数计算连杆大头受到的惯性拉伸载荷为68RGRGGPJ232MAX1得295KPAJMAX连杆大头中央截面DD上的应力为FIZRPJ1MAX0352208370510435236（2097MPA8457506N0PCL336HF2图61轴承受力图符合要求。结论通过这次毕业设计的学习，发现了自己的很多不足，自己知识的很多漏洞，看到了自己的实践经验还是比较缺乏，理论联系实际的能力还急需提高。在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面如何把我们所