2V60M风冷摩托车发动机设计含4张CAD图
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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向也有很大影响。综上所述： 7.2.2 活塞顶和环带断面（一）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。本设计选择平顶活塞。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。（二）环带断面和环槽尺寸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，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0.20.5mm,此取0.3mm。活塞环岸锐边必须有适当的倒角，否则当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0.20.5450,此处应该取0.345。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0.050.1mm，取0.06mm。二三环适当小些，为0.030.07mm,此取0.06mm，油环则更小些，取为0.05mm。活塞环的背隙比较大，以免环与槽底圆角干涉。一般气环情况下=0.5mm，油环 更大些，取为0.7mm,以利泄油。7.2.3 活塞群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，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PN。裙部的设计要求是保证活塞得到良好的导向，具有足够的实际承压面积，能形成足够厚的润滑油膜，既不因间隙过大而发生敲缸，引起噪音和加速损伤，也不因间隙过小而在气缸中咬住，导致重大事故。因此，活塞裙部设计的基本思想，是如何在发动机不同工况下始终保持它与气缸间最合适的间隙。（一）群部的尺寸和销孔的位置活塞裙部是侧压力PN的主要承担者。为保证活塞裙部表面能保持住必要厚度的润滑油膜，其表面比压PS不应超过一定的数值。裙部的长度H3影响活塞工作的稳定性、噪音和耐久性，目前，一般就根据PS来估计PNmax 为最大压力（N）Fs为活塞群部的投影面积（cm2）现代发动机活塞群部的许用比压PS=48巴，取H3=35mm在考虑活塞裙长度与活塞销位置的相互关系时，可以把活塞裙看作铰支在活塞销上的滑块。如果活塞侧压力的作用线与活塞膨胀冲程时油膜合力一致，则滑块就可在某一角度下自动定位，即活塞得到稳定的导向。从滑块的的液体润滑理论可知，一般 取H2=20mm这个等式就成为决定活塞销孔纵向位置的一个条件。对于一般发动机，这个条件是大致符合的。某些发动机，主要是高速汽油机，活塞销与活塞裙轴线不相交，而是想承受膨胀侧压力的一面偏移12mm。这是因为如果活塞销中心布置，即销轴线与活塞轴线相交，则在活塞越过上止点，侧压力作用方向改变时，活塞从次推力面贴紧气缸壁的一面突然整个地横扫过来变到主推力面贴紧气缸壁的另一面，与气缸发生“拍击”，产生噪音，有损活塞耐久性。因为冲击时刻正好作用着最高燃烧压力，这就加重了危害性。如果把活塞销偏心布置（e=1.5mm），则能使瞬时的过渡变成分步过渡，并使过渡时刻先于达到最高燃烧压力的时刻，因此改善了发动机的工作平顺性。但是采用活塞销偏置的方法之后也会引起一些问题，其中之一就是活塞裙两端的尖角负荷增大，引起这些部位的过度磨损或变形，为此要求活塞间隙尽可能小。裙部内腔须有特殊设计。如果活塞裙与曲轴平衡块可能相碰，则可以把裙部下端在平行销轴方向相应铣掉两块。因为这个部位正好是裙部的不承压部分，这样做对裙部负荷能力影响不大。这样的结构不仅完全避免了裙部与平衡块的干涉，而且使裙部有很大的弹性，即使裙部与气缸配合间隙极小，也不会卡死，因而工作平顺。裙部选择椭圆裙，因工作面曲率变化圆滑，压力分布好，所以工作可靠、耐久性好。活塞工作时在销轴方向尺寸伸长相对较多，为使裙部在工作时具有比较均匀的间隙，不致在销孔附近卡住，在设计时把裙部做成长轴位于垂直销轴方向，短轴位于平行销轴方向的椭圆形；常用的椭圆形状如图4-2所示。它们是按下列公式设计的式中D、d分别为椭圆的长短轴。小型汽油机的铝活塞在=450处的半径收缩量e=0.0450.06mm。取e=0.05mm。7.2.4活塞销和活塞销座设计（一）活塞销的设计在确定活塞销尺寸时不能孤立地以销材料所能承受的应力和变形为基础，而只能以活塞销在气压力下所产生的变形能为销座所承受作前提。由大量实践及实验应力分析得知，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，为了保证活塞销座-活塞销可靠工作，我们就从限制活塞销的弯曲变形入手，由此决定活塞销的外形尺寸。下面先根据允许的弯曲变形来选择销的外径，为使计算简化并具有普遍性，假定：1） 活塞销上负荷分布是：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；2） B=B1=0.5L=22mm,L=44mm ，即连杆衬套与销座表面上平均比压相等；3） 活塞销的外径d1=D，取=0.27，d1=16mm，内径d2=d1，对于汽油机取=0.65，取d2=0.65d1=10mm。作用在销座上的表面压力Pz活塞承受的最大压力F销孔的投影面积铝活塞q的极限为560bar，所以负荷要求。活塞销的纵向弯曲应力可表示为：活塞销的横向弯曲应力总的弯曲应力总的应力在200400Mpa内，符合要求。（二）活塞销座的设计要尽量提高销座的实际承载能力，就须使它适应活塞销的变形，这一适应能力与下列三个因素有关：1） 活塞销座的可变形长度，它决定于销座轴线到活塞顶的距离，即活塞压缩高度；2） 活塞销座得结构和它的壁厚比；3） 活塞材料及其状态在目前发动机转速日益提高，而S/D又趋向缩短的情况下，活塞压缩高度H1越来越短，活塞销座的可变形长度也越来越小了，这与保证销座的柔度的要求发生矛盾。因此只能说：在活塞总高度不断减小的条件下，从保证活塞销座工作可靠性出发，希望H1尽可能大，例如把活塞销位置适当降低到接近裙部中心。根据经验，活塞销座外径一般等于内径的1.41.6倍。在高速汽油机上一般还可将销座外缘中心，稍向活塞顶部偏移若干毫米，以加强膨胀行程中销座的受力侧。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，所以在顶部与销座间设置加强筋。7.2.4 活塞环的设计活塞环是发动机的关键零件之一，活塞环工作的好坏直接影响发动机性能。按其功用不同，活塞环可分为气环和油环两种。（一）活塞环的参数选择1） 选择径向压力P0根据不同气缸直径的平均有效压力推荐值选择P0=1.8bar2）确定径向厚度t用于高速发动机的高压环，推荐名义直径与径向厚度之比D/t=2021.5，取D/t=20，t=3mm。3)确定自由端距S0为使弹力足够又不致于因应力过大而损坏，对S0是有限制的，即S0/t=（34），即S0=912。取S0=10mm。4)环的轴向宽度b一般汽油机b=23mm，本设计取b=2mm。5)装配间隙d它越小，环的密封作用越好，但最小d以运转中开口端面互不相碰，且留有适当裕量为宜，具体数值可按下式求得查表取d=0.25mm(二)活塞环断面形状的设计本设计中选用矩形断面环，矩形断面环是目前应用最广的一种活塞环，因为这种环加工工艺简单，易于保证所要求的压力分布，漏光的废品率低。7.3 活塞环岸的强度校核 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p1比下面压力p2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pz时，p10.9pz，p20.2pz。环岸是一个厚C1、内、外圆直径D、D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t=0.05D,槽底直径D=0.9D,于是作用在岸根的弯矩为：而环岸根端面的抗弯断面系数近似等于：所以环岸根部危险断面上的弯曲应力：剪切应力：按合成应力公式：铝合金的许用应力可取=（3040）Mpa，而合应力远小于许用应力，所以符合要求。第8章 气缸体与气缸盖设计8.1气缸盖设计8.1.1 气缸盖的工作条件气缸盖承受很高的机械负荷和热负荷，而且几何形状复杂，各部分受热不均。气缸盖内表面受炽热燃气的作用，外表面则受冷却空气的吹刷。因此，在气缸盖中存在着较大的热应力，有时还产生较大的变形。8.1.2 气缸盖的设计要求1） 气缸盖应根据混合气形成和燃烧方式布置出合理的燃烧室、气闷和性能良好的气道，力求使发动机性能良好。2） 气缸盖各部分温度应尽可能均匀分布，工作温度应不超过其材料的临界温度，在整个工作温度范围内均有足够的强度。3） 发动机工作时，汽缸盖并不发生变形。4） 气缸盖应有良好的工艺。8.1.3 气缸盖的散热风冷发动机散热片所散走的热量占全部散出热量的8590，其散热面积主要由气缸盖、气缸体上的散热面组成，约占总散热面的9095。对于发动机单位功率散热表面积为250700cm2kw，本次选用500cm2/kw。升排量散热表面积为30008000cm2L，本次选用5000cm2/L。由于气缸盖散出的热量比较多，通常发动机气缸盖散热面积为总散热面积的6065，但是，由于在气缸盖上布置较多的散热片有困难，因此，一般气缸盖上散热片的高度设计得较高，为4060mm。本设计中选用50mm。8.1.4 气缸盖散热片的布气缸盖上散热片采用横向布置方式，散热片在进排气道壁、火花塞的位置成水平布置，散热片与气缸盖上其他散热片肋条相连，使热量能在散热片上合理分配，而且也可以对冷却空气有导向作用，减小气道阻力。8.1.5 提高气缸盖刚度、强度的措施1） 防止热变形。使温度分布均匀，在设计时两气门之间的宽度不宜太小，应大于5mm，约为气缸直径的512。2） 适当地增加气缸盖地面的厚度。即可增加刚度，又可增大气缸盖底面热流截面积，以免气缸盖底面变形。3） 气缸盖要有足够的刚度。缸盖底部的压力分布要均匀，保证气缸盖与缸体之间的气密性。4） 在铸造允许的条件下。尽可能的使摇臂室、摇臂座、气门间纵向散热片、螺栓孔壁、火花塞座、进排气管壁和缸盖底面铸成一体，形成刚度好的箱体。8.2 缸体的设计8.2.1 工作条件发动机工作时，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，活塞组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。8.2.2 设计要求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）缸套的结构设计时，应避免拉缸或咬缸。3）气缸体应制造简单，维修方便，价格低廉。8.2.3 缸体结构设计气缸体采用单体式，曲轴箱设计成隧道式，使曲轴箱保持有一定的刚度。气缸体的结构为压入式气缸体，气缸套为合金铸铁制造，压入到铝合金气缸体中，铸铁气缸套具有较高的耐磨性，铝合金散热片有较好的散热效果。气缸体壁的结构设计成凹形，顶部和下部较厚、中间较薄。因为气缸盖上的一部分热量需要通过气缸上部传递出去，为了更好地热，将气缸上部做得厚一些，同时，作支承也减少了此处的应力集中下部与曲轴箱支承的地方，为了提高强度，避免应力集中，用大的圆弧逐渐加厚支承凸缘。散热片沿气缸轴线垂直方向，这样铸造方便。8.2.4 提高气缸套耐磨性的措施1） 选择适当的材料及其热处理工艺。改进石墨形态和分布，改进金相基体组织，添加合金元素，选配偏高的缸套硬度，对抗磨料磨损有利。2）提高气缸套内表面几何精度。缸套内径尺寸公差为IT7级，内表面的圆度为7级，内表面粗糙度应不大于Ra0.25m。3）合理选择珩磨沟纹。交叉珩磨沟纹的夹角为，每条沟纹必须切削得很光滑，不得有碎落或叠积物质损伤。沟纹平均宽度为1016Pm，净度为46.5m，间距为2030m。在珩磨沟纹之间凸起“小方块”是通过一定压力所产生的。珩磨的沟纹，深宽相宜，且分布均匀。凸起的“小方块”面积占整个部分的1/21/3，“小方块”表面不进行抛光或磨光，保留原先加工网纹。4）气缸套内表面处理。主要用镀铬、氮化、表面淬硬、喷镀等。5）控制气缸套壁温。6）改进气缸体结构。对于风冷发动机，气缸体应该使温度场分布均匀，增加刚度，减少气缸体变形，有利于减少磨损。7）适当选择气缸套与活塞环的匹配。铸铁气缸套与铸铁活塞环的硬度比值在11.12为宜。8）其他措施。改进空气和润滑油的滤清器结构，提高滤清效果。第9章 配气机构设计9.1 配气机构的工作条件和设计要求9.1.1 工作条件配气机构在急剧变化的高速条件下工作，要受到很大的冲击力，还要受高温燃气的热负荷及化学腐蚀的作用，工作条件恶劣。9.1.2 设计要求现代摩托车发动机对配气机构和制造都有很高的要求，具体有：1） 要有足够的气体流通面积，以提高进气量；2） 要有小的排气阻力，使排气干净，以提高进气量；3） 结构简单，工作要可靠，维修要方便。9.2 配气机构的型式选择配气机构因发动机的结构不同而不同，目前摩托车常用的配气机构有：气孔式配气机构和气门式配气机构。由于气孔式配气机构适用于二冲程发动机，气门式配气机构适用于四冲程发动机，且它充气系数高，燃料热量的利用率高，燃烧较安全，排放污染小，润滑条件好，机件磨损慢，同时发动机得动力性和经济性都比较好。因此本设计采用气门式配气机构。9.3 配气机构的布置及传动9.3.1 气门的布置气门式配气机构由气门组和气门传动组组成。进气门布置在进气道上，开启时可燃混合气能顺利进入气缸；排气门布置在排气道上，开启时废气能排除气缸。气门式配气机构有侧置气门式和顶置气门式两种形式。由于侧置式气门配气机构燃烧室面积大，热量损失多，气道长，进气阻力大，压缩比较低，燃料经济性差。而顶置气门式配气机构刚好相反。因此选取顶置气门式配气机构。顶置气门式配气机构的进排气门都倒挂在气缸上。其气门组包括进排气门、气门导管、气门弹簧、气门弹簧座和气门锁块等。气门传动组包括气门摇臂。摇臂轴、凸轮轴、正时传动链轮和链条等。发动机工作时，曲轴通过主动正时链轮驱动凸轮轴旋转。当凸轮轴转到凸轮的凸起部位开始顶起摇臂的一端时，使摇臂绕摇臂轴摆动而压缩气门弹簧，推动气门向下运动，即气门开启，。当凸轮的凸起部位离开摇臂时，气门便在气门弹簧的作用下又向上运动而落座，即气门关闭。9.3.2 凸轮轴的布置形式 在本设计中，由于是V型发动机，因此选用两根凸轮轴，每根凸轮轴上布置两个凸轮，分别负责进排气门的开启和关闭。凸轮轴的布置形式有下置式、中置式和上置式三种，且三者都可以与顶置式气门组成配气机构。所谓的顶置凸轮轴是指凸轮轴布置在气缸盖上，当然，气门也布置在气缸盖上。这样布置后，期气门传动零件少、质量小，不仅减小了气门传动机构的惯性力，而且弯曲变形的零件数也减少了，因而气门的传动就更轻便灵活，功率响应就更迅速了。说以本设计选择顶置凸轮轴。9.3.3 凸轮轴的传动方式 由以上可知，气门的运动必须同活塞的位置相匹配，凸轮轴传动机构的作用是使凸轮轴和气门活塞的位置正常工作，为此，凸轮轴的转速是曲轴转速的一半，所以传动机构应有减速功能。其传动比为2：1。由于凸轮轴的布置形式不同，凸轮轴的传动方式也不一样。本设计选择同步带传动。因为重量轻，成本低等优点。同时还选择端面带传动。同步带传动张紧装置有轮式和导板式两种。由于张紧轮能降低噪声，减少磨损，降低振动。因此，本设计采用轮式张紧装置。9.3.4 气门间隙的选择气门的工作温度很高，气门及气门传动件会因温度升高而膨胀。如果气门传动件之间，在冷态时无间隙或间隙过小，气门及其传动件受热膨胀，势必引起别传动件顶住，使气门关闭不严，造成发动机漏气，而使发动机漏气，引起功率下降，严重时甚至不易启动。为了消除这种现象，在发动机冷装时，在气门与其传动机构有一定的间隙，以补偿气门及其传动件的受热后的膨胀量。气门间隙的大小一般由发动机制造厂根据实验来决定。本设计参考摩托车发动机设计取进气门间隙为0.04mm，排气门间隙为0.05mm。9.4 配气正时 从理论上看，当曲拐转到进气上止点时进气门开启，曲拐再转到下止点时气门关闭。实际上，由于发动机的曲轴转速很高，活塞在每个行程经历的时间很短本设计中一个行程所经历的时间仅为60/85002=0.00353s。进气门和排气门这样短的开启时间，一定会使发动机的充气不足、排气不尽，从而使发动机的功率得不到相应的发挥。因此采用延长进排气门开启和关闭的时间。分别提前和延长一定的曲轴转角，以改善进排气状况，从而提高发动机的动力性。 在活塞运行到上止点前得一个角度，进气门打开，开始进气，而在转过上后的一个角度，进气门才关闭，进气完成。一般为10450，一般为40800。本设计取=400，=700。 在做功行程还没有完成，活塞还没有到达上止点时，即曲拐转到离下止点还有一个角度时，排气门打开，开始排气。当曲拐转过上止点一个角度，排气门才关闭，排气完成。一般为10450，为40800。本设计取=430，=630。9.5 配气机构的零件设计9.5.1 气门设计 （一） 气门的工作条件 气门是发动机的重要零件之一，工作时主要承受较高的机械负荷和热负荷。汽油机进气门的温度为3005000，排气门温度近6008000。排气门开启时，高温燃气以很高的速度冲刷气门和气门座。气门开启和关闭时，气门头部要承受很大的落座冲击载荷。可以达到1.2Mpa。或更高。（二）气门的材料 气门材料的选取必须气门的工作温度、腐蚀情况、冲击载荷以及气门杆和端面的耐磨性。本设计选取40Cr。（三）气门的机构设计 气门主要由头部和杆部组成。由于平顶气门结构简单、工艺性好、受热面小，且有一定的刚度。在摩托车发动机上得到广泛运用，因此，本设计选取平顶气门。气门的各部分尺寸选取如下： 进气门喉口直径： 排气门喉口直径： 进气门头部直径： 排气门头部直径： 进气门杆直径： 排气门杆直径： 本设计中气门锥角为450，背锥角取200。这样可以减少气流的流通阻力，增加气门刚度。颈部圆弧半径R为喉口直径的0.250.5倍，本设计取R=10mm进气门头部厚度： 排气门头部厚度： 进气门锥面厚度： 进气门锥面厚度： 气门总长度完全取决于气缸盖和气门弹簧的安装高度，只要不引起气门弹簧在设计上的困难，应尽量缩小总长，以降低发动机总高度。一般取： 。9.5.2 气门座的设计气门座是发动机中组成燃烧室的零件，承受较高的热负荷和冲击载荷。气门座的材料是气门座设计的重要问题。气门座的材料要求在工作温度下具有较高的热硬度，有一定的抗腐蚀能力。在本设计中，选取含铜钼较高的铸铁。为了保证气门密封的可靠性，只允许气门座的锥角的气门的锥角大0.510C。而不允许相反。本设计选取气门座锥角为45.50。9.5.3 气门弹簧设计(一) 工作条件气门弹簧的工作是保证气门关闭时气门座的必和密封，配气机构传动件的往复运动使气门弹簧承受交变载荷，凸轮运动的谐振会激起气门弹簧颤振。由于结构布置所限，气门弹簧尺寸不能很大，故应力状态严重，本设计选择螺距圆柱螺旋弹簧。 （二）气门弹簧材料由以上的工作条件得知，气门弹簧材料应具有良好的力学性能。足够抗应力。选取高锰钢65Mn冷拔处理。（三）气门弹簧基本尺寸的确定气门弹簧的平均直径Ds 弹簧钢丝直径ds，一般取ds=34mm，取ds=3mm。弹簧的有效圈数ic，查表得ic=59，弹簧的总圈数i=711。本设计取ic=6，i=8。 9.6 凸轮轴设计9.6.1 凸轮轴型线设计缓冲段设计：由前面的设计可知进气门间隙0.04mm。排气门间隙0.05mm。而摇臂比一般是1.21.8，由于过小凸轮会加工成凹形，本设计取1.6。缓冲高度的计算公式为：本设计的气门机构压缩变形量和气门侧倾提前落座量不计。且上升和落座的缓冲高度一样。y0=0.03125mm。 缓冲段得最大速度v0可取0.0060.025mm/deg，由于本设计为高速发动机，取0.01mm/deg，缓冲段得包角0一般在150250，取200。9.6.2 凸轮轴的尺寸确定凸轮轴的断面尺寸决定于轴的拆装条件。基本尺寸是凸轮轴的直径d，它根据保证凸轮轴的刚度的条件来选择。如果凸轮轴弯曲刚度不足，不仅可能使凸轮与挺住的接触情况恶化，而且可能引起整个机构动力性的恶化。但现在还没有好的方法来计算，大多靠经验选择。d=（0.250.35）D=1521mm。而且凸轮轴的支承间跨度越大，转速越高，d相对越大。本设计取d=20mm。第10章 润滑系统的设计10.1 润滑系统的功能和设计要求润滑系统的主要任务是供应一定数量的机油至摩擦表面，并起冷却和清洁磨粒作用，还增加活塞与活塞环的密封性；在个别情况下，它还担负起受热零件（活塞）的冷却和传力控制的任务。润滑系在减少机械损失、提高机械效率、延长内燃机使用寿命等方面起着重要的作用，对内燃机的性能指标和工作可靠性也有重大的影响。为使内燃机润滑良好，在设计时应满足下列各项要求：1）以一定的压力和一定的油量供油至摩擦表面；2）能够自动地将机油滤清，清除机油中的机械杂质，经常保持 机油的清洁；3）能够自动地冷却机油不断地散出传给机油的热量，将油温保持在一定的范围以内；4)润滑系统的部件功率消耗小，机油耗量少；5)工作可靠，油路不会堵塞和不会不漏油现象。在起动后，能及时供油至摩擦表面；6)修理和维护方便。10.2 润滑系统型式的选择本设计采用压力润滑和飞溅润滑相结合的综合润滑方式。在该润滑系统中，曲轴的主轴承、连杆轴承、凸轮轴承采用压力润滑，其余部位采用飞溅润滑。其优点是大部分机油流回到曲轴箱而被循环利用，从而减少了既有的消耗和积碳的生成。压力润滑系统有湿式润滑和干式润滑系统两种形式。本设计采用湿式润滑系统，该系统主要有机油泵、机油滤清器、油管、油盘组成。该系统的工作原理是：发动机工作后，利用机油泵从油池吸出润滑油，由滤清器滤去杂质，压力油经油道送到需要润滑的各个运动部件。对难以实施压力润滑的部位则利用曲轴、连杆大头、齿轮等旋转飞溅起来或靠重力下落的机油来润滑，如汽缸壁、连杆小头等。10.3 润滑系统的总体布置四冲程发动机润滑系统主要由油盘、机油泵、机油滤清器和油道组成。机油泵一般布置在油底壳内，从而使吸油高度小，发动机起动时很快能正常泵油，同时也便于对机油泵经过齿轮驱动。润滑系统中的滤清器包括粗滤器和细滤器。粗滤器串联在主油道中，它位于机油泵之后而在主油道之前，以保证送到润滑表面的机油都是清洁的机油。细滤器一般与主油道并联，这样布置可以即滤清机油又不至于使油路的阻力过大。10.4 机油泵的选择转子式机油泵具有体积小、噪声低、供油均匀等特点，并在四冲程摩托车发动机上广泛应用。因此，本设计选用转子式机油泵。转子式机油泵由曲轴上的主动齿轮通过传动齿轮带动旋转，内外转子有一偏心距e，两者同向异步旋转。转子式机油泵的工作原理：当转子顺时针旋转时，油泵右侧空间不断增大而产生负压，而机油泵右侧开有一进油孔，润滑油就不断地被吸入这些空间；机油泵左侧空间不断缩小，而在左侧开有一排油孔，因此润滑油被不断从油孔压出。10.5 机油滤油器的选择四冲程发动机的的润滑油是循环使用的，因此必须滤去机油中的杂质和油泥，以免划伤摩擦表面，因此在内燃机的润滑系统中设置机油滤清器。四冲程发动机的机油滤清器比较简单，通常采用有滤网式、全流式、离心式滤清器等。 由于离心式滤清器是一种分流式滤清器，在摩托车发动机上得到广泛采用，因此本设计选用离心式滤清器。这种形式的滤清器可以将单独的滤清器腔用螺栓固定在曲轴上，也可以在离合器上制成滤清器腔室，从油泵来的机油进入滤清器内腔，由于腔的高速旋转，使进入腔内的机油杂质在离心力的作用下被甩向滤清器的腔壁上，而中间清洁的机油经曲轴中心油道继续在系统中循环润滑。10.6 机油的选择机油的性能对发动机的各性能和指标有很大的影响，特别是摩托车用机油要求更为苛刻。除了机油的加工过程，适当提高加工深度，在基础油中加入适量的各种性能的添加剂也是提高机油性能的主要手段。对机油的选用原则是：按摩擦机件的工作条件，在保证良好的润滑条件下用低粘度的机油，这样可以使内燃机的磨损降低，功率损失减少。尤其在冬季使用低粘度的机油，使发动机起动易，起动时间短、机件磨损小。我国汽油机机油质量分为5级：QB、QC、QK、QE、QF。本设计选用QB级机油。10.7 润滑系统的主要参数 为了保证轴承等摩擦副在良好的工况下工作，还必须控制机油的工作温度轴承的温度状况可用油膜中机油的平均温度来评定。即油底盒中的温度不应超过9501050,最好为700750。10.7.1 油底壳贮油量选择油底壳的机油容量时，要保证一次加油后，内燃机能够在足够长的时间内连续运转，并保证汽车和拖拉机的必要的行驶半径；同时，还要考虑机油的自然散热的条件。统计表明，油底壳的机油容量为：汽油机 V0=（0.070.16）Ne （L) Ne内燃机的有效功率。V0=1.383.16（L）。本设计选1.5L。10.7.2 机油压力为了可靠地将机油送至润滑表面，在润滑系的主油道内必须具有一定的机油压力。因此，要求机油泵泵油时应具有一定的泵油压力。采用离心式机油滤清器时，应具有较高的机油压力。在最低转速时，机油压力不低于0.51051.0105pa。本设计取0.8105pa。10.7.3 循环油量设计润滑系统最原始的参数是单位时间内流经主油道的机油量，即循环油量。它包括供给轴承润滑和冷却所需的油量和冷却活塞所需的油量，但不包括经过细滤器、调压阀等旁通的油量。循环油量可以通过从零件上带走的热量Qc计算出来。用公式表示：式中 Qt-每小时加入内燃机的热量；由内燃机原理知：式中 Ne内燃机功率 e内燃机有效效率，对汽油机取0.25。 这样，机油的循环量可得：所以： 第11章 冷却系统设计11.1 冷却系作用发动机工作时，与高温燃气相接触的零件受到强烈的加热，如果不加以冷却，就会使发动机过热，充气效率下降，燃烧不正常（爆燃、表面着火等），机油变质和烧损，零件的摩擦和磨损加剧，引起发动机的动力性、经济性、可靠性和耐久性全面下降。风冷发动机具有结构简单，质量轻，使用和维修方便，工作可靠，同时有起动快，暖机快，气缸磨损量小的优点。所以本设计采用自然风冷式。11.2 风冷发动机的散热10.2.1 传热过程在风冷发动机中，由于缸内燃气向外界冷却空气的传热是一个很复杂的过程，为了计算方便，可以将其分为三个阶段:1) 从燃气向气缸内壁的传热；2) 从气缸内壁向外壁的导热；3) 从气缸的外壁向冷却空气的传热。11.2.2 从燃气向气缸内壁的传热发动机气缸内的传热是对流换热和辐射换热的周期变化的综合过程。在每一个工作循环内，工质向气缸壁的传热量可用下式表示： 式中 放热系数与工质的速度、压力、温度以及壁面形状和温度等因素有关。可用下列经验公式进冲近似计算： 式中 11.2.3 从气缸内壁向外壁的导热燃气向气缸内壁传热量，其方向与温度下降的方向是一致的。假设沿气缸高度和圆周方向都具有相同的温度，则热流具有径向的方向。但是，温度无论从高度和圆周均不相等。由于这种关系，其热流量实际上全是径向的，而是由三个分量组成，即径向热流、轴向热流和切向热流。在一般情况下，后二分量不大，两者相加为径向分量的1/51/10。因此，在大多数情况下，可以略去不计。当气缸的外径与内径之比小于2时，则缸壁曲率的影响可以忽略不计，就可以根据平壁导热公式计算由气缸内壁向外壁所传导的热量。 11.2.4 从气缸外壁向冷却空气的传热当没有散热片时，从气缸外壁向外传给冷却空气的热量为：式中 11.2.5 从气缸内燃气向气缸外冷却空气的总传热从气缸内燃气向气缸外冷却空气的总传热量为： 、分别为气缸壁的传热热阻、放热热阻和导热热阻。要加强传热，就应设法去减小某一个或所有串联的热阻。如果不能同时改变所有串联的热阻，就应尽量改变在总热阻中较大的那个热阻。在风冷发动机中，为了增强传热效果，在气缸和气缸盖的外表面都装有散热片，用以扩大散热面积。这时，在稳定工况下，整个等温面所传递的总热量Q仍然沿途不变，但是气缸内壁的面积和装有散热片的气缸外壁的面积不等，因此，单位面积的热量q=Q/F0不再沿途保持不变。如对散热片的附加热阻忽略不计，并设整个散热面F维持在温度t2,则在这样情况下 气缸内壁每单位面积的热流量为： 在此情况下，总传热系数为： 对气缸外表面来说，则总传热系数为： 11.3 散热片的设计11.3.1 散热片的传热冷却空气流过两面相邻的散热片，可看作空气流过平板的流动过程。在两相邻散热片间的气流由气流中心和两个层流附面层组成，气流中心的流动情况随冷却空气流速而变化，一般为紊流，其平均速度较高，而附面层流速成较低。层流层中热交换以热传导为主，而空气导热性很差，所以附面层愈薄，气流中心层愈厚时，由散热片向气流的散热就愈强，反之则愈弱。因而往往以临界附面层的厚度来限制散热片的间隙。在空气流速为40m/s时，两附面层的总厚度约为2mm，因而若设计散热片间距小于2.5mm，散热效率就会明显下降。由散热片向空气的换热量，一般可用下式表示： 式中 11.3.2 散热片的设计散热片表面与冷却空气之间的传热过程是以对流和辐射形式进行的，由于散热片之间的通道尺寸很小，表面温度不高而温差又较小，因此，对流传热量要比辐射传热量大得多，散热片表面向冷却空气流的传热是以对流换热为主。表11.1散热片结构参数铸铁铝合金气缸体气缸盖气缸体气缸盖散热片高度L1430155015351575散热片节距p6126123.583.58两散热片间距S48482626散热片厚度24241.52.51.52.5本设计中取散热片节距p6mm, 散热片高度L=24mm, 散热片厚度m=2mm。散热片的断面形状有抛物线形、三角形、矩形和梯形。从传热角度考虑，最理想的的是抛物线形；但鉴于散热片剖面形状对散热效率影响不大，因此选用时往往主要考虑结构、工艺上的可能性。通常采用梯形和矩形散热片，本设计采用矩形散热片。11.4 散热片的传热计算为了使发动机工作可靠，必须对发动机进冲必要的冷却，使它保持一定的温度状态。由冷却空气带走的热量由下列经验公式估算：A传给冷却系统的热量占燃料热能的百分数，摩托车发动机多采用汽油机，A=0.200.27,取0.25；b发动机的燃料消耗率（0.32kg/kwh）；Pe发动机的标定功率（20kW）；hu燃料低热值，41200kJ/kg。已知所需散出热量后，就可估算所需要的冷却空气量。式中 Cp 空气定压比热容，取1.047kJ/kg.K； Ta1流向气缸的冷却空气的温度； ta2离开气缸的冷却空气的温度。设a为空气的密度，取为1.01kg/m3，则得到冷却空气的容积流量：结 论设计在指导老师的精心指导下，参考了大量的发动机设计书籍和设计资料，我顺利地完成了V型摩托车发动机的热计算和结构设计，按时按量地完成了本次毕业设计任务。整个设计过程中，我不仅运用了已学知识，而且还获得了很多新的知识。本次毕业设计达到了以下要求：1. 本次毕业设计符合内燃机设计的标准化、系列化、通用化的“三化”标准。2. 设计中采用的计算公式符合标准文献，完全做到了有据可查。3. 参数的选取是完全依照优化设计方法得出，有一定的参考价值。4. 结构设计中采用的整体结构布置完全符合内燃机的结构设计。当然，毕业设计中也有一些不足的地方，这主要是由于没有生产实践而造成的。综合整个毕业设计，我最后得出的设计结果达到了设计要求。谢 辞参 考 文 献 1 杨连生,内燃机设,北京 :机械工业出版社,1981年 2 杨黎明,机械零件设计手册,北京 :国防工业出版社,1986年 3 陆际清等,汽车发动机设计,北京 :清华大学出版社,1990年 4 刘鸿文,材料力学,北京 :高等教育出版社,1992年 5 文利等,汽车构造图册(发动机),北京 :人民交通出版社,1993年 6 蒋兴阁,中外汽车构造图册,吉林 :吉林科学技术出版社,1995年 7 濮良贵等,
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