发动机结构与设计各类计算与校核结构设计 28页

'发动机结构与设计各类计算与校核结构设计一、摩托车发动机结构与设计（一）、发动机机体１．气缸体气缸体的作用除形成气缸工作容积外，还用作活塞运动导向，其圆柱形空腔称为气缸。由于气缸壁表面经常与高温高压燃气接触，活塞在汽缸内作高速运动（最高速度可达100km/s）并施加侧压力，以及气缸壁与活塞环几活塞外圆表面之间反复摩擦，而其润滑条件由较差，所以气缸体必须耐高温、耐高压、耐腐蚀，还应具有足够的刚度和强度。气缸体的材料一般用优质灰铸铁，为了提高气缸的耐磨性，可以在铸铁中加入少量的合金元素，如镍、铬、钼、磷、硼等。汽缸内壁按二级精度珩磨加工，其工作表面有较高的关洁度，并且形状和尺寸精度也都比较高。为了保证气缸壁表面能在高温下正常工作，必须对汽缸体和气缸盖随时加以冷却。发动机有风冷和水冷两种。用风冷却时，在汽缸体和气缸盖外表面铸有许多散热片，易增大冷却面积，保证散热充分。用水冷却时在汽缸体内制有水套。１.1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。根据有关资料可确定气缸的直径D.1.2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1）。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式中：——气缸工作容积(ml);D——气缸直径（mm）;S——活塞行程（mm;）N——气缸数目。参数设计：图1气缸燃烧室容积和工作室容积（a）燃烧室容积（b）工作室容积因设计要求的是单缸发动机的排气量为100ml，那么其活塞行程为：同时活塞行程S=2r；r为曲轴半径那么：28 1.3压缩比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。1.4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3～5MPa。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：式中：F——气缸总推力（N）;——气缸效率；一般＝30％——气缸工作内压力（MPa）；D——气缸直径（mm）。参数设计：气缸工作内压力：1.5气缸盖气缸盖用螺柱与气缸体－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缸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。对气缸盖螺栓联接静强度计算：对螺栓的疲劳强度进行精确校核：式中：――螺栓材料的对称循环拉压疲劳极限，Mpa。值见附表。――试件的材料特性，即循环应力中平均应力的折算系数，对于碳素钢为0.1～0.2，合金钢为0.2～0.328 ――拉压疲劳强度综合影响系数.S――安全系数1.6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：名称尺寸或数值单位气缸直径Dmm活塞行程Smm燃烧室体积VCml曲轴半径rmm气缸工作内压力FKN气缸的材料：质灰铸铁（二）、曲柄连杆机构的受力分析与平衡2.1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。由下式定义式中：——曲柄半径，即曲柄销中心到曲轴中心之间的距离；——连杆长度，即连杆大小头轴线之间的距离。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。参数设计：取λ那么连杆长度：l＝r/λ=2.2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ω＝式中：n——曲轴转速，。曲柄销中心的切向速度和向心加速度分别为：＝28 ＝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：曲柄销中心的切向速度和向心加速度分别为：＝＝2.3连杆的角位移、角速度、角加速度对于活塞中心线通过曲轴中心线的曲柄连杆机构（图2）。曲柄半径r与连杆长度l的比值：λ＝r/l则sin＝sin于是可得到连杆的角位移＝图2中心曲柄连杆机构运动分析图当＝90°和270°时连杆的角位移为最大，即＝arcsin（1/4）=14.48rad/s连杆摆动的角速度当为0°和180°时，连杆角速度为最大值，当为90°和270°时，连杆角速度为0。连杆摆动的角加速度28 （三）、连杆、曲轴组结构设计1．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HRc60～65。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，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。摩托车单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。1．1曲柄连杆机构的当量质量曲柄连杆机构中的连杆可以用无质量的刚性杆件联系的两个集中质量（连杆小头质量和连杆大头质量）组成的当量系统来代替。这样往复运动质量为式中：——活塞组的质量；——连杆的质量a——连杆的重心位置距连杆大头中心的尺寸。旋转运动质量为式中：——曲柄上不平衡部分且相当几种在曲柄销中心的质量；b——连杆的重心位置距连杆小头中心的尺寸。1．2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28 式中：——分别为活塞组和连杆计算断面以上那部分的质量。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，即式中：——最大爆发压力产生的推力。1．3连杆小头的安全系数小头的安全系数按下式计算：式中：——材料在对称循环下的拉压疲劳极限；——应力副；——平均应力；——考虑表面加工情况的工艺系数；；——角系数，——材料在对称循环下的弯曲疲劳极限；——材料在脉冲循环下的弯曲疲劳极限，对于钢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，此时循环最大应力循环最小应力式中：——衬套过盈配合和受热膨胀产生的应力；——惯性力拉伸引起的应力；——受压是产生的应力。应力副28 平均应力小头安全系数的许用值部小于1.5。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＝686.5MPa强度极限＝833.6MPa在对称循环下的拉压疲劳极限在对称循环下的弯曲疲劳极限=450.3MPa在脉冲循环下的弯曲疲劳极限角系数工艺系数=0.5;应力副＝75.44MPa平均应力＝64.77MPa;小头的安全系数按下式计算：符合要求；1．4连杆大头的强度验算图4。4。7所示为连杆大头的计算简图。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D－D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式中：G’、G、G2、G3——28 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D－D上的应力为式中：——计算圆环的曲率半径；——连杆大头及中央截面积；——大头及轴承中央截面积；——计算断面的抗弯断面模数。参数计算：连杆大头受到的惯性拉伸载荷为连杆大头受到的惯性拉伸载荷为连杆大头中央截面D－D上的应力为符合要求；连杆的有关设计数据：名称数值单位小头宽度mm小头内孔半径mm小头壁厚mm大头宽度mm大头内圆半径mm大头壁厚mm连杆长度Lmm连杆的材料：20MnB，表面渗碳淬火处理，淬火硬度为HRc60～6528 2．曲轴销的设计材料曲轴销是发动机的重要零件，它将左、右曲轴连为一体，承受连杆传来的爆发压力和惯性力。故选用20Cr钢为曲轴销材料。表面渗碳、淬火处理，外层硬度达HRc61以上。尺寸设计曲轴销长度L；曲轴销直径d3．曲轴曲轴的功用是承受连杆传来的力，并变成绕其自身轴线的扭矩——力矩，然后再传给转动系，同时驱动配气机构和其他辅助装置。曲轴用轴承安装再曲轴箱上，盖轴承称为主轴承。曲轴上安装主轴承的部位称为主轴颈，安装连杆大头连接。当曲轴作旋转运动时，曲柄销和连杆大头绕曲轴作圆周运动。连杆曲柄销和主轴颈的部分称为曲柄臂（简称曲柄）。曲轴的两端往往制有锥面、花健、螺纹等，用以连接驱动磁电机、离合器、传动装置、滑油泵、配气机构等。曲轴要求用强度高、冲击韧性和耐磨性能好的材料制造、一般采用中碳钢或中碳合金钢（如45号或40Cr钢等）模锻或球墨铸铁铸造成型。为了提高其耐磨性，主轴颈和曲轴销表面均需淬火或氮化处理，再进行精磨以达到较高的精度和光洁度。曲轴销一般做成空心，目的在于减少质量和离心力并可作为润滑油道。对与采用压力润滑的发动机。曲柄销上钻有径向孔与此中心孔相通，用以输送润滑油道摩擦表面。按照曲轴的型式，可以把曲轴分为整体式曲轴和组合式曲轴。这里介绍一下组合式曲轴。3．1组合式曲轴b组合式曲轴如图3所示。曲轴左部、曲轴右部、曲柄销三部分分段加工，然后图3组合式曲轴1.曲轴左部、2.连杆、3.轴瓦、4.曲柄销、5.曲轴右部28 组装成整个曲轴。组合式曲轴用滚柱轴承或滚珠轴承安装在曲轴箱上，相应的连杆采用整体式。单气缸发动机的曲柄臂常做成圆形，这种型式工艺较简单，又有足够的刚度，并可兼作分轮，式发动机运转平稳。左、右主轴颈与曲柄臂制成一体，曲柄臂的下部制有平衡块。销孔中心与主轴颈中心线的距离即为曲柄半径，两轴线之间的尺寸精度要求很高，平行度要求也很严格。组合式曲轴的优点式制造容易，成本较低。其缺点是连杆和连杆轴承安装后不易拆卸，另外，同一气缸上的左右两个曲轴的半径很难保证尺寸完全一样，装配时改尺寸往往采用分组选配。曲轴的主轴承和连杆轴承采用压力润滑时，在曲轴的中心、曲柄臂和曲柄销上多钻有连通的润滑油道，并有径向油孔通向主轴承和连杆轴承。参数设计：（1）、飞轮尺寸设计1）飞轮直径D＝S＋d＋2X式中：S——行程（mm）；d——曲柄销直径（mm）；X——销孔钉到飞轮边距离（mm）。2）、飞轮厚度b1根据平衡惯量，取b1；b2；（2）、主轴的设计、校核1）、确定主轴的最小直径由材料40Cr取A。＝100；P＝10Kw；n＝75002）、曲轴左、右部的尺寸设计：根据分析以及有关参考资料，初步设定轴各断长度：a1a2a3a4a5各断的直径：dd1d2a223)、曲轴右部的载荷、校核有齿轮作用力存在图4轴右部受力、弯矩图R1RR229b由弯矩图可知（图4）总弯矩扭矩T＝28 计算弯矩确定危险截面，查表得许用弯曲应力<符合要求；4）轴上轴承的校核a、选择轴承类型b、分析受力，考虑如下因素。选用6306深沟球轴承C＝15000N图5轴承受力图f2Ff1RH2RV2RV1frftRH1作用在飞轮上的力小飞轮作用在轴上的力大链轮的有效力水平面受力分析：在垂直面面内：作用在轴承上的合力：28 c、轴承寿命校核据有关资料介绍一般摩托车轴承的寿命为16000小时符合要求。（四）、活塞运动分析4.1、活塞位移对于活塞中心线过曲轴中心线的曲柄连杆机构（图6）。活塞的行程S＝2r，活塞的位移最大位移量：由牛顿二项式，可将展开，则图6活塞位移与曲轴转角的关系图7活塞速度曲线在实际计算中取前两项已足够精确。则活塞的位移可写成位移X随λ和的变化关系可以用图像表示（图7）.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λ值越大，其差值也越大。4.2、活塞速度活塞速度的精确数值为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：28 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1.3.2所示。4.3、活塞的最大速度由图4.1.3可以看出：当＝90°时v＝rω，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求极值的方式求得：即解此方程得：因为时不合理的，所以方程的合理根只能取由式可以看出：活塞在最大速度式的小于90°或大于270°。即活塞的最大速度出现在偏向上止点一侧。不同的λ值其最大速度时的值也不同，λ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。4.4、活塞平均速度由图4可知：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。＝0°～180°时v为正值；＝180°～360°时v为负值；＝0°、180°、360°时v＝0°；＝90°、270°时v＝rω。活塞的平均速度式中：S——活塞行程；n——发动机转速；T——曲轴转动一周所需的时间。28 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缸之间相互摩擦的强烈程度。随着活塞平均速度的提高，活塞和气缸磨损加剧。参数设计：活塞平均速度：图8活塞加速度曲线4.5、活塞的加速度活塞加速度的精确值由下式求出活塞加速度的近似值由下式求出因此活塞加速度也可以看作是两个简谐运动之和，如图8所示。4.6、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：或若，＝0°或＝180°相应的加速度为或若则，相应的加速度为参数设计：活塞最大正加速度4.7、活塞组的往复惯性力28 往复惯性力等于往复运动质量与活塞加速度的乘积，其方向与加速度的方向相反。即图9确定的旋转矢量法若令则称为一阶惯性力，称为二阶惯性力（称为旋转矢量）。一阶往复惯性力一阶往复惯性力由下式定义：是曲柄转角的余弦函数，即按曲轴转角变化的力。为了确定在任一曲轴转角下的大小和方向，可利用旋转矢量法，如图9所示。就是曲轴旋转角速度的转动矢量在气缸轴线上的投影值。其大小与方向如图10所示。二阶往复惯性力二阶往复惯性力由下式定义：图10确定的旋转矢量法也是曲轴转角的余弦函数，即按曲轴转角变化的力。为了确定在任一曲轴转角下的大小和方向，也可利用旋转矢量法，如图7所示。就是2倍的曲轴旋转角速度（）的转动矢量在气缸轴线上的投影值。其大小与方向如图10所示。有关计算结果名称尺寸或数值单位连杆长度Lmm曲柄的角速度rad/s曲柄销中心的切向速度Vtm/s曲柄销中心的切向加速度anm/s2活塞最大位移量Xmaxmm活塞平均速度m/s活塞最大正加速度m/s2连杆材料：45号钢。（五）、活塞组结构设计1.活塞28 活塞一般呈圆柱形，其结构如图11所示。活塞与气缸为间隙配合，自阿气缸内作往复运动，其主要作用式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。图11活塞由于活塞顶部直接与高温高压燃气接触，燃气的最高温1－顶部；2－头部；3－裙部；4－环岸；5－环槽；6－销座；7－加强筋；8－卡环槽；9－泄油孔及泄油槽度可达2500K，因此活塞的温度很高，顶部中心的温度可达600～700K。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3～5MPa。对于柴油机瞬时最大压力值可达6～9MPa,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。活塞在气缸中作高速往复运动，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。1.1活塞顶部形状活塞顶部的形状与选用的燃烧室的形式有关。四冲程汽油机的活塞顶部多为平顶，其优点是吸热面积小，制造工艺简单。有时采用了凹顶来减少活塞的质量。考虑流休动力润滑时的活塞形状活塞与气缸之间的润滑是要使活塞与气缸之间存在楔形油膜，称之为流体动力润滑。因此，活塞的纵向型线不光要求在冷态时呈中凸形，而且在正常工作温度时也要呈中凸形，才能使活塞在工作中与气缸之间存在双向铀楔。据此活塞的纵向型线一般采用二次曲线（圆锥曲线）或二次曲线的特殊形式(即抛物线和双曲线）.二次曲线的方程式为AZ2＋BZ＋C=Y2式中的Z轴与活塞中心线重合，Y轴垂直于Z轴且在连杆摆动平面内。为求出系数A、B、C，需确定三个已知值（Z1、Yl）（Z2、Y2）、（Z3Y3）代入方程式，即可得如下三元线性方程组：AZ12＋BZ1＋C=YI2AZ22＋BZ2＋C=Y22AZ32＋BZ3＋C=Y32当该方程组系数行列式≠0时有唯一的解。数A、B、C确定后，该二次曲线即可确定:Y=（AZ2＋BZ＋C）1/21.2活塞头部形状活塞头部是指活塞环槽以上的圆柱部分。其主要作用有三：1．承受气体压力，并通过活塞销传给连杆；2．与活塞环一起实现气缸的密封；3．将活塞顶吸收的热量通过活塞环传给气缸壁，再通过散热片（对于风冷发动机）或水冷（对于水冷发动机）散布到大气中。图12活塞裙部的变形a）由于气体压力产生的变形b）由于侧压力N的变形c）受热变形活塞头部切有若干道用以安装活塞环的环槽，环槽的截面形状根据使用的活塞环截面形状不同而不同。梯形环的环槽为梯形，其它截面形状的活塞环的环槽为矩形。四冲程汽油机一般有2～3道环槽，上面1～2道用以安装气环，下面一道用以安装油环。在油环槽的底面钻有许多径向小孔，使在活塞下上移动时由油环从气缸壁上刮下来的多余的机油，得以经过这些小孔流回曲轴箱。28 活塞头部一般做得较厚，其目的是增加活塞的强度和刚度以及便于将热量从活塞顶经活塞头部、活塞环、气缸壁传给散热片或是冷却液，从而防止活塞顶部的温度过高。1.3活塞裙部形状活塞裙部是指自油环槽下端面至活塞底面的圆柱部分。当活塞在气缸中作往复运动时，活塞裙部起着导向和承受侧压力的作用。活塞工作时活塞裙部回产生变形，其变形原因是：1.燃烧气体压力平均作用在活塞顶部，而活塞销给予的支反力则作用在活塞裙部的销座处，因此易导致活塞顶部弯曲变形，致使活塞裙部也产生相应的变形，是活塞裙部沿销轴方向上的尺寸增大，而垂直于销轴方向上的尺寸减少（图12a）.2.燃烧气体压力还会使活塞受到侧压力，侧压力的作用也会使活塞裙部直径在同一方向上增大（图12b）。3.活塞销座周围的金属堆积较多，受热后膨胀量较大，致使活塞裙部在受热状态下变形。这种变形同样会使活塞沿活塞轴线方向上的直径的增大量比其他方向大（图12c）.活塞机械变形和热变形的结果，使得活塞裙部横断面变成长轴在活塞销轴线方向上的椭圆形。鉴于上述情况，为了使活塞在正常工作温度下于气缸壁之间保持右比较均匀的间隙，不至于在气缸内卡死或是引起局部磨损，必须在常温下预先把活塞裙部的横断面加工成椭圆形，其长轴垂直于活塞销轴线方向，其矩轴于长轴的差值视发动机的不同而不同，一般为0.08～0.025mm。为了视铝合金活塞在工作状态下（热态）接近一个圆柱形，害必须把活塞做成上小下大的近似圆锥形。其锥度视发动机的不同而不同，一般为0.05～0.1mm。1.4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。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H1＝0.45～0.57D。1.5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13中的H4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。1.5环带高度图13活塞结构尺寸示意图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13中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0.8～1.5mm。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1.5～2.5c（c指环槽高度），第二道环的环岸高度b2为1～2c。1.6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14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P1≈0.9Pmax，P2≈0.2Pmax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。28 设D’=0.9D,作用在环岸根的应力为：式中：——活塞环槽深。环岸根部危险断面的抗弯断面系数的近似值为环岸根部危险断面上的弯曲应力为环岸根部危险断面的剪切应力为图14第一环岸的受力情况合应力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，其许应力取参数计算环岸根部危险断面上的弯曲应力为环岸根部危险断面的剪切应力为合应力符合要求。有关活塞的尺寸设计结果：名称数值单位压缩高度取H1mm环带高度H3mm火力岸高度H4mm总高度mm壁厚mm内圆直径D’mm外圆直径Dmm第一道环的环岸高度b1mm第二道环的环岸高度b2mm第一道环槽高度C1mm28 第二道环槽高度C2mm第三道环槽高度C3mm活塞的材料：高硅铝合金2、活塞环2.1、活塞环的弹力活塞环同活塞一同装入气缸后会产生一定的弹力。其计算如下：2.3、活塞环的高度活塞环的高度即活塞环的轴向尺寸。28 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b＝1～2.5mm.2.4、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。对于灰铸铁活塞环一般S./d＝13％～14％（d为气缸直径）；对于钢活塞环一般为S./d＝7％～9％。2.5、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。2.6、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100°C的温度下来测量活塞环的开口间隙，其规定值如下表所示。有关活塞环的尺寸设计结构：名称数值单位环的高度bmm自由端距S。mm径向厚度tmm开口间隙mm活塞环的材料：60Si2CrA，其硬度为HRc45－553、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。28 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。现代摩托车强化发动机常采用合金弹簧钢（如60Si2CrA，其硬度为HRc45－55）制造活塞环。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2～3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。3.1、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0.02～0.1mm，第二道环的边隙一般为0.02～0.08mm。图16活塞环的运状态a）进气行程b）压缩行程c)作功行程d）排气行程1－活塞；2－活塞环；3－气缸壁；4－润滑油；5－活塞运动方向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（图16a）；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（图16c）。3.2、活塞环的密封机理活塞环有一个切口，且在自由状态下使铬圆环形，其外形尺寸比气缸的内径大些。因此，它随活塞一起装入气缸后，便产生弹力P。（图17）使之紧贴在气缸壁上，形成一个密封环带，称为第一密封面。燃气不能通过活塞环与气缸壁之间的接触。活塞环在燃气压力P的作用下，被压紧在环槽的下端面上（见图17），形成第二个密封面，于是燃气只能经过上边隙绕到背隙，并发生膨胀，其压力P1下降到原来的70％或更低。同时，背隙中的燃气压力P1对环背的作用，是活塞环更紧地贴在气缸壁上。这样，压力已有所下降的燃气只能从第一道环的切口漏到第二道环的上边和背隙中，由于第二道环的两个密封面的作用使其压力在进一步地降低。如此继续进行下去，到了从最后一道活塞环流出的燃气，其压力和流速就很少，因而泄漏的燃气量就很少了。再加上几道气环的切口错开装配形成“迷宫式”的封气装置，就足以对高压燃气进行有效的密封。图17气环的密封机理（作功行程的前半行程）1－第一封面；2－第二密封面；P－环侧气体压力；P1-背压力；P。－环的弹力3.3、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。28 3.4、活塞环的切口形状气缸内的燃气漏入曲轴箱的主要通道是活塞环的切口，因此，切口的形状和装入气缸后切口间隙的大小对于漏出气缸的燃气的量有一定的影响。切口间隙过大，则漏气量严重，使发动机功率减少；间隙过小活塞环受热膨胀后又会造成卡死和折断。切口间隙值一般为0.15～0.8mm。第一道气环的温度最高，线膨胀量最大，因而切口间隙也要相应地大些。气环切口的形状如图15所示。直角形切口（图18a）工艺性好，大漏气量较多；阶梯形切口（图15b）密封性较好，但工艺性较差；斜切口的斜切角一般为30°或45°，其密封性和工艺性介于前两者之间，但其锐角部位在套装活塞时容易折断。图18气环的切口形状a）直角切口b）阶梯切口c）斜切口d）带防转销钉槽切口均压环的自由形状均压环是指活塞环装入气缸后其弹性压力沿环周均匀分布均压环从自由状态变到工作状态，可以看成是曲梁在周边均布负荷作用下的－－种弯曲，如图16所示。根据曲梁弯曲基本方程。活塞环在自由状态下其中线某一点的曲率半径ρ由状态弯到工作状态所受到的弯矩M之间有如下关系：式中：…一活塞环在工作状态时中线的曲率半径，I――环断面轴惯性矩，对于bt的矩形环I＝ht3/12。为了确定任意断面BB中的弯矩，可把活塞环看成是开口对面的对称面AA固定的悬臂梁，因为活塞环从自由状态变到工作状态时AA断面不发生旋转。于是作用在单元环上rd的单元力dp=p0br0d对断面BB产生的弯矩可写成环从=到段上的压力对BB断面的总弯矩M为式中：材料确定后E为常数，P0也为常数，对结构参数D一定的均压环，自然状态的曲率半径ρ随α28 而变，故活塞环在自由状态下不是圆形。4、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，光靠气环还不能式气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。4.1、普通油环普通油环（图20a）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，在凹图20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21活塞环的刮油作用a）活塞下行b）活塞上行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21）；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。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。4.2、组合式油环组合式油环如图22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。5、活塞销图22组合环1－刮油环2－轴向衬环3－径向衬环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。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。28 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0.01~0.02mm。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。5.1、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20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21所示。2．B1＝0．5L。3.活塞销长度L==；即活塞的纵向断面正好填满活塞外圆。则活塞销的弯曲变形量可用下式表示：mm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；δ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f≤0.0004。二、变速器结构设计1、变速器传动比确定了最高档位和最低档位之后，再确定各档的传动比。如将摩托车从I档加速到某一车速开始换Ⅱ档，此时发动机的转速为n。设换档过程中车速不变，换到Ⅱ档后发动机的转速应由，n2下降到n1离合器才能平顺接合。换到I档时的车速为式中：r一车轮的滚动半径。换到Ⅱ档后的车速为，故式中：i—摩托车的总传动比。、ig2、ig3…—I、Ⅱ、Ⅲ，…档变速器传动比。离合器才能无冲击地接合。同理，发动机的转速再上升到，n2后如换Ⅲ档，则发动机转速又降到n1。如果各档传动比按等比级数分配，则，n2／n1=n2／n1’，，因此n1＝n1’。这样发动机总在同一转速范围内(n1～n2)工作。这就可以使发动机保持在最佳状态下工作。由此可见，理想的各档传动比应按等比级数分配28 公比q一般按下式计算：式中：nPmax——发动机最大功率点转速；nMmax——发动机最大扭矩点转速。需要说明的是：由于传动系统中齿轮的齿数必须是整数，各组齿轮的中心距还必需一样。另外，摩托车在换档过程中由于外部阻力的作用，车速会有一定程度的下降，低速时速度下降的幅度小，高速时下降的幅度大。这样各档传动比并不恰好按等比级数来分配的。而是按如下关系设计2、变速器的齿轮参数变速器的齿轮参数包括齿轮模数、压力角、齿宽、齿轮精度、齿轮齿数。1、齿轮模数m设计变速器齿轮时选择的齿轮模数应符合GBl357—87的规定。常用的齿轮模数有1.25、1.5、1.75、2.0、2.25、2.5等6种，选择模数的大小主要根据载荷的大小，排量小的摩托车选择较小值。2，压力角。增大压力角，根圆齿厚及节圆处渐开线的曲率半径增大，可以提高抗弯强度和接触强度，不根切的最小齿数减少。增大的缺点是：在转矩棺同时齿面载荷增大，重合度减小，齿轮刚度增大，同时噪声也随之增大。由于摩托车变速器承受的载荷不大，因此常采用较小的压力角。3，齿宽B齿轮宽度越大承载能力越高。但齿轮在受载后，由于齿向误差及轴的变形，沿齿宽方向受力不均匀；另外，齿宽大还会增大变速器的轴向尺寸。因而齿宽不宜过大，一般为齿轮模数的4～6倍，即B＝4～6M4．齿轮精度选择齿轮精度时应参照国家标准GBl0095—88渐开线圆柱齿轮精度。其中规定了12个精度等级，摩托车变速器常采用其中的6—8级的中等精度。5.齿轮齿数先按下式确定相互啮合两齿轮的齿数之和ZZ2=2A／m式中:A——两轴的中心距；m——齿轮模数。再确定小齿轮齿数Zmin＝11一13。为了避免根切，保证小齿轮的强度，一般采用变位齿轮。最后确定大齿轮齿数Z大＝Z一Zmin。3、齿面接触强度摩托车变速器齿轮的齿面接触强度是影响齿轮寿命的重要参数，在设计齿轮时都要进行计算。计算齿面接触强度依据赫兹/(H.R.ertz)提出的弹性体理论。摩托车变速器大多采用钢制直齿轮，可用下式计算齿面接触强度28 附表：表1、常用渗碳钢的牌号、成分、热处理、性能及用途28 28 28'