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1、第二篇 設(shè)計(jì)部分 一、摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)與設(shè)計(jì) （一）、發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體 １．氣缸體 氣缸體的作用除形成氣缸工作容積外，還用作活塞運(yùn)動(dòng)導(dǎo)向，其圓柱形空腔稱為氣缸。 由于氣缸壁表面經(jīng)常與高溫高壓燃?xì)饨佑|，活塞在汽缸內(nèi)作高速運(yùn)動(dòng)（最高速度可達(dá)100km/s）并施加側(cè)壓力，以及氣缸壁與活塞環(huán)幾活塞外圓表面之間反復(fù)摩擦，而其潤滑條件由較差，所以氣缸體必須耐高溫、耐高壓、耐腐蝕，還應(yīng)具有足夠的剛度和強(qiáng)度。 氣缸體的材料一般用優(yōu)質(zhì)灰鑄鐵，為了提高氣缸的耐磨性，可以在鑄鐵中加入少量的合金元素，如鎳、鉻、鉬、磷、硼等。 汽缸內(nèi)壁按二級(jí)精度珩磨加工，其工作表面有較高的關(guān)潔度，并且形狀和尺寸精度也都比較高

2、。 為了保證氣缸壁表面能在高溫下正常工作，必須對汽缸體和氣缸蓋隨時(shí)加以冷卻。發(fā)動(dòng)機(jī)有風(fēng)冷和水冷兩種。用風(fēng)冷卻時(shí)，在汽缸體和氣缸蓋外表面鑄有許多散熱片，易增大冷卻面積，保證散熱充分。用水冷卻時(shí)在汽缸體內(nèi)制有水套。 １.1 氣缸直徑 氣缸直徑是指氣缸內(nèi)徑，與活塞相配合，是發(fā)動(dòng)機(jī)的重要參數(shù)，許多主要的尺寸如曲柄銷直徑、氣門直徑、活塞結(jié)構(gòu)參數(shù)等，都要根據(jù)氣缸直徑來選取。 參數(shù)設(shè)計(jì)： 氣缸直徑已標(biāo)準(zhǔn)化，其直徑值按一個(gè)優(yōu)先系列合一個(gè)常用系列來選取。根據(jù)有關(guān)資料可確定氣缸的直徑D. 1.2 氣缸工作容積、燃燒室容積和氣缸總?cè)莘e 上止點(diǎn)和下止點(diǎn)之間的氣缸容積，稱為氣缸工作容積（也稱為總排量）（

3、圖1）。氣缸工作容積與氣缸直徑的平方、活塞沖程的大小成正比。氣缸直徑越大、工作容積越大、發(fā)動(dòng)機(jī)的功率也就相應(yīng)地增大。 氣缸工作容積的計(jì)算公式為 式中：——?dú)飧坠ぷ魅莘e(ml); D—— 氣缸直徑（mm）; S —— 活塞行程（mm;） N —— 氣缸數(shù)目。 參數(shù)設(shè)計(jì)： 圖1 氣缸燃燒室容積和工作室容積 （a）燃燒室容積 （b）工作室容積 因設(shè)計(jì)要求的是單缸發(fā)動(dòng)機(jī)的排氣量為100ml，那么其活塞行程為： 同時(shí)活塞行程S =2r；r為曲軸半徑 那么： 1.3壓縮比

4、 氣缸總?cè)莘e與燃燒室容積的比值，稱為壓縮比。壓縮比表示活塞由下止點(diǎn)到上止點(diǎn)時(shí)，可燃混合氣在氣缸內(nèi)被壓縮多少倍。 1.4氣缸工作內(nèi)壓力、氣缸總推力 氣缸工作內(nèi)壓力是一個(gè)變量，隨作功行程的開始，數(shù)值急劇下降。高質(zhì)量的氣缸在跳火燃燒的瞬間，內(nèi)壓力可達(dá)3～5MPa。 氣缸總推力是指一個(gè)周期內(nèi)氣缸對外實(shí)際作功量。其計(jì)算式為： 式中：F——?dú)飧卓偼屏Γ∟）; ——?dú)飧仔?；一般?0％ ——?dú)飧坠ぷ鲀?nèi)壓力（MPa）； D ——?dú)飧字睆剑╩m）。 參數(shù)設(shè)計(jì)： 氣缸工作內(nèi)壓力： 1.5氣缸蓋

5、 氣缸蓋用螺柱與氣缸體－曲軸箱或氣缸體固連在一起。為了增加密封性，氣缸體和氣缸蓋之間加有氣缸襯墊。氣缸蓋的作用主要是封閉氣缸上部，并與活塞頂部和氣缸壁共同形成燃燒室。燃燒室有很多種形式，不同形式的燃燒室氣缸蓋的結(jié)構(gòu)又有所不同。 四行程頂置氣門發(fā)動(dòng)機(jī)的氣缸蓋上有進(jìn)、排氣門座及氣門導(dǎo)管，并設(shè)有進(jìn)氣道和排氣道，裝有進(jìn)、排氣管等。 對氣缸蓋螺栓聯(lián)接靜強(qiáng)度計(jì)算： 對螺栓的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行精確校核： 式中：――螺栓材料的對稱循環(huán)拉壓疲勞極限，Mpa。值見附表。 ――試件的材料特性，即循環(huán)應(yīng)力中平均應(yīng)力的折算系數(shù)，對于碳素鋼為0.1～0.2，合金鋼為0.2～0.3 ――

6、拉壓疲勞強(qiáng)度綜合影響系數(shù). S――安全系數(shù) 1.6燃燒室 燃燒室的種類較多，有鍥形、盆形、菱形、半球形等燃燒室。半球形燃燒室結(jié)構(gòu)呈半球形，比起鍥形、盆形燃燒室更為緊湊，面容比最小。因進(jìn)、排氣門分別置于氣缸軸線的兩側(cè)，故其配氣機(jī)構(gòu)比較復(fù)雜。但有利于促進(jìn)燃料的完全燃燒和減少排氣中的有害成分，對提高經(jīng)濟(jì)性和排氣凈化有利。 有關(guān)計(jì)算結(jié)果： 名稱 尺寸或數(shù)值 單位 氣缸直徑D mm 活塞行程S mm 燃燒室體積VC ml 曲軸半徑r mm 氣缸工作內(nèi)壓力F KN 氣缸的材料：質(zhì)灰鑄鐵 （二）、曲柄連桿機(jī)構(gòu)的受力分析與平衡 2.1 曲柄連桿

7、比 曲柄連桿臂時(shí)指曲柄半徑與連桿長度之比，簡稱為連桿比，用表示。由下式定義 式中：——曲柄半徑，即曲柄銷中心到曲軸中心之間的距離； ——連桿長度，即連桿大小頭軸線之間的距離。 連桿比不僅影響曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)特性，而且影響發(fā)動(dòng)機(jī)的外形尺寸。值越大，連桿越矩，發(fā)動(dòng)機(jī)的總高度（立式發(fā)動(dòng)機(jī)）或總寬度（臥式發(fā)動(dòng)機(jī)）越小。對于V形發(fā)動(dòng)機(jī)，其總高度和總寬度都會(huì)減少。連桿過矩時(shí)易導(dǎo)致活塞在運(yùn)動(dòng)過程中與曲柄相碰。因此一般情況下現(xiàn)代摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)的連桿比，盡可能地采用矩連桿。 參數(shù)設(shè)計(jì)：取λ 那么連桿長度：l＝ r/λ= 2.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)

8、動(dòng)學(xué) 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)是研究曲柄連桿機(jī)構(gòu)各主要零件的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，分析其作用力和力矩及發(fā)動(dòng)機(jī)的平衡和曲軸的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的一門科學(xué)。 在計(jì)算時(shí)，曲軸的轉(zhuǎn)動(dòng)可以近似看成等速轉(zhuǎn)動(dòng)，這是因?yàn)楦咚侔l(fā)動(dòng)機(jī)在穩(wěn)定工況下工作時(shí)，由于扭轉(zhuǎn)的不均勻性而引起的曲軸旋轉(zhuǎn)角速度的變化不大。 曲軸的角速度可以寫為 ω＝ 式中：n——曲軸轉(zhuǎn)速，。 曲柄銷中心的切向速度和向心加速度分別為： ＝ ＝ 式中：r——曲軸半徑，m。 在討論連桿、活塞的運(yùn)動(dòng)規(guī)律時(shí)，不用時(shí)間t表達(dá)，而是用曲軸轉(zhuǎn)角，并且規(guī)定：將活塞處于上止點(diǎn)位置

9、所對應(yīng)的曲軸位置作為曲軸轉(zhuǎn)角的起點(diǎn)（即＝0），因而，活塞的速度、加速度的方向朝著曲軸中心線方向?yàn)檎?，背離曲軸中心線方向?yàn)樨?fù)。 參數(shù)設(shè)計(jì)： 曲柄的角速度： 曲柄銷中心的切向速度和向心加速度分別為： ＝ ＝ 2.3 連桿的角位移、角速度、角加速度 對于活塞中心線通過曲軸中心線的曲柄連桿機(jī)構(gòu)（圖2）。曲柄半徑r與連桿長度l的比值：λ＝r/l 則 sin ＝sin 于是可得到連桿的角位移 ＝ 圖2 中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析圖 當(dāng)＝90和270時(shí)連桿的角位移為最大，即

10、 ＝arcsin（1/4） =14.48 rad/s 連桿擺動(dòng)的角速度 當(dāng)為0和180時(shí)，連桿角速度為最大值， 當(dāng)為90和270時(shí)，連桿角速度為0。 連桿擺動(dòng)的角加速度 （三）、 連桿、曲軸組結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1． 連桿 連桿的作用是將活塞承受的力傳給曲軸，從而推動(dòng)曲軸作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。因此，其兩端給安裝一個(gè)軸承，分別連接活塞銷于曲軸銷。 連桿一般用中碳鋼或中碳合金鋼，還可以采用低碳合金鋼（如20Cr、20MnB、20CrMo）模鍛成形，然后進(jìn)行機(jī)械加工。中碳鋼制造的連桿一般要進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理；低碳合金鋼制成的連桿大小頭內(nèi)孔要進(jìn)行滲碳淬火等表面處理，淬火硬度

11、為HRc60～65。 連桿于活塞連接的部分稱為連桿小頭，與曲軸銷連接的部分稱為連桿大頭，中間的部分稱為桿身。 為了潤滑活塞銷和軸承，連桿小頭鉆有集油孔或銑有油槽，用以收集發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)被激漲起來的機(jī)油，以便潤滑。 連桿桿身通常做成“工”字形斷面，以保證在合適的剛度和強(qiáng)度下有最小的質(zhì)量。 連桿大頭有剖分式和整體式兩種。整體式連桿倒頭相應(yīng)的曲軸采用組合式曲軸，用軸承與曲柄銷相連。連桿大頭的內(nèi)孔表面有很高的關(guān)潔度，以便與連桿軸瓦（或滾針軸承）緊密結(jié)合。 摩托車單缸汽油機(jī)一般采用整體式連桿，大、小頭內(nèi)分別裝有滾柱或滾針軸承。 1．1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的當(dāng)量質(zhì)量 曲柄連桿機(jī)構(gòu)中的

12、連桿可以用無質(zhì)量的剛性桿件聯(lián)系的兩個(gè)集中質(zhì)量（連桿小頭質(zhì)量和連桿大頭質(zhì)量）組成的當(dāng)量系統(tǒng)來代替。 這樣往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量為 式中：——活塞組的質(zhì)量； ——連桿的質(zhì)量 a ——連桿的重心位置距連桿大頭中心的尺寸。 旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量為 式中：——曲柄上不平衡部分且相當(dāng)幾種在曲柄銷中心的質(zhì)量； b——連桿的重心位置距連桿小頭中心的尺寸。 1．2 連桿承受的載荷 連桿承受的載荷主要視氣壓力和往復(fù)慣性力產(chǎn)生的交變載荷。其基本載荷是壓縮或拉伸。對于四行程發(fā)動(dòng)機(jī)，最大拉伸載荷出現(xiàn)在進(jìn)氣行程開始的

13、上止點(diǎn)附近，其數(shù)值主要是活塞組和連桿計(jì)算斷面以上那部分連桿質(zhì)量的往復(fù)慣性力，即 式中： ——分別為活塞組和連桿計(jì)算斷面以上那部分的質(zhì)量。 最大壓縮載荷出現(xiàn)在膨脹行程開始的上止點(diǎn)附近，其數(shù)值是最大爆發(fā)壓力產(chǎn)生的推力減上述的慣性力，即 式中：——最大爆發(fā)壓力產(chǎn)生的推力。 1．3 連桿小頭的安全系數(shù) 小頭的安全系數(shù)按下式計(jì)算： 式中：——材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限； ——應(yīng)力副； ——平均應(yīng)力； ——考慮表面加工情況的工藝系數(shù)；

14、； ——角系數(shù)， ——材料在對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限； ——材料在脈沖循環(huán)下的彎曲疲勞極限，對于鋼 小頭應(yīng)力按不對稱循環(huán)變化，在固定角截面的外表面處應(yīng)力變化較大，通常只計(jì)算該處的安全系數(shù)，此時(shí) 循環(huán)最大應(yīng)力 循環(huán)最小應(yīng)力 式中：——襯套過盈配合和受熱膨脹產(chǎn)生的應(yīng)力； ——慣性力拉伸引起的應(yīng)力； ——受壓是產(chǎn)生的應(yīng)力。 應(yīng)力副 平均應(yīng)力 小頭安全系數(shù)的許用值部小于1.5。 參數(shù)設(shè)計(jì)： 連桿材料采用45號(hào)鋼，它的有關(guān)疲勞極限如下： 屈服極限＝

15、686.5MPa 強(qiáng)度極限＝833.6MPa 在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限 在對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限 =450.3MPa 在脈沖循環(huán)下的彎曲疲勞極限 角系數(shù) 工藝系數(shù) =0.5; 應(yīng)力副 ＝75.44MPa 平均應(yīng)力 ＝64.77MPa; 小頭的安全系數(shù)按下式計(jì)算： 符合要求； 1．4 連桿大頭的強(qiáng)度驗(yàn)算 圖4。4。7所示為連桿大頭的計(jì)算簡圖。它是把整個(gè)連桿看成是兩端固定的圓環(huán)，

16、固定端的位置用圖中的角度表示（通常＝40）。連桿的曲率半徑取兩個(gè)連桿螺栓中心矩的一半，對于整體式連桿則取連桿大頭內(nèi)外圓半徑之和的一半。環(huán)的截面積取D－D截面的面積，同時(shí)假定作用在連桿大頭上的力按余弦分布。 連桿大頭受到的慣性拉伸載荷為 式中：G’、G、G2、G3——分別為活塞組、連桿組往復(fù)慣性部分、連桿組旋轉(zhuǎn)部分和連桿大頭下半部分的質(zhì)量； R——曲柄半徑； ——連桿比。 連桿大頭中央截面D－D上的應(yīng)力為 式中：——計(jì)算圓環(huán)的曲率半徑； ——連桿大頭及中央截面積； ——大頭及軸承中央截面積；

17、——計(jì)算斷面的抗彎斷面模數(shù)。 參數(shù)計(jì)算： 連桿大頭受到的慣性拉伸載荷為 連桿大頭受到的慣性拉伸載荷為 連桿大頭中央截面D－D上的應(yīng)力為 符合要求； 連桿的有關(guān)設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)： 名稱 數(shù)值 單位 小頭寬度 mm 小頭內(nèi)孔半徑 mm 小頭壁厚 mm 大頭寬度 mm 大頭內(nèi)圓半徑 mm 大頭壁厚 mm 連桿長度L mm 連桿的材料： 20MnB，表面滲碳淬火處理，淬火硬度為HRc60～65 2．曲軸銷的設(shè)計(jì) 材料 曲軸銷是發(fā)動(dòng)機(jī)的重要零件

18、，它將左、右曲軸連為一體，承受連桿傳來的爆發(fā)壓力和慣性力。故選用20Cr鋼為曲軸銷材料。表面滲碳、淬火處理，外層硬度達(dá)HRc61以上。 尺寸設(shè)計(jì) 曲軸銷長度 L； 曲軸銷直徑d 3． 曲軸 曲軸的功用是承受連桿傳來的力，并變成繞其自身軸線的扭矩——力矩，然后再傳給轉(zhuǎn)動(dòng)系，同時(shí)驅(qū)動(dòng)配氣機(jī)構(gòu)和其他輔助裝置。 曲軸用軸承安裝再曲軸箱上，蓋軸承稱為主軸承。曲軸上安裝主軸承的部位稱為主軸頸，安裝連桿大頭連接。當(dāng)曲軸作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)，曲柄銷和連桿大頭繞曲軸作圓周運(yùn)動(dòng)。連桿曲柄銷和主軸頸的部分稱為曲柄臂（簡稱曲柄）。曲軸的兩端往往制有錐面、花健、螺紋等，用以連接驅(qū)動(dòng)磁電機(jī)、離合

19、器、傳動(dòng)裝置、滑油泵、配氣機(jī)構(gòu)等。 曲軸要求用強(qiáng)度高、沖擊韌性和耐磨性能好的材料制造、一般采用中碳鋼或中碳合金鋼（如45號(hào)或40Cr鋼等）模鍛或球墨鑄鐵鑄造成型。為了提高其耐磨性，主軸頸和曲軸銷表面均需淬火或氮化處理，再進(jìn)行精磨以達(dá)到較高的精度和光潔度。 曲軸銷一般做成空心，目的在于減少質(zhì)量和離心力并可作為潤滑油道。對與采用壓力潤滑的發(fā)動(dòng)機(jī)。曲柄銷上鉆有徑向孔與此中心孔相通，用以輸送潤滑油道摩擦表面。 按照曲軸的型式，可以把曲軸分為整體式曲軸和組合式曲軸。這里介紹一下組合式曲軸。 3．1 組合式曲軸 b 組合式曲軸如圖3所示。曲軸左部、曲軸右部、曲柄銷三部分分段加工，然后

20、 圖3 組合式曲軸 1. 曲軸左部、 2.連桿、3.軸瓦、4.曲柄銷、5. 曲軸右部 組裝成整個(gè)曲軸。組合式曲軸用滾柱軸承或滾珠軸承安裝在曲軸箱上，相應(yīng)的連桿采用整體式。單氣缸發(fā)動(dòng)機(jī)的曲柄臂常做成圓形，這種型式工藝較簡單，又有足夠的剛度，并可兼作分輪，式發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)。左、右主軸頸與曲柄臂制成一體，曲柄臂的下部制有平衡塊。銷孔中心與主軸頸中心線的距離即為曲柄半徑，兩軸線之間的尺寸精度要求很高，平行度要求也很嚴(yán)格。組合式曲軸的優(yōu)點(diǎn)式制造容易，成本較低。其缺點(diǎn)是連桿

21、和連桿軸承安裝后不易拆卸，另外，同一氣缸上的左右兩個(gè)曲軸的半徑很難保證尺寸完全一樣，裝配時(shí)改尺寸往往采用分組選配。 曲軸的主軸承和連桿軸承采用壓力潤滑時(shí)，在曲軸的中心、曲柄臂和曲柄銷上多鉆有連通的潤滑油道，并有徑向油孔通向主軸承和連桿軸承。 參數(shù)設(shè)計(jì)： （1）、飛輪尺寸設(shè)計(jì) 1）飛輪直徑 D＝S＋d＋2X 式中：S——行程（mm）； d——曲柄銷直徑（mm）； X——銷孔釘?shù)斤w輪邊距離（mm）。 2）、飛輪厚度b1 根據(jù)平衡慣量，取b1； b2； （2）、主軸的設(shè)計(jì)、校核 1）、確定主軸的最小直徑 由材料40Cr 取A。＝100；P

22、＝10Kw；n＝7500 2）、曲軸左、右部的尺寸設(shè)計(jì)： 根據(jù)分析以及有關(guān)參考資料，初步設(shè)定軸各斷長度： a1 a2 a3 a4 a5 各斷的直徑： d d1 d2 a 22 3)、曲軸右部的載荷、校核 有齒輪作用力存在 圖 4 軸右部受力、彎矩圖 R1 R R2 29 b 由彎矩圖可知（圖4） 總彎矩 扭矩 T＝ 計(jì)算

23、彎矩 確定危險(xiǎn)截面，查表得許用彎曲應(yīng)力 < 符合要求； 4） 軸上軸承的校核 a、 選擇軸承類型 b、 分析受力，考慮如下因素。 選用6306 深溝球軸承C＝15000N 圖 5 軸承受力圖 f2 F f1 RH2 RV2 RV1 fr ft RH1 作用在飛輪上的力 小飛輪作用在軸上的力 大鏈輪的有效力 水平面受力分析： 在垂直面面內(nèi)： 作用在軸承上的合力： c、軸承壽命校核 據(jù)有關(guān)資料介紹

24、一般摩托車軸承的壽命為 16000小時(shí) 符合要求。 （四）、活塞運(yùn)動(dòng)分析 4.1、活塞位移 對于活塞中心線過曲軸中心線的曲柄連桿機(jī)構(gòu)（圖6）?；钊男谐蘏＝2r，活塞的位移 最大位移量： 由牛頓二項(xiàng)式，可將展開，則 圖6 活塞位移與曲軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系 圖7 活塞速度曲線 在實(shí)際計(jì)算中取前兩項(xiàng)已足夠精確。則活塞的位移可寫成 位移X隨λ和的變化關(guān)系可以用圖像表示（圖7）.由圖像和公式都可以看出：曲軸轉(zhuǎn)角從0和90時(shí)活塞的位移值，比從90和180時(shí)活塞的位移值大，而且λ值越大，其差值也越大。 4.

25、2、活塞速度 活塞速度的精確數(shù)值為 對活塞的速度也可以進(jìn)行近似計(jì)算，其近似值由對位移的近似計(jì)算式微分得到： 因此，活塞速度是兩個(gè)速度分量之和，可以看成是由和兩個(gè)簡諧部分組成。其圖像如圖1.3.2所示。 4.3、活塞的最大速度 由圖4.1.3可以看出：當(dāng)＝90時(shí)v＝rω，此時(shí)活塞速度等于曲柄銷中心的圓周速度。但這并不是活塞的最大速度。活塞在最大速度時(shí)的曲柄轉(zhuǎn)角可以用對微分求極值的方式求得： 即 解此方程得： 因?yàn)闀r(shí)不合理的，所以方程的合理根只能取 由式可以看

26、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現(xiàn)在偏向上止點(diǎn)一側(cè)。 不同的λ值其最大速度時(shí)的值也不同，λ值越大活塞速度的最大值也越大，相應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角也偏向上止點(diǎn)一側(cè)。 4.4、活塞平均速度 由圖4可知：曲柄旋轉(zhuǎn)一周時(shí)活塞的速度不斷發(fā)生變化，時(shí)快時(shí)慢，時(shí)正時(shí)負(fù)。＝0～180時(shí)v為正值；＝180～360時(shí)v為負(fù)值；＝0、180、360時(shí)v＝0；＝90、270時(shí)v＝rω。 活塞的平均速度 式中：S——活塞行程； n——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速； T——曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)一周所需的時(shí)間。 活塞

27、的平均速度雖然只能粗略地估計(jì)活塞運(yùn)動(dòng)的快慢，但它是表征發(fā)動(dòng)機(jī)性能指標(biāo)的重要參數(shù)。它從一個(gè)方面反映樂發(fā)動(dòng)機(jī)的強(qiáng)化程度，同時(shí)也在一定程度上放映樂活塞和氣缸之間相互摩擦的強(qiáng)烈程度。隨著活塞平均速度的提高，活塞和氣缸磨損加劇。 參數(shù)設(shè)計(jì)： 活塞平均速度： 圖8 活塞加速度曲線 4.5、活塞的加速度 活塞加速度的精確值由下式求出 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兩個(gè)簡諧運(yùn)動(dòng)之和，如圖8所示。 4.6、活塞加速度的極值 活塞

28、加速度的極值是指活塞的最大正加速度和最大負(fù)加速度，由下式求得： 或 若 ，＝0或 ＝180相應(yīng)的加速度為 或 若 則 ，相應(yīng)的加速度為 參數(shù)設(shè)計(jì)： 活塞最大正加速度 4.7、活塞組的往復(fù)慣性力 往復(fù)慣性力等于往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量與活塞加速度的乘積，其方向與加速度的方向相反。即 圖9 確定的旋轉(zhuǎn)矢量法 若令 則 稱為一階慣性力，稱為二階慣性力（ 稱為旋轉(zhuǎn)矢量）。 一階往復(fù)慣性力 一階往復(fù)慣性力由下式

29、定義： 是曲柄轉(zhuǎn)角的余弦函數(shù)，即按曲軸轉(zhuǎn)角變化的力。 為了確定在任一曲軸轉(zhuǎn)角下的大小和方向，可利用旋轉(zhuǎn)矢量法，如圖9所示。 就是曲軸旋轉(zhuǎn)角速度的轉(zhuǎn)動(dòng)矢量在氣缸軸線上的投影值。其大小與方向如圖10所示。 二階往復(fù)慣性力 二階往復(fù)慣性力由下式定義： 圖10 確定 的旋轉(zhuǎn)矢量法 也是曲軸轉(zhuǎn)角的余弦函數(shù)，即按曲軸轉(zhuǎn)角變化的力。 為了確定在任一曲軸轉(zhuǎn)角下的大小和方向，也可利用 旋轉(zhuǎn)矢量法，如圖7所示。就是2倍的曲軸旋轉(zhuǎn)角速度（）的轉(zhuǎn)動(dòng)矢量在氣缸軸線上的投影值。其大小與方向如圖10所示。 有關(guān)計(jì)算結(jié)果 名稱 尺寸或數(shù)值 單位 連桿長度L

30、mm 曲柄的角速度 rad/s 曲柄銷中心的切向速度Vt m/s 曲柄銷中心的切向加速度an m/s2 活塞最大位移量Xmax mm 活塞平均速度 m/s 活塞最大正加速度 m/s2 連桿材料： 45號(hào)鋼。 （五）、活塞組結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1. 活塞 活塞一般呈圓柱形，其結(jié)構(gòu)如圖11所示。活塞與氣缸為間隙配合，自阿氣缸內(nèi)作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，其主要作用式承受氣缸中的氣體壓力所造成的作用力，并將這些力通過活塞銷傳給連桿，以推動(dòng)曲軸旋轉(zhuǎn)；活塞頂部還與氣缸壁、氣缸蓋共同組成燃燒室。 圖11 活塞 由于活塞頂部直接與高溫高壓燃?xì)饨佑|，燃?xì)獾淖罡邷? 1－頂

31、部；2－頭部；3－裙部；4－環(huán)岸；5－環(huán)槽；6－銷座； 7－加強(qiáng)筋；8－卡環(huán)槽；9－泄油孔及泄油槽 度可達(dá)2500K，因此活塞的溫度很高，頂部中心 的溫度可達(dá)600～700K。高溫一方面使活塞材 料的 機(jī)械強(qiáng)度顯著下降 （在600K溫度下約下降50%）,另一方面還會(huì)使活塞的熱膨脹量增大，影響活塞與相關(guān)零件的配合?；钊敳吭谧鞴π谐虝r(shí)承受這燃?xì)鈳_擊性的壓力。對于汽油機(jī)活塞，瞬時(shí)最大壓力值高達(dá)3～5MPa。對于柴油機(jī)瞬時(shí)最大壓力值可達(dá)6～9MPa,采用增壓時(shí)則更高。高壓導(dǎo)致活塞的側(cè)壓力大，引起活塞變形，加速或活塞外表面的磨損。活塞在氣缸中作高速往復(fù)運(yùn)動(dòng)，其承受的氣壓力和慣性力呈周期性

32、變化，因此活塞的不同部位分別受到交變的拉伸、壓縮或彎曲載荷；并且由于活塞的溫度各部位極不均勻，使活塞的內(nèi)部產(chǎn)生一定的熱應(yīng)力。所以要求活塞的質(zhì)量盡可能小，熱膨脹導(dǎo)熱性能好和耐磨。目前廣泛采用的活塞材料使共晶硅鋁合金。 1.1 活塞頂部形狀 活塞頂部的形狀與選用的燃燒室的形式有關(guān)。四沖程汽油機(jī)的活塞頂部多為平頂，其優(yōu)點(diǎn)是吸熱面積小，制造工藝簡單。有時(shí)采用了凹頂來減少活塞的質(zhì)量。 考慮流休動(dòng)力潤滑時(shí)的活塞形狀 活塞與氣缸之間的潤滑是要使活塞與氣缸之間存在楔形油膜，稱之為流體動(dòng)力潤滑。因此，活塞的縱向型線不光要求在冷態(tài)時(shí)呈中凸形，而且在正常工作溫度時(shí)也要呈中凸形，才能使活塞在工作中與氣

33、缸之間存在雙向鈾楔。據(jù)此活塞的縱向型線一般采用二次曲線（圓錐曲線）或二次曲線的特殊形式(即拋物線和雙曲線）.二次曲線的方程式為 AZ2＋BZ＋C=Y2 式中的Z軸與活塞中心線重合，Y軸垂直于Z軸且在連桿擺動(dòng)平面內(nèi)。 為求出系數(shù)A、B、C，需確定三個(gè)已知值（Z1、Yl）（Z2、Y2）、（Z3 Y3）代入方程式，即可得如下三元線性方程組： AZ12＋BZ1＋C=YI2 A Z22＋BZ2＋C=

34、 Y22 A Z32＋BZ3＋C =Y32 當(dāng)該方程組系數(shù)行列式≠0時(shí)有唯一的解。數(shù)A、B、C確定后，該二次曲線即可確定: Y=（A Z2＋BZ＋C）1/2 1.2 活塞頭部形狀 活塞頭部是指活塞環(huán)槽以上的圓柱部分。其主要作用有三： 1． 承受氣體壓力，并通過活塞銷傳給連桿； 2． 與活塞環(huán)一起實(shí)現(xiàn)氣缸的密封； 3． 將活塞頂吸收的熱量通過活塞環(huán)傳給氣缸壁，再通過散熱片（對于風(fēng)冷發(fā)動(dòng)機(jī)）或水冷（對于水冷發(fā)動(dòng)機(jī)）散布到大氣中。 圖12 活塞裙部的變形

35、 a）由于氣體壓力產(chǎn)生的變形 b）由于側(cè)壓力N的變形c）受熱變形 活塞頭部切有若干道用以安裝活塞環(huán)的環(huán)槽，環(huán)槽的截面形狀根據(jù)使用的活塞環(huán)截面形狀不同而不同。梯形環(huán)的環(huán)槽為梯形，其它截面形狀的活塞環(huán)的環(huán)槽為矩形。四沖程汽油機(jī)一般有2～3道環(huán)槽，上面1～2道用以安裝氣環(huán)，下面一道用以安裝油環(huán)。在油環(huán)槽的底面鉆有許多徑向小孔，使在活塞下上移動(dòng)時(shí)由油環(huán)從氣 缸壁上刮下來的多余的機(jī)油，得以經(jīng)過 這些小孔流回曲軸箱。 活塞頭部一般做得較厚，其目的是增加活塞的強(qiáng)度和剛度以及便于將熱量從活塞頂經(jīng)活塞頭部、活塞環(huán)、氣缸壁傳給散熱片或是冷卻液，從而防止活塞頂部的溫度過高。 1.3 活塞裙部形狀

36、 活塞裙部是指自油環(huán)槽下端面至活塞底面的圓柱部分。當(dāng)活塞在氣缸中作往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)，活塞裙部起著導(dǎo)向和承受側(cè)壓力的作用。 活塞工作時(shí)活塞裙部回產(chǎn)生變形，其變形原因是： 1. 燃燒氣體壓力平均作用在活塞頂部，而活塞銷給予的支反力則作用在活塞裙部 的銷座處，因此易導(dǎo)致活塞頂部彎曲變 形，致使活塞裙部也產(chǎn)生相應(yīng)的變形 ，是活塞裙部沿銷軸方向上的尺寸增大，而垂直于銷軸方向上的尺寸減少（圖12a）. 2. 燃燒氣體壓力還會(huì)使活塞受到側(cè)壓力，側(cè)壓力的作用也會(huì)使活塞裙部直徑在同一方向上增大（圖12b）。 3. 活塞銷座周圍的金屬堆積較多，受熱后膨脹量較大，致使活塞裙部在受熱狀態(tài)下變形。這種變形同樣會(huì)

37、使活塞沿活塞軸線方向上的直徑的增大量比其他方向大（圖12c）. 活塞機(jī)械變形和熱變形的結(jié)果，使得活塞裙部橫斷面變成長軸在活塞銷軸線方向上的橢圓形。 鑒于上述情況，為了使活塞在正常工作溫度下于氣缸壁之間保持右比較均勻的間隙，不至于在氣缸內(nèi)卡死或是引起局部磨損，必須在常溫下預(yù)先把活塞裙部的橫斷面加工成橢圓形，其長軸垂直于活塞銷軸線方向，其矩軸于長軸的差值視發(fā)動(dòng)機(jī)的不同而不同，一般為0.08～0.025mm。 為了視鋁合金活塞在工作狀態(tài)下（熱態(tài)）接近一個(gè)圓柱形，害必須把活塞做成上小下大的近似圓錐形。其錐度視發(fā)動(dòng)機(jī)的不同而不同，一般為0.05～0.1mm。 1.4活塞的壓縮高度 活塞頂面至活

38、塞銷中心之間的距離稱為活塞的壓縮高度。 現(xiàn)代摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)活塞的壓縮高度希望取較小的值，以減少活塞的尺寸和重量。要減少活塞的壓縮高度應(yīng)從兩方面入手；一要降低火力的高度；二要減少活塞環(huán)的數(shù)量和厚度。 一般情況下，四行程發(fā)動(dòng)機(jī)活塞的壓縮高度取H1 ＝0.45～0.57D。 1.5火力岸高度 第一道活塞環(huán)槽的上邊至活塞頂面的距離稱為活塞的火力岸高度。如圖13中的H4 減少H4會(huì)增強(qiáng)第一道環(huán)的導(dǎo)熱能力，從而可以降低活塞頂部的溫度，防止爆燃。一般來說，火力岸高度的大少要根據(jù)試驗(yàn)后確定。 1.5環(huán)帶高度 圖13 活塞結(jié)構(gòu)尺寸示意圖 第一道環(huán)的上邊至最后一道環(huán)下邊之間的距離稱為環(huán)帶高度，如圖1

39、3中H3. 減少環(huán)帶高度也就減少了活塞的壓縮高度，從而減少了活塞的慣性力和摩擦損失，這對提高發(fā)動(dòng)機(jī)的功率和使用壽命很有好處。 減少環(huán)帶高度必須減少活塞環(huán)數(shù)或減少活塞環(huán)的厚度及環(huán)岸高度b?，F(xiàn)代四行程發(fā)動(dòng)機(jī)一般采用二道氣環(huán)和一道油環(huán)。氣環(huán)的厚度一般為0.8～1.5mm。 環(huán)岸要求有足夠的強(qiáng)度，使其在最大氣壓下不致被損壞。第一道環(huán)的環(huán)岸高度b1 一般為1.5～2.5c（c指環(huán)槽高度），第二道環(huán)的環(huán)岸高度b2為1～2c。 1.6環(huán)岸的強(qiáng)度校核 在爆發(fā)壓力作用下，第一道氣環(huán)緊壓在第一環(huán)岸上。第一環(huán)岸的受力情況如圖14所示，在P1、P2合力的作用下，環(huán)根產(chǎn)生很大的彎曲和剪切應(yīng)力，擋這些應(yīng)力超過

40、材料的強(qiáng)度極限時(shí)，環(huán)岸就會(huì)產(chǎn)生斷裂。 由試驗(yàn)可知；當(dāng)P1≈0.9Pmax，P2≈0.2Pmax時(shí)，可以把環(huán)岸看成一個(gè)厚度為b、內(nèi)外圓直徑為D’和D的圓環(huán)形板，并沿內(nèi)圓柱面固定。然后把環(huán)岸看成簡單的懸臂梁進(jìn)行估算。Pmax為最大爆發(fā)壓力。 設(shè)D’=0.9D,作用在環(huán)岸根的應(yīng)力為： 式中：——活塞環(huán)槽深。 環(huán)岸根部危險(xiǎn)斷面的抗彎斷面系數(shù)的近似值為 環(huán)岸根部危險(xiǎn)斷面上的彎曲應(yīng)力為 環(huán)岸根部危險(xiǎn)斷面的剪切應(yīng)力 為 圖14 第一環(huán)岸的受力情況 合應(yīng)力 考慮倒鋁合金活塞在高溫下的強(qiáng)度下降及岸根的應(yīng)力集中

41、，其許應(yīng)力取 參數(shù)計(jì)算 環(huán)岸根部危險(xiǎn)斷面上的彎曲應(yīng)力為 環(huán)岸根部危險(xiǎn)斷面的剪切應(yīng)力 為 合應(yīng)力 符合要求。 有關(guān)活塞的尺寸設(shè)計(jì)結(jié)果： 名稱 數(shù)值 單位 壓縮高度取H1 mm 環(huán)帶高度H3 mm 火力岸高度H4 mm 總高度 mm 壁厚 mm 內(nèi)圓直徑D’ mm 外圓直徑D mm 第一道環(huán)的環(huán)岸高度b1 mm 第二道環(huán)的環(huán)岸高度b2 mm 第一道環(huán)槽高度C1 mm 第二道環(huán)槽高度C2 mm 第三道環(huán)槽高度C3 mm 活

42、塞的材料： 高硅鋁合金 2、活塞環(huán) 2.1、活塞環(huán)的彈力 活塞環(huán)同活塞一同裝入氣缸后會(huì)產(chǎn)生一定的彈力。其計(jì)算如下： 2.3、活塞環(huán)的高度 活塞環(huán)的高度即活塞環(huán)的軸向尺寸。 活塞環(huán)的高度b增大，環(huán)的導(dǎo)熱性能提高，但也會(huì)增大環(huán)的質(zhì)量，是慣性力增大，從而，一方面是環(huán)撞擊活塞環(huán)槽的力加大核摩擦面加大；另一方面導(dǎo)致活塞環(huán)處在懸浮狀態(tài)的時(shí)間延長（相對曲軸轉(zhuǎn)角），造成漏氣量增加。因此，活塞環(huán)高度有減少的趨勢。國內(nèi)摩托車氣環(huán)的高度一般為b＝1

43、～2.5mm. 2.4、自由端距 自由端距是指活塞環(huán)在自由狀態(tài)時(shí)活塞環(huán)開口兩端頭之間的距離，用S。表示。根據(jù)前述，可知：S。與徑向壓力P。、環(huán)的徑向厚度t、材料的彈性模數(shù)E有關(guān)。當(dāng)材料選定以后，材料的彈性模數(shù)E就定下來了，只要適當(dāng)選擇t核S。就可以。S。增大，P。增加，其應(yīng)力也增加。若S。減少，P。也減少，最大工作應(yīng)力減少，但套裝應(yīng)力會(huì)增大，因此S。只能在較少的范圍內(nèi)變動(dòng)。對于灰鑄鐵活塞環(huán)一般S./d＝13％～14％（d為氣缸直徑）；對于鋼活塞環(huán)一般為S./d＝7％～9％。 2.5、徑向厚度 徑向厚度（用t表示）影響徑向壓力P。的大小，在b、E確定以后，影響彈力的因素有S。和t，即環(huán)的

44、彈力可用S。和t來調(diào)整。增加t值可減少環(huán)在環(huán)槽中的撞擊，并改善環(huán)的導(dǎo)熱作用，但t值增大，活塞環(huán)槽的槽深加大，是活塞頭部的壁厚增大，質(zhì)量加大，并增加了安裝難度。 2.6、開口間隙 活塞環(huán)進(jìn)氣缸以后，在冷態(tài)下應(yīng)留有一定的開口間隙，以便在正常工作狀態(tài)下兩端頭互部相碰。環(huán)的溫度是變化的，故在日本工業(yè)標(biāo)準(zhǔn)（JID），德國標(biāo)準(zhǔn)（DIN）和美國汽車工業(yè)標(biāo)準(zhǔn)（SAE）中，均規(guī)定在100C的溫度下來測量活塞環(huán)的開口間隙，其規(guī)定值如下表所示。 有關(guān)活塞環(huán)的尺寸設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)： 名稱 數(shù)值 單位 環(huán)的高度b mm 自由端距S。 mm 徑向厚度t mm 開口間隙 mm

45、 活塞環(huán)的材料： 60Si2CrA，其硬度為HRc45－55 3、氣環(huán) 氣環(huán)安裝在氣缸頭部的活塞環(huán)槽中。其作用使保證活塞與氣缸壁之間的密封，防止氣缸中的高溫高壓燃?xì)獯罅柯┤肭S箱；另外，活塞頂部的熱量大部分右氣環(huán)傳給氣缸壁，再由冷卻水或空氣帶走。 在氣環(huán)所起的密封和導(dǎo)熱兩大作用中，主要是密封作用。因?yàn)槊芊夂?，說明氣環(huán)與氣缸壁貼河緊密，導(dǎo)熱自然會(huì)好。如果氣環(huán)的密封性不好，高溫燃?xì)鈱⒅苯訌臍猸h(huán)與氣缸壁之間的縫隙中漏入曲軸箱，活塞環(huán)直接與漏出的高溫高壓燃?xì)饨佑|。此時(shí)不但由于氣環(huán)與氣缸壁結(jié)合不嚴(yán)不能很好地導(dǎo)熱，相反使氣環(huán)地吸熱量增加，最后必將導(dǎo)致活塞河活塞環(huán)被燒壞。 活塞環(huán)地厚度在保證強(qiáng)度

46、河可靠性地情況下越薄越好，薄的活塞環(huán)有利于減少活塞的壓縮高度，有利于減輕活塞重量；降低活塞環(huán)于氣缸之間的摩擦損失；遏制活塞環(huán)的振動(dòng)。 目前廣泛采用的活塞環(huán)材料使合金鑄鐵（在優(yōu)質(zhì)灰鑄鐵中加入銅、鉻、鉬等合金元素）。隨著發(fā)動(dòng)機(jī)的強(qiáng)化，活塞環(huán)特別使第一環(huán)，承受著很大的沖擊載荷河熱負(fù)荷，因此要求活塞材料除了耐熱、耐磨以外，還應(yīng)有高的強(qiáng)度和沖擊韌性。現(xiàn)代摩托車強(qiáng)化發(fā)動(dòng)機(jī)常采用合金彈簧鋼（如60Si2CrA，其硬度為HRc45－55）制造活塞環(huán)。 為了提高活塞環(huán)的耐磨性，第一道環(huán)的工作表面常常鍍有多孔性鉻。多孔性鉻層強(qiáng)度高，并能儲(chǔ)存少量機(jī)油，可以提高潤滑性能。這種環(huán)的工作壽命比普通環(huán)高2～3倍。其余氣

47、環(huán)一般鍍錫，以改善其磨合性。此處還可以用噴鉬來提高活塞環(huán)的耐磨性。 3.1、氣環(huán)的工作狀態(tài) 活塞環(huán)裝入后與活塞環(huán)槽的上端面或下端面之間留有一定的間隙，這個(gè)間隙稱為活塞環(huán)的邊隙；活塞環(huán)與活塞環(huán)的底部也留有一定的間隙，稱為背隙，以防止活塞環(huán)受熱膨脹而卡死在活塞環(huán)槽中。第一道的邊隙一般為0.02～0.1mm，第二道環(huán)的邊隙一般為0.02～0.08mm。 圖16 活塞環(huán)的運(yùn)狀態(tài) a）進(jìn)氣行程 b）壓縮行程 c)作功行程 d）排氣行程 1－活塞；2－活塞環(huán)；3－氣缸壁；4－潤滑油；5－活塞運(yùn)動(dòng)方向 活塞環(huán)隨活塞在氣缸中作往復(fù)運(yùn)

48、動(dòng)時(shí)，活塞環(huán)在活塞槽中的位置并不是固定的。在進(jìn)氣行程中活塞環(huán)向下移動(dòng)，由于氣環(huán)與氣缸壁之間的摩擦阻力及活塞環(huán)本身的運(yùn)動(dòng)慣性，活塞環(huán)與活塞槽的上端面接觸（圖16a）；在壓縮行程和排氣行程中活塞和活塞環(huán)（指第一道環(huán)）有高溫高壓燃?xì)馔苿?dòng)向下移動(dòng)，使之和壓縮行程一樣，活塞環(huán)與活塞環(huán)槽的下端面接觸（圖16c）。 3.2、活塞環(huán)的密封機(jī)理 活塞環(huán)有一個(gè)切口，且在自由狀態(tài)下使鉻圓環(huán)形，其外形尺寸比氣缸的內(nèi)徑大些。因此，它隨活塞一起裝入氣缸后，便產(chǎn)生彈力P。（圖17）使之緊貼在氣缸壁上，形成一個(gè)密封環(huán)帶，稱為第一密封面。燃?xì)獠荒芡ㄟ^活塞環(huán)與氣缸壁之間的接觸。 活塞環(huán)在燃?xì)鈮毫的作用下，被壓緊在環(huán)槽的下

49、端面上（見圖17），形成第二 個(gè)密封面，于是燃?xì)庵荒芙?jīng)過上邊隙繞到背隙，并發(fā)生膨脹，其壓力P1下降到原來的70％或更低。同時(shí)，背隙中的燃?xì)鈮毫1對環(huán)背的作用，是活塞環(huán)更緊地貼在氣缸壁上。這樣，壓力已有所下降的燃?xì)庵荒軓牡谝坏拉h(huán)的切口漏到第二道環(huán)的上邊和背隙中，由于第二道環(huán)的兩個(gè)密封面的作用使其壓力在進(jìn)一步地降低。如此繼續(xù)進(jìn)行下去，到了從最后一道活塞環(huán)流出的燃?xì)猓鋲毫土魉倬秃苌?，因而泄漏的燃?xì)饬烤秃苌倭恕Ｔ偌由蠋椎罋猸h(huán)的切口錯(cuò)開裝配形成“迷宮式”的封氣裝置，就足以對高壓燃?xì)膺M(jìn)行有效的密封。 圖17 氣環(huán)的密封機(jī)理（作功行程的前半行程） 1－第一封面；2－第二密封面； P－環(huán)側(cè)氣體

50、壓力；P1-背壓力；P。－環(huán)的彈力 3.3、氣環(huán)的類型 氣環(huán)的類型比較多，有矩形斷面氣環(huán)、扭曲環(huán)、錐面 環(huán)、梯形環(huán)、桶面環(huán)、L形環(huán)、組合式氣環(huán)。 3.4、活塞環(huán)的切口形狀 氣缸內(nèi)的燃?xì)饴┤肭S箱的主要通道是活塞環(huán)的切口，因此，切口的形狀和裝入氣缸后切口間隙的大小對于漏出氣缸的燃?xì)獾牧坑幸欢ǖ挠绊?。切口間隙過大，則漏氣量嚴(yán)重，使發(fā)動(dòng)機(jī)功率減少；間隙過小活塞環(huán)受熱膨脹后又會(huì)造成卡死和折斷。切口間隙值一般為0.15～0.8mm。第一道氣環(huán)的溫度最高，線膨脹量最大，因而切口間隙也要相應(yīng)地大些。 氣環(huán)切口的形狀如圖15所示。直角形切口（圖18a）工藝性好，大漏氣量較多；階梯形切口（圖1

51、5b）密封性較好，但工藝性較差；斜切口的斜切角一般為30或45，其密封性和工藝性介于前兩者之間，但其銳角部位在套裝活塞時(shí)容易折斷。 圖18 氣環(huán)的切口形狀 a）直角切口 b）階梯切口 c）斜切口 d）帶防轉(zhuǎn)銷釘槽切口 均壓環(huán)的自由形狀 均壓環(huán)是指活塞環(huán)裝入氣缸后其彈性壓力沿環(huán)周均勻分布 均壓環(huán)從自由狀態(tài)變到工作狀態(tài)， 可以看成是曲梁在周邊均布負(fù)荷作用下 的－－種彎曲，如圖16所示。根據(jù)曲梁彎曲基本方程。活塞環(huán)在自由狀態(tài)下其中線某一點(diǎn)的曲率半徑ρ由 狀態(tài)彎到工作狀態(tài)所受到的彎矩 M之間有如下關(guān)系

52、： 式中：…一活塞環(huán)在工作狀態(tài)時(shí)中線的曲率半徑， I――環(huán)斷面軸慣性矩，對于bt的矩形環(huán)I＝ht3/12。 為了確定任意斷面 BB中的彎矩，可把活塞環(huán)看成是開口對面的對稱面AA固定的懸臂梁，因?yàn)榛钊h(huán)從自由狀態(tài)變到工作狀態(tài)時(shí)AA斷面不發(fā)生旋轉(zhuǎn)。于是作用在單元環(huán)上rd的單元力dp=p0br0d對斷面BB產(chǎn)生的彎矩可寫成 環(huán)從=到段上的壓力對BB斷面的總彎矩M為 式中： 材料確定后E為常數(shù)，P0也為常數(shù)，對結(jié)構(gòu)參數(shù)D一定的均壓環(huán)，自然狀態(tài)的曲率半徑ρ隨α而變，故活塞環(huán)在自由狀態(tài)下不是圓形。 4、 油環(huán) 四行

53、程汽油機(jī)的潤滑油存放在曲軸箱中，通過飛漲潤滑氣缸壁。由于大量的潤滑油不均勻地飛到氣缸壁上，光靠氣環(huán)還不能式氣缸壁鋪上一層均勻的油膜，同時(shí)刮下氣缸壁上多余的機(jī)油，防止機(jī)油竄入燃燒室，所以四行程發(fā)動(dòng)機(jī)至少設(shè)有一道油環(huán)。 油環(huán)安裝在氣環(huán)的下方，其作用是在氣缸壁上鋪涂一層均勻的機(jī)油膜，潤滑氣缸壁以減少活塞，活塞環(huán)與氣缸壁的磨損和摩擦力；刮除氣缸壁上多余的機(jī)油，防止機(jī)油竄入氣缸內(nèi)燃燒，形成積炭。此外，油環(huán)可以起封氣的輔助作用。 油環(huán)分普通油環(huán)和組合油環(huán)兩大類。 4.1、普通油環(huán) 普通油環(huán)（圖20a）的材料一般是合金鑄鐵。其外圓面的中間切有一道 凹槽，把油環(huán)分為上唇和下唇，在凹 圖20

54、 普通油環(huán)的斷面形狀 a）外倒角環(huán) b）同向倒角環(huán)c）內(nèi)倒角 d）雙鼻式環(huán) e）單鼻式環(huán) 圖21 活塞環(huán)的刮油作用 a）活塞下行 b）活塞上行 槽的底部加工有若干鉻排油小孔或狹縫。 普通油環(huán)根據(jù)上下唇的倒角分布和大小 有五種型式（圖21）；異向外倒角環(huán)的 上下唇的外側(cè)都有倒角，上唇的刮油能力較下唇強(qiáng)；同向上倒角環(huán)的上下唇的上側(cè)都有倒角，上下唇的刮油能力都較強(qiáng)；異向內(nèi)倒角環(huán)的上唇的下側(cè)給上唇的上側(cè)都有倒角，上唇的刮油能力較差；雙鼻式環(huán)的上下唇的下側(cè)都制有刮油槽，上下唇都有很強(qiáng)的刮油能力；單鼻式環(huán)下唇的下側(cè)制有刮油槽，下唇有很強(qiáng)的刮油能力。油環(huán)的上唇上端面外緣一般都有倒角，使油

55、環(huán)在向上運(yùn)動(dòng)時(shí)能形成油楔，以減少摩擦和磨損。下唇的下端面除異向外倒角之外一般部倒角，或倒有很少的倒角，這樣可以增將向下刮油的能力。 活塞向上向下運(yùn)動(dòng)時(shí)都可以鋪油和刮下多余的機(jī)油，刮下的油從排油小孔或狹縫中流入曲軸箱。 4.2、組合式油環(huán) 組合式油環(huán)如圖22所示，由三個(gè)刮油鋼片，一個(gè)徑向襯環(huán)及一個(gè)軸向襯環(huán)組成。軸向襯環(huán)2夾在第二、三刮油片之間。徑向襯環(huán)3將三個(gè)刮油片緊壓在氣缸壁上。這種油環(huán)的有點(diǎn)是：刮油片很薄，對氣缸壁的比壓大，因而刮油作用強(qiáng)；三個(gè)刮油片各自軸立，故對氣缸的適應(yīng)性較好，易于磨合；質(zhì)量小，因而產(chǎn)生的慣性力小；回油通路大，更易于刮油和鋪油。因此組合油環(huán)在高速發(fā)動(dòng)機(jī)上應(yīng)用較廣

56、。缺點(diǎn)是零件多，三個(gè)刮油片又必須鍍鉻，否則滑動(dòng)性不好，因此組合環(huán)的制造成本高。 5、 活塞銷 圖22 組合環(huán) 1－刮油環(huán)2－軸向襯環(huán)3－徑向襯環(huán) 活塞銷的作用是連接活塞與連桿小頭，將活塞承受的氣壓了傳給連桿?；钊N在高溫下承受很大的周期性的沖擊載荷，潤滑條件又較差，因而要求活塞銷有足夠的剛度合強(qiáng)度，表面耐磨，質(zhì)量小。 活塞銷一般用低碳鋼或低碳合金鋼（如20Cr）制造，經(jīng)表面參碳淬 火處理，以提高表面硬度，使中心具有一定的沖擊韌性。表面需進(jìn)行精磨和拋光。 活塞銷是一個(gè)空心的圓柱體，其內(nèi)孔形狀有圓柱形、兩端截錐形以及兩端截錐與中間一段圓柱形的組合形等。圓柱形孔容易加工，但為了保

57、證一定的剛度，中間的孔不能過大，因而其質(zhì)量較大。兩端錐孔形的活塞銷的質(zhì)量較小，有接近等強(qiáng)度梁的要求（活塞銷所承受的彎矩在中部最大），但孔的加工校復(fù)雜。組合式結(jié)構(gòu)則介于二者之間。 活塞銷與活塞銷座的配合為滑動(dòng)配合，以便發(fā)動(dòng)機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中活塞銷可以在活塞銷座孔中緩緩轉(zhuǎn)動(dòng)，以使活塞銷各部分的磨損比較均勻，但間隙也不能過大，一般為0.01~0.02mm。活塞銷裝入銷座孔中后兩端用卡環(huán)限位。活塞銷與連桿小頭的連接，采用滾針軸承和軸套。 5.1、活塞銷的剛度 活塞與活塞銷在受到氣壓力之后都會(huì)變形，由于兩者變形的不協(xié)調(diào)，使銷與活塞銷座的接觸很不均勻，銷孔內(nèi)繃上緣出現(xiàn)尖峰負(fù)荷Pmax和相應(yīng)的應(yīng)力集中，如

58、圖20所示。如果活塞銷的剛度不好，銷座又較硬實(shí)，往往會(huì)在A處產(chǎn)生斷裂。 在計(jì)算活塞銷的剛度時(shí)，為簡化計(jì)算，可作如下假定： 1、活塞銷上的負(fù)荷分布是：由連桿小頭產(chǎn)生的均勻負(fù)荷；由活塞銷座產(chǎn) 生的作用在支承面中點(diǎn)的集中載荷，如圖21所示。 2．B1＝0．5L。 3. 活塞銷長度 L= =；即活塞的縱向斷面正好填滿活塞外圓。 則活塞銷的彎曲變形量可用下式表示： mm 式中：D一氣缸直徑； d1一活塞銷直徑； L一活塞銷長度； Pz一氣缸內(nèi)最大壓力； δ一活塞銷壁厚。 一般情況下活塞銷作的剛度大，對銷的撓曲性變差，變形量應(yīng)取小一些。一般汽油機(jī)

59、f≤0.0004。 二、變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1、變速器傳動(dòng)比 確定了最高檔位和最低檔位之后，再確定各檔的傳動(dòng)比。如將摩托車從I檔加速到某一車速開始換Ⅱ檔，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為n。設(shè)換檔過程中車速不變，換到Ⅱ檔后發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速應(yīng)由，n2下降到n1離合器才能平順接合。 換到I檔時(shí)的車速為式中：r一車輪的滾動(dòng)半徑。 換到Ⅱ檔后的車速為 ， 故 式中：i—摩托車的總傳動(dòng)比。 、ig2、ig3…—I、Ⅱ、Ⅲ，…檔變速器傳動(dòng)比。 離合器才能無沖擊地接合。 同理，發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速再上升到，n2

60、后如換Ⅲ檔，則發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速又降到n1。 如果各檔傳動(dòng)比按等比級(jí)數(shù)分配，則，n2／n1=n2／n1’，，因此n1＝n1’。這樣發(fā)動(dòng)機(jī)總在同一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)(n1～n2)工作。這就可以使發(fā)動(dòng)機(jī)保持在最佳狀態(tài)下工作。 由此可見，理想的各檔傳動(dòng)比應(yīng)按等比級(jí)數(shù)分配 公比q一般按下式計(jì)算： 式中：nPmax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率點(diǎn)轉(zhuǎn)速； nMmax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩點(diǎn)轉(zhuǎn)速。 需要說明的是：由于傳動(dòng)系統(tǒng)中齒輪的齒數(shù)必須是整數(shù)，各組齒輪的中心 距還必需一樣。另外，摩托車在換檔過程中由于外部阻力的作用，車速會(huì)有一 定程度的下降，低速時(shí)速度下降的幅度小，高

61、速時(shí)下降的幅度大。這樣各檔傳 動(dòng)比并不恰好按等比級(jí)數(shù)來分配的。而是按如下關(guān)系設(shè)計(jì) 2、變速器的齒輪參數(shù) 變速器的齒輪參數(shù)包括齒輪模數(shù)、壓力角、齒寬、齒輪精度、齒輪齒數(shù)。 1、齒輪模數(shù)m 設(shè)計(jì)變速器齒輪時(shí)選擇的齒輪模數(shù)應(yīng)符合GBl357—87的規(guī)定。常用的齒輪模數(shù)有1.25、1.5、1.75、2.0、2.25、2.5等6種，選擇模數(shù)的大小主要根據(jù)載荷的大小，排量小的摩托車選擇較小值。 2，壓力角。 增大壓力角，根圓齒厚及節(jié)圓處漸開線的曲率半徑增大，可以提高抗彎強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度，不根切的最小齒數(shù)減少。增大的缺點(diǎn)是：在轉(zhuǎn)矩棺同時(shí)齒面載荷增大，重合度

62、減小，齒輪剛度增大，同時(shí)噪聲也隨之增大。由于摩托車變速器承受的載荷不大，因此常采用較小的壓力角。 3，齒寬B 齒輪寬度越大承載能力越高。但齒輪在受載后，由于齒向誤差及軸的變形，沿齒寬方向受力不均勻；另外，齒寬大還會(huì)增大變速器的軸向尺寸。因而齒寬不宜過大，一般為齒輪模數(shù)的4～6倍，即 B＝4～6M 4．齒輪精度 選擇齒輪精度時(shí)應(yīng)參照國家標(biāo)準(zhǔn)GBl0095—88漸開線圓柱齒輪精度。其中規(guī)定了12個(gè)精度等級(jí)，摩托車變速器常采用其中的6—8級(jí)的中等精度。 5.齒輪齒數(shù) 先按下式確定相互嚙合兩齒輪的齒數(shù)之和Z Z2=2A／m 式中: A——兩

63、軸的中心距； m——齒輪模數(shù)。 再確定小齒輪齒數(shù)Zmin＝11一13。為了避免根切，保證小齒輪的強(qiáng)度，一般采用變位齒輪。 最后確定大齒輪齒數(shù)Z大＝Z一Zmin。 3、齒面接觸強(qiáng)度 摩托車變速器齒輪的齒面接觸強(qiáng)度是影響齒輪壽命的重要參數(shù)，在設(shè)計(jì)齒輪時(shí)都要進(jìn)行計(jì)算。 計(jì)算齒面接觸強(qiáng)度依據(jù)赫茲/(H.R.ertz)提出的彈性體理論。摩托車變速器大多采用鋼制直齒輪，可用下式計(jì)算齒面接觸強(qiáng)度 附表：表1、常用滲碳鋼的牌號(hào)、成分、熱處理、性能及用途 28