第1章 前言
1.1設(shè)計題目要求
了解目前常用發(fā)動機(jī)的樣式，和國內(nèi)外的發(fā)展趨勢；確定雙缸發(fā)動機(jī)的總體設(shè)計方案；對于該產(chǎn)品的主要參數(shù)進(jìn)行設(shè)計計算；用三維繪圖軟件進(jìn)行產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)設(shè)計，并進(jìn)行運動仿真；編寫說明書，撰寫畢業(yè)論文
1.2發(fā)動機(jī)的設(shè)計背景
汽油發(fā)動機(jī)將汽油的能量轉(zhuǎn)化為動能來驅(qū)動汽車，最簡單的辦法是通過在發(fā)動機(jī)內(nèi)部燃燒汽油來獲得動能。因此，汽車發(fā)動機(jī)是內(nèi)燃機(jī)----燃燒在發(fā)動機(jī)內(nèi)部發(fā)生。
發(fā)動機(jī)是一種能夠把其它形式的能轉(zhuǎn)化為另一種能的機(jī)器，通常是把化學(xué)能轉(zhuǎn)化為機(jī)械能。發(fā)動機(jī)既適用于動力發(fā)生裝置，也可指包括動力裝置的整個機(jī)器（如：汽油發(fā)動機(jī)、航空發(fā)動機(jī)）。發(fā)動機(jī)最早誕生在英國，所以，發(fā)動機(jī)的概念也源于英語，它的本義是指那種“產(chǎn)生動力的機(jī)械裝置”。
發(fā)動機(jī)是汽車的心臟，是由多個機(jī)構(gòu)和系統(tǒng)組成的復(fù)雜的機(jī)器。現(xiàn)代汽車發(fā)動機(jī)的機(jī)構(gòu)形式有很多，即使是同一類型的發(fā)動機(jī)，其具體的結(jié)構(gòu)也個不相同，但不論哪種類型的發(fā)動機(jī)，其基本結(jié)構(gòu)是相似的。發(fā)動機(jī)是汽車動力之源。發(fā)動機(jī)的好壞直接影響著汽車的性能。隨著科技發(fā)展發(fā)動機(jī)技術(shù)也在不斷的提高，如今，發(fā)動機(jī)不僅在動力性有很大的提升，更在環(huán)保性能上有了很大的改善。
現(xiàn)在發(fā)動機(jī)的分類，按照使用燃料的不同分為：汽油機(jī)、柴油機(jī)、CNG發(fā)動機(jī)、LPG發(fā)動機(jī)、混合燃料發(fā)動機(jī);按照行程分類分為：四行程發(fā)動機(jī)和二行程發(fā)動機(jī)；按照冷卻方式分類：水冷式發(fā)動機(jī)和風(fēng)冷式發(fā)動機(jī)；按照汽缸數(shù)分為：單缸發(fā)動機(jī)和多缸發(fā)動機(jī)；按照氣缸排列方式分為：直列式、斜置式、對置式、V形式、W形式；按照進(jìn)氣系統(tǒng)是否采用增壓方式分為：自然吸氣式和增壓式；按照活塞的工作方式分為：往復(fù)活塞式和轉(zhuǎn)子活塞式。
雙缸發(fā)動機(jī)是指有兩個氣缸的發(fā)動機(jī)，是由兩個相同的單缸排列在一個機(jī)體上共用一根曲軸輸出動力所組成。通常是將化學(xué)能轉(zhuǎn)化為機(jī)械能，有時適用于動力發(fā)生裝置，也可指包括動力裝置的整個機(jī)器。主要用途為轎車的發(fā)動機(jī)、摩托車、油鋸和部分小功率機(jī)械中。
目前雙缸發(fā)動機(jī)分為四沖程和二沖程兩種，根據(jù)氣缸的排列方式還分為直列發(fā)動機(jī)和V型發(fā)動機(jī)。雙缸發(fā)動機(jī)多用于小型橋車與摩托車中，所以雙缸發(fā)動機(jī)必須具備的一個特性就是發(fā)動機(jī)體積要小，節(jié)約空間，對于摩托車等運用雙缸發(fā)動機(jī)的設(shè)備而言，雙缸發(fā)動機(jī)可以保證一個較高的排量和較為合適的功率。雙缸發(fā)動機(jī)由于往復(fù)運動及回轉(zhuǎn)運動零件的質(zhì)量小，因而運動慣量小，回轉(zhuǎn)時扭矩變動幅度小，順暢平穩(wěn)，震動及噪聲小。
1.3發(fā)動機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀
內(nèi)燃機(jī)的種類十分繁多，我們常見的汽油機(jī)、柴油機(jī)是典型的內(nèi)燃機(jī)。我們不常見的火箭發(fā)動機(jī)和飛機(jī)上裝配的噴氣式發(fā)動機(jī)也屬于內(nèi)燃機(jī)。不過，由于動力輸出方式不同，前兩者和后兩者又存在著巨大的差異。一般地，在地面上使用的多是前者，在空中使用的多是后者。
1.4本次設(shè)計的研究內(nèi)容、目的
訓(xùn)練綜合運用《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》課程和有關(guān)先修課程的理論及產(chǎn)生實際知識解決實際機(jī)械設(shè)計問題的能力，培養(yǎng)正確的設(shè)計思想，鞏固所學(xué)知識。學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計的一般方法，了解和掌握機(jī)械零件、傳動裝置的設(shè)計方法和步驟，培養(yǎng)機(jī)械設(shè)計能力和獨立解決工程實際問題的能力。學(xué)會運用設(shè)計資料及進(jìn)行經(jīng)驗估算，培養(yǎng)機(jī)械設(shè)計的基本技能。
第2章 發(fā)動機(jī)原理分析
1、 發(fā)動機(jī)的部件組成
一部完整的發(fā)動機(jī)是由缸體、缸蓋、曲軸箱、活塞、活塞環(huán)、活塞銷、連桿、曲軸、曲軸軸頸、連桿小頭、連桿大頭、主摩擦副、行程線、上止點和下止點、曲柄半徑、活塞行程等組成。
2、 四沖程發(fā)動機(jī)的工作行程
汽油機(jī)吸入可燃的空氣油混合氣，并將這種混合氣進(jìn)行壓縮后在精確的時刻由火花塞點燃。因此這類發(fā)動機(jī)稱為火花塞火式發(fā)動機(jī)。這類發(fā)動機(jī)需要四個活塞行程來完成一個工作循環(huán)：活塞朝遠(yuǎn)離缸蓋的方向移動，吸入空氣燃油混合氣的行程：活塞朝缸蓋方向運動，壓縮空燃混合氣充量的行程；活塞朝遠(yuǎn)離缸蓋方向移動的做工行程和活塞朝缸蓋方向運動的排氣行程。
⑴、進(jìn)氣行程。
進(jìn)氣門開啟，排氣門關(guān)閉?；钊滦羞h(yuǎn)離缸蓋?；钊貧飧卓焖僖苿赢a(chǎn)生壓力下降或真空，在距上止點三分之一行程處缸內(nèi)負(fù)壓達(dá)到最大值，約比大氣壓力低0.3.實際產(chǎn)生的真空度將取決于發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速和負(fù)荷的大小，典型的平均真空度比大氣壓低0.12,。缸內(nèi)產(chǎn)生的真空度可吸入由空氣和霧化汽油組成的重量比為10—17:1的新鮮充量和。利用缸內(nèi)真空吸入新鮮充量的發(fā)動機(jī)叫做正常吸氣或自然吸氣發(fā)動機(jī)。
⑵、壓縮行程
進(jìn)氣門和排氣門均關(guān)閉。活塞開始上行，朝缸蓋方向移動。吸入的空氣燃油混合氣被逐漸壓縮，在活塞處于上止點時被壓縮到氣缸原有容積的八分之一至十分之一。壓縮過程將空氣和霧化了的汽油分子緊緊的擠壓在一起。壓縮過程不僅提高了缸內(nèi)氣體的壓力，還升高了其溫度。在節(jié)氣門開啟發(fā)動機(jī)帶負(fù)荷運轉(zhuǎn)時，缸內(nèi)氣體最大壓縮壓力一般可達(dá)到8—14。壓縮終了時，氣缸內(nèi)氣體的壓力約為0.8—1.5，溫度約為600—750K。
⑶、做功行程
進(jìn)氣門和排氣門均關(guān)閉，且就在活塞接近壓縮上止點之時，火花塞點燃被壓縮后的高密度的可燃充量。當(dāng)活塞到達(dá)上止點時，缸內(nèi)可燃混合氣開始燃燒，產(chǎn)生熱量，促使缸內(nèi)氣體壓力迅速升高。當(dāng)作用在活塞上的氣體壓力超過作用在其上阻力時，燃燒氣體還是膨脹，改變活塞運動方向，并將活塞退至下止點。于是，缸內(nèi)壓力從滿負(fù)荷下大約60的峰值壓力降低到活塞接近下止點時的4左右。做功行程中，燃燒氣體的最大壓力可達(dá)到3.0—6.5，最高溫度可達(dá)到2200—2800K，隨著活塞向下止點移動，氣缸容積不斷增大，氣體壓力和溫度逐漸降低。在做功行程結(jié)束時，壓力約為0.35—0.5，溫度約為1200—1500K。
⑷、排氣過程
做功行程結(jié)束時，進(jìn)氣門仍保持關(guān)閉狀態(tài)，而排氣門開啟?；钊淖冞\動方向，從下止點向上止點位置移動。大部分廢氣靠其自身的能量排出氣缸，而剩余的廢氣將在活塞上移的過程中被活塞強(qiáng)行推入排氣道排入大氣中。
排氣過程中，缸內(nèi)氣體的壓力將會從排氣門開啟時的壓力，根據(jù)發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速和節(jié)氣門開度的不同可能為2—5范圍內(nèi)的某個值逐漸下降，到活塞缸蓋方向移動接近上止點時缸內(nèi)氣體壓力為大氣壓力，或者更低。排氣終了時，在燃燒室內(nèi)尚殘留少量的廢氣，稱其為殘余廢氣，因為排氣系統(tǒng)有阻力，所以殘余廢氣的壓力比大氣壓力略高，約為0.105—0.12，溫度約為900—1100K。
第3章 發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計
1、 發(fā)動機(jī)參數(shù)的確定
設(shè)計一臺雙缸型發(fā)動機(jī)，首先要確定它的基本結(jié)構(gòu)參數(shù)，包括平均有效壓力，活塞平均速度，氣缸數(shù)i，轉(zhuǎn)數(shù)n，氣缸直徑D，活塞行程S，壓縮比等。
1.1制定發(fā)動機(jī)設(shè)計參數(shù)要求
設(shè)計條件為：
⑴、制定雙缸發(fā)動機(jī)的排量為120mL四沖程汽油機(jī)
⑵、平均有效壓力：Pme=0.8～1.2MPa；
⑶、活塞的平均速度：Vm<18m/s。
⑷、體積小，結(jié)構(gòu)簡單
1.2發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計
將本次設(shè)計對象定為一臺120mL四沖程汽油機(jī)，初步選擇采用雙缸風(fēng)冷形式，即確定氣缸數(shù)i=2，沖程數(shù)=4。
1.3發(fā)動機(jī)主要參數(shù)的確定
參考楊連生版《內(nèi)燃機(jī)設(shè)計》，汽車發(fā)動機(jī)的缸徑行程比S/D一般在0.8～1.2之間，取S/D=0.85。
內(nèi)燃機(jī)學(xué)基本公式：
VS=πD2S/4
其中—為發(fā)動機(jī)的有效功率;—為發(fā)動機(jī)的平均有效功率；—氣缸的工作容積；—發(fā)動機(jī)的氣缸數(shù)目；—發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速；—活塞的平均速度；—發(fā)動機(jī)活塞的行程；—發(fā)動機(jī)氣缸直徑；—發(fā)動機(jī)行程數(shù)。
氣缸的工作容積：上下止點間所包容的氣缸容積稱為氣缸的工作容積，記為，根據(jù)公式：
VS=πD2S/4
代入計算得：
發(fā)動機(jī)氣缸直徑 D=56.4mm，
活塞行程S=47.9mm.
將其圓整可得：
D=56mm，S=48mm.
==118mL，
內(nèi)燃機(jī)的排量：
內(nèi)燃機(jī)所有氣缸工作容積的總和稱為內(nèi)燃機(jī)的排量，記做，
燃燒室容積：
活塞位于上止點時，活塞頂面以上氣缸蓋底面一下所形成的空間叫做燃燒室，其容積稱為燃燒室容積，也叫做壓縮容積，記做。
氣缸總?cè)莘e：
氣缸工作容積與燃燒室容積之和稱為氣缸總?cè)莘e，記做，
壓縮比：
氣缸總?cè)莘e也燃燒室總?cè)莘e之比稱為壓縮比，記做。對于汽油機(jī)壓縮比的范圍為：8～12，取=8，根據(jù)《內(nèi)燃機(jī)學(xué)》公式，壓縮比為：
計算得：
壓縮容積 =16.86mL，
氣缸總?cè)莘e=134.86mL.
壓縮比的大小表示活塞由上止點運動到下止點時，氣缸內(nèi)的氣體被壓縮的程度。壓縮比越大，壓縮終了時氣缸內(nèi)氣體的壓力和問題就越高。
工況：
內(nèi)燃機(jī)在某一時刻的運動情況叫做工況，以該時刻內(nèi)燃機(jī)輸出的有效功率和曲軸轉(zhuǎn)速表示。曲軸轉(zhuǎn)速即為內(nèi)燃機(jī)的轉(zhuǎn)速。
負(fù)荷率：
內(nèi)燃機(jī)在某一轉(zhuǎn)速下發(fā)生的有效功率與相同轉(zhuǎn)速下所能發(fā)生的最大的有效功率的比值稱為負(fù)荷率，負(fù)荷率通常稱為負(fù)荷。
發(fā)動機(jī)的動力性能指標(biāo)：
動力性能指標(biāo)是指發(fā)動機(jī)做功大小的指標(biāo)，一般用發(fā)動機(jī)的有效轉(zhuǎn)矩、有效功率、轉(zhuǎn)速和平均有效壓力等作為評價發(fā)動機(jī)動力性能好壞的的指標(biāo)。
發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速：
發(fā)動機(jī)每軸的曲軸每分鐘的回轉(zhuǎn)數(shù)稱為發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速，用表示，單位是r/min。發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的高低，關(guān)系到單位時間內(nèi)做功次數(shù)的多少或發(fā)動機(jī)有效功率的大小，即發(fā)動機(jī)的有效功率隨轉(zhuǎn)速的不同而改變。因此。在說明發(fā)動機(jī)有效功率的大小時，必須同時指明其相應(yīng)的轉(zhuǎn)速，在發(fā)動機(jī)產(chǎn)品的標(biāo)明牌上規(guī)定的有效功率及相應(yīng)的轉(zhuǎn)速分別稱作標(biāo)定功率和標(biāo)定轉(zhuǎn)速。發(fā)動機(jī)的標(biāo)定功率和轉(zhuǎn)速小的工作狀況稱作標(biāo)定工況。標(biāo)定功率不是發(fā)動機(jī)所能發(fā)出的最大功率，它是根據(jù)發(fā)動機(jī)的用途而制定的有效功率最大的使用限度。同一型號的發(fā)動機(jī)，當(dāng)其用途不同時，其標(biāo)定功率值并不相同。
由初始條件，活塞的平均速度：
Vm<18m/s，取Vm=14m/s.
根據(jù)公式：
Vm=n
可得：
n=30/S=8750r/min.
角速度：
=n/30=3.148750/30=915.83rad/s.
發(fā)動機(jī)平均有效壓力：
單位氣缸工作容積發(fā)出的有效功。
Pme=0.8～1.2MPa，取Pme=0.9MPa.
則發(fā)動機(jī)有效功率：
發(fā)動機(jī)在單位時間對外輸出的有效功率。
Pe==7.6kw
升功率：
發(fā)動機(jī)在標(biāo)定工況下，單位發(fā)動機(jī)排量輸出的有效熱功率稱為升功率。升功率大表明每升氣缸工作容積發(fā)出的有效功率大，發(fā)動機(jī)的熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷都高。
PL==65.625kw/h
曲柄連桿機(jī)構(gòu)：
作用在曲柄連桿機(jī)構(gòu)上的力有氣體力和運動質(zhì)量慣性力。
氣體力作用于活塞頂上，在活塞的四個行程中始終存在，但只有作功行程中的氣體力是發(fā)動機(jī)對外作功的原動力。氣體力通過連桿、曲柄銷傳到主軸承。氣體力同時也作用于氣缸蓋上，并通過氣缸蓋螺栓傳給機(jī)體。作用于活塞上和氣缸蓋上的氣體力大小相等、方向相反，在機(jī)體中相互抵消而不傳至機(jī)體外的支承上，但使機(jī)體受到拉伸。曲柄連桿機(jī)構(gòu)可視為由往復(fù)運動質(zhì)量和旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量組成的當(dāng)量系統(tǒng)。往復(fù)運動質(zhì)量包括活塞組零件質(zhì)量和連桿小頭集中質(zhì)量，它沿氣缸軸線作往復(fù)變速直線運動，產(chǎn)生往復(fù)慣性力；旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量包括曲柄質(zhì)量和連桿大頭集中質(zhì)量，它繞曲軸軸線旋轉(zhuǎn)，產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)慣性力，也稱離心力。往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力通過主軸承和機(jī)體傳給發(fā)動機(jī)支承。
通過查《汽車設(shè)計手冊》和《內(nèi)燃機(jī)設(shè)計》確定：
曲柄半徑：
r=S/2=24mm.
曲柄連桿比：
λ=r/l的范圍在1/3～1/4之間，選取λ=1/4.
則連桿長度：
l=r/λ=24/0.25=96mm.
2、 熱力學(xué)計算
通常根據(jù)內(nèi)燃機(jī)所用的燃料，混合氣形成方式，缸內(nèi)燃燒過程（加熱方式）等特點，把汽油機(jī)實際循環(huán)近似看成等容加熱循環(huán)。四沖程汽油機(jī)的工作過程包括進(jìn)氣、壓縮、做功和排氣四沖程。在本次設(shè)計過程中，先確定熱力循環(huán)基本參數(shù)，然后重點針對壓縮和膨脹過程進(jìn)行計算，繪制p-v圖并校核。
2.1參數(shù)的確定
根據(jù)參考文獻(xiàn)《工程熱力學(xué)》壓縮過程絕熱指數(shù)n1=1.32～1.35，初步取n1=1.34，膨脹過程絕熱指數(shù)n2=1.23～1.28，初步取n2=1.26。根據(jù)參考文獻(xiàn)《內(nèi)燃機(jī)原理》=6～9，初步取=8。
2.2壓縮過程
把壓縮過程簡化為絕熱過程，多變指數(shù)n1=1.34，p-v滿足關(guān)系p=常數(shù)。
壓縮起點的氣體壓強(qiáng)=（0.8～0.9），其中為大氣的壓強(qiáng)，取=0.8=0.0808MPa，此時氣體體積Va=134.86mL，壓縮終點氣體積Vc=16.86mL。故=，此時的氣體壓強(qiáng)
PC=Pa=1.31MPa
2.3膨脹過程
把膨脹過程簡化為絕熱過程，其多變指數(shù)為n2=1.26，p-v滿足關(guān)系
PVn2=常數(shù)
=10.48MPa
Vc=16.86mL，Va=134.86mL
PzVcn2=PbVan20.763MPa
2.4熱力學(xué)校核
由熱力學(xué)計算所繪制的示功圖為理論循環(huán)的示功圖，其圍成的面積表示的是汽油機(jī)所做的指示功，統(tǒng)計其共有78個單元格，每小格面積表示2J的有效功，計算得：Wi=156J，汽油機(jī)的機(jī)械效率，取=0.9，則
Pme =0.91.32=1.19MPa
滿足設(shè)計要求（Pme=0.8～1.2MPa），所以校核合格。
3. 動力學(xué)計算
3.1氣體壓力
隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化，缸內(nèi)的氣體壓力也會隨之發(fā)生變化。將熱力學(xué)計算中的p-v圖轉(zhuǎn)化為p-圖，即氣缸氣體壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。為排氣行程， 氣缸內(nèi)的氣體壓力在理論循環(huán)下基本可認(rèn)為是一恒定值且小于大氣壓力；為壓縮行程，氣缸內(nèi)的氣體壓力可由絕熱方程求出；為膨脹過程，氣缸內(nèi)的氣體壓力可由絕熱方程求出；為排氣行程，可以認(rèn)為氣缸內(nèi)的氣體壓力是均勻下降至（0.8～1）P0。求出相應(yīng)轉(zhuǎn)角對應(yīng)氣缸壓力p的數(shù)據(jù)，列入下表。
利用上面求解出的數(shù)據(jù)，作出p-圖，如下圖1。
圖3-1 p-圖
4. 活塞的設(shè)計
活塞的主要功用是承受燃燒氣體壓力，并將此力通過活塞銷傳給連桿以推動曲軸旋轉(zhuǎn)。此外活塞頂部與氣缸蓋、氣缸壁共同組成燃燒室?；钊前l(fā)動機(jī)中工作條件最嚴(yán)酷的零件。作用在活塞上的有氣體力和往復(fù)慣性力，這些力都是周期性變化的，且其最大值都很大。如增壓發(fā)動機(jī)的最高燃燒壓力可達(dá)這樣大的機(jī)械負(fù)荷作用在形狀復(fù)雜的活塞上，可能引起活塞變形，活塞銷座開裂，第一道環(huán)岸折斷?；钊斉c高溫燃?xì)庵苯咏佑|，使活賽頂?shù)臏囟群芨?，活塞各部的溫差很大。溫度高使活塞材料的機(jī)械強(qiáng)度顯著下降，活塞的熱膨脹量增大，從而使活塞與其相關(guān)零件的正確配合遭到破壞。另外，由于冷熱不均所產(chǎn)生的熱應(yīng)力容易使活塞頂表面開裂。柴油機(jī)活塞的熱負(fù)荷比汽油機(jī)活塞更為嚴(yán)重，這是因為柴油機(jī)活塞與燃燒氣體的對流換熱比較強(qiáng)烈，燃燒生成的炭煙使火焰的熱輻射能力增強(qiáng)，活塞頂上的燃燒室凹坑使活塞受熱面積增大等造成的?；钊趥?cè)壓力的作用下沿氣缸壁面高速滑動，由于潤滑條件差，因此摩擦損失大，磨損嚴(yán)重。
活塞在工作工程中主要沿汽缸壁做往復(fù)只想運動，由于要保持氣缸的密封性，對氣體與缸壁的配合精度要求較高，這就造成其磨損較為嚴(yán)重，潤滑較為重要，由于運動的換向和氣體燃燒時的爆發(fā)壓力，導(dǎo)致氣缸所受的慣性沖擊較大，對其剛度要求較高，所以，氣缸的工作環(huán)境較為惡劣，設(shè)計時對它的尺寸選材及材料的熱處理都有較高的要求?；钊哪p速度決定著發(fā)動機(jī)的使用壽命。
圖4-1活塞結(jié)構(gòu)
4.1活塞的材料
活塞結(jié)構(gòu)及所用材料應(yīng)滿足下列要求：
⑴、活塞應(yīng)該具有足夠的強(qiáng)度和剛度，合理的形狀和壁厚。合理的活塞裙部形狀，可以獲得最佳的配合間隙?；钊|(zhì)量應(yīng)盡可能的小。
⑵、受熱面小、散熱好。高強(qiáng)化發(fā)動機(jī)的活塞應(yīng)進(jìn)行冷卻。
⑶、活塞材料應(yīng)該是熱膨脹系數(shù)小、導(dǎo)熱性能好、比重小，具有較好的減摩性和熱強(qiáng)度。
活塞在工作工程中受到高的機(jī)械負(fù)荷和熱負(fù)荷，同時沿氣缸壁面高速滑動，容易造成潤滑不良，使它遭受到強(qiáng)烈的磨損，這就要求活塞的材料滿足一下的要求：熱強(qiáng)度高，熱導(dǎo)性好，吸熱性差，膨脹系數(shù)小，比重小，有良好的減磨性能，耐磨，耐腐蝕，工藝性好，經(jīng)濟(jì)性好。
在實際中，現(xiàn)在常采用的是鋁合金，共晶鋁合金，膨脹系數(shù)低，比重小，耐磨性，耐腐蝕性好，硬度、剛度、疲勞強(qiáng)度較高。鑄造流動性好，而被廣泛采用，本次設(shè)計的活塞采用共晶合金材料，鑄造。
4.2活塞的主要尺寸的設(shè)計
活塞的主要結(jié)構(gòu)尺寸如下圖2所示：
圖4-2 活塞主要尺寸圖
根據(jù)《內(nèi)燃機(jī)設(shè)計》（楊連生）P289汽油機(jī)活塞主要尺寸比例如下表1所示：
表1 汽油機(jī)活塞主要尺寸比例范圍
主要參數(shù)
比例范圍
主要參數(shù)
比例范圍
H/D
0.9～1.1
h/D
0.06～0.08
H/D
0.45～0.6
H/D
0.45～0.55
H/H
0.6～0.65
δ/D
0.06～0.1
活塞直徑：D=56mm.
活塞高度：H=0.9D=50.4mm≈50mm.
壓縮高度：H2=0.5D=28mm.
火力岸高度：h=460.06≈3mm.
活塞頂部厚度：δ=0.0846≈4mm.
活塞銷孔離底端距離：H2=H-H1.
活塞裙部高度：H3=H2/0.65≈34mm
現(xiàn)代四沖程發(fā)動機(jī)一般采用二道氣環(huán)和一道油環(huán)。根據(jù)《內(nèi)燃機(jī)設(shè)計》（楊連生）P290，小型高速內(nèi)燃機(jī)上，一般氣環(huán)高度：b1=b2=2~3mm，油環(huán)高度：b3=4~6mm。
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：c1=(1.5~2.0)b1，第二、三道環(huán)的環(huán)岸高度:c2=c3=(1~2)b1。
故設(shè)計尺寸為：b1=2mm b2=2mm b3=4mm，c1=3mm c2=3mm c3=3mm，則
環(huán)帶高度：h3=b1+b2+b3+c1+c2+c3=17mm
上裙部尺寸:h，
4.3活塞質(zhì)量計算
將活塞簡化為薄壁圓筒，從而計算出其體積和質(zhì)量：
活塞體積：
式中：D-活塞直徑，D=56mm；
H-活塞高度，H=50mm；
-活塞厚度，=4mm；
活塞質(zhì)量： 所以=88.2g
4.4活塞的計算及校核
活塞上的壓力狀況比較復(fù)雜化，以經(jīng)驗設(shè)計計算活塞時，一般只計算第一環(huán)岸的強(qiáng)度、裙部及銷座的單位壓力。
取工質(zhì)最高燃燒壓力=6.1MPa，大氣壓力=0.1MPa，所以工質(zhì)最高燃燒氣體壓力。
=
根據(jù)已知數(shù)據(jù)代入得=19595N。
第一環(huán)岸強(qiáng)度校核,第一環(huán)岸主要計算在最大氣體爆發(fā)壓力Pgmax時的剪切與彎曲強(qiáng)度。當(dāng)活塞頂受到最大氣體壓力Pgmax時，通常第一道環(huán)作用在第一環(huán)岸上面的氣體壓力可取為P1=0.9Pgmax=5.4MPa,環(huán)岸下面的氣體壓力可取為P2=0.22 Pgmax =1.32MPa。一般情況下，可取環(huán)槽深度t=0.05D，則D’=0.9D。
根據(jù)公式：
式中，Pgmax——最大氣體作用力
Pjmax——活塞與活塞環(huán)最大往復(fù)慣性力
帶入已知數(shù)據(jù)得，。
許用應(yīng)力的大小與活塞材料有關(guān)，一般范圍是：鋁合金30～40MPa；鑄鐵60～80MPa；鋼100～150MPa。本設(shè)計活塞缸采用的是鋁合金，所以計算的許用應(yīng)力沒有超過該材料的許用應(yīng)力。所以設(shè)計符合。
5. 活塞銷的設(shè)計
活塞工作時頂部承受很大的氣體壓力，它們?nèi)客ㄟ^銷座傳給活塞銷，再傳到連桿。因而，活塞銷與銷座必須有足夠的剛度，足夠的承載面積和耐磨性。其中活塞銷的剛度有著關(guān)鍵意義，如果縱向剛度不足，則引起負(fù)荷分布不均勻，使銷座疲勞破壞，導(dǎo)致活塞縱向開裂；橫向剛度不足，使銷的失圓變形過大，潤滑油膜遭受破壞，引起活塞銷咬作
5.1活塞銷的材料
活塞銷上作用著很大的氣體作用力和往復(fù)慣性力，這些載荷的大小及方向都呈現(xiàn)周期性變化，并帶有沖擊性。而且活塞銷與銷座之間擺動角度小，難以得到完全的液體潤滑，這使它磨損較大。
活塞銷設(shè)計時應(yīng)盡量滿足如下要求。
（1）在保證足夠的強(qiáng)度與剛度的條件下具有最小的質(zhì)量。
（2）外表面耐磨，而內(nèi)部沖擊韌性好。
（3）足夠的承壓面積。
活塞銷一般用低碳鋼或低碳合金鋼。本設(shè)計選用20Mn，經(jīng)外表面滲碳淬火至硬度HRC56～66，深度0.8～1.2mm，但滲碳淬火層中的殘余奧氏體必須切實消除，所以必須嚴(yán)格控制熱處理工藝質(zhì)量，盡量避免脫碳，表面也需要進(jìn)行精磨和拋光。
5.2活塞銷尺寸的計算
參考《內(nèi)燃機(jī)設(shè)計》（楊連生）P291，活塞銷的尺寸比例如下：
活塞銷外徑：
D為活塞直徑，D=56mm
活塞銷內(nèi)徑：
活塞銷長度：
故根據(jù)以上要求，設(shè)計尺寸為：
d1=16mm ， d2=10mm，=54mm
5.3活塞銷的的計算及校核。
⑴、活塞銷表面比壓
活塞銷工作表面所受的單位壓力對潤滑情況有影響，應(yīng)加以驗算。對全浮式活塞銷而言，連桿小頭部分的活塞銷表面單位壓力為
式中，q2——活塞銷座表面單位壓力，MPa；
Pgmax——最大氣體作用力，MN；
Pjmax——活塞組最大往復(fù)慣性力，MN；
——考慮活塞銷質(zhì)量的系數(shù)，k=0.68～0.81，取k=0.81
代入已知數(shù)據(jù)得q2=58MPa。
⑵、活塞銷的彎曲應(yīng)力
沿活塞銷長度方向的載荷分布與活塞銷及銷座的剛度之比有關(guān)，也與活塞銷與連桿小頭襯套間的間隙及活塞銷與銷座的間隙有關(guān)。實驗表明，在銷座部分，銷表面受到的壓力大致呈三角形規(guī)律分布，在銷與連桿小頭接觸部分，壓力分布可認(rèn)為相當(dāng)于均勻載荷。其彎曲應(yīng)力的計算公式為
代入已知數(shù)據(jù)得σ=199MPa。
本設(shè)計的活塞銷彎曲應(yīng)力的許用值為100～250MPa，故本設(shè)計故符合要求。
⑶、活塞銷的剪應(yīng)力
最大剪應(yīng)力τgmax作用在銷座和連桿小頭之間的截面上，發(fā)生的中性軸所在的直徑上，其值為
代入已知數(shù)據(jù)得τgmax=83MPa。
一般，汽車、工程機(jī)械用內(nèi)燃機(jī)的活塞銷最大剪應(yīng)力許用值為60～250MPa，本設(shè)計符合要求。
6、曲軸的設(shè)計
曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力、往復(fù)和旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量的慣性力以及它們的力矩（扭矩和彎矩）共同作用下工作的，使曲軸既扭轉(zhuǎn)又彎曲，產(chǎn)生疲勞應(yīng)力狀態(tài)。曲軸形狀復(fù)雜，應(yīng)力集中現(xiàn)象相當(dāng)嚴(yán)重，特別在曲軸至軸頸的圓角過渡區(qū)、潤滑油孔附近以及加工粗糙的部位應(yīng)力集中現(xiàn)象尤為突出。
曲軸各軸頸在很高的比壓下，以很大的相當(dāng)速度在軸承中發(fā)生滑動摩擦。這些軸承在實際變工況運轉(zhuǎn)條件下并不總能保證液體摩擦，故設(shè)計曲軸時，要使其各摩擦表面耐磨性，各軸頸應(yīng)具有足夠的承壓面積，同時給予盡可能好的工作條件。曲軸是曲柄連桿機(jī)構(gòu)中的中心環(huán)節(jié)，其剛度亦很重要。由于內(nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速較高，同時要求其質(zhì)量較輕。故曲軸在強(qiáng)度、剛度、耐磨、輕巧上都有要求，但它們之間又存在相互矛盾。
6.1曲軸的材料及結(jié)構(gòu)
曲軸是發(fā)動機(jī)中承受沖擊載荷、傳遞動力的重要零件，在發(fā)動機(jī)五大件中最難以保證加工質(zhì)量。目前車用發(fā)動機(jī)曲軸材質(zhì)有球墨鑄鐵和鋼兩類。由于球墨鑄鐵的切削性能良好，可獲得較理想的結(jié)構(gòu)形狀，并且和鋼質(zhì)曲軸一樣可以進(jìn)行各種熱處理和表面強(qiáng)化處理來提高曲軸的抗疲勞強(qiáng)度、硬度和耐磨性。球墨鑄鐵曲軸成本只有調(diào)質(zhì)鋼曲軸成本的1/3左右，所以球墨鑄鐵曲軸在國內(nèi)外得到了廣泛應(yīng)用。
曲軸從整體結(jié)構(gòu)上看，可以分為整體式和組合式。隨著復(fù)雜結(jié)構(gòu)鑄造技術(shù)的進(jìn)步，現(xiàn)代內(nèi)燃機(jī)幾乎全部采用整體式曲軸。從支撐方式看，曲軸有全支持結(jié)構(gòu)和浮動支撐結(jié)構(gòu)。但本次設(shè)計為單缸高速發(fā)動機(jī),用于大型雙缸車，故曲軸需采用組合式和全支撐結(jié)構(gòu)。
由于曲軸采用組合式，故選用鍛造制造。鋼制曲軸除少數(shù)應(yīng)用鑄鋼外，絕大多數(shù)采用鍛造。鍛造曲軸的材料有碳素鋼和合金鋼。本次設(shè)計曲軸采用鍛造制造，選用45號碳鋼模鍛曲軸，但曲軸在鍛造后應(yīng)進(jìn)行第一次熱處理（退火或正火），在精磨前應(yīng)進(jìn)行第二次熱處理（調(diào)質(zhì)）以改善鋼的機(jī)械性能并能提高周靜表面硬度。對軸頸表面、圓角和油孔邊緣應(yīng)拋光，以提高曲軸的疲勞強(qiáng)度。
綜上所述，曲軸采用45號鋼模鍛，采用組合式結(jié)構(gòu)和全支撐式結(jié)構(gòu)。
6.2曲軸尺寸的設(shè)計
曲軸主要由曲軸前端（自由端）、曲拐（包括主軸頸、連桿軸頸和曲柄）和曲軸后端（功率輸出端）三個部分組成。其中曲拐的數(shù)目與氣缸數(shù)目及排列方式有關(guān)。直列式內(nèi)燃機(jī)曲軸的曲拐數(shù)與氣缸數(shù)相等。
曲軸主要尺寸如下圖6-1所示：
圖6-1 曲軸的主要尺寸圖
參考《內(nèi)燃機(jī)設(shè)計》（楊連生）可得到主要尺寸范圍如下表二：
表二 曲軸主要尺寸比例范圍
主要參數(shù)
比例范圍
主要參數(shù)
比例范圍
D2/D
0.60～0.65
D2/d2
0.40～0.60
L2/D
0.35～0.45
D1/D
0.65～0.75
L1/D1
0.40～0.60
b/D
0.75～1.20
h/D
0.18～0.25
曲柄銷直徑=33.636.4mm，取，D2=35mm采用滾針軸承，曲柄銷長度L2與軸承寬度配合。
d2=(0.40～0.60)=14～21mm,取=16mm.
主軸頸直徑：d1=(0.65～0.75)D=36.4～42mm,取.D1=40mm
主軸頸長度：L1=(0.40～0.60)D1=16～24mm,取.L1=17mm
曲柄銷厚度：h=(0.18～0.25)D=10.08～14mm,取h=12mm.
曲柄寬度：b=(0.75～1.20)D=42～67.2mm,取b=60mm.
由于曲軸轉(zhuǎn)速高，曲柄銷與連桿大頭處采用滾針軸承，選用型號為:K35,即L2=22mm.
由比例范圍可得：L2=（0.35～0.45）D=19.6～25.2mm，取L2=22mm，符合要求。此處的主要是指與連桿大頭的配合長度，由于采用組合結(jié)構(gòu)，需要與曲柄臂連接，故兩端還需各加上曲柄臂的厚度。
主軸頸采用深溝球軸承，型號為6208，由于轉(zhuǎn)速較高，故采用油潤滑。
7. 連桿的設(shè)計
連桿總成的作用是將活塞的往復(fù)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運動，并把作用在活塞上的力傳給曲軸。
連桿主要承受氣體壓力和活塞組往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷。此外，由連桿變速擺動而產(chǎn)生的慣性力矩，還使連桿承受數(shù)值較小的彎矩。如果連桿在交變載荷的作用下發(fā)生斷裂，則將招致惡性破壞事故，甚至整臺發(fā)動機(jī)報廢；如果連桿剛度不足，則會對曲軸連桿的工作帶來不好的影響。這就要求連桿在設(shè)計時，在盡可能輕巧的結(jié)構(gòu)下保證足夠的剛度和強(qiáng)度。為此，必須選用較強(qiáng)的材料和合理的結(jié)構(gòu)形狀及尺寸，并采取表面強(qiáng)化措施。
7.1連桿的材料
為了保證連桿在結(jié)構(gòu)輕巧的條件下有足夠的剛度和強(qiáng)度，一般多用精選含碳量高的優(yōu)質(zhì)中碳結(jié)構(gòu)鋼45模鍛，只有在特別強(qiáng)化且產(chǎn)量不太大的柴油機(jī)中用40Cr等合金鋼。由于本次設(shè)計的單缸機(jī)轉(zhuǎn)速、升功率較高，故連桿選用40MnB合金鋼鍛造，在機(jī)械加工前應(yīng)經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，以得到較高的綜合機(jī)械性能，既強(qiáng)又韌。為了提高連桿的疲勞強(qiáng)度，不經(jīng)機(jī)械加工的表面應(yīng)經(jīng)過噴丸處理。連桿還必須經(jīng)過磁力探傷檢驗，以求工作可靠。
對于連桿的形狀設(shè)計、過渡圓滑性、毛皮表面質(zhì)量等，必須給以更多的注意。連桿縱斷面內(nèi)宏觀金相組織要求金屬纖維方向與連桿外形相符合，纖維無環(huán)曲及中斷現(xiàn)象
7.2連桿的機(jī)構(gòu)尺寸設(shè)計
連桿由連桿小頭、桿身和連桿大頭組成，主要結(jié)構(gòu)尺寸如下圖7-1所示
圖7-1 連桿主要尺寸圖
7.3連桿小頭
7.3.1連桿小頭尺寸計算
連桿小頭用來安裝活塞銷，以連接活塞。在活塞銷與連桿小頭之間采用全浮式連接時，通常在連桿小頭孔內(nèi)以一定的過盈量壓入減磨青銅襯套或鐵基粉末冶金襯套，用以減小磨損和提高使用壽命。近年來，鐵基粉末冶金襯套以其自潤滑性好、成本低的優(yōu)點被廣泛應(yīng)用。松花江微型連桿小頭與活塞銷采用全浮式連接。 連桿小頭采用薄壁圓環(huán)結(jié)構(gòu)，小頭孔內(nèi)壓有青銅襯套。參考《內(nèi)燃機(jī)設(shè)計》（楊連生），連桿小頭的尺寸比例如下：
襯套內(nèi)徑由活塞銷外徑?jīng)Q定,d1=16mm
襯套厚度:δ=2～3mm
連小頭內(nèi)徑/襯套外徑:D2=d1+δ
連桿小頭外徑:D1=(1.2～1.35)D2
連桿小頭寬度:B1=(1.2～1.4)d1
根據(jù)以上要求，設(shè)計連桿小頭尺寸如下:
d1=16mm;δ=2mm;D2=18mm;D1=24mm;B1=22mm
連桿的潤滑方式:飛濺潤滑,在連桿小頭開設(shè)集油孔。
7.3.2連桿小頭計算及校核
連桿的受力情況，在其桿身的每一橫截面上都受到彎矩、剪力和法向力的作用，不過彎矩和剪力都不大，桿身的主要載荷還是是交變的拉壓載荷。當(dāng)曲拐轉(zhuǎn)角為時（進(jìn)、排氣上止點時），PA和PL均與連桿中心線重合，且PA達(dá)到其最大負(fù)值（向上），PL也達(dá)到其最大負(fù)值（向下），這時連桿桿身受到最大的拉伸載荷，可以忽略此時的氣體作用力而近似認(rèn)為
帶入數(shù)據(jù)得，
帶入數(shù)據(jù)得，
7.4連桿桿身設(shè)計
7.4.1連桿桿身尺寸計算
連桿桿身是連接連桿大頭和連桿小頭的部分。桿身一般采用工字形斷面，以使連桿能在較小的質(zhì)量下保證足夠的剛度和強(qiáng)度。某些連桿桿身上還鉆有油道，使連桿軸承的潤滑油流向連桿小頭進(jìn)行潤滑。
高速內(nèi)燃機(jī)連桿桿身斷面都是“I”字形的，而且其長軸應(yīng)在連桿擺動平面內(nèi)。從制造工藝方面看，“I”字形截面連桿桿身到小頭和大頭的過渡圓角處必須有足夠大的圓角半徑。
“I”字形斷面的平均相對高度H/D=0.2～0.3，高寬比H/B=1.4～1.8。一般把桿身斷面H從小到大逐漸加大，值最大到1.3左右。
連桿長度由曲柄連桿比來確定，而，值越大，連桿越短，則發(fā)動機(jī)高度越小。λ值的范圍1/3～1/4，取λ=0.25，則連桿長度：l=24/0.25=96mm。
連桿桿身設(shè)計尺寸：H=14mm，B=9mm，l=96mm。
7.4.2連桿桿身應(yīng)力計算及校核
對連桿桿身的強(qiáng)度校核，應(yīng)考慮以下幾種工況
⑴、最大拉伸應(yīng)力
代入已知數(shù)據(jù)得σ1=101.4MPa。
式中，σ1——連桿桿身最大拉伸應(yīng)力，MPa；
fm——連桿桿身的斷面面積，m2
⑵、桿身的壓縮與縱向彎曲應(yīng)力
桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃?xì)庾饔昧jmax時，并可認(rèn)為是在上止點。最大壓縮力的計算公式為
帶入數(shù)據(jù)得：
帶入數(shù)據(jù)得：
連桿承受最大壓縮力時，桿身中間斷面產(chǎn)生縱向彎曲。此時連桿在擺動平面內(nèi)的彎曲，可認(rèn)為連桿兩端為鉸支，長度為L；在垂直擺動平面內(nèi)的彎曲者可認(rèn)為桿身兩端為固定支點，長度為L’。因此，在擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為
代入已知數(shù)據(jù)得：σk=117MPa
代入已知數(shù)據(jù)得：σy=149MPa
查設(shè)計手冊得出σ1和σ2的許用值位250～400MPa，故符合要求。
7.5連桿大頭設(shè)計
7.5.1連桿大頭尺寸設(shè)計
連桿大頭是連桿與曲軸軸頸相連接的部分。連桿大頭是剖分形式的，被剖分開的連桿蓋和連桿體之間用螺栓緊固。其中接合面與連桿軸線垂直的稱為平切口連桿，接合面與連桿軸線成30°至60°夾角的稱為斜切口連桿。
由于本次設(shè)計的發(fā)動機(jī)是雙缸機(jī)，曲軸又采用組合式，故連桿大頭做成一體，不用切開，不需使用連桿螺栓。連桿大頭的結(jié)構(gòu)與基本尺寸主要決定于曲柄銷直徑D2、長度L2、所選軸承類型。此處選用滾針軸承K35*42*20，故連桿大頭內(nèi)徑D2=42mm，連桿大頭寬度：B2=22mm。對于連桿大頭外徑，由于取出連桿必須從氣缸中取出，所以其外徑應(yīng)小于活塞直徑，先暫取連桿大頭外徑：D3=50mm。
7.5.2連桿大頭應(yīng)力計算和校核
目前還沒有比較合適的演算連桿強(qiáng)度的公式，一般采用經(jīng)驗公式進(jìn)行計算。連桿蓋最大載荷是在進(jìn)氣沖程開始時，用下式計算
帶入數(shù)據(jù)得：
式中 P2——連桿蓋所受最大載荷，
Pjmax——全部往復(fù)運動質(zhì)量的慣性力，
m’2——除去大頭蓋后的連桿旋轉(zhuǎn)質(zhì)量。
在中間斷面應(yīng)力
內(nèi)燃機(jī)連桿大頭蓋的材料為45Mn鋼許用應(yīng)力值150～200MPa,故符合要求
8. 設(shè)計結(jié)果
經(jīng)校核合格，得到本次設(shè)計的主要結(jié)構(gòu)和性能參數(shù)如下表3.
表3 主要設(shè)計結(jié)果
活塞直徑D(mm)
56
活塞行程S(mm）
48
氣缸容積(L)
118
壓縮比
8
余隙容積(mL)
16.86
活塞平均速度(m/s)
14
轉(zhuǎn)速n(r/min)
8750
角速度(rad/s)
915.83
曲柄半徑r(mm)
24
曲柄連桿比λ
0.25
連桿長度l(mm)
96
平均有效壓力（MPa）
1.19
升功率（KW/L）
62.625
進(jìn)氣壓力（MPa）
0.0808
大小齒輪計算
齒輪模數(shù)取4，大齒輪齒數(shù)取47 小齒輪齒數(shù)為23. 傳動比1：2
1. 選擇齒輪精度等級、材料、齒數(shù)
1）屬于一般機(jī)械，且轉(zhuǎn)速不高，故選擇8級精度。
2）因載荷平穩(wěn)，傳遞功率較小，可采用軟齒面齒輪。參考表11-1，小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度217~255HBS，σHLim1=595MPa，σFE1=460MPa；大齒輪選用45鋼正火處理，齒面硬度162~217HBS，σHLim2=390MPa，σFE2=320MPa。
對于齒面硬度小于350 HBS的閉式軟齒面齒輪傳動，應(yīng)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計，再按齒根彎曲強(qiáng)度校核。
2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計
設(shè)計公式11-3
1）查表11-3，原動機(jī)為電動機(jī)，工作機(jī)械是輸送機(jī)，且工作平穩(wěn)，取載荷系數(shù)K=1.2。
2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
3）查表11-6，齒輪為軟齒面，對稱布置，取齒寬系數(shù)φd=1。
4）查表11-4，兩齒輪材料都是鍛鋼，故取彈性系數(shù)ZE=189.8 MPa1/2。
5）兩齒輪為標(biāo)準(zhǔn)齒輪，且正確安裝，故節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。
6）計算許用接觸應(yīng)力
①應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
小齒輪N1=60n1jLh=60×350×1×(2×8×300×10)=10.08×108
大齒輪N2= N1/i=10.08×108/3.58=2.82×108
②據(jù)齒輪材料、熱處理以及N1、N2，查接觸疲勞壽命系數(shù)圖表，不允許出現(xiàn)點蝕，得接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1=1，ZN2=1。
③查表11-5，取安全系數(shù)SH=1.1。
④計算許用接觸應(yīng)力
取小值[σH2]代入計算。
7）計算
3. 驗算輪齒彎曲強(qiáng)度
按公式11-5校核
1）由z1=23，z2=47查圖11-8，得齒型系數(shù)YFa1=2.77，YFa2=2.23。
2）由z1=23，z2=47查圖11-9，得應(yīng)力集中系數(shù)YSa1=1.58，YSa2=1.77
3）計算許用彎曲應(yīng)力
①據(jù)齒輪材料、熱處理以及N1、N2，查彎曲疲勞壽命系數(shù)圖表，得彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1=1，YN2=1。
②查表11-5，取安全系數(shù)SF=1.25。
③計算許用彎曲應(yīng)力
4）校核計算
彎曲強(qiáng)度足夠。
4. 驗算齒輪的圓周速度
對照表11-2可知，選用9級精度較為合宜。
1. 作用在齒輪上的力
齒輪節(jié)圓直徑
圓周力N
徑向力
2. 初定軸的最小直徑
（ 《機(jī)械設(shè)計》P370式（15-2） ）
軸材料選45鋼，調(diào)質(zhì)處理
查表確定 （ 《機(jī)械設(shè)計》P370表15-3 ）
則
單鍵槽軸徑應(yīng)增大即增大至
所以
3. 選擇低速軸的聯(lián)軸器
計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩
查表得工作情況系數(shù)（ 《機(jī)械設(shè)計》P351表14-1）
選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，按，,
查表GB/T5014-1985（《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)手冊》P133表15-5）
選用HL4型彈性聯(lián)軸器，。
半聯(lián)軸器長度
與軸配合轂孔長度
半聯(lián)軸器孔徑
4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
（1） 設(shè)計I段軸的結(jié)構(gòu)
I段軸直徑應(yīng)與聯(lián)軸器孔徑相同，所以I段軸直徑選取
因為聯(lián)軸器左端由軸端擋圈固定，為保證擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸上，所以使I段軸長度略小于聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度，則選
（2） 設(shè)計II段軸的結(jié)構(gòu)
因為小鏈輪右端通過軸肩固定，而軸肩的高度應(yīng)滿足（《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊》 P17 表1-31）所以，則,所以II軸直徑應(yīng)選
（3） 初選滾動軸承
因為齒輪無軸向力，所以軸承不受軸向力，可選深溝球軸承。查表得（ 《機(jī)械設(shè)計》P321表13-6）取
代入式子（ 《機(jī)械設(shè)計》P320式（13-9a） ）
得當(dāng)量動載荷
基本額定動載荷（ 《機(jī)械設(shè)計》P319式（13-6））
查書得球軸承（ 《機(jī)械設(shè)計》P319），
查表得（ 《機(jī)械設(shè)計》P318表13-3）
則
參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取61911
查手冊知軸承可選
（4） 軸承的校核
因為軸承不受軸向力，所以仍成立，則
驗算61911軸承的壽命
所以61911軸承滿足要求
61911軸承尺寸
查表知該軸承應(yīng)選擇脂潤滑。
（5） II段軸的長度
為便于軸承蓋的拆卸及對軸承加潤滑脂的要求，取端蓋的外斷面與聯(lián)軸器右端面距離為30mm
軸承蓋寬度為20mm所以
考慮箱體的鑄造誤差，使軸承與箱體內(nèi)表面距離為8mm
箱體內(nèi)表面與齒輪間距為16mm,為使套筒端面可靠的壓緊軸承，使IV軸略短于齒輪4mm
所以
箱體壁厚為29mm (8+13+8)
（6） IV軸尺寸
IV軸長度短于齒輪齒寬4mm，則
取齒輪安裝直徑為
（7） V段軸尺寸
因為齒輪右端通過軸肩固定
軸肩的高度應(yīng)滿足（《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊》 P17 表1-31）
所以，則取
則
軸環(huán)長度，取
（8） VII段軸尺寸
軸承固定在VII軸上
所以取
（9） VI段軸的尺寸
箱體內(nèi)表面與齒輪間距為16mm,考慮箱體的鑄造誤差，使軸承與箱體內(nèi)表面距離為8mm
所以
因為右邊軸承的左端通過軸肩固定，軸肩的高度應(yīng)滿足 所以，軸肩應(yīng)小于軸承內(nèi)圈外徑，則取則
軸上零件的軸向定位
齒輪、聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。
查表6-1得兩鍵尺寸如下
聯(lián)軸器選用鍵型號為選用配合為
齒輪選用鍵型號為選用配合為
滾動軸承與軸的軸向定位由過渡配合保證，故選軸的直徑尺寸公差為
確定軸上圓角與倒角尺寸
參考《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊》 P16 表1-27取軸兩端倒角為C2圓角均為R2
軸的校核
求軸上的載荷
根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出計算簡圖如下圖，各部分長度如圖所示
由上面計算知圓周力，徑向力，齒輪節(jié)圓直徑
軸BD端扭矩為
支座反力，
C節(jié)面處
所以C節(jié)面為彎矩最大截面
彎矩合成強(qiáng)度校核
通常只校核軸上受最大彎矩和最大扭矩的截面強(qiáng)度，即C截面強(qiáng)度。
考慮啟動，停機(jī)影響，單向循環(huán)，扭矩為脈動循環(huán)變應(yīng)力，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計》P373式（15-5）
取，
45鋼調(diào)質(zhì)處理，由表查得（ 《機(jī)械設(shè)計》 P362表15-1）
，所以軸彎矩合成強(qiáng)度滿足要求
疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核
判斷危險截面
截面a b 只受扭矩作用，e f 面只受彎矩作用，所以均不是最大危險截面，而e 截面比c截面直徑大，所以最大危險截面只可能在c 截面或齒輪中間對稱面 g ，雖然g 面所受的彎矩最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端）且該處軸直徑較大，故最大危險截面為 c 截面。所以只需校核 c 截面兩側(cè)即可。
2)截面左側(cè)截面校核
抗彎截面系數(shù)
抗扭截面系數(shù)
截面左側(cè)彎矩
截面左側(cè)彎曲應(yīng)力
截面左側(cè)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
平均應(yīng)力 ，
應(yīng)力幅
查材料的力學(xué)性能 45鋼調(diào)質(zhì)查表（ 《機(jī)械設(shè)計》P362表15-1 ）
，，
軸肩理論應(yīng)力集中系數(shù) ，查表（ 《機(jī)械設(shè)計》P40附表3-2 ）并經(jīng)插值計算
材料的敏感系數(shù) 由，查圖（ 《機(jī)械設(shè)計》P41附圖3-1 ）
并經(jīng)插值得，
有效應(yīng)力集中系數(shù)
尺寸及截面形狀系數(shù) 查圖（ 《機(jī)械設(shè)計》P42附圖3-2 ）得
扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù) 查圖（ 《機(jī)械設(shè)計》P43附圖3-3 ）得
表面質(zhì)量系數(shù) 軸按磨削加工，由查圖（ 《機(jī)械設(shè)計》P44附圖3-4 ）得
表面強(qiáng)化系數(shù) 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理
疲勞強(qiáng)度綜合影響系數(shù)
等效系數(shù) 45鋼： 取
取
僅有彎曲正應(yīng)力時計算安全系數(shù)
僅有扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力時計算安全系數(shù)
彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù)
設(shè)計安全系數(shù) 材料均勻，載荷與應(yīng)力計算精確時：取
疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核 所以左側(cè)疲勞強(qiáng)度合格
3） 截面右側(cè)疲勞強(qiáng)度校核
抗彎截面系數(shù)
抗扭截面系數(shù)
截面左側(cè)彎矩
截面左側(cè)彎曲應(yīng)力
截面左側(cè)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
平均應(yīng)力 ，
應(yīng)力幅
查材料的力學(xué)性能 45鋼調(diào)質(zhì)查表（ 《機(jī)械設(shè)計》P362表15-1 ）
，，
過盈配合處的 查表（ 《機(jī)械設(shè)計》P43附表3-8 ）并經(jīng)插值得
， 并取
表面質(zhì)量系數(shù) 軸按磨削加工，由查圖（ 《機(jī)械設(shè)計》P44附圖3-4 ）得
表面強(qiáng)化系數(shù) 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理
疲勞強(qiáng)度綜合影響系數(shù)
等效系數(shù) 45鋼： 取
取
僅有彎曲正應(yīng)力時計算安全系數(shù)
僅有扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力時計算安全系數(shù)
彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù)
疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核 右側(cè)疲勞強(qiáng)度合格
1. 故軸在c 截面兩側(cè)均滿足強(qiáng)度要求，即整根軸均滿足強(qiáng)度要求。
6.1 運動學(xué)分析的簡介
機(jī)構(gòu)是由構(gòu)建組合而成的，而每個構(gòu)件都以一定的方式至少與另一個構(gòu)件相連接。這種連接，既使兩個構(gòu)件直接接觸，又使兩個構(gòu)件能產(chǎn)生一定的相對運動。
進(jìn)行機(jī)構(gòu)運動仿真的前提就是要創(chuàng)建機(jī)構(gòu)。創(chuàng)建機(jī)構(gòu)與零件裝配都是將單個零部件組裝成一個完整的機(jī)構(gòu)模型。因此兩者有很多相似之處。、
機(jī)構(gòu)運動仿真與零件裝配，兩者都在組建模式下進(jìn)行。創(chuàng)建機(jī)構(gòu)是利用操控板中的“預(yù)定義連接集”列表選擇預(yù)定義的連接集，而零件裝配是利用操控板中的“用戶定義飛連接集”來安裝各個零部件。由零件裝配得到的裝配體，其內(nèi)部的零部件之間沒有相對運動，而由連接得到的機(jī)構(gòu)，其內(nèi)部的構(gòu)件之間家可以產(chǎn)生一定的相對運動。
以下就簡單介紹一下機(jī)構(gòu)運動仿真的基本術(shù)語：
UCS：用戶坐標(biāo)系
WCS：全局坐標(biāo)系。組件的全局坐標(biāo)系，它包括用于組件及該組件內(nèi)所有主體的全局坐標(biāo)系。
放置約束：組建中放置元件并限制該元件在組件中運動的圖元。
環(huán)連接：添加后使連接主體鏈中形成環(huán)的連接。
自由度：確定一個系統(tǒng)的運動（或狀態(tài)）所必須的獨立參變量。連接的作用是約束主體之間的相對運動，減少系統(tǒng)可能的總自由度。
主體：機(jī)構(gòu)模型的基本元件。主體是受嚴(yán)格控制的一組零件，在組內(nèi)沒有自由度。
基礎(chǔ)：不運動的主體，即大地或者機(jī)架。其他主體相對于基礎(chǔ)運動。在仿真
時，可以定義多個基礎(chǔ)。
預(yù)定義的連接集：預(yù)定義的連接集可以定義實用哪些放置約束在模型中放置元件、限制主體之間的相對運動、減少系統(tǒng)可能的總自由度及定義元件在機(jī)構(gòu)中可能具有的運動類型。
拖動：在圖形窗口上，用鼠標(biāo)拾取并移動機(jī)構(gòu)。
回放：記錄并重放分析運動的操作技能。
伺服電動機(jī)：定義一個主體相對于另一個主體運動的方式。
執(zhí)行電動機(jī)：作用于旋轉(zhuǎn)或平移運動軸上而引起運動的力。
在機(jī)械設(shè)計運動研究中，用戶可以通過對機(jī)構(gòu)添加運動，使其隨伺服電動機(jī)一起移動，并且在不考慮作用于系統(tǒng)上的力的情況下分析其運動。使用運動分析可以觀察機(jī)構(gòu)的運動，并測量主體位置、速度和加速度的改變。然后用圖標(biāo)表達(dá)這些測量，或者創(chuàng)建軌跡曲線和運動包絡(luò)。
根據(jù)以上分析，機(jī)械運動仿真總體上可以分為六個部分：創(chuàng)建圖元、檢測模型、添加建模圖元、準(zhǔn)備分析、分析模型和獲取結(jié)果[9]。
運動仿真分析
（1）選取主菜單上的【應(yīng)用程序】/【機(jī)構(gòu)】命令，進(jìn)入機(jī)構(gòu)仿真分析環(huán)境。
（2）定義伺服電動機(jī)。該機(jī)構(gòu)共需要設(shè)置3個伺服電動機(jī)，其中伺服電動機(jī)1位于搖臂與連接桿的連接軸上，用以控制搖臂的周期性擺動；伺服電動機(jī)3位于曲軸與電動機(jī)中心軸上，再以驅(qū)動曲軸進(jìn)行旋轉(zhuǎn)運動，產(chǎn)生風(fēng)源。
1）定義伺服電動機(jī)1。單擊右工具條上的 按鈕，打開如圖3-1所示的“伺服電動機(jī)定義”對話框，接受“類型”選項卡上默認(rèn)的“運動軸”類型選項，在圖形區(qū)內(nèi)點選搖臂與連接桿的連接軸，打開對話框上的“輪廓”選項卡，接受“規(guī)范”欄內(nèi)默認(rèn)的“位置”選項（因為搖臂為左右擺動，需限定其左右極端位置），在“模”欄目內(nèi)選擇“余弦”（搖臂的擺動為周期性變化），參照表中關(guān)于“余弦”運動規(guī)律公式中A、B、C及T各參數(shù)的意義，分別設(shè)定A=75、B=30、C=0、T=1.如圖4-8全部設(shè)置完畢后單擊對話框上的“應(yīng)用”按鈕，然后單擊“圖形”欄內(nèi)的 按鈕，彈出伺服電動機(jī)1按照余弦規(guī)律旋轉(zhuǎn)的曲線如圖4-9。點擊“確定”按鈕予以確認(rèn)，完成伺服電動機(jī)1的定義。
圖4-8
2）定義伺服電動機(jī)2。電動機(jī)自身也需要繞搖臂的銷軸做擺動運動，所以伺服電動機(jī)2與伺服電動機(jī)1的定義相類似，點選電動機(jī)與搖臂銷軸的連接軸為“運動軸”，如圖4-10，運動“規(guī)范”為“位置”，在 “?！睘椤坝嘞摇?，設(shè)定A=180、B=20、C=0、T=2，如圖4-11。完成伺服電動機(jī)2的定義。
如圖4-11
3）定義伺服電動機(jī)3。單擊右工具條上的按鈕，打開如圖4-12所示的“伺服電動機(jī)定義”對話框，接受“類型”選項卡上默認(rèn)的“運動軸”類型選項，在圖形區(qū)內(nèi)點選曲軸與電動機(jī)軸的連接軸，（見圖4-13中鼠標(biāo)箭頭所指的運動軸標(biāo)識）；打開對話框上的“輪廓”選項卡，選取“規(guī)范”為“速度”，在“?！睓谀績?nèi)選擇“常數(shù)”，設(shè)定A=2000。全部設(shè)置完畢后，點擊“確定”按鈕予以確認(rèn)，完成伺服電動機(jī)3的定義。
圖4-12
（3）設(shè)置運動參數(shù)和控制參數(shù)。
1）單擊右工具欄上的按鈕，彈出如圖4-14所示的“分析定義”對話框。在“類型”選項中選擇“運動學(xué)”，接受“首選項”選項卡上“長度和幀頻”方式，設(shè)定終止時間為60s，幀頻為30。
圖4-14
2）單擊“電動機(jī)”選項卡，設(shè)置伺服電動機(jī)1（ServoMotor1）的開始時間為5s，如圖4-15，此舉可令搖臂在開始5s前為靜止，使風(fēng)扇從零位開始送風(fēng)，5s后實現(xiàn)萬向搖頭。
圖4-15
完成以上設(shè)置后，單擊“運行”按鈕，系統(tǒng)進(jìn)入運動分析解算過程。如果所有的裝配連接關(guān)系、運動副設(shè)置及伺服電動機(jī)定義都是正確的，經(jīng)過解算之后，將會動態(tài)地、完全逼真地顯示出萬向搖頭風(fēng)扇在60s內(nèi)的整體運動狀況。但此時尚未進(jìn)行動態(tài)干涉或碰撞檢查。
如果整體運動狀況與設(shè)計方案預(yù)期的效果一致（若不一致，則必定存在這樣或那樣的問題，需要返回到裝配環(huán)境甚至建模環(huán)境中進(jìn)行仔細(xì)修改），單擊確定按鈕，系統(tǒng)將把解算結(jié)果記錄下來，可供“回放”之用。
（4）回放和導(dǎo)出視頻文件。
1）單擊右工具欄上的按鈕，彈出如圖4-16所示的“回放”對話框。系統(tǒng)自動導(dǎo)入AnalysisDefinition1結(jié)果集，接受“影片進(jìn)度表”中系統(tǒng)默