目 录
设计任务书 ………………………………………………………………………………3 引言…………………………………………………………………………………………5 原理部分……………………………………………………………………………………6 1 发动机工作原理 ……………………………………………………………………6
1.1 发动机性能术语与参数 ………………………………………………………………6
1.2 四冲程汽油发动机的工作原理 ………………………………………………………8
1.3 二冲程发动机工作原理………………………………………………………………10 摩托车发动机结构与设计部分………………………………………………………12 1 发动机机体 …………………………………………………………………………12
1.1 汽缸直径………………………………………………………………………………13
1.2 气缸工作容积、燃烧室容积和气缸总容积…………………………………………13
1.3 压缩比…………………………………………………………………………………14
1.4 气缸工作内压力、气缸总推力………………………………………………………14
1.5 气功盖…………………………………………………………………………………15
1.6 燃烧室…………………………………………………………………………………16 2 曲柄连杆机构的受力分析与平衡………………………………………………17
2.1 曲柄连杆比……………………………………………………………………………17
2.2 曲柄连杆机构运动学…………………………………………………………………17
2.3 连杆的角位移、角速度、角加速度…………………………………………………18 3 活塞运动分析 ………………………………………………………………………19
3.1 活塞位移 ………………………………………………………………………………19
3.2 活塞速度分析 …………………………………………………………………………20
3.3 活塞的加速度 …………………………………………………………………………22
3.4 热力强度 ………………………………………………………………………………23 4 活塞组…………………………………………………………………………………24
4.1 活塞 ……………………………………………………………………………………24
4.2 气环 ……………………………………………………………………………………28
4.3 油环 ……………………………………………………………………………………31
4.4 活塞销 …………………………………………………………………………………32 5 连杆、曲轴组…………………………………………………………………………34
5.1 连杆 ……………………………………………………………………………………34
5.1.1连杆承受的载荷………………………………………………………………………34
5.1.2连杆小头的安全系数…………………………………………………………………35
5.1.3连杆大头的强度验算…………………………………………………………………36
5.2曲轴销的设计……………………………………………………………………………38
5.3 曲轴 ……………………………………………………………………………………38
5.3.1 组合式曲轴 …………………………………………………………………………39 设计小结 …………………………………………………………………………………44 附图…………………………………………………………………………………………46 参考文献 …………………………………………………………………………………49
机械零件毕业设计任务书
题目：设计南方NF—125摩托车发动机汽缸部件
a 、技术参数和原始数据
b 、设计参数系列
c 、设计参数代号（组数）组合选定
冲程数4 冷却方式： 风冷 总排量 180ml 压缩比6： 1 工作阻力1.3Mpa d 、毕业设计基本要求
1、全面了解南方 NF—125 型摩托车基本结构、原理、性能，现场测绘发动机汽缸 部件，所得数据设计依据或参考。
2、 了解二冲程、四冲程发动机汽缸工作原理，着重分析变速、原理、结构、零件 材料、机加工及热处理工艺。
3、分析该发动机汽缸部件的运动、动力分析，确定其极限状态。
4、按所选技术参数，设计发动机汽缸部件结构
（1） 按有关理论、资料进行计算、校核，确定结构参数。如：曲轴、连杆、活 塞、汽缸等零部件之间的布局。
（2） 绘制发动机汽缸体部件装配图一张。要求用零号图纸。图形、尺寸标注、 技术要求、明细表、字体等必须符合国家标准GB4457.(1—4)-84,GB4458.(1—4)-84及 其它相关标准。
（3） 绘制关键零件工作（零件）图两张，用二号或三号图纸。要求视图布局合 理，表达准确无误且符合国家标准。
（4） 按机械零件毕业设计指导书要求，完成一万字幅的设计说明书一份。要求 格式正确，字迹工整清晰，一律用
碳素墨水书写。
（5） 零件图可用微机绘制，零号装配图一律用手工绘制。
引 言
毕业设计是机械设计课程重要的综合性与实践性教学环节，用时 2.5 周，是一门独 立的考查课程。通过毕业设计可综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和 解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学的知识。作为机械类工科学生，完成 了此项教学环节，也就为完成本科学业及将来的毕业设计奠定了良好的基础。
传统的毕业设计题目常选用通用机械的传动装置，例如以齿轮减速器为主体的机械 传动装置。其主要内容包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的 设计计算和选择；装配图和零件图设计；编写设计计算说明书。近几年来，通过与兄弟 院校的交流与探讨，经过反复论证和可行性分析，结合本地区特点，选择以摩托车发动 机传动和变速部分为主的新设计课题，设计方法采用常规手段与微机辅助相结合。题目 和教学方法的改革有如下一些特点：
1. 新题目较经典课题更具复杂性和体现时代气息，涉及的机构及零部件增多，所覆 盖的知识面更广泛，结构设计难度加大，设计时要求学生综合考虑诸多因素，自己分析 和解决问题，可以帮助学生树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识。
2. 熟悉掌握机械设计的一般规律，提高分析问题和解决问题的能力。同时通过计算、 给图，进一步熟悉和运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械 设计基本技能的训练，为毕业设计打下良好的基础。
3. 设计过程能理论联系实际，学生们对新颖实用的内容更感兴趣，可充分调动学生 的积极性和主观能动性。
发动机工作原理
1.1 发动机性能术语与参数
1、汽缸
汽缸内孔直径(简称缸径) 用符号D 表示，单位为
2．上止点、下止点
(1)止点
活塞在汽缸内作往复运动的两个极限位置，称为止点。
(2)上止点
活塞离曲轴旋转中心的最远位置
(3)下止点
活塞离曲轴旋转中心的最近位置
3．冲程
上止点和下止点间的距离(简称冲程) 用符号S 表示，单位为 mm。
S＝2r
式中 r ——曲柄半径(即由曲轴旋转中心至曲柄销中心的距离) 。
4．汽缸工作容积
活塞在汽缸内由上止点移动至下止点所扫过的空间容积，称为汽缸工作容积， V h 表示，单位为 ml。
v h =p 4 D 2S ´ 10- 3 (ml )
若为多缸发动机，则汽缸工作容积为各缸工作容积之和，用符号 v’h 表示，单位为 ml 。
V’h=ivh
5．燃烧室容积式中 i ——汽缸数。
活塞位于上止点时，活塞上方由活塞、汽缸盖所围成的空间容积，称为燃烧室容积。 用符号Vc 表示，单位为ml。
6．气缸容积
活塞位于下止点时．活塞上方的全部空间容积，称为汽缸总容积。用符号Vn 表示， 单位为ml。
Va＝Vh+Vc
7．压缩比
c 汽缸总容积与燃烧室容积的比值，称为压缩比。用符导 e 表示。 e =v a /v c =1+ v h / v
8．工作循环
发动机在连续运转、对外输出功率时，要不断重复地进(扫)气、压缩、燃烧膨胀、 排气，这一工作过程称为工作循环。
9．发动机功率
发动机运转时，曲轴实际对外输出的功率，称为发动机功率，也称为有效功率。用 符号Pe 表示，单位为kw。；
p e Me * n (kw ) 9550
式中Pe——发动机曲轴输出扔矩，N·M。
n——发动机曲轴相应转速，r／min
发动机铭牌上标明的功率值，称为标定功率。
10．有效燃油消耗率(俗称比油耗)
发动机单位有效功在1小时内的耗油量称为有效燃油消耗率。用符号ge 表示,单位 为g／kw*h。
g e =3.6 G b ´103 (g /kw *h ) P e
式中 Gb ――单位时间的耗油量，g／s 。
11．升功率
发动机在标定工况下，每升汽缸工作容积所发出的有效功率，称为升功率。用符号 Nl 表示，单位为kw／L。升功率是评定发动机动力性能与强化程度的重要指标。
N c 式中 p e (KW /L ) iv h p e —标定功率，kw。
发动机油门(或节气门)保持一定开度，其扔矩、功率随转速变化而变化的曲线称为 速度特性曲线。油门(或节气门)全开时的速度特性曲线，称为外特性曲线(曲线 1)，曲 线2、3为油门(或节气门)部分开度时的速度特性曲线。
功率Pe 外特性曲线I：由功率的计算公式可知，功率Pe 与Me*n。成正比。当 转速M 从很低的数值增加时，Me增加，因而Pe 迅速增大，直至Mmax 点。继续提高n， Me 虽有些降低，但 Me·n 的乘积是增大的，因此 Pe 仍继续增大，但增加得不如前一段 那样快。在M 增至n p 时，Me*n值最大，因此Pe 达到最大值(Pemax)。此后，由于Me 急
速下降，使Me*n减小，因而Pe 曲线发生转折，Pe显著下降，ge 显著增加。通常，摩托
车发动机的标定功率为(0.8～0.9)Pmax，相应的转速n 作为标定转速。
1.2 四冲程汽油发动机的工作原理
在阐述四冲程汽油发动机的工作原理之前，先来介绍什么叫活塞的上止点、下止点 和活塞冲程:
活塞在汽缸内作往复运动的两个极限位置，称为止点。活塞运动到离曲轴旋转中心 最远时的位置称为上止点，如图1-2-1（a）所示；活塞运动到离曲轴旋转中心最近时的 位置成为下止点，如图1-2-1（b）所示。上止点和下止点之间的距离，称为活塞冲程， 以S 表示。曲轴转一周，活塞要走两个冲程。
四冲程汽油发动机的工作原理是：曲轴旋转
两周，活塞往复移动两次，完成进气、压缩、燃
烧、排气四个工作
过程，如图1-2-2所示。
（1） 进气冲程：进气冲程开始时，活塞在上止 图 1-2-1 上止点和下止点
（a）活塞上止点
（b）活塞下止点
点，燃烧室内充满了前一工作循环所残留的废气。当活塞由上止点向下止点移动 时，燃烧室的容积变大，形成真空度，同时通过齿轮带动凸轮旋转，使凸轮的凸 起部分顶开进气门。燃油通过化油器与空气混合形成可燃混合气进入气缸【图 1-2-2（a）】。
（2） 压缩冲程：活塞自下止点向上止点移动【图1-2-2（b）】，此时凸轮的凸起部分已
经转了过去，进气门关闭。由于凸轮只转过1/4周，所以排气门仍关闭着。随着 活塞向上移动，燃烧室容积减少，可燃混合气被压缩。当活塞到达上止点时，燃 烧室中的可燃混合气压力为0.6~0.9MPa，温度升到
300℃左右，压缩冲程完成。
(3) 燃烧冲程：在压缩冲程接近上止点时【图 1-2-2（c）】，燃烧室中的可燃混合气
被火花塞发生的电火花点燃，可燃混合气迅速爆发燃烧，气体压力急剧升高， 达到 3.0~4.5MPa,温度高达 2000℃左右。活塞受到高压气体的推动，由上止点 向下止点运动，通过连杆带动曲轴旋转做功。此时，进、排气门均关闭。
（4） 排气冲程：由于飞轮的惯性，使曲轴连续转动，带动活塞由下止点向上止点移
动【图 1-2-2（d）】。这时，凸轮顶开排气门，废气通过排气门排出，直到活塞 运动到上止点为止，完成了一个工作循环。
从四冲程汽油发动机的工作原理中可知，在全部四个冲程中，进、排气门开启和关 闭一次，曲轴旋转两周（720°），活塞往复运动各两次。在所有4个冲程中，只有第三 冲程（燃烧冲程）是做功冲程，其余都是辅助冲程。发动机的运转，首先需要有外力将 曲轴转动，以便进行进气和压缩。当可燃混合气爆发燃烧推动活塞做功后，由于曲轴和 飞轮的惯性，其他两个冲程才得以继续进行。
1.3 二冲程发动机工作原理
活塞连续运行两个冲程(即曲轴旋转一周)完成一个工作循环的内燃机，称为二冲程 发动机。
下面以一种利用密封的曲轴室作为扫气泵的单缸二冲程汽油机为例，对照其工 作原理图1-3-1和示功图1-3-2
来介绍它的基本工作过程。
图1-3-1 单缸二冲程汽油机工作原理图
1．火花塞 2．燃烧室 3．汽缸 4．排气口 5．扫气口 6．进气阀 7．进气口 8．曲轴箱 第一冲程——辅助冲程
辅助冲程是活塞自下止点向上止点移动，事先已充人活塞上方汽缸内的可燃混合气 被压缩，同时，来自化油器的新鲜可燃混合气又被吸人活塞下方密封的
曲柄室内的过程。如图1-2-2(a)所示，当辅助冲程开始时，活塞位于下止点(d点)， 汽缸内己充入可燃混合气和上一工作循环未排净的残余废气。曲轴旋转通过连杆带动活 塞向上止点移动，活塞首先关闭扫气口(A 点)，结束曲轴箱向汽缸内的扫气。紧接着活 塞关闭排气口(“点)，结束汽缸内残余废气和极少量可燃混合气的排出，将封闭在汽缸
内的混合气压缩，其压力和温 度随之升高，在活塞接近上止 点(c 点)时，火花塞发出的火 花点燃被压缩的混合气，从而 完成压缩过程。
如图1-2-2(a)所示，
在压缩过程进行的同时，活塞 下方密封的曲轴箱容积逐渐扩 大，从而形成真空度，在外界 大气压的作用下，新鲜的可燃
图 1-3-2 单缸二冲程汽油机示功图
混合气使自化油器被吸人曲轴箱，进行着进气过程。
在示功图1-3-2上，曲线d—h－a。段表示部分换气过程；曲线a—c段表示压
缩过程；曲线d—h—a—c段表示辅助冲程。
第二冲程——做功(燃烧膨胀)冲程
做功冲程是活塞自上止点向下止点移动，活塞下方进行着可燃混合气预压的过程。 如图1-2-2(b)所示，当做功冲程开始时，活塞位于上止点(c
点)，燃烧室内可
燃混合气燃烧，汽缸内的高温高压燃气推动着活塞向下止点移动做功，活塞对曲轴箱内 的可燃混合气进行预先压缩。活塞在下行过程中，首先开启排气口(6 点)，开始排出废 气(这时的排气称为先期排气)，如图1-2-2(c)所示。紧接着活塞开启扫气口(／点)，曲 轴搞内已被预先压缩的可燃混合气被导人汽缸上部，即开始进行扫气，如图 1-2-2(d) 所示，此时，扫气和排气两个过程是重叠进行的。
在示功图1-3-2上．曲线c—z段表示燃烧过程；曲线z—b段表示膨胀(做功)
过程；曲线 b—f 表示先期排气过程；曲线 b—f—d 段表示部分换气过程；二冲程没有 单轴的进、排气冲程，其换气(排气和扫气)是在下止点前后进行的，即在 b—f—d—h —a段完成的。
做功冲程结束时，活塞又回到下止点。至此，单缸二冲程汽油机只经历了活塞
往复各一次共两个冲程，完成了进气和扫气、压缩、燃烧膨胀、排气等过程，完成一个 工作循环。在示功图1-3-2上表示为封闭曲线 d—h—a—c—z—b—f—d。
同单缸四冲程汽油机一样，单缸二冲程汽油机做功冲程结束后，曲轴依靠飞轮
的惯性作用继续旋转，上述各个过程又依次重复进行，使单缸二冲程汽油机能连续地对 外输出功率。
摩托车发动机结构与设计
1 发动机机体
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。因此根据有 关资料可确定气缸的直径为：
D=68mm
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1.2.1）。 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
V = 4
n
2
× S × N
(1.2-1)
式中： V ——气缸工作容积(ml);
n
D—— 气缸直径（mm）; S —— 活塞行程（mm;） N —— 气缸数目。
参数设计：
因设计要求的是单缸发动机的排气量 为180ml，那么其活塞行程为：
图 1.2.1 气缸燃烧室容积和工作室容积
V
n
（a）燃烧室容积 （b）工作室容积
n = S = 2
4 ´ 180
p d 3 . 14 ´ 68
2
50 mm
同时活塞行程S =2r；r为曲轴半径
那么： r = = = 25 mm 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。此处压缩比=6：1。 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：
F =
p
D h P 4
2
s
(1.4-1)
式中：F——气功总推力（N）;
h ——气缸效率；一般h＝30％; P s ——气缸工作内压力（MPa）； D ——气缸直径（mm）。
参数设计：
气功工作内压力：
F =
1.5 气功盖
p
4
＝D h P s
2
3.14
´ 6 8 ´ 30％ ´ 4＝＝4.356K 4
气功盖用螺柱与气缸体－曲轴箱或气缸体固连在一起。为了增加密封性，气缸体和 气缸盖之间加有气缸衬垫。气缸盖的作用主要是封闭气缸上部，并与活塞顶部和气缸壁 共同形成燃烧室。燃烧室有很多种形式，不同形式的燃烧室气功盖的结构又有所不同。
四行程顶置气门发动机的气缸盖上有进、排气门座及气门导管，并设有进气道和排 气道，装有进、排气管等。 对气缸盖螺栓连接静强度计算：
s ca =
1 . 3Q
£ [ s ]
(1.5-1)
d 2 1 4
对螺栓的疲劳强度进行精确校核：
2 s -1tc + ( K s - y s ) s min
S = ³ S ca
( K s + y s )( 2 s a + s min )
Q p
(1.5-4)
(1.5-2)
s max =
Q
4
(1.5-3)
d 2 1
(1.5-5)
s min =
s a =
s max - s min
2
d 2 1 4
式中： s -1tc ——螺栓材料的对称循环拉压疲劳极限。
y s ——试件的材料特性，即循环应力中平均应力的折算系数，对于合金钢为
0.2～0.3
K s ——拉压疲劳强度综合影响系数
S ——安全系数
参数设计：
由于有密封性， F . 6F 1 =1.5～1.8F，此处可取 F 1 = 1
则 Q =F 1 + F = 2.6F = 11330.8N
材料可选10.9级的合金钢，查表得： s B = 1000MP a ， s S = 900MP a 静载荷时，S=1.5,所以
[s ] =s s / S = 900 / 1 . 5 = 600MP a =
s ca =
1 . 3 ´ 11330.8
d 2
4
则
d ³
. 3 ´ 11330 . 8 ´ 4
= 2 . 8 mm
600 p
变载荷时：
对于合金钢螺栓， F 0 . 5 ～ 0 . 6 ) s s A 0 £ ( 1
取 F 0 = 0.5 s s A 1
s min =
F 0 = 0 . 5 s s = 450 MP a A 1
s max =
11330. 8
4
d 2
查表得： s -1MP a ， K s = 5 . 2 。取y s = 0 . 3 tc = 240
S ca =
2 ´ 240 + ( 5 . 2 - 0 . 3 ) ´ 450
=> 1 . 5
11330 . 8
( 5 . 2 + 0 . 3 ) 2
d 4
D ³ 7 . 84 mm
则 d ³ 6 . 66 ,即 0 . 85 D ³ 6 . 66 ，所以
可取D=8.5mm 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： 表1
气缸的材料：质灰铸铁
2 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l 表示。由下式定义
r l =
l
(2.1-1)
式中：r ——曲柄半径，即曲柄销中心到曲轴中心之间的距离；
l ——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。l 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 l = ~ ，尽可能地采用矩连杆。
参数设计：
取λ＝1/4； 那么连杆长度： l＝ r/λ= 25.5/(1/4) =102 mm
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＝n p
s 30
式中：n——曲轴转速， min 。
曲柄销中心的切向速度 v t 和向心加速度 a n 分别为：
v ＝
t
r w
s 2
(2.2-1) (2.2-2)
a n ＝ r w 2
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a，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a＝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：
. 14 ´ 7500 3 w = p = 785 s
30
曲柄销中心的切向速度 v t 和向心加速度 a n 分别为：
v ＝
t
19 . 625 m / s r w = 25 ´ 10 ´ 785 ＝
2
s
－ 3
a 2 － 3 2 3
＝ r w = 25 ´ 10 ´ 785 ＝ 15 . 406 ´ 10 n
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2.3.1） 。曲柄半径r 与连杆长 度l 的比值：λ＝r/l
则
sin b ＝lsin a 于是可得到连杆的角位移
(2.3-1)
b ＝ arcsin( l sin a )
当＝90°和270°时连杆的角位移为最大，即
图 2.3.1 曲柄连杆机构
b
max
＝ acrsin l ＝arcsin（1/4）=14.48 rad/s
连杆摆动的角速度
b
'
=
d b cos a
= wl = wl dt cos b
'
cos a - l 2 sin 2 a
当a为0°和180°时，连杆角速度为最大值，b = ± wl = ± 785 = ± 196 . 35 rad/s max 当a为90°和270°时，连杆角速度为0。
连杆摆动的角加速度
b - sin aw cos b - cos a ( - sin b ) d dt = wl b = = wl
dt cos b
b - a 1 - a - ( 1 - a )
= - w l sin a = - w l sin a
cos b cos b
- l ( 1 - ) sin a = w
( 1 - l 2 sin 2 a )
w 2 l o o ' '
当 a = 90 和 270 时， b max = = ± 159270.8rad/
2
- l
"
2
d ( cos b )
dt
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
3
3
2
2
2
1 4
当 a = 0 o 和 180 o 时，连杆的角加速度为0。
3 活塞运动分析
3.1 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 2.3.1） 。活塞的行程 S＝2r，活 塞的位移
X = ( r + l ) - ( r cos a + l cos b ) (3.1-1)
最大位移量：
cos b =
X = r + r = 51 mm
max
-
sin 2 b = - l 2 sin 2 a
由牛顿二项式，可将cos b = 1 -
- l sin a 展开，则
2
2
1 2 1 1 ´ 3 2 4 4 6 6
a - a - a ...... l sin l sin l sin 2 2 ´ 4 2 ´ 4 ´ 6
图 3.1.1 活塞位移与曲轴
转角的关系
图 3.1.2 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
X ＝（ r + l ) - [ r cos a + l ( 1 -
1 2 1 2
a )] = r ( 1 - cos a + sin 2 a ) l sin 2 2
位移X 随λ和的变化关系可以用图像表示（图 3.1.2）.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。 3.2 活塞速度分析 活塞速度的精确数值为
dX dX da l sin a
v = = = r w (sin a + )
dt da dt 2 cos b
(3.2-1)
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：
v = r w (sin a sin 2 a ) = r w sin a + r sin 2 a = v + v 1 2
2 2
l l
(3.2-2)
因此，活塞速度是两个速度分量之和，可以看成是由 v 1 和 v 2 两个简谐部分组成。其 图像如图
3.1.1所示。 3.2.1
活塞的最大速度
当a＝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 a max 可以用v 对a微分求极值的方式求 得：
dv 2
[ cos a + l ( cos ] = 0 = r v (cos a + l cos 2 a ) = r w a - 1 )
d a
2 即 cos a＋ ) = 0 l ( 2 cos a - 1
解此方程得：
cos a
1
= - ±
4
max
1 ö + 1 = 1 - 1 ± + 8 ç ÷ l è 4 l ø 2 4 l
2
[
2
]
(3.2.1-1)
因为 l = ~ 时cos a 取
max
= 4 l - 1 - + 8 l 2 > 1 不合理的，所以方程的合理根只能 1 2
- 1 + + 8 l 4 l
(
f ( l ) = cos a max =
( )
ù
(3.2.1-2) (3.2.1-3)
a
max
é 1
= arccos - 1 +
ë 4 l
(
+ 8 l ) ú û
2
由式可以看出：活塞在最大速度式的 a max 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 a max 也偏向上止点一侧。 3.2.2活塞平均速度
曲柄旋转一周时活塞的速度不断发生变化，时快时慢，时正时负。a＝0°～180° 时v 为正值；a ＝180°～360°时v 为负值；a＝0°、180°、360°时v＝0°；
a＝90°、270°时v＝rω。
活塞的平均速度 式中：S——活塞行程；
C = 2 = Sn
m
30
n——发动机转速； T——曲轴转动一周所需的时间。
活塞的平均速度虽然只能粗略地估计活塞运动的快慢，但它是表征发动机性能指标
的重要参数。它从一个方面反映乐发动机的强化程度，同时也在一定程度上放映乐活塞 和气功之间相互摩擦的强烈程度。随着活塞平均速度的提高，活塞和气功磨损加剧。 参数设计：
活塞平均速度：
Sn = C = 12 . 5 m s 30
m
－ 2
3.3 活塞的加速度
é dv da l 2 ê j = = r w ê cos a + da dt 2 ê ú ë û
cos 2 a 3 sin 2 a ù 2 é
= r w ê cos a + l cos b + 4 3 b ú
cos û ë
活塞加速度的近似值由下式求出
2 2 2
( cos a + l cos 2 ) = rw j = rw a cos a + rw cos 2 a
(3.3-2)
因此活塞加速度也可以看作是两个简谐运动之和，如图3.2.2.1所示。 3.3.1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：
j
max
=
dj 2 = r w ( sin a + 2 l sin 2 a ) = 0 da
sin a ( 1 + 4 l cos a ) = 0 sin a = 0 或 1＋ 4 l cos a = 0
若 sin a = 0 ，a＝0°或 a ＝180°相应的加速度为
1 + l ) 或 j = - r 1 - l ) j = r w ( w (
2
2
mxa
mxa
(3.3.1-1)
æ 1 ö ，相应的加速度为： 若 1＋ 4 l cos a = 0 则 a = a " = arccos ç ÷
l ø è 4
j
max
2
= r w [ cos a + l ( 2 cos a
2
"
"
2
é æ ö ù - 1 1 æ ö 2 ç ê - 1 = r w - + l 2 ´ ç - 1 ÷ ú 参 ÷ ç ÷ ú 4 l ê è 4 l ø è ø û ë
] )
1 ö 2 æ
= r w ç l + ÷
8 l ø è
数设计：
活塞最大正加速度
æ ö 1 ö æ ç = r j ÷ = 1 1 ÷ w ç l + 8 max l ø 25 ´ 785 ´ 4 1 ÷ ´10 è ç ÷
2
2
－ 3
ç
è
8 ÷ 4 ø
= 11 . 554 ´ 10 m
3
s
2
3.4 热力强度
材料受热时会产生变形，如果变形受到限制就会在材料中产生热应力。在热负载的 反复作用下，热应力会使材料受到疲劳破坏。比如一旦发动机气缸盖的温度分布不均匀 将产生很大的热应力，就容易导致其产生裂纹。热力强度是指材料抵抗热疲劳破坏的能 力。
各种材料在受热变形受到限制时产生的热应力大小可用热应力特性（ a）表示， 其中a材料的热膨胀系数，E 为弹性模量，l 为导热系数。为了比较材料的热力强度， 用材料的拉伸强度 s B 与（ al ）相比得到热力强度系数。热应力特性（ al ）愈小， 热应力愈小，热力强度系数愈大，热力强度愈大。由此可见：材料的导热性愈好，膨胀 系数愈小，高温疲劳强度愈搞.
有关计算结果 表3
连杆材料： 45号钢。
4 活塞组
4.1 活塞
活塞一般呈圆柱形， 其结构如图4.1.1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
图 4.1.1 活塞
所造成的作用力，并将这些力通过活塞销传 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；
给连杆，以推动曲轴旋转；活塞顶部还与气 9－泄油孔及泄油槽
缸壁、气缸盖共同组成燃烧室。由于活塞顶部直接与高温高压燃气接触，燃气的最高温 度可达 2500K，因此活塞的温度很高，顶部中心的温度可达 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。活塞在气功中作高速往复运动，其承受的气压力和惯性力呈周期性变 化，因此活塞的不同部位分别受到交变的拉伸、压缩或弯曲载荷；并且由于活塞的温度 各部位极不均匀，使活塞的内部产生一定的热应力。所以要求活塞的质量尽可能小，热
膨胀导热性能好和耐磨。目前广泛采用的活塞材料使共晶硅铝合金。 4.1.1活塞的压缩高度
活塞顶面至活塞销中心之间的距离称为活塞的压缩高度，如图4.1中的H 1 。 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H 1 ＝ 0.45～0.57D。 4.1.2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4.1中的H 4 。 减少H 4 会增强第一道环的导热能力，从而
图 4.1
活塞结构尺寸示意图
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。 4.1.3环带高度
第一道环的上边至最后一道环下边之间的距离称为环带高度，如图4.1中的H 3。 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b 1 一般为1.5～2.5c（c指环槽高度），第二道环的环岸高度b 2 为1～2c。 4.1.4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4.1.4所示，在P 1、P 2 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
图 4.1.4 受力情况
第一环岸的
板， 并沿内圆柱面固定。 然后把环岸看成简单的悬臂梁进行估算。 Pmax 为最大爆发压力。
设D’=0.9D,作用在环岸根的应力为：
( P - P ( D - D
2
1
2
p
' 2
4
)= 0 . 0026 p
2
'
max
D
3
（4.1.4-1）
式中： t ——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
1 2 2
p ´ 0 . 9 D = 0 . 47 × D b 1 b 1
6
环岸根部危险断面上的弯曲应力s 为
（4.1.4-2）
'
s ＝æ D ö 0 . 0026 max = 0 . 055 ÷ P max 2
0 . 47 b × D 1 è b 1 ø
3
2
（4.1.4-3）
环岸根部危险断面的剪切应力t 为
t = 0. 37 P max
'
b
1
（4.1.4-4）
2 2
合应力 s å = + 3 t
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
2
[ s] = 90 ~ 100 N mm
参数计算：环岸根部危险断面上的弯曲应力s 为
0 . 0026
s ＝
0 . 47 b × D
max 2 1
3
æ D ö
= 0 . 055 P ç ç ÷ ÷
b è 1 ø
max
2
æ 50 ö = 81 . 36
= 0 . 055 ´ 4 ´ ÷ N mm
. 6 ø è 2
2
2
环岸根部危险断面的剪切应力t 为
＝0 . 37 ´ 4 t = 0 . 37 P max
1
'
45
25 . 61 2 . 6
mm
2
2 2 2 2 2
合应力 s å = + 3 t . 36 ´ 3 ´ 25 . 16 = 92 . 29 N mm
符合要求。
有关活塞的尺寸设计结果： 表4.1
活塞的材料： 高硅铝合金 见附图一 4.2 气环
气环安装在气缸头部的活塞环槽中。其作用使保证活塞与气缸壁之间的密封，防止
气缸中的高温高压燃气大量漏入曲轴箱；另外，活塞顶部的热量大部分右气环传给气缸 壁，再由冷却水或空气带走。
在气环所起的密封和导热两大作用中，主要是密封作用。因为密封好，说明气环与 气缸壁贴河紧密，导热自然会好。如果气环的密封性不好，高温燃气将直接从气环与气 缸壁之间的缝隙中漏入曲轴箱，活塞环直接与漏出的高温高压燃气接触。此时不但由于 气环与气缸壁结合不严不能很好地导热，相反使气环地吸热量增加，最后必将导致活塞 河活塞环被烧坏。
活塞环地厚度在保证强度河可靠性地情况下越薄越好，薄的活塞环有利于减少活塞 的压缩高度，有利于减轻活塞重量；降低活塞环于气缸之间的摩擦损失；遏制活塞环的 振动。
目前广泛采用的活塞环材料使合金铸铁（在优质灰铸铁中加入铜、铬、钼等合金元 素）。随着发动机的强化，活塞环特别使第一环，承受着很大的冲击载荷河热负荷，因 此要求活塞材料除了耐热、耐磨以外，还应有高的强度和冲击韧性。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。 4.2.1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。
活塞环随活塞在气缸中作往复运动时，活塞环在活塞槽中的位置并不是固定的。在
进气行程中活塞环向下移动，由于气环与气缸壁之间的摩擦阻力及活塞环本身的运动惯 性，活塞环与活塞槽的上端面接触；在压缩行程和排气行程中活塞和活塞环（指第一道 环）有高温高压燃气推动向下移动，使之和压缩行程一样，活塞环与活塞环槽的下端面 接触。
4.2.2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。 4.2.3活塞环的高度
活塞环的高度即活塞环的轴向尺寸。
活塞环的高度b 增大，环的导热性能提高，但也会增大环的质量，是惯性力增大， 从而，一方面是环撞击活塞环槽的力加大核摩擦面加大；另一方面导致活塞环处在悬浮 状态的时间延长（相对曲轴转角），造成漏气量增加。因此，活塞环高度有减少的趋势。 国内摩托车气环的高度一般为b＝1～2.5mm. 4.2.4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 s max s max
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％。
4.2.5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。 4.2.6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 Dd ，其
规定值如下表所示。
有关活塞环的尺寸设计结构： 表4.2
活塞环的材料： 60Si2CrA，其硬度为HRc45－55 4.3 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。 4.3.1普通油环
普通油环的材料一般是合金铸铁。其外圆面的中间切有一道凹槽，把油环分为上唇 和下唇，在凹槽的底部加工有若干铬排油小孔或狭缝。普通油环根据上下唇的倒角分布 和大小有五种型式（图4.3.1.1）；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
4.3.1.1 普通油环的断面形状 刮油槽，上下唇都有很强的刮油 图
图 4.3.1.2 活塞环的刮油
a）外倒角环 b）同向倒角环 c）
作用 能力；单鼻式环下唇的下侧制有
内倒角 d）双鼻式环 e）单鼻
a）活塞下行 b）活塞上行
式环 刮油槽，下唇有很强的刮油能力。
油环的上唇上端面外缘一般都有倒角，使油环在向上运动时能形成油楔，以减少摩擦和 磨损。下唇的下端面除异向外倒角之外一般部倒角，或倒有很少的倒角，这样可以增将
向下刮油的能力。
油环的刮油作用如图 4.3.1.2 所示。活塞向上向下运动时都可以铺油和刮下多余 的机油，刮下的油从排油小孔或狭缝中流入曲轴箱。 4.3.2 组合式油环
组合式油环如图4.3.2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
4.3.2 组合环 而产生的惯性力小；回油通路大，更易于刮油和铺油。因此组 图
合油环在高速发动机上应用较广。缺点是零件多，三个
1－刮油环 2－轴向衬环 3－径向衬环
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。 4.4 活塞销
活塞销的作用是连接活塞与连杆小头，将活塞承受的气压了传给连杆。活塞销在高 温下承受很大的周期性的冲击载荷，润滑条件又较差，因而要求活塞销有足够的刚度合 强度，表面耐磨，质量小。
活塞销一般用低碳钢或低碳合金钢（如20Cr）制造，经表面参碳淬火处理，以提高 表面硬度，使中心具有一定的冲击韧性。表面需进行精磨和抛光。
活塞销是一个空心的圆柱体，其内孔形状有圆柱形、两端截锥形以及两端截锥与中 间一段圆柱形的组合形等。圆柱形孔容易加工，但为了保证一定的刚度，中间的孔不能 过大，因而其质量较大。两端锥孔形的活塞销的质量较小，有接近等强度梁的要求（活 塞销所承受的弯矩在中部最大），但孔的加工校复杂。组合式结构则介于二者之间。
活塞销与活塞销座的配合为滑动配合，以便发动机在运转过程中活塞销可以在活塞
销座孔中缓缓转动，以使活塞销各部分的磨损比较均匀，但间隙也不能过大，一般为 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。 4.4.1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 4.4.1.1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4.4.1.2所示。 2．B1＝0．5L。 3. 活塞销长度 L=
图 4.4.1.1 活塞与活塞销的变形
；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：
23/2
f =4.5(1-V )
p z D 1523/24´ 68 -8
´10=4.5[1-(]. ´10- 8 =0.00032
V (d - 1) 68 (4.(24 - 1) 68
V = d 1 / D
式中：D 一气缸直径； d 1 一活塞销直径； L 一活塞 销长度；
P z 一气缸内最大压力； δ一活塞销壁厚。
图 4.4.1.2活塞销的受力模型
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。
设计参数：长度L=59cm
直径d=15cm 活塞销壁厚δ=2cm
见附图二
5 连杆、曲轴组
5.1 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，自阿连杆小头钻有集油孔或铣有油槽，用以收集发动机运 转时被激涨起来的机油，以便润滑。
连杆杆身通常做成“工”字形断面，以保证在合适的刚度和强度下有最小的质量。 连杆大头有剖分式和整体式两种。整体式连杆倒头相应的曲轴采用组合式曲轴，用 轴承与曲柄销相连。连杆大头的内孔表面有很高的关洁度，以便与连杆轴瓦（或滚针轴 承）紧密结合。
摩托车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。 5.1.1 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
+
1+ l ) p = g ( r w =
'
1
2
j
'
'
0 . 3 + 0 . 1
( 1 + 1 / 4 ) ´ 15405 . 625 = 786N 9 . 8
'
式中： G G ——分别为活塞组和连杆计算断面以上那部分的质量。
' 1
最大压缩载荷出现在膨胀行程开始的上止点附近，其数值是最大爆发压力产生的 推力减上述的惯性力 p ，即
j
‘
'
'
2
5MP P = p / 4D h P = 5 447 N , P s 取 a z s
- 786 = 4661N . = p - p = 5447 p
。
z
j
式中： p ——最大爆发压力产生的推力。
z
5.1.2 连杆小头的安全系数
小头的安全系数按下式计算：
n =
+ j
s d
-1 z
a
"
(5.1.2-1)
s
m
s
式中： s ——材料在对称循环下的拉压疲劳极限；
- 1 z
s ——应力副；
a
s ——平均应力；
m
d
j
²
s
²
——考虑表面加工情况的工艺系数； d s = 0 . 4 ~ 0 . 6 ；
s
——角系数， - s j s= ( 2s
-1
o
o
s
- 1
——材料在对称循环下的弯曲疲劳极限；
s ——材料在脉冲循环下的弯曲疲劳极限，对于钢
o
小头应力按不对称循环变化，在固定角截面的外表面处应力变化较大，通常只计算 该处的安全系数，此时
循环最大应力 循环最小应力
s
s
max
¢
= s a + s aj
(5.1.2-2) (5.1.2-3)
min
¢
= s a + s ac
¢ 式中： s ——衬套过盈配合和受热膨胀产生的应力；
a
s ——惯性力拉伸引起的应力；
aj
s ——受压是产生的应力。
ac
应力副 平均应力
s a =
max
- 2
min
=
s - s
aj
ac
(5.1.2-4) (5.1.2-5)
2
s m = max
+ min 2
1 ¢ ö
= æ + ac + 2 ç s s aj s a ÷ ø 2 è
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 s s ＝686.5Mpa
强度极限 s b ＝833.6MPa
在对称循环下的拉压疲劳极限:
s
- 1z
= 0 . 23 ´ ( （686 . 5 ＋ 833 . 6 ) = 349 . 623 MPa s s + s b ) = 0 . 23 ´
在对称循环下的弯曲疲劳极限: s - 1 =450.3MPa
在脉冲循环下的弯曲疲劳极限: s 。 ＝ 1 . 5 s - 1 ＝1.5×450.3=725.5MPa 角系数j :
s
j = ( 2 s - s ＝（2×450.3-725.5）/725.5=0.241
s
-1
o
o
工艺系数
²
d s =0.5;应力副 s a ＝75.44Mpa;平均应力 s m ＝64.77MPa;
小头的安全系数按下式计算：
由式5.1.2-1得: n=2.1>1.5
符合要求；
5.1.3 连杆大头的强度验算
它是把整个连杆看成是两端固定的圆环，固定端的位置用图中的角度 表示（通 a。
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 a。 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
p
j max
=
+ 3 2 G + G ¢ 2 2 R (1 + l ) + R
g w g (5.1.3-1)
式中：G’、G、G2、G3——分别为活塞组、连杆组往复惯性部分、连杆组旋转部分和连 杆大头下半部分的质量；
R——曲柄半径； l——连杆比。 连杆大头中央截面D－D上的应力为
é ( 0 . 0127 + 0 . 00083 1
s = p ´ j max ê 2 Z 1 + I ë
) 0 . 522 - 0 . 003 ù ú
.
.
(5.1.3-2)
F + F ¢
ú
û
式中： R 1 ——计算圆环的曲率半径；
I , I ¢ ——连杆大头及中央截面积； F , F ¢ ——大头及轴承中央截面积；
Z ——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
p
j max
=
G + G ¢ 2 2 G 2 + G 3
R (1 + l ) + R w w g g
(5.1.3-3)
有式5.1.3-3得： p =2.95KPa
j max
连杆大头中央截面D－D上的应力为
é ( ù ) 0 . 0127 + 0 . 00083 0 . 522 - 0 . 003 1 . . s = p ´ j max ê I F + F ¢ ú 2 Z 1 +
ë û
1 é ù
´ （ 0 . 012 7 + 0 . 00 0 83 ´ 40 ） ê - 3 0 . 522 - 0 . 003 ´ 40 ú
= 2 . 95 ´ + ú
2 ´ 0 . 00012 ( 1 + 180 / 360 ) 0 . 00015 + 0 . 00005 ê ú ê ú ë û
=20.97MPa
连杆的有关设计数据： 连杆的材料： 见附图三
20MnB，表面渗碳淬火处理，淬火硬度为HRc60～65 5.2 曲轴销的设计
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。
表5
尺寸设计：曲轴销长度 L＝64mm； 曲轴销直径d＝15mm。 5.3 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。
5.3.1 组合式曲轴
组合式曲轴如图5.3.1所示。曲轴左部、曲轴右部、曲柄销三部分分段加工，然后 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
b
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。
图 5.3.1 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
参数设计： （1）、飞轮尺寸设计
1）飞轮直径： D＝S＋d＋2X＝50＋18＋32＝100mm
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＝22mm； b2＝15mm； （2）、主轴的设计、校核
1）、确定主轴的最小直径
d min =
P n
由材料40Cr 取A。＝100；P＝8.8Kw；n＝7500 r min
d ³ .
P 8 . 8 100 3 10 .. 547 mm n 7500
初定：d＝16mm;
2）、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如下： a1＝20mm a2＝45mm a3＝25mm a4＝55mm a5＝24mm 各断的直径：
d＝17mm d1＝28mm d2＝22mm 3)、曲轴右部的载荷、校核 有齿轮作用力存在
2 T ＝= 1270 . 5 N F t
d 17
4
F F
t
v
22
a
29 b R 1
R 2
a ＝ 462 . 4 N F ＝ F × tg
v
t
M M
由弯矩图可知（图1.5.3）
× L
t
V
M
Hb
= F t × r = 1270 . 5 * 22
= 27951 N × mm
× L
r
4 * 22 M ＝ F r = 462 .
Vb
r
= 10172 . 8 N × mm 总弯矩
图 5.3.2 轴右部受力、弯矩
2 2
M = M . 65 N × mm . 8 = 29744 H + M v = 27951 + 10172
2 2
扭矩：T＝10800 N × mm
2 2
计算弯矩： M . 68 N × mm . 6 ´ T = 30898 ca = M + 0
在b 处 直径d＝17mm ，选用40Cr ，调制处理，查表得许用弯曲应力
[ 70 MPa s ]＝
－1
6
ca
ca
3
－1
符合要求；
在b 处，只要符合要求，其他地方也就没问题了，因b 处直径最小，弯矩、扭矩最大。 4） 轴上轴承的校核
选用6306 深沟球轴承C＝15000N
f 1
f 2
RV 2
图 5.3.3 轴承受力图RH 2
F
RV 1
RH 1
f t
f r
作用在飞轮上的力： F =
T 12730
= = 432 N r 32 . 5
小飞轮作用在轴上的力： f = 1 . 0 ´ f = 1 . 0 ´ 840 . 3 = 840 . 3 N 1 e 小 大链轮的有效力： f = 314 . 9 N
2
在水平面内：
)74 ) / 74 = ( 268 . 6 ´ 103 － f ´ 61 － 314 . 9 ´ 61 R = ( f ´ 103
v 1
t
2
＝ 28 . 2 N
. 6 + 314 . 9 - 11 4 . 3 = 555 . 3 N R = f + f - R = 268
v 2
t
2
v 1
在垂直面面内：
R
H 1
= ( f ´ 103 － F ´ 37 - f ´ 23 ) / 74 = - 368 . 8 N ， R H1 与 f t 方向相反。
t
1
R
H 2
= f + f - F - R = 1 045 . 7 N H 1
t
1
作用在轴承上的合力： R = R 2 + R 2
H V
. 8 N R = R H 1 . 8 + 28 . 1 = 369 1 = 368 + R V
1
2 2
2 2
3 = 1 184 N R = R H 2 + R V 2 = + 555 .
2
2 2
2
即轴承2 受力大于轴承1，所以要用轴承 2来校核 据有关资料介绍
一般摩托车轴承的寿命为 16000小时
æ C ö = æ 26700 ö = 18426.65 小时 > 16000 小时 = ÷ L 60 n ÷ 60 ´ 7500 P 1184 è ø è ø
6
6
h
3
3
符合要求。 见附图四
设计小结
这次毕业设计历时二个半星期，通过这两个星期的学习，发现了自己的很多不足， 自己知识的很多漏洞，看到了自己的实践经验还是比较缺乏，理论联系实际的能力还急 需提高。
在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅 仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理 论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本 次大作业的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加 完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少 的。我们是在作设计，但我们不是艺术家。他们可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱 翔，我们是工程师，一切都要有据可依. 有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永 远无法升级为设计。这次的毕业设计也让我看到了团队的力量，我认为我们的工作是一 个团队的工作，团队需要个人，个人也离不开团队，必须发扬团结协作的精神。。刚开 始的时候，大家就分配好了各自的任务，大家有的绘制原理图，有的积极查询相关资料， 并且经常聚在一起讨论各个方案的可行性。在毕业设计中只有一个人知道原理是远远不 够的，必须让每个人都知道，否则一个人的错误，就有可能导致整个工作失败。团结协 作是我们成功的一项非常重要的保证。而这次设计也正好锻炼我们这一点，这也是非常 宝贵的。在这个过程中，我也曾经因为实践经验的缺乏失落过，也曾经有个新奇想法而 热情高涨。生活就是这样，汗水预示着结果也见证着收获。虽然这只是一次的极简单的 课程制作，可是平心而论，也耗费了我们不少的心血，这就让我不得不佩服专门搞发动 机开发的技术前辈，才意识到老一辈对我们社会的付出，为了人们的生活更美好，他们 为我们社会所付出多少心血啊！
通过这次毕业设计，我想说：为完成这次毕业设计我们确实很辛苦，但苦中仍有乐， 和团队人员这十几天的一起工作的日子，让我们有说有笑，相互帮助，配合默契，多少 人间欢乐在这里洒下，大学里一年的相处还赶不上这十来天的实习，我感觉我和同学们 之间的距离更加近了。这个工作确实很累，但当一张张图纸拼成装配图时，我们的心中 就不免兴奋，不免激动。以前种种艰辛这时就变成了最甜美的回忆！对我而言，知识上 的收获重要，精神上的丰收更加可喜。让我知道了学无止境的道理。我们每一个人永远 不能满足于现有的成就，人生就像在爬山，一座山峰的后面还有更高的山峰在等着你。 挫折是一份财富，经历是一份拥有。这次毕业设计必将成为我人生旅途上一个非常美好 的回忆！
附图
附图一 活塞
附图二 活塞销
附图三
连杆
附图四 曲柄
附图五
装备图
参考文献
[1] 大连理工大学工程化教研室. 机械制图第五版[M]. 北京：高等教育出版社, 2003. [2] 于永泗，齐民. 机械工程材料第五版[M]. 大连：大连理工大学出版社，2003 . [3] 孙桓，陈作模，葛文杰. 机械原理第七版[M]. 北京：高等教育出版社，2005. [4] 善辉祖. 材料力学第二版[M]. 北京：高等教育出版社，2004. [5] 濮良贵，纪名刚. 机械设计第八版[M]. 北京：高等教育出版社，2005. [6] 机械设计手册上第二版. 化学工业出版社。
[7] 于日桂. 摩托车发动机的结构与维修[M].北京：人民邮电出版社，2002. [8] 《摩托车》编辑部.新型摩托车零部件图解集[M].北京：人民邮电出版社, 1997.