125cc摩托車風(fēng)冷發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)設(shè)計,cc,摩托車,風(fēng)冷,發(fā)動機,曲柄,連桿機構(gòu),設(shè)計 畢業(yè)設(shè)計 125cc摩托車風(fēng)冷發(fā)動 機曲柄連桿機構(gòu)設(shè)計 102012237 顏人帥 機械工程系 學(xué)生姓名： 學(xué)號： 機械電子工程 系 部： 劉嘉 專 業(yè)： 指導(dǎo)教師： 二〇一四年六月六日 誠信聲明 本人鄭重聲明：本論文及其研究工作是本人在指導(dǎo)教師的指導(dǎo)下獨立完成的，在完成論文時所利用的一切資料均已在參考文獻中列出。 本人簽名： 年 月 日 畢業(yè)設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計題目： 125cc摩托車風(fēng)冷發(fā)動機的曲柄連桿機構(gòu)設(shè)計 系部： 機械工程系 專業(yè)： 機械電子工程 學(xué)號：102012237 學(xué)生：顏人帥 指導(dǎo)教師（含職稱）： 劉嘉（講師） 專業(yè)負責(zé)人： 張煥梅 1．設(shè)計的主要任務(wù)及目標 （1）根據(jù)某款125cc摩托車的技術(shù)指標完成對相應(yīng)發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)的設(shè)計； （2）完成零部件的建模及運動仿真。 2．設(shè)計的基本要求和內(nèi)容 （1）完成對摩托車發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)的設(shè)計并撰寫設(shè)計說明書一份； （2）完成仿真模型一份； （3）完成零件圖及裝配圖一份。 3．主要參考文獻 《機械設(shè)計》高等教育出版社 《發(fā)動機設(shè)計》機械工業(yè)出版社 《汽車設(shè)計》清華大學(xué)出版社 4．進度安排 設(shè)計（論文）各階段名稱 起 止 日 期 1 開題準備 2013.12.15-2014.3.01 2 完成曲柄連桿機構(gòu)的設(shè)計 2014.3.01-2014.4.15 3 完成軟件建模仿真 2014.4.16-2014.5.30 4 完成說明書撰寫 2014.6.01-2014.6.10 5 提交設(shè)計，答辯 2014.6.11-2014.6.20 125cc摩托車風(fēng)冷發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)設(shè)計 摘要： 本文以鈴木GP125摩托車發(fā)動機的相關(guān)參數(shù)作為參考，對125cc摩托車風(fēng)冷發(fā)動機的曲柄連桿機構(gòu)的主要零部件進行了結(jié)構(gòu)設(shè)計計算，并對曲柄連桿機構(gòu)進行了有關(guān)運動學(xué)和動力學(xué)的理論校核分析與計算機仿真分析。 本文分別對活塞組、連桿組以及曲軸進行詳細的結(jié)構(gòu)設(shè)計，并進行了結(jié)構(gòu)強度和剛度的校核。再次，應(yīng)用三維CAD軟件：Pro/Engineer建立了曲柄連桿機構(gòu)各零部件零件圖與幾何模型，裝配成功后進行運動仿真。 通過設(shè)計建模，校核以及運動仿真，得出的結(jié)論基本符合設(shè)計思路與理論值。完成了設(shè)計方案上的要求。 關(guān)鍵詞：曲柄連桿機構(gòu)，受力分析，仿真建模，運動分析 Design of air engine crank connecting rod mechanism of motorcycle Abstract：Based on the related parameters Suzuki GP 125 motorcycle engin as a reference, The main components of air-cooled engine 125cc motorcycle crank linkage structural design calculations carried out, and carried out on the crank linkage theory about kinematics and dynamics analysis and computer simulation analysis check. This paper analysis the structural design on piston, connecting rod and crankshaft group, and the structural strength and rigidity check. Application of 3D CAD software: Pro/Engineer established the spare parts diagram and geometric model of the crank and connecting rod mechanism again, After the success of the assembly motion simulation and finite element simulation model. Through the design modeling，Check and movement simulation，Conclusion basic conform to the design thought and the theoretical value.Completed the design requirements. Through the design modeling, check and motion simulation, conclusion basic conform to the design thought and the theoretical value. Completed the design requirements. Key word: Crank Mechanism，Stress Analysis，Simulation Modeling，Motion Analysis 目 錄 1 緒論 1 1.1 研究課題的目的和意義 1 1.2 曲柄連桿結(jié)構(gòu)國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1 1.3 設(shè)計研究的主要內(nèi)容 4 2 發(fā)動機結(jié)構(gòu)參數(shù)與熱力學(xué)計算 5 2.1 發(fā)動機結(jié)構(gòu)形式 5 2.2 發(fā)動機主要結(jié)構(gòu)參數(shù)計算 5 2.3 熱力學(xué)計算 6 2.3.1 作出P-V圖 6 3 活塞組設(shè)計 9 3.1 活塞設(shè)計 9 3.1.1 活塞材料的選擇 9 3.1.2 活塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 10 3.1.3 活塞與氣缸的配合間隙 13 3.1.4 活塞質(zhì)量的估算 13 3.1.5 活塞三維建模 14 3.2 活塞環(huán)設(shè)計 14 3.2.1 材料選擇 14 3.2.2 結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 15 3.2.3 活塞環(huán)與環(huán)槽的裝配間隙 16 3.3 活塞銷設(shè)計 16 3.3.1 材料選擇 16 3.3.2 結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 16 3.3.3 活塞銷的配合間隙 17 3.3.4 活塞銷三維建模 17 3.4 卡簧設(shè)計 17 3.4.1 材料選擇 17 3.4.2 結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 18 3.4.3 卡簧與其接觸零件的配合 18 3.5 活塞組校核 18 3.5.1 環(huán)岸校核 18 3.5.2 活塞銷強度和剛度計算 20 4 連桿設(shè)計 22 4 連桿設(shè)計 22 4.1連桿材料的選擇 22 4.2 連桿結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 22 4.2.1 連桿長度的確定 22 4.2.2 連桿小頭結(jié)構(gòu)尺寸確定 22 4.2.3 連桿桿身結(jié)構(gòu)設(shè)計 23 4.2.4 連桿大頭結(jié)構(gòu)設(shè)計 24 4.2.5 連桿三維模型 25 4.3 連桿滾針軸承的選用 25 4.4 連桿大小頭的裝配公差 25 4.5 連桿校核 25 4.5.1 連桿小頭校核 25 4.5.2 連桿桿身強度校核 33 4.5.3 連桿大頭校核 35 5 曲軸設(shè)計 38 5.1 曲軸材料的選擇 38 5.2 曲軸結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 38 5.2.1 曲柄臂厚度h的確定 38 5.2.2 曲柄銷結(jié)構(gòu)尺寸的確定 39 5.2.3 主軸頸尺寸的確定 39 5.2.4 主軸其他尺寸細節(jié) 39 5.2.5 曲軸裝配模型 40 5.3 曲柄銷的配合公差 40 5.4 曲軸校核 41 5.4.1 曲軸的彎曲強度校核 41 5.4.2 曲軸的扭轉(zhuǎn)強度校核 43 6 運動學(xué)計算以及基于PRO/E的運動仿真分析 46 6.1 活塞位移分析 46 6.1.1 活塞位移的理論分析 46 6.1.2 活塞位移的仿真分析 46 6.2 活塞速度分析 47 6.2.1 活塞速度V的理論分析 47 6.2.2 活塞速度V的仿真分析 48 6.3 活塞加速度分析 48 6.3.1 活塞加速度a的理論分析 48 6.3.2 活塞加速度a的仿真分析 49 總 結(jié) 50 參考文獻 51 致 謝 52 II 太原工業(yè)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 1 緒論 1.1 研究課題的目的和意義 曲柄連桿機構(gòu)是往復(fù)式內(nèi)燃機中的動力傳遞系統(tǒng)，是發(fā)動機實現(xiàn)工作循環(huán)，完成能量轉(zhuǎn)換的主要運動部分。從發(fā)動機實用性出發(fā)，對其曲柄連桿機構(gòu)進行設(shè)計，在滿足特定工況的疲勞強度和剛度條件下，達到良好的生產(chǎn)效益和經(jīng)濟效益[1]。 曲柄連桿機構(gòu)是發(fā)動機中主要的受力部件，其工作可靠性就決定了發(fā)動機工作的可靠性。但現(xiàn)今發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)仍存在一些不足之處，有些結(jié)構(gòu)強度遠大于實際工況下所承載的強度，而也有一些低于實際工況下的承載強度。前者造成了不必要的材料浪費，加大了生產(chǎn)成本，降低了經(jīng)濟效益；后者引起發(fā)動機壽命降低，有時會引發(fā)事故。因此在設(shè)計過程中保證曲柄連桿機構(gòu)具有足夠的疲勞強度和剛度且達到最大經(jīng)濟效益成為曲柄連桿機構(gòu)設(shè)計的關(guān)鍵性問題[2]。 在本次設(shè)計中，125cc摩托車風(fēng)冷發(fā)發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)為例，通過具體給定的參數(shù)來確定其曲柄連桿機構(gòu)的總體結(jié)構(gòu)，同時進行強度、剛度等方面的校核計算以及運動仿真，根據(jù)計算結(jié)果選取適當?shù)牟牧?，做到材料既不浪費又能滿足實際使用性能的需求，獲得良好的生產(chǎn)經(jīng)濟效益。 1.2 曲柄連桿結(jié)構(gòu)國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 曲柄連桿機構(gòu)是發(fā)動機中直接將燃油的化學(xué)能轉(zhuǎn)化為機械能的運動機構(gòu)，它將活塞的往復(fù)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運動，并通過曲軸輸出發(fā)動機的功率，是發(fā)動機最主要的運動機構(gòu)[3]。曲柄連桿機構(gòu)包括連桿組、活塞組及曲軸組三部分。 （1）連桿組的研究現(xiàn)狀 連桿的計算分析在早期多采用經(jīng)驗公式，有限元理論和方法提出后，迅速在連桿分析上得到廣泛應(yīng)用。連桿的有限元分析模型從最早的曲梁模型，到20世紀七八十年代的平面連續(xù)模型，再到90年代至今的三維實體模型。近年來，國內(nèi)外許多學(xué)者對內(nèi)燃機連桿的有限元分析進行了大量的研究，歸納起來主要是以下幾個方面：有限強度應(yīng)力分析、動響應(yīng)分析、可靠性分析和優(yōu)化分析。 連桿應(yīng)力有限元靜態(tài)分析。如果連桿強度不夠會出現(xiàn)斷裂，剛度不足就會使大頭孔變形失圓，使大頭軸承潤滑條件受到破壞，導(dǎo)致軸承發(fā)熱而燒損。常規(guī)的計算方法是對連桿小頭、桿身和大頭分別按均勻平面曲梁和直梁計算，由于沒有考慮截面的變化以及載荷和計算公式的簡化，計算精度較差。20世紀80年代末到90年代初采用常單元插值、線性單元插值、和邊界元等方法對連桿進行平面應(yīng)力應(yīng)變分析。王明武等在攝動隨機有限元法分析連桿應(yīng)力方面進行了深入的研究。岳東鵬等對桿在靜態(tài)計算中的邊界條件和載荷進行了更加符合實際的處理。 連桿的動響應(yīng)分析[4]。動響應(yīng)分析是利用 MSC.Adams 軟件，對連桿進行仿真運算，到連桿的動響應(yīng)特性，它推動了連桿由傳統(tǒng)靜態(tài)設(shè)計向動態(tài)設(shè)計的發(fā)展。 連桿的可靠性分析。連桿的可靠性設(shè)計是根據(jù)已知載荷和材料強度，運用概率統(tǒng)計理論，確定連桿的可靠度，把連桿失效的發(fā)生控制在可接受的水平。連桿的可靠度一般要求達到0.9995以上。掌握連桿在實際工況下的可靠性必須具有3個條件：根據(jù)疲勞試驗得到的連桿疲勞強度概率分布規(guī)律；連桿實際工況下工作載荷的概率分布規(guī)律；工作載荷與疲勞強度相聯(lián)系的統(tǒng)計分析方法。連桿可靠性分析的影響因素眾多，并且許多現(xiàn)象和機理還缺乏詳細的研究。 連桿的優(yōu)化設(shè)計[4]。如果連桿設(shè)計不合理，使用中會出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象或者局部強度或剛度不足，導(dǎo)致連桿失效。同時,為滿足在保證足夠的強度、剛度和穩(wěn)定性條件下，盡可能達到質(zhì)量輕、體積小、形狀合理的設(shè)計要求，有必要對桿進行優(yōu)化設(shè)計。連桿的優(yōu)化設(shè)計已由廣泛的二維結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計向三維優(yōu)化設(shè)計過渡，由局部結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計向整體結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計過渡。對連桿進行優(yōu)化設(shè)計，關(guān)鍵是要選取適合的有限元方法和效率高的優(yōu)化算法以及選取適當數(shù)目的優(yōu)化設(shè)計變量。 （2）活塞組的研究現(xiàn)狀 目前內(nèi)燃機活塞組的傳熱研究分為穩(wěn)態(tài)傳熱和瞬態(tài)傳熱兩種方法。無論采用哪種方法，活塞組件間邊界條件的確定都是其研究的關(guān)鍵。早期的研究中，大多采用單件模型的有限元分析，活塞組傳熱的研究多以穩(wěn)態(tài)傳熱方法為主。這些方法僅僅通過一些假設(shè)條件來解釋問題，其結(jié)果不具有太大的實用價值。單件模型向耦合模型發(fā)展。單件研究方法只能以假定的燃燒室壁面平均溫度為邊界條件，給熱平衡計算帶來誤差。近年來，耦合模型開始出現(xiàn)在國內(nèi)外內(nèi)燃機的課題研究中，其中對活塞組部分的研究尤為突出，國內(nèi)也對耦合模型進行了嘗試。 物理場耦合方法是部分專家在對內(nèi)燃機部件內(nèi)部工作環(huán)境作深入研究時提出的一種新方法。目前，國外大都采用CFD和FEA耦合的方法進行活塞組等內(nèi)燃機部件的傳熱研究。李兵等分析了活塞在溫度和機械載荷作用下的應(yīng)力和變形。 穩(wěn)態(tài)傳熱研究轉(zhuǎn)向瞬態(tài)傳熱研究?；钊M的熱傳導(dǎo)分析過程中，穩(wěn)態(tài)傳熱的方法因計算簡便得到了廣泛應(yīng)用。在計算此類邊界條件時，通常采用第3類邊界條件進行計算。與穩(wěn)態(tài)方法相比，瞬態(tài)熱傳導(dǎo)分析具有更高的可信度，也與實際情況更為貼近。瞬態(tài)熱傳導(dǎo)問題在國外一直是內(nèi)燃機研究的中心課題。 （3）曲軸組的研究現(xiàn)狀 由于曲軸幾何形狀、邊界條件和載荷極其復(fù)雜，在60年代以前很長一段時間內(nèi)，人們主要用實驗手段來研究曲軸的強度。主要用實驗手段來研究曲軸的強度。而對曲軸的計算常用方法有兩種：簡支梁法和連續(xù)梁法[18]，因此，計算精度很低，基本上滿足不了設(shè)計需要。 隨著計算機和計算力學(xué)的飛速發(fā)展，最近30多年來曲軸的計算方法有了極大的改善，計算精度有了較大的提高，可以相當精確地確定曲軸任一部位的應(yīng)力，因此對曲軸整體的強度也可以作比較精確的評估。 應(yīng)力集中系數(shù)的計算。在曲軸中，軸頸與曲柄的過渡圓角處和軸頸油孔附近存在嚴重的應(yīng)力集中現(xiàn)象，以往一般通過試驗方法研究確定應(yīng)力集中系數(shù)。但沒有考慮過渡圓角處三維形狀的影響，因此不能用于精確計算。有限元和邊界元方法的應(yīng)用，為準確地計算應(yīng)力集中系數(shù)提供了可能。由于曲軸幾何形狀復(fù)雜，三維有限元分析比較費時，因此 Guagliano 等人進行了試驗測試和數(shù)值分析。結(jié)果表明，具有相同載荷和邊界條件的二維和三維分析所得的應(yīng)力集中系數(shù)數(shù)值相近。為了在較短時間內(nèi)方便精確地預(yù)測應(yīng)力集中系數(shù)，Shiomi 等人應(yīng)用人工神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)技術(shù)研制了一個預(yù)測應(yīng)力集中系數(shù)的系統(tǒng)。該系統(tǒng)建立在由曲軸幾何形狀和有限元計算得到的應(yīng)力集中系數(shù)組成的數(shù)據(jù)庫的基礎(chǔ)上，提出了一個適應(yīng)傳遞函數(shù)運算法則作為神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)的學(xué)習(xí)方法，可以利用有限的數(shù)據(jù)計算不同曲軸的應(yīng)力集中系數(shù)。 三維有限元分析采用的計算模型一般有三種。(1)曲拐模型。它主要考慮彎 曲載荷作用，并認為曲軸的形狀和作用載荷相對于曲拐平面對稱。(2)單個曲拐模型。用于分析曲軸上受載最嚴重的曲拐，優(yōu)點在于計算規(guī)模小。但其很難正確確定主軸頸剖分面處的邊界條件，剖分面距離過渡圓角很近也會影響計算精度。(3)整體曲軸模型。這是進行曲軸有限元分析最合理的模型，計算精度高，但是計算量大。 邊界條件的處理。在早期處理中，作用在主軸頸上的支承反力由簡支梁法確定，并設(shè)定為集中力?，F(xiàn)在均按連續(xù)梁法計算并設(shè)作用在軸頸上的載荷為分布載荷，沿軸線方向均布或呈拋物線分布，沿圓周方向120°呈余弦分布。 邊界元方法。邊界元方法在內(nèi)燃機中的應(yīng)用較多，但對于曲軸這樣的復(fù)雜零件，為了獲得外形比較準確、疏密適當、單元畸變小的三維邊界元網(wǎng)格，一方面劃分比較困難，另一方面節(jié)點數(shù)也較多，規(guī)模較大，求解時間較長。胡圣榮等人提出了一種高精度邊界元算法，其允許采用非規(guī)則非均勻網(wǎng)格：除應(yīng)力集中較嚴重的局部區(qū)域采用較小單元外，其它部位盡量采用較大單元；在網(wǎng)格疏密之間快速過渡，允許單元有相當程度的畸變等(一般邊界元方法要求網(wǎng)格比較規(guī)則和均勻過渡，否則計算精度難以保證)，從而有效地降低了節(jié)點數(shù)，減小了計算規(guī)模。 疲勞強度計算。關(guān)于曲軸疲勞強度的計算，人們提出了各種不同的方法，目前應(yīng)用較多的是根據(jù)Goodman圖推導(dǎo)出的計算方法。 近20年來，隨著計算技術(shù)的不斷進步和研究者們的不懈努力，內(nèi)燃機曲軸連桿機構(gòu)的研究取得了較大進展，尤其體現(xiàn)在曲軸應(yīng)力的計算研究方面。然而，大都局限于單個組件的研究。由于其固有的復(fù)雜性， 曲軸連桿機構(gòu)的設(shè)計預(yù)測還遠未完善，仍有許多問題亟待研究[15]。 1.3 設(shè)計研究的主要內(nèi)容 對摩托車風(fēng)冷發(fā)動機運行過程中曲柄連桿機構(gòu)受力分析進行深入研究，其主要的研究內(nèi)容有： （1）對曲柄連桿機構(gòu)進行運動學(xué)和動力學(xué)分析，分析曲柄連桿機構(gòu)中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機構(gòu)的主要零部件進行強度、剛度等方面的計算和校核，以便達到設(shè)計要求。 （2）分析曲柄連桿機構(gòu)中主要零部件如活塞，曲軸，連桿等的工作條件和設(shè)計要求，進行合理選材，確定出主要的結(jié)構(gòu)尺寸，并進行相應(yīng)的尺寸檢驗校核，以符合零件實際加工的要求。 （3）應(yīng)用Pro/E軟件對曲柄連桿機構(gòu)的零件分別建立實體模型，并將其分別組裝成活塞組件，連桿組件，然后定義相應(yīng)的連接關(guān)系，最后裝配成完整的機構(gòu)，并進行運動仿真分析，檢測其運動干涉，獲取分析結(jié)果。 （4）使用AutoCAD軟件，繪制零件圖，裝配圖。 2 發(fā)動機結(jié)構(gòu)參數(shù)與熱力學(xué)計算 2.1 發(fā)動機結(jié)構(gòu)形式 本文所設(shè)計的是四沖程的摩托車風(fēng)冷發(fā)動機，排量,由于排量不是很大，本文設(shè)計單缸的汽油機，選取缸數(shù)。選用風(fēng)冷的冷卻方式 2.2 發(fā)動機主要結(jié)構(gòu)參數(shù)計算 參考楊連生版《內(nèi)燃機設(shè)計》第十九頁知：S/D的取值范圍在0.8～1.2之間，取S/D=0.9。根據(jù)內(nèi)燃機學(xué)的基本公式： 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 （2.1）　　　　　　　　　　　　　 將代入得： 解得：D=56mm S=50mm 因此缸徑D=56mm，活塞行程為S=50mm，屬于短行程發(fā)動機。 ：壓縮比，即汽缸總?cè)莘e與燃燒室容積之比，其中。目前，國內(nèi)汽油機的常在6～12之間，選定。則, ：曲軸半徑 ：連桿長度 ，在之間，，選取連桿長度：=94mm ，則 因為，取，由公式： n曲軸轉(zhuǎn)速： 曲軸角速度 ：由于平均有效壓力在之間，取，得到發(fā)動機的有效功率為： （2.2） 2.3 熱力學(xué)計算 2.3.1 作出P-V圖 （1） 壓縮行程 壓縮行程起始點的壓力值Pa通常在（0.8~0.9）Po之間，選定壓縮始點的壓強為Pa=0.08MPa。把壓縮過程簡化為絕熱過程，此過程的絕熱指數(shù)一般在1.28~1.35之間，選定=1.30。由熱力學(xué)知識可知： 初始狀態(tài)下=0.08MPa，=143mL，在143mL~18mL之間取十七個點，求取這些點的壓力值，并作出P-V圖，如圖2.1所示。 由計算所得的數(shù)據(jù)可知壓縮終了時的壓力=0.636MPa。可燃混合氣在氣缸中到達壓縮終點后，將會進行等容加熱。加熱終點的壓力由壓力升高比λ確定。其中壓力升高比的公式為，一般情況下λ在79之間，本文選取λ=7.則加熱終點的壓力為 ： 圖2.1 理論P-V （2）膨脹過程 與壓縮過程對應(yīng)，膨脹過程也可簡化為絕熱過程：。由上面的計算知道，在膨脹的始點壓力為P=4.77MPa，V=18mL,同樣在18mL~143mL之間取17個點，求取壓力值。此時，一般在膨脹過程中絕熱指數(shù)在1.13~1.41之間，選取=1.36。利用數(shù)據(jù)作出圖2.3.2。 圖2.2 修正P-V （3）P-V圖的圓整處理 在發(fā)動機中為了使其動力性和經(jīng)濟型達到最優(yōu)，采取了點火提前、排氣提前，從《內(nèi)燃機學(xué)》可知，點火提前角常使用的范圍在之間，經(jīng)調(diào)整后取，此時V=27.035mL, P=0.4540MPa?？紤]實際過程與理論過程的差異，在實際過程中，最大爆發(fā)壓力點不在上止點處，而是在上止點之后，這樣才能達到充分利用燃料燃燒的能量。在此選取實際過程中的最大爆發(fā)壓力點發(fā)生在上止點之后13°,此時實際的最大爆發(fā)壓力為： =4.77=3.18MPa。 排氣提前角常使用的范圍是: 取=50°。此時 V=101.5283mL P=0.8457MPa。 由于存在點火提前角、排氣提前角，是得P-V圖不在按理論示功圖2.3.2變化，經(jīng)過上述數(shù)據(jù)處理，作出相應(yīng)的實際P-V圖，如圖2.3.2所示： （4）指示功和平均有效壓力的求解， 上圖即為經(jīng)過圓整處理后的P-V圖，由于圖2.3.2上曲線所包圍的面積即表示工質(zhì)完成一個工作循環(huán)所做的指示功，所以通過輸出圖中的P-V圖所包圍的格子數(shù)就可以求解出該示功圖下指示功的大小。 =326×0.1×4=130.4J 所以發(fā)動機的平均指示壓力為： 因，而機械效率的取值范圍是0.80～0.90，選取=0.85。則=0.884MPa，在設(shè)計范圍之內(nèi)，能達到設(shè)計要求。 此時實際的發(fā)動機有效功率為： （2.3） 3 活塞組設(shè)計 活塞組零件工作情況的共同特點是工作溫度高，并在很高的機械負荷下高速滑動，同時潤滑不良，這決定了它們遭受強烈的磨損，并且可能產(chǎn)生滑動表面的拉毛、燒傷等故障。 活塞頂吸收的熱量約占燃料總發(fā)熱量的2%～4%。經(jīng)活塞環(huán)傳給氣缸壁的熱量占70%～80%，經(jīng)活塞本身傳給氣缸壁的熱量占10%～20%，而傳給曲軸箱空氣和機油的僅占10%左右，鋁合金活塞的溫度應(yīng)保證某些部位不超過下列數(shù)值： 活塞頂：3150C； 第一環(huán)槽：180～2200C； 活塞頂內(nèi)表面：2500C； 活塞銷座：1800C。 因此對活塞組的設(shè)計提出了如下的要求： 1） 選用300～400 0C溫度下仍有足夠機械強度、耐磨、比重小、熱膨脹系數(shù)小、導(dǎo)熱性好、具有良好減摩性和工藝性的材料。 2） 設(shè)計合理的形狀和壁厚，盡量減輕重量，緩和應(yīng)力集中，使散熱良好，強度、剛度符合要求，并有控制裙部膨脹的措施。 3）在不增加活塞組摩擦損失的條件下，保證燃燒室氣密性好，竄氣、竄油量不超過規(guī)定要求，且能保證滑動面上有足夠的潤滑油。 4）設(shè)計合理的活塞裙部型線和配缸間隙，使在各種工礦下都能保持活塞與氣缸的最佳配合，減輕活塞敲擊和缸套振動引起穴蝕的傾向。 3.1 活塞設(shè)計 活塞的基本結(jié)構(gòu)可以分成四部分：頂部、頭部、裙部和銷座。四沖程摩托車發(fā)動機的活塞頂多用平頂。依靠設(shè)計和制造技術(shù)，現(xiàn)代內(nèi)燃機普遍采用三環(huán)短活塞。 3.1.1 活塞材料的選擇 目前國內(nèi)活塞材料應(yīng)用較多的是共晶鋁硅合金和過共晶鋁硅合金，本文選取共晶鋁硅合金作為本次設(shè)計的活塞材料，其密度為。 3.1.2 活塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 圖3.1 活塞剖面圖 1 活塞總高H的確定 活塞的總高度H決定了活塞的質(zhì)量以及往復(fù)運動的慣性力，影響活塞裙部的承壓面積。H的總的設(shè)計原則是盡可能設(shè)計得小些，這樣可減少往復(fù)運動質(zhì)量并降低發(fā)動機高度。由楊連生版《內(nèi)燃機設(shè)計》知道: 四沖程汽油機活塞總高 H=（0.9～1.1）D=50.4～60.6mm，取H=52mm 2 活塞壓縮高度H1的確定 活塞壓縮高度H1是由火岸高度h1、環(huán)帶高度h2和上裙尺寸h3三部分組成的，活塞環(huán)的數(shù)目、環(huán)的位置和軸向高度、環(huán)與環(huán)之間的環(huán)岸高度等都直接影響尺寸。壓縮高度H1決定活塞銷的位置。H1由火力岸高度h1、環(huán)帶高度h2以及上郡尺寸三部分組成。在保證盡量縮短H1，四行程發(fā)動機活塞壓縮高度： =25.2～33.6mm.初取H1=33mm。 3 火力岸高度h1的確定 火力岸高度h1決定了第一道環(huán)的位置以及熱負荷。由于第一環(huán)最靠近燃燒室，熱負荷很高，設(shè)計時不能太小，h1過小會使第一環(huán)溫度過高，導(dǎo)致活塞環(huán)彈性松弛、粘結(jié)等故障，所以h1應(yīng)根據(jù)熱負荷決定。根據(jù)楊連生主編的《內(nèi)燃機設(shè)計》可知： 四沖程內(nèi)燃機火力岸高度 h1=（0.06～0.08）D=3.36～4.48mm，取h1=4.4mm。 4 環(huán)帶高度h2的確認 環(huán)帶高度h2取決于環(huán)槽總高度以及環(huán)岸總高度C。 為了減少摩擦損失，還要保證密封，目前的四沖程發(fā)動機通常采用兩道氣環(huán)一道油環(huán)。環(huán)的軸向高度應(yīng)盡可能減小，這樣可以減小摩擦損失，可以使活塞環(huán)適應(yīng)氣缸的不均勻磨損變形，避免表面接觸應(yīng)力集中，提高耐高溫磨損的能力，減少往復(fù)運動質(zhì)量，提高活塞環(huán)的密封性能。但太小，會使制造工藝困難。 （一）環(huán)槽高度 環(huán)槽高度取決于活塞環(huán)的軸向高度、活塞槽與活塞環(huán)的側(cè)間隙。摩托車屬 于小型高速內(nèi)燃機，一般情況下，氣環(huán)的軸向高度為2～3mm，油環(huán)的軸向高度為4～6mm。 取第一和第二道氣環(huán)的高度： 第三道油環(huán)高度： 故環(huán)槽總高度為： （2） 環(huán)岸高度 環(huán)岸的高度C，應(yīng)保證它在氣壓力造成的負荷下不會破壞。實踐證明，第一環(huán)岸由于氣體壓力較大而工作溫度又較高，其高度往往稍大于其他環(huán)岸。據(jù)統(tǒng)計表明： 第一環(huán)岸高：，取 第二環(huán)岸高： ， 取 故環(huán)岸總高度： 綜上所述，環(huán)帶的高度： 5 活塞頂厚度δ的確認 活塞頂部厚度應(yīng)根據(jù)活塞頂?shù)膽?yīng)力、剛度以及散熱要求來決定。根據(jù)楊連生主編《內(nèi)燃機設(shè)計》可知：（四行程機值大多數(shù)取下限） =（0.06～0.10）D=3.36～5.6mm，故取δ=3.6mm。 6 活塞環(huán)槽的設(shè)計 活塞環(huán)槽設(shè)計包括環(huán)槽斷面形狀設(shè)計和選擇活塞環(huán)與環(huán)槽的配合間隙。 (1) 槽底倒角 環(huán)槽底部設(shè)計圓角R=0.2～0.8mm。圓角尺寸既要保證圓角處不產(chǎn)生過大的應(yīng)力集中，又要保證活塞環(huán)在環(huán)槽中有徑向運動的空間，因此，取R=0.5mm。 （2）環(huán)槽的側(cè)隙 環(huán)槽的側(cè)隙過大，會加劇對環(huán)槽的沖擊，加劇環(huán)槽的磨損，影響活塞的 可靠性及壽命。側(cè)隙過大還將引起發(fā)動機漏氣量增加。側(cè)隙過大，環(huán)槽內(nèi)油泥將積存引起活塞環(huán)粘著燒壞。 由《摩托車發(fā)動機設(shè)計》表4-3可知風(fēng)冷發(fā)動機的第一道環(huán)的側(cè)隙為0.04mm，第二道環(huán)和油環(huán)的側(cè)隙取為0.03mm。 （3） 槽的高度和深度 高度： 第一道氣環(huán)槽 第二道氣環(huán)槽 第三道氣環(huán)槽 深度： 環(huán)槽深度取 7 活塞側(cè)壁厚度及內(nèi)部過渡圓角 活塞頭部要安裝活塞環(huán)，側(cè)壁必須加厚，一般?。?.05～0.1）D=2.8～5.6mm 故取活塞側(cè)壁厚度為5mm。 為改善散熱狀況，活塞頂與側(cè)壁之間應(yīng)該采用較大的過度圓角，一般取 R=（0.05～0.1）D=2.8～5.6mm ，則圓角半徑取為R=5mm。 8 活塞裙部及其側(cè)面形狀的設(shè)計 活塞裙部是指活塞頭部最低一個環(huán)槽以下的那部分活塞。活塞裙與氣缸直接接觸并高速滑動，同時承受由于連桿擺動所產(chǎn)生的側(cè)壓力，起到導(dǎo)向的作用。 活塞裙部的設(shè)計要求有：保證活塞在缸內(nèi)得到良好的導(dǎo)向；具有足夠的承壓面；能形成楔形潤滑油膜；與缸孔的間隙適當，既不過大引起活塞敲擊噪聲，也不過小造成咬缸。 8.1 活塞銷座的設(shè)計 （1）活塞銷座內(nèi)徑等于活塞銷的外徑： 故選取d1=15mm。 （2） 活塞銷座外徑： （3） 活塞銷座間距：B=(0.35～0.4)D=19.6～22.4mm 取B=22mm （4） 銷座與側(cè)壁的倒角r=3mm （5） 活塞銷座筋板加強 為使活塞承受的巨大氣壓力通過銷座傳遞時，盡量減少活塞的變形， 以在頂部與銷座間設(shè)置加強筋。兩根加強筋幾乎與銷座徑向連接，且筋的斜角等于連桿的最大擺動角。 （6）活塞銷的彎曲跨度越小，銷的彎曲變形就越小，銷座系統(tǒng)的工作越可靠。所以，一般設(shè)計成連桿小頭與活塞銷座開擋之間的間隙為，但當制造精度有保證時，兩邊共就足夠了，取間隙為。 8.2 裙部橫截面形狀設(shè)計 裙部的卡環(huán)槽等局部形狀詳見零件圖。 3.1.3 活塞與氣缸的配合間隙 活塞各部分與氣缸之間的間隙是不同的。最重要的是活塞頂部的間隙和垂直于銷孔方向的裙部間隙。減少活塞頂部的間隙可以降低活塞頭部及第一環(huán)的熱負荷，減少裙部的間隙可以降低發(fā)動機的噪聲。 活塞頂部間隙：共晶鋁硅合金約為0.006D，取0.4mm 活塞裙部間隙：共晶鋁硅合金約為0.0014D，取0.08mm 于是活塞頭部直徑 ：=D﹣0.42=56﹣0.8=55.2mm 裙部直徑：=D﹣0.082=56﹣0.16=55.84mm 3.1.4 活塞質(zhì)量的估算 3.1.5 活塞三維建模 采用PRO/E進行三維建模，如圖3.2； 圖3.2 活塞模型 3.2 活塞環(huán)設(shè)計 活塞與活塞環(huán)一起防止氣缸內(nèi)的高壓氣體下竄到曲軸箱，同時把很大一部分活塞頂接收的熱量傳給氣缸壁，起這種作用的活塞環(huán)稱為氣環(huán)。此外，還設(shè)置專門的油環(huán)，在活塞下行時把氣缸壁上多余的機油刮回油底殼，以減少上竄機油量。一般要求通過環(huán)組的竄氣量不超過總進氣量的0.5%，機油消耗量不超過燃油消耗量的0.5%。 活塞環(huán)分氣環(huán)和油環(huán)，摩托車四沖程發(fā)動機活塞有兩道氣環(huán)和一道油環(huán)。 3.2.1 材料選擇 活塞環(huán)一般是由合金鑄鐵鑄造，高強度環(huán)用球墨鑄鐵，經(jīng)熱處理以改善材料的熱穩(wěn)定性少數(shù)活塞環(huán)用合金鋼制造，本次設(shè)計使用球墨鑄鐵。 活塞環(huán)的工作表面通常用各種鍍層或涂層，以提高其耐磨性、耐蝕性或改善磨合性。最常用的耐磨層為鍍鉻和噴鉬。松孔鍍鉻不僅硬度高，耐磨耐蝕，而且儲油，抗膠合，廣泛用于汽油機和自然吸氣柴油機。鉬熔點高，噴鉬層抗膠合、抗磨損性能好，能適應(yīng)高溫下工作。噴涂法能造成一定多孔性，也有一定儲油能力。定性。少數(shù)活塞環(huán)用合金鋼制造。 活塞環(huán)的工作表面通常用各種鍍層或涂層，以提高其耐磨性、耐蝕性或改善磨合性。最常用的耐磨層為鍍鉻和噴鉬。松孔鍍鉻不僅硬度高，耐磨耐蝕，而且儲油，抗膠合，廣泛用于汽油機和自然吸氣柴油機。鉬熔點高，噴鉬層抗膠合、抗磨損性能好，能適應(yīng)高溫下工作。噴涂法能造成一定多孔性，也有一定儲油能力。 所有活塞環(huán)都要進行磷化、鍍錫或氧化處理，以改善磨合性和防銹。 3.2.2 結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計　 氣環(huán)有桶面環(huán)，錐面環(huán)，梯形環(huán)，扭曲環(huán)，反扭曲環(huán)等種類，考慮到排量不大，本次選用桶面面環(huán)作為本次設(shè)計的氣環(huán)類型。 錐面環(huán)如圖所示，斜角為20′～1°30′?？紤]到第一道氣環(huán)承受載荷較大，溫度也較高，應(yīng)該取斜度小些，約20′～1°稱為微錐面環(huán)。第二道環(huán)取1°～1°30′。錐面環(huán)提高了表面接觸力，改變了環(huán)的磨合性能。活塞上行時在汽缸壁上形成油膜，下行時掛有作用良好。錐面環(huán)工作時，氣體壓力將作用在環(huán)外表面上，如果錐度過大，密封作用可能破壞，發(fā)生漏氣現(xiàn)象。錐面環(huán)不能反裝，否則會向上竄機油。 　氣環(huán)的尺寸參數(shù)主要有環(huán)的徑向厚度b、軸向高度t以及環(huán)的自由狀態(tài)形狀和自由開口端距S0。 （a） （b） 圖3.3 （a）活塞油環(huán)模型，（b）活塞氣環(huán)模型 （1） 軸向高度： 經(jīng)前面敘述，取第一和第二道氣環(huán)的高度 第三道油環(huán)高度。 (2) 徑向厚度b： 徑向厚度b較大的環(huán)彎曲剛度大，對氣缸表面畸變的跟隨性差，但耐磨性相對較好。對合金鑄鐵的活塞環(huán)來說b=（1/23～1/25）D=2.24～2.35mm ，綜合實際情況取：b1=b2=b3=2.3mm。 (3) 自由開口端： =（3.5～3.7）b=8.05～8.51mm ， 取=8mm （4） 活塞環(huán)工作狀態(tài)時 外徑 =D=56mm 內(nèi)徑 =D-2b=56-2.32=51.4mm。 3.2.3 活塞環(huán)與環(huán)槽的裝配間隙 活塞環(huán)與活塞槽的側(cè)間隙為0.003mm。 3.3 活塞銷設(shè)計 活塞銷用來連接活塞和連桿，并將活塞承受的力傳給連桿或相反?；钊N在高溫條件下承受很大的周期性沖擊負荷，且由于活塞銷在銷孔內(nèi)擺動角度不大，難以形成潤滑油膜，因此潤滑條件較差。為此活塞銷必須有足夠的剛度、強度和耐磨性，質(zhì)量盡可能小，銷與銷孔應(yīng)該有適當?shù)呐浜祥g隙和良好的表面質(zhì)量。在一般情況下，活塞銷的剛度尤為重要，如果活塞銷發(fā)生彎曲變形，可能使活塞銷座損壞。 3.3.1 材料選擇 活塞銷的材料一般為低碳鋼或低碳合金鋼，如20、20Mn、15Cr、20Cr或20MnV等。外表面滲碳淬硬，再經(jīng)精磨和拋光等精加工。這樣既提高了表面硬度和耐磨性，又保證有較高的強度和沖擊韌性。本文選用45號鋼，密度。 3.3.2 結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 活塞銷的結(jié)構(gòu)形狀很簡單，基本上是一個厚壁空心圓柱。其內(nèi)孔形狀有圓柱形、兩段截錐形和組合形，本文選擇內(nèi)孔為圓柱孔。 外徑 ： =（0.25～0.3）D=14～16.8mm 取=15mm 內(nèi)徑 ： =（0.65～0.75）d1=9.75～11.25mm 取=10mm 銷長 ： L=（0.70～0.85）D=39.2～47.6mm 取 L=42mm 因此活塞銷的質(zhì)量為： 3.3.3 活塞銷的配合間隙 （1）活塞銷與活塞的配合（采用的配合公差） 本設(shè)計采用浮動式活塞，分組裝配時，冷態(tài)間隙應(yīng)控制在0.003～0.008mm之間，這樣裝配方便。 （2）與襯套的配合（采用H6/h5的配合公差） 本次設(shè)計選配合間隙為0.019mm。摩擦速度較小，潤滑間隙也較小，不需要大量機油進行潤滑，只要能維持薄層油膜就行。 3.3.4 活塞銷三維建模 采用PRO/E進行三維建模，如圖3.4 圖3.4 活塞銷 3.4 卡簧設(shè)計 卡簧的作用是防止活塞銷軸向竄動而拉傷氣缸，所以卡簧與活塞銷，卡簧與活塞槽以及卡簧自由開口間隙都有一定的技術(shù)要求。 3.4.1 材料選擇 卡簧使用鋼絲制作。 3.4.2 結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 如右圖是卡環(huán)形狀的類型，卡簧自由開口間隙B應(yīng)該等于卡簧周長C的三分之一。 3.4.3 卡簧與其接觸零件的配合 （1）卡簧與活塞銷軸向間距間要有0.13～0.25mm 的間距，防止活塞銷與卡簧受熱膨脹后將卡簧強行從卡簧槽內(nèi)擠出。另外卡簧斷面直徑的半徑r應(yīng)裝入卡簧槽內(nèi)，另一半用來控制活塞銷。 （2）卡簧與卡簧槽之間要留有0.15mm的側(cè)間隙，同樣也是防止金屬受熱膨脹而把卡簧擠出。 3.5 活塞組校核 3.5.1 環(huán)岸校核 在膨脹沖程開始時，在爆發(fā)壓力作用下，第一道活塞環(huán)緊壓在第一環(huán)岸上。由于節(jié)流作用，第一環(huán)岸上面的壓力比下面壓力大得多，不平衡力會在岸根產(chǎn)生很大的彎曲和剪切應(yīng)力，當應(yīng)力值超過鋁合金在其工作溫度下的強度極限或疲勞極限時，岸根有可能斷裂，專門的試驗表明，當活塞頂上作用著最高爆發(fā)壓力時，，，如圖3.2所示。已知，則，。環(huán)岸是一個厚、內(nèi)外圓直徑為、的圓環(huán)形板，沿內(nèi)圓柱面固定，要精確計算固定面的應(yīng)力比較復(fù)雜，可以將其簡化為一個簡單的懸臂梁進行大致的計算。已知在通常的尺寸比例下，可假定槽底（岸根）直徑： 環(huán)槽深： 圖3.2 第一環(huán)岸的受力情況 于是作用在岸根的彎矩為 （3.1） 而環(huán)岸根斷面的抗彎斷面系數(shù)近似等于 （3.2） 所以環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應(yīng)力 （3.3） 同理得剪切應(yīng)力為： （3.4） 接合成應(yīng)力公式為： （3.5） 考慮到鋁合金在高溫下的強度下降以及環(huán)岸根部的應(yīng)力集中，鋁合金的許用應(yīng)力： ，，校核合格。 3.5.2 活塞銷強度和剛度計算 為保證活塞銷和銷座的可靠工作，需校核活塞銷的彎曲變形，失圓變形，銷座上的表面壓力和活塞銷的應(yīng)力 （1）活塞銷的彎曲變形： 因 ，所以滿足要求。 （2）失圓變形： 許用失圓變形： 因此滿足要求。 （3）活塞銷的橫向彎曲應(yīng)力： 活塞銷的縱向彎曲應(yīng)力： 所以總彎曲應(yīng)力： 因，滿足要求。 經(jīng)以上計算可知設(shè)計的活塞銷滿足剛度和強度要求。 4 連桿設(shè)計 連桿的作用是將作用在活塞上的氣體壓力傳給曲軸，并將活塞的往復(fù)運動變成曲軸的旋轉(zhuǎn)運動。因此兩頭各安裝一個軸承，分別連接活塞銷和曲柄銷。 連桿主要承受從活塞傳來的氣體壓力，活塞組及自身往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，因此，連桿受到的是交變的壓縮，拉伸，彎曲等極為復(fù)雜的載荷。這要求連桿質(zhì)量盡可能的小，且必須保證連桿具有足夠的疲勞強度和結(jié)構(gòu)剛度。 剛度不好會使連桿大頭孔失圓，導(dǎo)致軸承嚴重磨損；桿身彎曲，造成活塞與氣缸偏磨，導(dǎo)致活塞環(huán)竄氣和竄機油等不良現(xiàn)象。 4.1連桿材料的選擇 一般選擇含碳量的優(yōu)質(zhì)中碳鋼或碳合金鋼，還可以采用低碳合金鋼（如20Cr、20CrMo、20CrMo）模鍛或輥鍛成型，然后進行機械加工。本文設(shè)計選用45號鋼，密度。 4.2 連桿結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 連桿結(jié)構(gòu)簡單，與活塞連接部分為連桿小頭，與曲柄銷連接的部分為連桿大頭，中間部分稱為桿身。 4.2.1 連桿長度的確定 有前面的主要計算可知的范圍在～之間，即，選取連桿長度：=94mm。 4.2.2 連桿小頭結(jié)構(gòu)尺寸確定 本文設(shè)計采用浮式活塞銷，連桿小頭在傳力過程中相對于活塞銷往復(fù)擺動。為了耐磨，在銷頭孔內(nèi)壓入耐磨青銅襯套。小頭外形輪廓是一個中心凸起的弧形。 連桿小頭為薄壁環(huán)形結(jié)構(gòu)，頂端有油孔，使?jié)櫥徒?jīng)小孔潤滑連桿小頭軸承和活塞銷。設(shè)計連桿小頭的主要任務(wù)是確定其結(jié)構(gòu)尺寸（小頭軸承孔直徑d1和寬度B1、襯套外徑d、外形尺寸D1）和潤滑方式。 襯套內(nèi)徑： （等于活塞銷外徑） 連桿小頭孔內(nèi)徑（襯套外徑）： （1.05～1.15）=15.75～17.25mm 取d=17mm 連桿小頭外徑： =（1.20～1.35）=20.4～22.9mm 故取 =22mm， = 20mm 最大最小直徑通過半徑為65mm一段 圓弧過度。 連桿小頭寬度： （1.2～1.4）=18～21mm 取 20mm 連桿小頭集油孔： 孔徑d′=2mm ，集油孔位于小頭上方與連桿中心線成45o。 連桿小頭質(zhì)量： 4.2.3 連桿桿身結(jié)構(gòu)設(shè)計 桿身也承受交變載荷，可能產(chǎn)生疲勞破壞合變形，連桿高速擺動時的橫向慣性力也會使連桿彎曲變形。因此連桿桿身必須有足夠的斷面積，并消除產(chǎn)生應(yīng)力集中的因素。 連桿桿身的斷面采用“工”字形結(jié)構(gòu)，這樣能在足夠的強度和剛度下獲得最小的質(zhì)量。連桿桿身與連桿兩頭通過圓弧連接消除應(yīng)力集中。 “I”字形斷面的長軸應(yīng)在連桿擺動平面內(nèi)，其平均相對高度H/D=0.2～0.3，即H=（0.2～0.3）D=11.2～16.mm，取H=14mm，高寬比H/B=1.4～1.8，則B=7.78～10mm，取，。根據(jù)Hmax/Hmin=1.0～1.3，則取Hmax=1mm，Hmin=12mm。 4.2.4 連桿大頭結(jié)構(gòu)設(shè)計 連桿大頭聯(lián)接連桿和曲軸，要求有足夠的強度和剛度，否則將影響薄壁軸承，甚至整機工作可靠性。為了維修方便，連桿必須能從氣缸中取出，故要求大頭在擺動平面內(nèi)的總寬必須小于氣缸直徑。在設(shè)計連桿大頭時，應(yīng)在保證強度、剛度條件下，尺寸盡量小，重量盡量輕。 連桿大頭有兩種形式，一種是整體式，另一種是分開式。由于摩托車發(fā)動機普遍采用組合式曲軸，且整體式連桿與組合式曲軸配套使用，所以本設(shè)計中采用整體式連桿，大頭外形輪廓是一個中心凸起的弧形。 連桿大頭的結(jié)構(gòu)尺寸確定如下： 連桿大頭內(nèi)徑（加滾針軸承）與寬度： (0.6～0.68)D=33.6～38.08mm ，根據(jù)內(nèi)徑選擇范圍和滾針軸承標準尺寸，選擇無內(nèi)圈的滾針軸承RNA49系列軸承，選擇型號為：RAN4904 。 故大頭寬度： 37mm。連桿大頭寬度17mm 連桿大頭外徑： （1.20～1.35）44.4～49.95mm ，取=47mm 取=45mm，=47mm ，最大最小直徑通過半徑為50mm一段圓弧過度，連桿大頭與桿身之間通過半徑為30mm的圓弧過渡。 連桿大頭質(zhì)量： 4.2.5 連桿三維模型 使用PRO/E建立三維模型，如圖4.1 圖4.1 連桿模型 4.3 連桿滾針軸承的選用 無內(nèi)圈的滾針軸承RNA49系列軸承，選擇型號為：RAN4904，圖中D=37mm =25mm C=17mm，極限轉(zhuǎn)速n=17000r/min 。 4.4 連桿大小頭的裝配公差 （1）連桿小頭與襯套之間要有精確定位，又要有相對轉(zhuǎn)動，使之磨損均勻，故其采用過盈配合，其配合公差為k6/H7。 （2）連桿大頭與滾針軸承相對靜止不動，又方便裝配和拆卸，其配合公差為h7/H8 4.5 連桿校核 4.5.1 連桿小頭校核 襯套以過盈壓入連桿小頭，使小頭斷面承受拉伸應(yīng)力。此外，連桿小頭在工作中，還承受活塞組慣性力的拉伸和氣壓力的壓縮，其工作載荷具有交變性。 上述載荷的聯(lián)合作用可能使連桿小頭及其與桿身過渡處產(chǎn)生疲勞破壞，故必須進行疲勞強度計算。顯然應(yīng)取應(yīng)力變化幅度最大的工況作為計算工況。根據(jù)經(jīng)驗，取最大功率工況進行計算。 1、襯套過盈裝配及溫升產(chǎn)生的小頭應(yīng)力 (4.1) 式中： △ — 襯套壓配過盈量，取△=0.003mm ； △t — 工作后小頭溫升，約100～1500C，取△t =1200C； — 連桿材料的線膨脹系數(shù)，對于鋼=1.0×10-5（1/0C）； — 襯套的線膨脹系數(shù)，對于青鋼=1.8×10-5（1/0C）； — 連桿材料的泊桑比，=0.3； — 襯套材料的泊桑比， =0.3； — 連桿材料的彈性橫量，對于鋼=2.2×105Mpa； — 襯套材料的彈性模量，對于青銅=1.15×105Mpa。 代入數(shù)據(jù)求得徑向均布壓力：P=10.8MPa/mm2。 由徑向均布壓力P引起的小頭外側(cè)及內(nèi)側(cè)纖維上的應(yīng)力，可按厚壁筒公式計算。 內(nèi)表面： 外表面： 2、由拉伸載荷所引起的小頭應(yīng)力 當曲軸轉(zhuǎn)角為0（進，排氣上止點）時，連桿受拉伸作用，這時忽略氣體壓力而近似認為連桿所受最大拉伸載荷為： 進行應(yīng)力計算時，將小頭簡化為一剛性地固定于它于桿身銜接處的等截面曲梁，如圖4-2所示。 圖4.2 連桿小頭拉伸受力分析 曲率半徑取為小頭內(nèi)外半徑的均值即： 其固定角為： (4.2) 式中Bmin是過度圓弧與桿身相切處的桿身寬。假設(shè)最大拉伸載荷如圖4.2的小頭上半部1800范圍內(nèi)均勻分布。 當時彎矩和法向力為： (4.3) 式中以度數(shù)代入。 在時： (4.4) 在時： (4.5) 當時有 截面上的應(yīng)力為： 外表面： (4.6) 內(nèi)表面： (4.7) 式中 小頭寬度 ， s 小頭壁厚，s=2mm K 考慮襯套過盈配合影響的系數(shù)； ；代入數(shù)據(jù)算得：K=0.793 小頭截面面積； 襯套截面面積 連桿材料彈性模量，=2.2×105MPa； 襯套材料的彈性模量，=1.15×105MPa。 運用上述公式計算連桿小頭在慣性力拉伸負荷作用下內(nèi)外表面的應(yīng)力分布如圖4.3示。從圖上可以看出，應(yīng)力分布與固定角的大小有關(guān)。內(nèi)表面最大應(yīng)力應(yīng)力發(fā)生在=900處，外表面的最大應(yīng)力發(fā)生在ψ=ψc的固定截面處。 圖4.3 小頭拉伸應(yīng)力圖 在處有 外表面應(yīng)力： 內(nèi)表面應(yīng)力： 3. 最大壓縮力引起的應(yīng)力 最大壓縮載荷PB達到最大值時曲軸轉(zhuǎn)角α可能出現(xiàn)在曲軸轉(zhuǎn)角膨脹行程開始的下止點前的530°左右（高速汽油機高速運轉(zhuǎn)情況），也可能是壓縮行程的上止點370°左右（汽油機中低速情況）。因此連桿所有壓縮載荷是下列兩列式子中最大值的一個。 因此連桿壓縮最大載荷為：。如圖4.4 圖4.4 和的比值 根據(jù)固定角=128°,選擇和比值,從而得 最大壓縮力引起的應(yīng)力計算簡化如圖4.5(a)(b)所示。 （c） 圖4.5 小頭壓縮受力分析與壓縮應(yīng)力分析 由于小頭下部與桿身相連，剛度大。因此，假定壓縮載荷在小頭下半圓周上呈余弦分布。 任意截面上的彎矩和法向力為： 00≤ψ≤900時： （4.8） 900≤ψ≤α?xí)r： （4.9） 式中以度數(shù)代入。將數(shù)據(jù)代入式（4.8）可求得： 當時： 連桿小頭內(nèi)外表面任意截面上的應(yīng)力為： 外表面： （4.10） 內(nèi)表面： （4.1