发动机结构与设计各类计算与校核结构设计

发动机结构与设计各类计算与校核结构设计

一、摩托车发动机结构与设计

（一）、发动机机体

１．气缸体

气缸体的作用除形成气缸工作容积外，还用作活塞运动导向，其圆柱形空腔称为气缸。 由于气缸壁表面经常与高温高压燃气接触，活塞在汽缸内作高速运动（最高速度可达100km/s ）并施加侧压力，以及气缸壁与活塞环几活塞外圆表面之间反复摩擦，而其润滑条件由较差，所以气缸体必须耐高温、耐高压、耐腐蚀，还应具有足够的刚度和强度。

气缸体的材料一般用优质灰铸铁，为了提高气缸的耐磨性，可以在铸铁中加入少量的合金元素，如镍、铬、钼、磷、硼等。

汽缸内壁按二级精度珩磨加工，其工作表面有较高的关洁度，并且形状和尺寸精度也都比较高。 为了保证气缸壁表面能在高温下正常工作，必须对汽缸体和气缸盖随时加以冷却。发动机有风冷和水冷两种。用风冷却时，在汽缸体和气缸盖外表面铸有许多散热片，易增大冷却面积，保证散热充分。用水冷却时在汽缸体内制有水套。 １.1 气缸直径

气缸直径是指气缸内径，与活塞相配合，是发动机的重要参数，许多主要的尺寸如曲柄销直径、气门直径、活塞结构参数等，都要根据气缸直径来选取。

参数设计：

气缸直径已标准化，其直径值按一个优先系列合一个常用系列来选取。根据有关资料可确定气缸的直径D.

1.2 气缸工作容积、燃烧室容积和气缸总容积

上止点和下止点之间的气缸容积，称为气缸工作容积（也称为总排量）（图1）。气缸工作容积与气缸直径的平方、活塞冲程的大小成正比。气缸直径越大、工作容积越大、发动机的功率也就相应地增大。

气缸工作容积的计算公式为

N S D V n ??=42

π

式中：

V

n

——气缸工作容积(ml);

D —— 气缸直径（mm ）; S —— 活塞行程（mm;）

N —— 气缸数目。

参数设计：

因设计要求的是单缸发动机的排气量V

n

为100ml ，那么其活塞行程为： 2

4n S V d

π=

同时活塞行程S =2r ；r 为曲轴半径 那么：2S r =

1.3压缩比

图1 气缸燃烧室容积和工作室容积 （a ）燃烧室容积 （b ）工作室容积

气缸总容积与燃烧室容积的比值，称为压缩比。压缩比表示活塞由下止点到上止点时，可燃混合气在气缸内被压缩多少倍。 1.4气缸工作内压力、气缸总推力

气缸工作内压力是一个变量，随作功行程的开始，数值急剧下降。高质量的气缸在跳火燃烧的瞬间，内压力可达3～5MPa 。

气缸总推力是指一个周期内气缸对外实际作功量。其计算式为：

P D s

F ηπ

2

4

=

式中：F ——气缸总推力（N ）; η ——气缸效率；一般η＝30％ P s ——气缸工作内压力（MPa ）； D ——气缸直径（mm ）。

参数设计：

气缸工作内压力： P D s

F ηπ

2

4

=

1.5气缸盖

气缸盖用螺柱与气缸体－曲轴箱或气缸体固连在一起。为了增加密封性，气缸体和气缸盖之间加有气缸衬垫。气缸盖的作用主要是封闭气缸上部，并与活塞顶部和气缸壁共同形成燃烧室。燃烧室有很多种形式，不同形式的燃烧室气缸盖的结构又有所不同。

四行程顶置气门发动机的气缸盖上有进、排气门座及气门导管，并设有进气道和排气道，装有进、排气管等。

对气缸盖螺栓联接静强度计算：2

11.3[]4

ca Q

d σσπ=≤

对螺栓的疲劳强度进行精确校核：

1min

min 2()()(2)

tc ca a K S S K σσσσσψσψσσ-+-=

≥++

max 2

14

Q

d σπ

=

min 21

4

p

Q d

σπ

=

max min

2

a σσσ-=

式中：1tc σ-――螺栓材料的对称循环拉压疲劳极限，Mpa 。值见附表。

σψ――试件的材料特性，即循环应力中平均应力的折算系数，对于碳素钢为0.1～0.2，合金钢为0.2～0.3

K σ――拉压疲劳强度综合影响系数. S ――安全系数

1.6燃烧室

燃烧室的种类较多，有锲形、盆形、菱形、半球形等燃烧室。半球形燃烧室结构呈半球形，比起锲形、盆形燃烧室更为紧凑，面容比最小。因进、排气门分别置于气缸轴线的两侧，故其配气机构比较复杂。但有利于促进燃料的完全燃烧和减少排气中的有害成分，对提高经济性和排气净化有利。

（二）、曲柄连杆机构的受力分析与平衡

2.1 曲柄连杆比

曲柄连杆臂时指曲柄半径与连杆长度之比，简称为连杆比，用λ表示。由下式定义

l

r

=λ

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。λ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3

1~51=λ，尽可能地采用矩连杆。

参数设计：取λ

那么连杆长度：l ＝ r/λ=

2.2 曲柄连杆机构运动学

曲柄连杆机构运动学是研究曲柄连杆机构各主要零件的运动规律，分析其作用力和力矩及发动机的平衡和曲轴的扭转振动的一门科学。

在计算时，曲轴的转动可以近似看成等速转动，这是因为高速发动机在稳定工况下工作时，由于扭转的不均匀性而引起的曲轴旋转角速度的变化不大。

曲轴的角速度可以写为

ω＝30π

n s rad

式中：n ——曲轴转速，m in r 。

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 ＝ ωr s m a n ＝ ωr 2

s 2

m

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α，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α＝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：

30

n

πω=

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 ＝ ωr a n ＝ 2

r ω

2.3 连杆的角位移、角速度、角加速度

对于活塞中心线通过曲轴中心线的曲柄连杆机构（图2）。曲柄半径r 与连杆长度l 的比值：λ＝r/l 则

sin β ＝λsin α 于是可得到连杆的角位移 β ＝)sin arcsin(αλ

当＝90°和270°时连杆的角位移为最大，即 λβ

acrsin max

＝＝arcsin （1/4）

=14.48 rad/s

连杆摆动的角速度

α

αωλβαωλβλβ

sin 22'

1cos cos cos -===

dt d

当α为0°和180°时，连杆角速度为最大值，ωλβ±='max

当α为90°和270°时，连杆角速度为0。

连杆摆动的角加速度

)

sin 1(cos sin sin

cos cos

cos

cos

2

2

sin )1()

1(1sin sin )sin (cos cos sin 2

32

2

3

2

22

2

2

3

2

2

2

2

2

)

cos cos (2

2

"

αλλω

λλωλ

ωβα

λβ

ααα

λβ

α

βαλβ

ββαβαωωλ

ωλββα---=----=--=---===

dt

d dt

d dt

d

（三）、 连杆、曲轴组结构设计

1． 连杆

连杆的作用是将活塞承受的力传给曲轴，从而推动曲轴作旋转运动。因此，其两端给安装一个轴承，分别连接活塞销于曲轴销。

连杆一般用中碳钢或中碳合金钢，还可以采用低碳合金钢（如20Cr 、20MnB 、20CrMo ）模锻成

图2 中心曲柄连杆机构运动分析图

形，然后进行机械加工。中碳钢制造的连杆一般要进行调质处理；低碳合金钢制成的连杆大小头内孔要进行渗碳淬火等表面处理，淬火硬度为HRc60～65。

连杆于活塞连接的部分称为连杆小头，与曲轴销连接的部分称为连杆大头，中间的部分称为杆身。

为了润滑活塞销和轴承，连杆小头钻有集油孔或铣有油槽，用以收集发动机运转时被激涨起来的机油，以便润滑。

连杆杆身通常做成“工”字形断面，以保证在合适的刚度和强度下有最小的质量。

连杆大头有剖分式和整体式两种。整体式连杆倒头相应的曲轴采用组合式曲轴，用轴承与曲柄销相连。连杆大头的内孔表面有很高的关洁度，以便与连杆轴瓦（或滚针轴承）紧密结合。

摩托车单缸汽油机一般采用整体式连杆，大、小头内分别装有滚柱或滚针轴承。

1．1 曲柄连杆机构的当量质量

曲柄连杆机构中的连杆可以用无质量的刚性杆件联系的两个集中质量（连杆小头质量m 1和连杆大头质量m 2）组成的当量系统来代替。

这样往复运动质量m j 为

l a m m m m m c p p j ?+=+=1 式中：m p ——活塞组的质量； m c ——连杆的质量

a ——连杆的重心位置距连杆大头中心的尺寸。 旋转运动质量m r 为

l b m m m m m c K k r ?+=+=2

式中：m k ——曲柄上不平衡部分且相当几种在曲柄销中心的质量；

b ——连杆的重心位置距连杆小头中心的尺寸。

1．2 连杆承受的载荷

连杆承受的载荷主要视气压力和往复惯性力产生的交变载荷。其基本载荷是压缩或拉伸。对于四行程发动机，最大拉伸载荷出现在进气行程开始的上止点附近，其数值主要是活塞组和连杆计算断面以上那部分连杆质量的往复惯性力，即

()ωλr G G p g

j

2'

1

'

'1++=

式中：G '

G '

1——分别为活塞组和连杆计算断面以上那部分的质量。

最大压缩载荷出现在膨胀行程开始的上止点附近，其数值是最大爆发压力产生的推力减上述的惯性力

p

j

'，即

p

p p j

z

'.-

=

‘

。

式中：

p

z

——最大爆发压力产生的推力。

1．3 连杆小头的安全系数

小头的安全系数按下式计算：

σ?

δ

σσσ

σ

m

a z

n +=

-"

1

式中：σz

1-——材料在对称循环下的拉压疲劳极限；

σ

a

——应力副；

σ

m

——平均应力；

"δσ ——考虑表面加工情况的工艺系数；6.0~4.0="

δσ；

?σ

——角系数，()σσσ?σ

o o -=-12

σ1

- ——材料在对称循环下的弯曲疲劳极限；

σ

o

——材料在脉冲循环下的弯曲疲劳极限，对于钢

小头应力按不对称循环变化，在固定角截面的外表面处应力变化较大，通常只计算该处的安全系数，此时

循环最大应力 σσσaj a +'

=max

循环最小应力 σσσac a +'

=min

式中：'

σa ——衬套过盈配合和受热膨胀产生的应力；

σaj ——惯性力拉伸引起的应力；

σ

ac

——受压是产生的应力。

应力副

2

2

min max

σσσσ

σ

ac

aj

a

-=

-=

平均应力 ??? ?

?'++=

+=

σσσσσ

σa ac aj m 2212

min max

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

σ

s

＝686.5MPa 强度极限

σ

b

＝833.6MPa

在对称循环下的拉压疲劳极限 10.23()z s b σσσ-=?+

在对称循环下的弯曲疲劳极限

σ

1

-=450.3MPa

在脉冲循环下的弯曲疲劳极限 σσ15.1-＝。 角系数?σ

()σ

σσ?σ

o

o

-=-1

2

工艺系数 "

δσ=0.5;

应力副 σ

a

＝75.44MPa 平均应力

σ

m

＝64.77MPa;

小头的安全系数按下式计算： σ?

δ

σσσ

σ

m

a z

n +=

-"

1

符合要求；

1．4 连杆大头的强度验算

图4。4。7所示为连杆大头的计算简图。它是把整个连杆看成是两端固定的圆环， 固定端的位置用图中的角度

α。

表示（通常α。

＝40°）

。连杆的曲率半径取两个连杆螺栓中心矩的一半，对于整体式连杆则取连杆大头内外圆半径之和的一半。环的截面积取D －D 截面的面积，同

时假定作用在连杆大头上的力按余弦分布。 连杆大头受到的惯性拉伸载荷为

R g

R g G G G G p j ωωλ232

2max )1(+++'+= 式中：G ’、G 、G 2、G 3——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； λ——连杆比。

连杆大头中央截面D －D 上的应力为

()()

???

?

????'+-+'++?=F F I I Z R p j αασ..1max 003.0522.01200083.00127.0 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；