发动机结构与设计各类计算与校核

第二篇 设计部分

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 21

4

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

图2 中心曲柄连杆机构运动分析图

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，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

σ

1

- ——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 ωωλ2322max

)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； 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

R g R g G G G G p j ωωλ232

2max )1(+++'+= 连杆大头受到的惯性拉伸载荷为

R g

R g G G G G p

j ωωλ2322max

)1(+++'+=

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 符合要求；

连杆的有关设计数据：

20MnB ，表面渗碳淬火处理，淬火硬度为HRc60～65

2．曲轴销的设计 材料

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。 尺寸设计

曲轴销长度 L ； 曲轴销直径d

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。

3．1 组合式曲轴

组合式曲轴如图3所示。曲轴左部、曲轴右部、曲柄销三部分分段加工，然后

b

图3 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

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。

参数设计：

（1）、飞轮尺寸设计

1）飞轮直径

D＝S＋d＋2X

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； b2； （2）、主轴的设计、校核

1）、确定主轴的最小直径

3

m

i n

n

P A

d

。

= 由材料40Cr 取A 。＝100；P ＝10Kw ；n ＝7500m in r

d ≥ 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： a1 a2 a3 a4 a5

各断的直径：

d d1 d2

3)、曲轴右部的载荷、校核 有齿轮作用力存在

2t T F d

= *V t F F r = 由弯矩图可知（图4）

Hb

t r M

F =?

*Hb t M F r =

*v b r

M F r = 总弯矩

M =扭矩 T ＝ 计算弯矩

ca M =确定危险截面，查表得许用弯曲应力

[]MPa 701

＝－σ

ca

ca

W

M

σ

=

<

[]MPa 701

＝－σ

符合要求；

4） 轴上轴承的校核

a 、 选择轴承类型

b 、分析受力，考虑如下因素。

选用6306 深沟球轴承C ＝15000N

T

F r

=

小飞轮作用在轴上的力

1

1.0e f

f

=?

小

大链轮的有效力

2

f

=

水平面受力分析： ()

1

2

10361/74

v t

f

f R

=

??－

2

12

v v t

f

f

R

R =+

-

在垂直面面内： 1

1

(1033723)

/74H t

F f f R =??-?

－

2

1H H t

F f

f

R

R =

+

--

作用在轴承上的合力：

R R V

H R 2

2

+=

1R =2R =

c 、轴承寿命校核 据有关资料介绍

一般摩托车轴承的寿命为 16000小时 3

6

6010h

n C L P =

?? ???

符合要求。

（四）、活塞运动分析

4.1、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6）。活塞的行程S ＝2r ，活塞的位移

)cos cos ()(βαl r l r X +-+= 最大位移量：

max

r r X

=+

αββλsin sin 2

2

2

11cos -=-=

由牛顿二项式，可将αλsin 2

2

1-展开，则

(6)

4231421211cos sin sin sin 6

64422αααβλλλ???-?--

=

在实际计算中取前两项已足够精确。则活塞的位移可写成

)2

1cos 1()]211(cos [)X sin sin 2

22ααααλ+-=-+-+r l r l r ＝（

位移X 随λ和的变化关系可以用图像表示（图7）.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。

4.2、活塞速度

活塞速度的精确数值为

)cos 2sin (sin β

α

λαω+=?==

r dt da da dX dt dX v 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 v r r r v 212sin 2

sin )2sin 2

(sin +=+=+

=αλ

ω

αωαλ

αω

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1.3.2所示。

4.3、活塞的最大速度

由图4.1.3可以看出：当α＝90°时v ＝r ω，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α

max

可以用v 对α微分求极值的方式求

得：

[]

0)1(cos )2cos (cos cos 2

=-+=+=αλαωαλα?α

r r d dv 即(

)

012cos cos 2

=-αλα＋

图

6 活塞位移与曲轴转

角的关系 图7 活塞速度曲线

解此方程得：

????

??+±-=+

±

-=??

? ??λλαλ2

2

max 81141214

1

41cos

因为31~51=λ时1811412

max cos >??

? ??+--=λαλ不合理的，所以方程的合理根只能取 ??? ?

?++-=

=λαλλ82max 1141cos )(f

??

??????? ?

?+

-=+λ

αλ812

max 141

arccos

由式可以看出：活塞在最大速度式的

α

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

α

max

也偏向上止点一侧。

4.4、活塞平均速度

由图4可知：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。

α＝0°～180°时v 为正值；α＝180°～360°时v 为负值；α＝0°、180°、360°时v ＝0°；α＝90°、270°时v ＝r ω。

活塞的平均速度 30

2Sn

C T

S

m ==

式中：S ——活塞行程； 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缸之间相互摩擦的强烈程度。随着活塞平均速度的提高，活塞和气缸磨损加剧。 参数设计：

活塞平均速度：

30

m Sn

C =

4.5、活塞的加速度

活塞加速度的精确值由下式求出

()???

?

????++=??????????--?+=?=βαβαλαβαββααβλαλω

ωcos cos 3

3

2

2242sin cos 2cos cos sin 2sin 2cos 2cos r r d d cas dt da da dv j 活塞加速度的近似值由下式求出 ()αααλαωωω2cos cos 2cos cos 2

2

2

r r r j +=+=

因此活塞加速度也可以看作是两个简谐运动之和，如图8所示。

4.6、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：

()02sin 2sin 2max =+==αλαωr j da dj

()0cos 41sin =+αλα

0sin =α 或 0cos 41=αλ＋

若 0sin =α，α＝0°或 α＝180°相应的加速度为

()λω+=12

r j

mxa

或

()λω--=12

r j

mxa

若 0cos 41=αλ＋ 则 ??

?

??-==λαα41arccos "，相应的加速度为

?

?? ?

?

+=????

?

???

??????? ??-?+-=??

????

??? ?

?-+??? ??-=λλλλ

λω

λ

ω

α

α

ω

81124112

2

2

2"

"

2

max

41cos 2cos

r r r j 参数设计： 活塞最大正加速度

???

?

?

+=λλω812max r j

4.7、活塞组的往复惯性力

往复惯性力F j 等于往复运动质量m j 与活塞加速度j 的乘积，其方向与加速度的方向相反。即

()αλαω2cos cos 2

+-=r m F j j

若令ωr m j C 2

-=

则 ()F F F j j j C C C 212cos cos 2cos cos +=+=+=αααλα

F j 1称为一阶惯性力，F j 2称为二阶惯性力（C

称为旋转矢量）。

图9 确定的旋转矢量法

一阶往复惯性力

一阶往复惯性力F j 1由下式定义： αcos 1C F j =

F j 1

是曲柄转角α的余弦函数，即按曲轴转角变化的力。

为了确定F j 1在任一曲轴转角下的大小和方向，可利用旋转矢量法，如图9所示。

F

j 1

就是曲轴旋转角速度ω的转动矢量C 在气缸轴线上的投影值。其大小与方向如图10所示。

二阶往复惯性力

二阶往复惯性力F j 2由下式定义： αλ2cos 2C F j =

F

j 2

也是曲轴转角α的余弦函数，即按曲轴转角变化的力。

为了确定F j 2在任一曲轴转角下的大小和方向，也可利用

旋转矢量法，如图7所示。F j 2就是2倍的曲轴旋转角速度（ω2）的转动矢量C λ-

---在气缸轴线上的投影值。其大小与方向如图10所示。

（五）、活塞组结构设计

1. 活塞

活塞一般呈圆柱形，其结构如图11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所造成的作用力，并将这些力通过活塞销传给连杆，以推动曲轴旋转；活塞顶部还与气缸壁、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。活塞在气缸中作高速往复运动，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

图10 确定 的旋转矢量法

图11 活塞 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；9－泄油孔及泄油槽

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。 1.1 活塞顶部形状

活塞顶部的形状与选用的燃烧室的形式有关。四冲程汽油机的活塞顶部多为平顶，其优点是吸热面积小，制造工艺简单。有时采用了凹顶来减少活塞的质量。 考虑流休动力润滑时的活塞形状

活塞与气缸之间的润滑是要使活塞与气缸之间存在楔形油膜，称之为流体动力润滑。因此，活塞的纵向型线不光要求在冷态时呈中凸形，而且在正常工作温度时也要呈中凸形，才能使活塞在工作中与气缸之间存在双向铀楔。据此活塞的纵向型线一般采用二次曲线（圆锥曲线）或二次曲线的特殊形式(即抛物线和双曲线）.二次曲线的方程式为 AZ 2＋BZ ＋C=Y 2

式中的Z 轴与活塞中心线重合，Y 轴垂直于Z 轴且在连杆摆动平面内。 为求出系数A 、B 、C ，需确定三个已知值（Z 1、Y l ）（Z 2、Y 2）、（Z 3 Y3）代入方程式，即可得如下三元线性方程组：

AZ 12＋BZ 1＋C=Y I 2 A Z 22＋BZ 2＋C= Y 22 A Z 32＋BZ 3＋C =Y 32

当该方程组系数行列式≠0时有唯一的解。数A 、B 、C 确定后，该二次曲线即可确定: Y=（A Z 2＋BZ ＋C ）1/2 1.2 活塞头部形状

活塞头部是指活塞环槽以上的圆柱部分。其主要作用有三： 1．承受气体压力，并通过活塞销传给连杆； 2．与活塞环一起实现气缸的密封；

3．将活塞顶吸收的热量通过活塞环传给气缸壁，再通过散热片（对于风冷发动机）或水冷（对于水冷发动机）散布到大气中。

活塞头部切有若干道用以安装活塞环的环槽，环槽的截面形状根据使用的活塞环截面形状不同而不同。梯形环的环槽为梯形，其它截面形状的活塞环的环槽为矩形。四冲程汽油机一般有2～3道环槽，上面1～2道用以安装气环，下面一道用以安装油环。在油环槽的底面钻有许多径向小孔，使在活塞下上移动时由油环从气

缸壁上刮下来的多余的机油，得以经过

这些小孔流回曲轴箱。

活塞头部一般做得较厚，其目的是增加活塞的强度和刚度以及便于将热量从活塞顶经活塞头部、活塞环、气缸壁传给散热片或是冷却液，从而防止活塞顶部的温度过高。 1.3 活塞裙部形状

活塞裙部是指自油环槽下端面至活塞底面的圆柱部分。当活塞在气缸中作往复运动时，活塞裙部起着导向和承受侧压力的作用。

活塞工作时活塞裙部回产生变形，其变形原因是：

1. 燃烧气体压力平均作用在活塞顶部，而活塞销给予的支反力则作用在活塞裙部 的销座处，因此易导致活塞顶部弯曲变 形，致使活塞裙部也产生相应的变形

，是活塞裙部沿销轴方向上的尺寸增大，而垂直于销轴方向上的尺寸减少（图12a ）.

2. 燃烧气体压力还会使活塞受到侧压力，侧压力的作用也会使活塞裙部直径在同一方向上增大（图12b ）。

3. 活塞销座周围的金属堆积较多，受热后膨胀量较大，致使活塞裙部在受热状态下变形。这种变形同样会使活塞沿活塞轴线方向上的直径的增大量比其他方向大（图12c ）.

图12 活塞裙部的变形

a ）由于气体压力产生的变形

b ）由于侧压力N 的变形

c ）受热变形

活塞机械变形和热变形的结果，使得活塞裙部横断面变成长轴在活塞销轴线方向上的椭圆形。 鉴于上述情况，为了使活塞在正常工作温度下于气缸壁之间保持右比较均匀的间隙，不至于在气缸内卡死或是引起局部磨损，必须在常温下预先把活塞裙部的横断面加工成椭圆形，其长轴垂直于活塞销轴线方向，其矩轴于长轴的差值视发动机的不同而不同，一般为0.08～0.025mm 。

为了视铝合金活塞在工作状态下（热态）接近一个圆柱形，害必须把活塞做成上小下大的近似圆锥形。其锥度视发动机的不同而不同，一般为0.05～0.1mm 。 1.4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。

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 。

1.5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13中的H 4

减少H 4会增强第一道环的导热能力，从而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。 1.5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13中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 。 1.6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14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：

()

()D p t D D P P 3

max

'

2

'2

210026.02

4=-

-π

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

D 47.09.06

1b 2

121?=?D b π

环岸根部危险断面上的弯曲应力σ为 ?

??

?

??=?b D P b D P D

1055.047.00026.02

max

2

13

max ＝

σ

环岸根部危险断面的剪切应力τ 为

图13 活塞结构尺寸示意图

b

D P 1

'

max 37.0=τ

合应力τσ

σ32

2

+=∑

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[]mm

N 2

100~90=σ

参数计算

环岸根部危险断面上的弯曲应力σ为

?

??

?

??=?b D P b D P D

1055.047.00026.02

max

2

13

max ＝

σ

环岸根部危险断面的剪切应力τ 为 b

D P 1

'

max 37.0=τ

合应力τσ

σ32

2

+=∑

符合要求。

2、活塞环

2.1、活塞环的弹力

活塞环同活塞一同装入气缸后会产生一定的弹力。其计算如下：

图14 第一环岸的受力情况

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.

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σmax减少，但套装应力σ'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％。

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。

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?d，其规定值如下表所示。

3、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。