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鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 2014
汽車變速箱箱體三面鉆孔組合機床總體及右主軸箱設計
摘 要：汽車變速箱是需要大量生產(chǎn)的零件。為了提高加工精度和生產(chǎn)效率，需要設計一臺組合機床來改善汽車變速箱的加工情況。本課題設計的是汽車變速箱箱體三面鉆孔組合機床。用于加工被加工零件左、右、后三個面上的26個M10的螺紋底孔、一個M14的螺紋底孔、3個?8的光孔和一個M30的螺紋底孔。一次裝夾同時完成30個孔的加工?！?
關鍵詞：變速箱；鉆孔；組合機床；主軸箱
Design of General and Right Headstock of Modular Machine Tool for Drilling Holes on Three-Side of Truck Gear Box
Abstract: The truck gear box is a product which needs mass production. In order to prove the disposition and the production efficiency, need to design a high effective modular machine tool to improve the production of the truck gear box. ……..
Key word: Gear box; Drill hole; Modular machine tool; Headstock.
×××××××××××××××××××××××
（中文題目，三號黑體加粗，居中，單倍行距，段前1行、段后1行）
摘要：（四號黑體）×××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××……（小四號宋體，行距24磅）
××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××……（小四號宋體，行距24磅）
×××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××……（小四號宋體，行距24磅）
關鍵詞：（四號黑體）×××；×××；……（小四號宋體，行距24磅）
頁面設置說明：
紙張A4，21厘米×29.7厘米；
頁邊距：上3.3厘米，下2.54厘米，左3.17厘米，右3.17厘米；
頁眉距邊界：2厘米；頁腳距邊界：1.75厘米；
頁眉文字“鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 2012”宋體、小五號、居中。
XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX
（英文題目Times New Roman字體，三號加粗居中，單倍行距，段前1行、段后1行）
Abstract：(Times New Roman字體，四號加粗) XXXXXXXXXXXXXXXXXXXX
XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX……（Times New Roman字體，小四號，行距24磅）
XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX……（Times New Roman字體，小四號，行距24磅）
XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX……（Times New Roman字體，小四號，行距24磅）
Key words：(Times New Roman字體，四號加粗)：XXX；XXX；……
（Times New Roman字體，小四號，行距24磅）
頁面設置說明：
紙張A4，21厘米×29.7厘米；
頁邊距：上3.3厘米，下2.54厘米，左3.17厘米，右3.17厘米；
頁眉距邊界：2厘米；頁腳距邊界：1.75厘米；
頁眉文字“鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 2012”宋體、小五號、居中。
畢業(yè)設計任務書
課題： YG390汽油機活塞連桿、曲軸飛輪總成設計
專 業(yè) 汽車服務工程
學 生 姓 名 曾 誠
班 級 B汽車101
學 號 1013607114
指 導 教 師 夏基勝
專 業(yè) 系 主 任 夏基勝
發(fā) 放 日 期 2014年1月16日
一、設計內(nèi)容
結合企業(yè)實際和需要, 依據(jù)相關技術規(guī)范和標準，利用所學知識，進行活塞連桿、
曲軸飛輪總成設計。
主要內(nèi)容有：
1．總體設計
1）活塞連桿總成設計及三維模型建立。
2）曲軸飛輪總成設計。
3）連桿受力有限元計算。
2．零部件設計
3．編制設計說明書。
二、設計依據(jù)
1．課題來源：江蘇鹽工機械股份有限公司
2．產(chǎn)品名稱：YG390型汽油機
3．生產(chǎn)綱領：大批大量
4．JB/T5135.3—2001 通用小型汽油機技術條件
5．其它有關產(chǎn)品技術規(guī)范和標準。
6. 參數(shù)：缸徑88、行程64、排量389cc、功率13KkW/3600rpm、扭矩26.4Nm/2500rpm。
三、設計要求
1．結構布置合理,尺寸選擇符合設計規(guī)范；
2．工作可靠，結構簡單，裝卸方便，便于維修、調(diào)整；
3．盡量能用企業(yè)現(xiàn)有的通用件，以便降低制造成本；
4．設計圖樣總量：折合成A0幅面在3張以上；工具要求：應用計算機軟件繪圖。過
程要求：裝配圖需提供手工草圖；
5、畢業(yè)設計說明書按照學校規(guī)定的格式規(guī)范統(tǒng)一編排、打印，字數(shù)不少于1.5萬字。
6．查閱文獻資料10篇以上，并有不少于3000漢字的外文資料翻譯；
7．到相關單位進行畢業(yè)實習，撰寫不少于3000字實習報告；
8．撰寫開題報告。
四、畢業(yè)設計物化成果的具體內(nèi)容及要求
1．設計成果要求
按教務處畢業(yè)設計（論文）格式規(guī)范統(tǒng)一編排、打印，字數(shù)不少于1萬字。
1）畢業(yè)設計說明書 1 份
2）活塞連桿總成裝配圖 1 張
3）零件圖 不少于7張
2．外文資料翻譯（英譯中）要求
1）外文翻譯材料中文字不少于3000字。
2）內(nèi)容必須與畢業(yè)設計課題相關；
3）所選外文資料應是近10年的文章，并標明文章出處。
五、 畢業(yè)設計（論文）進度計劃
起訖日期
工作內(nèi)容
備 注
2月20日～2月21日
布置任務
2月21日～3月5日
調(diào)查研究，畢業(yè)實習
3月5日～3月19日
方案論證，總體設計
3月20日～4月7日
技術設計（部件設計）
4月7日～5月7日
工作設計（零件設計）
5月8日～5月25日
撰寫畢業(yè)設計說明書
5月26日～5月27日
畢業(yè)設計預答辯
5月28日～6月6日
修改資料
6月7日～6月8日
評閱材料
6月9日～6月10日
畢業(yè)答辯
6月11日～6月15日
材料整理裝袋
六、 主要參考文獻：
[1] 叢鳳廷．組合機床設計（第二版）[M]．上海：上?？萍汲霭嫔纾?994．
[2] 謝家瀛．組合機床設計參考手冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1994．
[3] 大連組合機床研究所．組合機床設計（第一分冊）[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1975．
[4] 大連組合機床研究所．組合機床設計參考圖冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1975．
[5] 姚永明．非標準設備設計[M]．上海：上海交通大學出版社，1999．
[6] 金振華．組合機床及其調(diào)整與使用[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1990．
[7] 東北重型機械學院．機床夾具設計手冊（第二版）[M]．上海：上?？萍汲霭嫔?，1988．
[8] 劉文劍．夾具工程師手冊[M]．哈爾濱：黑龍江科技出版社，1987．
[9] 楊黎明．機床夾具設計手冊[M]．北京：國防工業(yè)出版社，1996．
（包括各種機械設計手冊、專著、論文、報告等，參考文獻數(shù)量不得少于10篇。）
（該項暫不填寫，由學生提供，教師把關）
七、其他
八、專業(yè)系審查意見
系主任：
年 月 日
九、汽車工程學院意見
院長：
年 月 日
5
鹽城工學院本科生畢業(yè)設計說明書 2014
畢 業(yè) 設 計 說 明 書
YG390汽油機活塞連桿、
曲軸飛輪總成設計
專 業(yè) 機械設計制造及其自動化
學生姓名
班 級 B機制
學 號 全學號
指導教師
完成日期 2014年 月 日
YG390汽油機活塞連桿、曲軸飛輪總成設計
摘 要：1882年德國人狄賽爾（Rudolf Diesel）提出了汽油機工作原理，1896年制成了第一臺四沖程汽油機。一百多年來，汽油機技術得以全面的發(fā)展，應用領域越來越廣泛。大量研究成果表明，汽油機是目前被產(chǎn)業(yè)化應用的各種動力機械中熱效率最高、能量利用率最好、最節(jié)能的機型。
本文主要介紹了YG390型汽油機活塞連桿、曲軸飛輪總成的設計，其中活塞的設計包括：活塞頭部的設計，活塞銷座的設計，活塞裙部及其側面形狀的設計。連桿（組）的設計包括連桿體、大頭蓋、連桿螺栓、軸瓦和連桿小頭襯套等。曲軸組的設計包括：曲柄銷，主軸頸，曲柄，平衡重，油孔的位置和尺寸的設計以及飛輪的設計。
本次設計過程中首先是分析了內(nèi)燃機的發(fā)展現(xiàn)況及存在的問題，找出汽油機活塞連桿、曲軸飛輪總成的設計中應注意的問題，接著分析了YG390型汽油機活塞連桿、曲軸飛輪總成的結構特點，然后對各組成部件進行設計與校核，最后應用AutoCAD繪圖軟件繪制了各總成和主要零部件圖紙。
關鍵詞：汽油機，活塞，連桿，曲軸，飛輪
YG390 gasoline engine piston connecting rod, crankshaft flywheel assembly design
Abstract：1882 German Di Saier (Rudolf Diesel) raised gasoline engine works, in 1896 made ??the first four-stroke gasoline engine . One hundred years, the gasoline engine technology to fully develop applications more widely. A large number of studies show that gasoline is currently a variety of power machinery in the industrial application of the highest thermal efficiency , energy efficiency best, most energy-efficient models.
This paper describes the YG390 gasoline engine piston connecting rod , crankshaft flywheel assembly design , including design of the piston comprises: a piston head design, piston pin design, the side of the piston skirt and the shape of the design . Rod ( set ) design includes linkage body , large head cover , connecting rod bolts, bearings and connecting rod small end bushing and so on. Crankshaft Design group comprising: a crank pin , the main journal , a crank , a counterweight , the position and size of the hole and the design of the flywheel design .
The design process is to analyze the development of the first current situation and problems of the internal combustion engine to find gasoline engine piston connecting rod, crankshaft flywheel assembly design should pay attention to the problem , and then analyzes the YG390 gasoline engine piston connecting rod , crankshaft flywheel assembly of structural features , and then each of the components for the design and verification, the final application of AutoCAD drawing software to draw the main components of each assembly and drawings .
Keywords: Gasoline engine, Piston, Connecting rod, Crankshaft, Flywheel
目 錄
1 緒論 1
1.1 選題背景及意義 1
1.2國內(nèi)（外）發(fā)展概況及存在的問題 1
1.3設計中應注意的問題 3
2 總體設計 4
2.1 結構分析 4
2.1.1活塞 4
2.1.2連桿 4
2.1.3曲軸飛輪組 5
2.2 方案設計 5
2.2.1 設計參數(shù)要求 5
2.2.2 方案選定 5
3 活塞連桿組設計 6
3.1活塞組的設計 6
3.1.1活塞的材料 6
3.1.2活塞主要尺寸設計 6
3.1.3活塞裙部及其側表面形狀的設計 8
3.1.4活塞頭的質(zhì)量計算 8
3.2活塞銷的設計 9
3.2.1活塞銷的材料 9
3.2.2活塞銷與銷座的結構設計 9
3.2.3活塞銷與銷座的配合 9
3.2.4活塞銷質(zhì)量m3 10
3.2.5活塞銷剛度和強度的校核 10
3.3活塞環(huán)設計 11
3.3.1氣環(huán)的設計 11
3.3.2油環(huán)的設計 13
3.3.3活塞環(huán)強度校核 13
3.4連桿的設計 14
3.4.1連桿主要尺寸的設計 14
3.4.2連桿強度的計算 15
4 曲軸飛輪組設計 19
4.1曲軸設計 19
4.1.1曲軸主要尺寸的確定 19
4.1.2 曲軸材料選擇及毛坯制造 20
4.1.3曲軸的平衡 20
4.1.4曲軸疲勞強度校核 22
4.2飛輪設計 28
4.3主軸承的設計 30
4.3.1軸承材料選定 30
4.3.2軸瓦結構設計與主要尺寸的確定 30
5 結 論 32
參考文獻 33
致 謝 34
33
1 緒論
1.1 選題背景及意義
活塞式內(nèi)燃機自19世紀60年代問世以來，經(jīng)過不斷改進和發(fā)展，已是比較完善的機械。它熱效率高、功率和轉(zhuǎn)速范圍寬、配套方便、機動性好，所以獲得了廣泛的應用。全世界各種類型的汽車、拖拉機、農(nóng)業(yè)機械、工程機械、小型移動電站和戰(zhàn)車等都以內(nèi)燃機為動力。海上商船、內(nèi)河船舶和常規(guī)艦艇，以及某些小型飛機也都由內(nèi)燃機來推進。世界上內(nèi)燃機的保有量在動力機械中居首位，它在人類活動中占有非常重要的地位。
近年來隨著社會的發(fā)展，農(nóng)業(yè)經(jīng)濟體制和規(guī)模發(fā)生了很大改變，交通運輸以及城鄉(xiāng)物流業(yè)的迅速發(fā)展，使中小功率汽油機銷量持續(xù)上升。由于不受爆燃的限制以及汽油自燃的需要，汽油機壓縮比很高。熱效率和經(jīng)濟性都要好于汽油機，同時在相同功率的情況下，汽油機的扭矩大，最大功率時的轉(zhuǎn)速低，因此，汽油機在配套使用中將更進一步顯示出其優(yōu)越性。到目前為止，汽油機也已成為一種排放清潔、節(jié)省能源的動力。在歐洲，汽油車銷量已占汽車總銷量的40%多，美國市場的汽油車銷量也在逐漸增加。目前我國農(nóng)用車行業(yè)內(nèi)外環(huán)境，包括社會認識、市場供求關系、產(chǎn)品和制造技術，都發(fā)生了許多新的變化。農(nóng)用車是我國一個特色的運輸車品種，其投資少、運輸能力強、產(chǎn)出大，正好滿足建設節(jié)約型社會、提高資源使用效率的需求，從整個國家來講，具有長遠的戰(zhàn)略意義。目前我國中東部地區(qū)對農(nóng)用車仍然大量需要，并且西部經(jīng)濟有待進一步發(fā)展的地區(qū)隨著發(fā)展農(nóng)民收入的增加，潛在的市場非常大，農(nóng)村運輸工具的不足帶動了輕型和低速載貨汽車的發(fā)展，而汽油機車的經(jīng)濟性拉動了輕型汽油汽車的迅速發(fā)展，以及在農(nóng)村經(jīng)濟發(fā)展和國家政策的調(diào)整潮流下，國內(nèi)小型農(nóng)用工程機械市場前景非常好，產(chǎn)銷量迅趨火爆，發(fā)展前景廣闊。
1.2國內(nèi)（外）發(fā)展概況及存在的問題
1882年德國人狄賽爾（Rudolf Diesel）提出了汽油機工作原理，1896年制成了第一臺四沖程汽油機。一百多年來，汽油機技術得以全面的發(fā)展，應用領域越來越廣泛。大量研究成果表明，汽油機是目前被產(chǎn)業(yè)化應用的各種動力機械中熱效率最高、能量利用率最好、最節(jié)能的機型。裝備了最先進技術的汽油機，升功率可達到30～50kW/l，扭矩儲備系數(shù)可達到0.35以上，最低燃油耗可達到198g/kW·h，標定功率油耗可達到204g/kW·h；汽油機被廣泛應用于船舶動力、發(fā)電、灌溉、車輛動力等廣闊的領域，尤其在車用動力方面的優(yōu)勢最為明顯，全球車用動力“柴油化”趨勢業(yè)已形成。在美國、日本以及歐洲100%的重型汽車使用汽油機為動力。 在歐洲，90%的商用車及33%的轎車為柴油車。在美國，90%的商用車為柴油車。在日本，38%的商用車為柴油車，9.2%的轎車為柴油車。據(jù)專家預測，在今后20年，甚至更長的時間內(nèi)汽油機將成為世界車用動力的主流。世界汽車工業(yè)發(fā)達國家政府對汽油機發(fā)展也給予了高度重視，從稅收、燃料供應等方面采取措施促進汽油機的普及與發(fā)展。
現(xiàn)代高性能汽油機由于熱效率比汽油機高、污染物排放比汽油機少，作為汽車動力應用日益廣泛。西歐國家不但載貨汽車和客車使用柴油發(fā)動機，而且轎車采用汽油機的比例也相當大。最近，美國聯(lián)邦政府能源部和以美國三大汽車公司為代表的美國汽車研究所理事會正在開發(fā)的新一代經(jīng)濟型轎車同樣將汽油機作為動力配置。 經(jīng)過多年的研究、大量新技術的應用，汽油機最大的問題煙度和噪聲取得重大突破，達到了汽油機的水平[4]。
現(xiàn)在，科技的發(fā)展日新月異，汽油機新技術的開發(fā)和應用所需要的時間也越來越短。
我國汽油機產(chǎn)業(yè)起步相對較晚，但是自20世紀80年代以來有了較快的發(fā)展。隨著一批先進機型和技術的引進，我國汽油機總體技術水平已經(jīng)達到國外80年代末90年代初水平，一些國外汽油機近幾年開始采用的排放控制技術在少數(shù)國產(chǎn)汽油機上也有應用。最新開發(fā)投產(chǎn)的汽油機產(chǎn)品的排放水平已經(jīng)達到歐Ⅲ排放限值要求，一些甚至可以達到歐Ⅳ排放限值要求。但我國汽油機產(chǎn)業(yè)的整體發(fā)展仍然面臨著許多問題，與國外汽油機相比還有一定的差距。
我國汽油機產(chǎn)業(yè)的整體發(fā)展面臨著許多問題：
（1）汽油機行業(yè)投入不足，嚴重制約了生產(chǎn)工藝水平、規(guī)模發(fā)展和自主開發(fā)能力的提高；
（2）柴油品質(zhì)差、柴油標準的修訂嚴重滯后于汽車工業(yè)發(fā)展的需要，對汽油機技術的發(fā)展及各種新技術、改善汽油機排放措施的應用造成障礙；
（3）我國汽油機技術的落后、產(chǎn)品質(zhì)量差以及車輛使用中維修保養(yǎng)措施不力，導致低性能高排放汽油機在使用中對城市環(huán)境和大氣質(zhì)量造成不良的影響。
隨著環(huán)保法規(guī)的日益嚴格，光靠增壓中冷技術已不能滿足日益嚴格的環(huán)保要求，這就需要更新的汽油機電控噴射技術來支持?，F(xiàn)在國內(nèi)的汽油機電控噴射系統(tǒng)正處在開發(fā)階段。比如上海內(nèi)燃機研究所、無錫油泵油嘴研究所等正在積極研究之中。無錫油泵油嘴研究所已把部分成果應用到雙燃料機上實現(xiàn)了天然氣和液化石油氣的電控化，目前正進行匹配試驗。
根據(jù)目前我國發(fā)動機的狀況，提高我國汽油機技術水平急需解決下列的關鍵技術：
（1） 關鍵零部件技術：如油泵油嘴和增壓中冷。
（2）燃油品質(zhì)：優(yōu)質(zhì)低硫的柴油是汽油機滿足日益嚴格的排放法規(guī)的前提。
（3）電控技術：汽油機電控技術對于發(fā)動機綜合性能的優(yōu)化和提高至關重要。
（4）排放后處理關鍵技術： 如廢氣再循環(huán)技術（EGR），微粒捕集技術以及NOx催化轉(zhuǎn)化技術。
（5）整機開發(fā)及匹配技術： 如汽油機燃油、進氣及燃燒系統(tǒng)的匹配與優(yōu)化技術，重型車用及轎車用汽油機技術。
（6）汽油機的制造、工藝及材質(zhì)等技術。
隨著中國機械工業(yè)的發(fā)展，特別是制造工藝水平的提高，相信中國的內(nèi)燃機工業(yè)也會有一個很大的提高。
1.3設計中應注意的問題
內(nèi)燃機是一個結構復雜，布置緊湊的機器。它有許多零件組成，各個零件之間不但必須以一定的配合關系聯(lián)系成一個整體，而且必須在作相對運動的過程中互不干涉。因此，在設計每一個零件時，必須把它看作是整個內(nèi)燃機的一部分。并注意該零件與其它零件之間的關系?？紤]到這一特點，通常內(nèi)燃機的技術設計要按一定的程序進行，即先從內(nèi)燃機的全局出發(fā)確定出各個局部結構的輪廓尺寸，再根據(jù)給定的輪廓尺寸設計各零部件的細節(jié)，然后再將各個局部匯合在一起，從總體結構上審查各個局部的設計是否正確。通常這個設計程序分三個階段：草圖設計、工作圖設計和繪制裝配圖。
在設計內(nèi)燃機的過程中需要確定出主要零件的結構，尺寸和材料。在這里考慮問題的主要出發(fā)點是保證由這些零件組成的內(nèi)燃機能夠有效的實現(xiàn)將燃料中的熱能轉(zhuǎn)化成機械功的過程。這就必須使零件的結構，尺寸和所用材料適應工作過程的需要。除此之外，還要考慮另一方面的問題，這就是：
（1）受力問題
零件在工作過程中要承受機械負荷的作用，在力的作用下零件將產(chǎn)生機械應力和變形。機械應力超過一定的限度時零件將發(fā)生斷裂性的破壞，變形超過一定的限度時零件之間的相互配合關系將被破壞。所有這些都使零件失去工作能力。因此，在設計每一個零件時都要充分了解該零件在工作過程中所受力的大小和力的作用情況。在本次設計中，充分的考慮了這個問題，在必要時進行了力的校核計算。
（2）磨損問題
內(nèi)燃機的許多零件在力的作用下相互摩擦運動，如活塞與汽缸壁，軸頸與軸承等。本次設計中比較注意零件的磨損問題，對受到磨損的部位注意正確地供給潤滑油和采取其它措施來延長零件的使用壽命。
（3）熱負荷問題
內(nèi)燃機的許多零件，如活塞，汽缸和汽缸蓋等在工作中要與高溫氣體相接觸，在此情況下零件被破壞。本次設計為水冷汽油機，在必要處都布置有冷卻水道或利用潤滑油進行冷卻散熱。
上面這三個問題是在內(nèi)燃機的過程中經(jīng)常遇到并必須注意解決的問題,總括起來說就是:零件必須有足夠的強度和剛度,以便能夠隨力的作用必須注意減小零件的磨損和提高耐磨性,以便行長零件的使用壽命;必須澺零件的熱強度、熱變形與熱應力的問題以便使零件能夠然高溫條件下可靠工作。
2 總體設計
2.1 結構分析
2.1.1活塞
活塞是在惡劣的條件下工作的。首先，它承受著很大的機械負荷?；钊斏献饔糜胁粩嘧兓臍怏w壓力。對于汽油機來說，氣體壓力的最大值Pmax一般是在7～8MPa。目前，由于高增壓強化，汽油機的最高氣體爆發(fā)壓力已達到17～18MPa，有的甚至更高。同時，在高速內(nèi)燃機中，循環(huán)的變化頻率很高。這樣就使作用在活塞上的載荷是具有沖擊性的?；钊跉飧桌镒龈咚龠\動，還會產(chǎn)生很大的往復慣性力。為了減小活塞組的往復慣性力，設計活塞時要盡量減小結構質(zhì)量，選用密度小、強度高的材料。其次，活塞在工作中承受著很高的熱負荷?；钊斉c燃燒室中最高溫度為1800～2600℃，熱量通過對流以及熱輻射等方式傳到活塞頂。由于汽油機燃燒的特點，使活塞受熱強度分布不均勻，此外還因為在有效燃燒期中氣體介質(zhì)具有較高的密度和紊流的作用，也使得燃氣傳給活塞的熱量增加。為了防止活塞受熱部分溫度過高，一般都力求減小燃氣向活塞的傳熱量并使流入活塞的熱量能很好的散走。再次，活塞沿氣缸作高速滑動，活塞裙部受側向力的作用，在潤滑不良的情況下，常常造成活塞、活塞環(huán)和氣缸之間的劇烈磨檫和磨損。
所以，活塞的設計任務就是根據(jù)活塞的功用，適應內(nèi)燃機強化程度提高的需要，從活塞各部分結構尺寸的選定和造型設計、活塞的材料和表面處理、必要的計算和試驗等方面入手，正確解決活塞的工作能力、可靠性、壽命和機械負荷、熱負荷、磨損之間的矛盾，并在實踐中不斷加以考核和改進。
活塞的設計要點包括：活塞頭部的設計，活塞銷座的設計，活塞裙部及其側面形狀的設計。
2.1.2連桿
連桿（組）一般由連桿體、大頭蓋、連桿螺栓、軸瓦和連桿小頭襯套等組成。連桿把活塞和曲軸連接起來。連桿小頭與活塞銷連接，并與活塞一起作往復運動；連桿大頭與曲軸的曲柄銷連接，和曲軸一起作旋轉(zhuǎn)運動；連桿的其余部分作復雜的平面運動。作用在活塞上的力經(jīng)連桿傳給曲軸。
連桿主要承受氣體壓力和往復慣性力所產(chǎn)生的交變載荷。連桿必須具有足夠的結構剛度和疲勞強度。也就是說在力的作用下，桿身應該不致被顯著壓彎；連桿大小頭孔不致顯著失圓。在設計時候應遵循以下的原則[14]：
（1）在保證具有足夠強度和剛度的前提下，盡可能減輕重量，以降低慣性力；
（2）盡量縮短長度，以降低發(fā)動機的總體尺寸和總重量；
（3）結構簡單，尺寸緊湊，可靠耐用；
（4）大小頭軸承工作可靠，耐磨性好；
（5）連桿螺栓疲勞強度高，連接可靠；
（6）易于制造，成本低。
很顯然，為了增加連桿的強度和剛度，不能簡單地依靠加大結構尺寸來達到，因為連桿重量的增加使慣性力增加。必須從材料選用、構形設計、熱處理及表面強化等方面采取措施。
2.1.3曲軸飛輪組
曲軸組由曲軸、飛輪、平衡重以及傳動齒輪等構成。曲軸是發(fā)動機中最重要的機件之一，是由一個或者多個彼此間錯開一定角度的曲柄，加上功率輸出端和自由端組成，它是發(fā)動機最主要的部件之一。它的尺寸參數(shù)在很大程度上不僅影響著發(fā)動機的整體尺寸和重量，而且也在很大程度上影響著發(fā)動機的可靠性與壽命。曲軸的功用是把活塞的往復運動通過連桿轉(zhuǎn)化成旋轉(zhuǎn)運動以輸出汽油機所產(chǎn)生的功率，并驅(qū)動汽油機的配氣機構、噴油泵、機油泵、水泵及其他的附件。
在曲軸的設計方面有幾點要注意，首先，因為曲軸在工作中要承受扭轉(zhuǎn)力矩的作用，因此曲軸在設計時必須注意的解決的主要問題是保證軸頸與軸承工作可靠并且耐用，再者要有足夠的抗彎剛度，還有在工藝上也應注意，設計盡量簡單，只要保證足夠的轉(zhuǎn)動慣量的情況下減小飛輪的質(zhì)量。
飛輪的主要功用是儲存做功沖程的能量，克服輔助沖程的阻力以保證曲軸旋轉(zhuǎn)運動的均勻性，是內(nèi)燃機工作平穩(wěn)。
曲軸組的設計要點包括：曲柄銷，主軸頸，曲柄，平衡重，油孔的位置和尺寸的設計以及飛輪的設計。
2.2 方案設計
2.2.1 設計參數(shù)要求
本次設計的是YG390型汽油機活塞連桿、曲軸飛輪總成其參數(shù)如下：
缸徑：88mm
行程：64mm
排量：389cc
功率：13kW/3600rpm
扭矩：26.4N·m/2500rpm
2.2.2 方案選定
根據(jù)設計要求選定方案為YG390型汽油機的活塞連桿、曲軸飛輪總成
3 活塞連桿組設計
3.1活塞組的設計
3.1.1活塞的材料
制造活塞的材料應有小的密度、足夠的高溫強度、高的熱導率、低的線脹系數(shù)以及良好的摩擦性能(減摩性和耐磨性)。常用材料為鋁硅合金，。共晶鋁硅合金具有滿意的綜合性能，工藝性良 好，應用最為廣泛。過共晶鋁硅合金中的初生硅晶體使耐熱性、耐磨性改善，膨脹系數(shù)減小，但加工工藝性惡化。過共晶鋁硅合金廣泛用于高熱負荷活塞。
本次活塞的材料選用共晶硅鋁合金。
3.1.2活塞主要尺寸設計
（1）活塞高度H
按照上表取H/D=0.755
則H=0.755×D=0.755×88=66.44mm，圓整取H=66.5 mm
（2）壓縮高度H1
按照上表取H1/D=0.4
則H1=0.4×D=0.4×88=35.2mm，圓整取H1=35 mm
（3）火力岸高度h
按照上表取h/D=0.05
則h=0.4×D=0.06×88=5.28mm，圓整取h=5mm
（4）環(huán)帶高度
現(xiàn)代四行程發(fā)動機一般采用二道氣環(huán)和一道油環(huán)。
氣環(huán)的厚度一般為2.0～3.0mm(《汽車發(fā)動機設計》p308)。
環(huán)岸要求有足夠的強度，使其在最大氣壓下不致被損壞。
第一道環(huán)的環(huán)岸高度b1 一般為1.5～2.5c（c指環(huán)槽高度）
第二道環(huán)的環(huán)岸高度b2為1～2c。
第一環(huán)岸高 C1=0.03～0.04D=0.04×88=3.52mm 取4mm
環(huán)高b1 為2.0～3.0mm取2.0mm
環(huán)高b2 為2.0～3.0mm取2.0mm
環(huán)高b3 油環(huán)為2.0～4.0mm取2.8mm
環(huán)岸高C2 為2b1取4.0mm
b1=2,b2=2, b3=2.8,C1=4, C2=4。
則環(huán)帶高度為14.8mm
（5）活塞頂部厚度δ
通常汽油機為0.05~0.10D
δ=0.05D=0.05×88=4.4，取δ＝5mm。
（6）活塞側壁厚度及內(nèi)部過渡圓角
活塞頭部要安裝活塞環(huán)，側壁必須加厚，一般?。?.05~0.1）D，取0.06D，厚度則為5.5mm
為改善散熱狀況，活塞頂與側壁之間應該采用較大的過度圓角，一般取R=0.05~0.1D
則圓角半徑取為8mm
（7）活塞銷座間距
B=0.3-0.40D
取0.35則活塞銷座間距為30.8mm取30mm
有關活塞的尺寸設計結果：
名稱
數(shù)值
單位
壓縮高度取H1
35
mm
環(huán)帶高度H3
12.8
mm
火力岸高度H4
5
mm
總高度
66.5
mm
壁厚
5
mm
內(nèi)圓直徑D’
77
mm
外圓直徑D
88
mm
第一道環(huán)的環(huán)岸高度b1
2
mm
第二道環(huán)的環(huán)岸高度b2
2
mm
第一道環(huán)槽高度C1
2
mm
第二道環(huán)槽高度C2
2
mm
環(huán)槽深度
4.4
mm
3.1.3活塞裙部及其側表面形狀的設計
活塞裙部及其側表面形狀設計的關鍵，在于保證裙部有足夠的貼切合面積和良好的潤滑條件，以及保證發(fā)動機在不同工況下都具有最小的活塞間隙。
（1）裙部橢圓
1）將裙部設計成橢圓。
2）將銷座附近的裙部外側部位設計成凹陷狀。
裙部橢圓的規(guī)律：
為了使活塞在正常工作溫度下于氣缸壁之間保持右比較均勻的間隙，不至于在氣缸內(nèi)卡死或是引起局部磨損，必須在常溫下預先把活塞裙部的橫斷面加工成橢圓形，其長軸垂直于活塞銷軸線方向，其矩軸于長軸的差值視發(fā)動機的不同而不同，一般為0.08～0.025mm。
為了視鋁合金活塞在工作狀態(tài)下（熱態(tài)）接近一個圓柱形，害必須把活塞做成上小下大的近似圓錐形。其錐度視發(fā)動機的不同而不同，一般為0.05～0.1mm。
實際取Δ：對活塞下下部和頭部取0.1mm；對活塞裙中部取0.08mm
（2）配缸間隙
為了使鋁合金活塞在工作狀態(tài)下（熱態(tài)）接近一個圓柱形，還必須把活塞做成上小下大的近似圓錐形。其錐度視發(fā)動機的不同而不同，一般為0.05～0.1mm。
活塞頂部間隙：0.240mm（活塞銷中心平面內(nèi)）；0.210mm垂直于活塞銷中心線平面內(nèi)
活塞裙部間隙：0.09mm（活塞銷中心平面內(nèi)）；0.04mm垂直于活塞銷中心線平面內(nèi)
3.1.4活塞頭的質(zhì)量計算
對活塞進行簡化變成可計算體積的幾何體，從而計算出其體積和質(zhì)量。簡化圖如下。
H4
H3
D
H
H2
H1
活塞銷孔軸線
V
V
V
活塞的質(zhì)量在估算時，將活塞當作薄壁圓筒處理。
活塞
其中D——為活塞的外徑，D=88mm
t——為活塞的厚度， t=5mm
H——為活塞的高度，H=66.5mm
——為活塞的密度，在此處用共晶鋁硅合金66-1，密度為2.7g/cm3
故可知活塞的質(zhì)量為m活塞=120.51g
3.2活塞銷的設計
活塞工作時頂部承受很大的大氣壓力，這些力通過銷座傳給活塞銷，再傳給連桿。因而活塞銷座和活塞銷的設計必須保證足夠的強度、足夠的承壓面積和耐磨性。
3.2.1活塞銷的材料
活塞銷一般用低碳鋼或低碳合金鋼（如20Cr）制造，經(jīng)表面參碳淬火處理，以提高表面硬度，使中心具有一定的沖擊韌性。表面需進行精磨和拋光。
3.2.2活塞銷與銷座的結構設計
d=（0.22~0.3）D=0.22D=19.36mm取20mm
d0=(0.6~0.79)d=0.6d=12mm
l=(0.8~0.9)D=0.8D=70.4取70mm
活塞銷外徑d=20,活塞銷內(nèi)徑d=12?；钊N長度l=70mm。
3.2.3活塞銷與銷座的配合
活塞頂所承受的氣壓力通過活塞銷座和活塞銷傳給連桿。由于結構上的限制，活塞銷的 直徑d不可能超過0.4D(表11-1)，活塞銷的長度不可能超過0.85D，因此活塞銷總的承壓面積極為有限，還要在活塞銷座與連桿小頭襯套之間合理分配。所以，不論在銷與銷座之間，還是在銷與連桿之間，承壓面積都很小，表面比壓很高。加上活塞銷與銷座或活塞銷與連桿襯套之間相對運動速度很低，液體潤滑油膜不易形成。在這種高壓低速條件下，要保證可靠的液體潤滑，配合副的工作間隙要盡可能小。經(jīng)驗表明，當活塞銷與銷座以及活塞銷與連桿小頭襯套之間的工作狀態(tài)(熱態(tài))間隙在(1~3) 10-4d時，可以可靠工作。于是，在裝配狀態(tài)(冷態(tài))，銷與銷座則有(1~3) 10-4d的過盈，以補償鋁合金活塞銷孔在工作時較大的熱膨脹。為了穩(wěn)定地保持極小的間隙而又轉(zhuǎn)動靈活，活塞銷外圓、活塞銷孔和連桿小頭襯套孔都應有極高的加工精度。不但尺寸公差要嚴格，尤其要保證嚴格的圓柱度和表面粗糙度。如果尺寸公差偏大，而圓柱度和表面粗糙度值足夠小，則可以按尺寸分組選配的辦法保證配合副的理想間隙。
3.2.4活塞銷質(zhì)量m3
m=110g
3.2.5活塞銷剛度和強度的校核
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力。
δ=d2/d1=0.6
活塞銷的彎曲變形：
許用變形：
滿足要求。
失圓變形：
許用失圓變形：
滿足要求。
作用在銷孔上的表面壓力：
小于極限值560bar，滿足要求。
活塞銷的縱向彎曲應力：
活塞銷的橫向彎曲應力：
所以總彎曲應力：
=354.4N/mm2
在許用應力200到400 N/mm2之間，滿足要求。
經(jīng)以上計算可知設計的活塞銷滿足剛度和強度要求。
3.3活塞環(huán)設計
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%。
3.3.1氣環(huán)的設計
（1）氣環(huán)的斷面形狀
根據(jù)活塞環(huán)的密封機理，形狀簡單、加工方便的矩形(斷面)環(huán)完全可以滿足要求。但這種環(huán)磨合性較差，作用在活塞環(huán)上的力及其密封面密封性不理想。
桶面環(huán)(圖11-9b)的外周面是直徑等于缸徑的球面的中段，其特點是能適應活塞的擺動，并且活塞上行和下行時均能在環(huán)的外周面上形成潤滑油膜，摩擦面不易燒傷。環(huán)與氣缸接觸面積小，比壓大，密封性好。桶面環(huán)廣泛用作高速、高負荷的強化內(nèi)燃機的第一環(huán)。
圖11-9 常用的活塞環(huán)斷面形狀
a)矩形環(huán) b)桶面環(huán) c)錐面環(huán)。d)梯形環(huán) e)內(nèi)切正扭曲環(huán) f)錐面內(nèi)倒角反扭曲環(huán)
錐面環(huán)(圖11-9c)外周面具有很小的斜角(一般為)，它新裝入氣缸時與氣缸線接觸，磨合快，下行時有良好的刮油作用。安裝時不能上下裝反，否則使竄機油加劇。這種環(huán)適用于第二、三氣環(huán)。
梯形環(huán)(圖11—9d)兩側面夾角多為150左右。裝這種環(huán)的活塞在氣缸中工作時的側向位移使環(huán)與環(huán)槽側面間的間隙不斷變化，可防止環(huán)槽中機油結膠甚至碳化，適用于熱負荷較高的汽油機作為第一環(huán)。
扭曲環(huán)(圖11-9e)采用內(nèi)切或倒角造成斷面相對彎曲中性軸不對稱，使環(huán)裝入氣缸發(fā)生彎曲變形后發(fā)生不超過10的盤狀正扭曲。它有與錐面環(huán)類似的作用，但加工容易些，不過扭曲環(huán)的扭曲角沿環(huán)周是不均勻的。
反扭曲環(huán)(圖11—9f)工作時扭曲成蓋子狀，配合外圓的錐面，具有很強的密封性和刮油能力，常用于緊挨油環(huán)的那道氣環(huán)。
（2）氣環(huán)的尺寸參數(shù)
在保證密封的前提下，活塞環(huán)的數(shù)目應盡可能少，因為減少環(huán)數(shù)可縮小活塞高度，減輕活塞質(zhì)量，減小發(fā)動機總高度，降低發(fā)動機摩擦損失?，F(xiàn)代高速內(nèi)燃機大多采用2道氣環(huán)(另有1油環(huán))，重型強化汽油機則用3道氣環(huán)。
氣環(huán)的尺寸參數(shù)主要有環(huán)的徑向厚度、軸向高度(圖11-8)以及環(huán)的自由狀態(tài)形狀和自由開口端距S0。
減小環(huán)高b有利于縮短活塞高度，減小環(huán)的顫振傾向，目前已達到1mm左右的極限。過小的使環(huán)和環(huán)槽的加工困難。
徑向厚度較大的環(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。剛性環(huán)在較小的端距S0下就可得出要求的平均徑向壁壓，但在套裝到活塞頭部上時易于折斷。對合金鑄鐵的活塞環(huán)來說，=0.1~0.2MPa，。
環(huán)槽深度取0.05d=4.4mm
（3）活塞環(huán)的材料
活塞環(huán)是內(nèi)燃機中磨損最快的零件，因此適當選擇材料和表面處理工藝十分重要。
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。
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汽油機。鉬熔點高，噴鉬層抗膠合、抗磨損性能好，能適應高溫下工作。噴涂法能造成一定多孔性，也有一定儲油能力。噴鉬環(huán)主要用于增壓強化汽油機的第一環(huán)。
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。
3.3.2油環(huán)的設計
氣缸與活塞運動副用飛濺的機油潤滑。油環(huán)的作用是把飛濺到氣缸壁上的多余潤滑油刮下來，回到油底殼，以減少發(fā)動機的機油消耗量。
為了能在高速運動中對抗機油的流體動壓力刮下機油，只留下很薄的油膜，油環(huán)工作面的著壁壓力應足夠大。因為油環(huán)沒有環(huán)背氣壓力幫助壓向氣缸壁，著壁壓力完全靠本身的彈力產(chǎn)生。單體鑄鐵油環(huán)(圖11-10a)，由于材料強度所限，只能通過減小與氣缸接觸的工作面積來提高壁壓，最高只能達到0.5MPa左右。如用高強度材料，用較大的徑向厚度，壁壓可能進一步提高，但環(huán)剛性大，對氣缸變形的追隨性差，刮油能力不好。用具有切向彈力的螺旋襯簧的鑄鐵油環(huán)(圖11-10b)可使壁壓達到0.8MPa以上，即使環(huán)的外圓磨損，壁壓也比較穩(wěn)定，因為壁壓主要由襯簧產(chǎn)生。這種環(huán)厚度小，柔性好，在氣缸變形較大的條件下也能很好地刮油。這種油環(huán)目前應用很廣，尤其在高速汽油機上。鑄鐵環(huán)表面要通體鍍鉻。
上述兩種單體油環(huán)與環(huán)槽不可避免地有側向間隙，在環(huán)正常軸向移動或顫振而懸浮在環(huán)槽中間時，機油可能通過側隙上竄。這種影響在高轉(zhuǎn)速時更大，所以現(xiàn)代高速汽油機常用無側隙鋼片組合式油環(huán)。
為了使油環(huán)刮油有效，除了油環(huán)結構外，還應注意活塞的配合。用單體油環(huán)時必須保持環(huán)槽側隙盡可能小，這意味著環(huán)槽加工精度要高，變形要小。還應注意環(huán)槽須有面積足夠的泄油通道，以免回油受節(jié)流造成過高動壓，使油環(huán)浮起。一般希望在油環(huán)槽底和槽下都加工出很多泄油孔，使泄油通暢。
3.3.3活塞環(huán)強度校核
為了確定任意斷面 BB中的彎矩，可把活塞環(huán)看成是開口對面的對稱面AA固定的懸臂梁，因為活塞環(huán)從自由狀態(tài)變到工作狀態(tài)時AA斷面不發(fā)生旋轉(zhuǎn)。于是作用在單元環(huán)上rd的單元力dp=p0br0d對斷面BB產(chǎn)生的彎矩可寫成
環(huán)從=到段上的壓力對BB斷面的總彎矩M為
式中：
材料確定后E為常數(shù)，P0也為常數(shù)，對結構參數(shù)D一定的均壓環(huán)，自然狀態(tài)的曲率半徑ρ隨α而變，故活塞環(huán)在自由狀態(tài)下不是圓形。
3.4連桿的設計
連桿是發(fā)動機的重要組成部分，主要由連桿大頭、大頭蓋、連桿軸瓦及連桿螺栓等部分組成。其作用是將活塞的往復運動轉(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。連桿小頭與活塞一起作往復運動，連桿大頭與曲軸一起作旋轉(zhuǎn)運動，連桿桿身作復雜的平面擺動。連桿主要承受氣體壓力和往復慣性力所產(chǎn)生的交變載荷。由于受力比較復雜并且需要實驗來指導，因此設計時應綜合考慮。
3.4.1連桿主要尺寸的設計
（1）連桿長度的確定
連桿長度由桿比來說明，而，值越大，連桿越短，則發(fā)動機的總高度越小。參考楊連生版《內(nèi)燃機設計》設計，值范圍為。取，則
（2）連桿小頭尺寸的確定
連桿小頭位于活塞內(nèi)腔，尺寸小、軸承比壓高、溫度較高。本次設計汽油機的連桿材料選取為45鋼，密度=7.85g/cm.
連桿小頭的內(nèi)徑，參考楊連生版《內(nèi)燃機設計》設計，，取，
連桿小頭的外徑，參考楊連生版《內(nèi)燃機設計》設計，，取取28mm
連桿小頭的寬度，參考楊連生版《內(nèi)燃機設計》設計，， 取
襯套外徑，參考楊連生版《內(nèi)燃機設計》設計，， 取
（3）連桿大頭尺寸的確定
連桿大頭的結構與尺寸基本上決定了曲柄銷直徑D2、長度B2、連桿軸瓦厚度等等，對曲軸的強度、剛度和承壓能力有很大的 影響。大頭的外形尺寸又決定了凸輪軸位置和曲軸箱形狀，大頭的重量產(chǎn)生的離心力會使連桿軸承、主軸承負荷增大，磨損加劇，有時還不得不為此而增加平衡重，給曲軸設計帶來困難，因此在設計連桿大頭時，應在保證強度和剛度的條件下，尺寸盡量小，重量盡量輕。
連桿大頭內(nèi)徑，參考楊連生版《內(nèi)燃機設計》設計
，取Q取44mm
連桿大頭外徑，參考楊連生版《內(nèi)燃機設計》設計，
， 取D′2 =0.6D=52.8mm
連桿螺栓孔間距離，參考楊連生版《內(nèi)燃機設計》設計，
C/ D′2 =1.2～1.25, 取C=1.2D′2 =70mm
高度H3，參考楊連生版《內(nèi)燃機設計》設計，
H3 / D′2 =0.35～0.4，取H3 =0.38D′2=20mm
高度H4 ，參考楊連生版《內(nèi)燃機設計》設計，
H4/ D′2 =0.38～0.44，取H4=0.4D′2=21mm
3.4.2連桿強度的計算
（1）連桿小頭強度的計算
襯套過盈配合的預緊力及溫升產(chǎn)生的應力
式中—小頭外徑，為28mm；
—小頭內(nèi)徑，為22mm；
—襯套材料的線膨脹系數(shù)，對于青銅，可取=1.81/；
—連桿小頭材料的線膨脹系數(shù)，對于鋼可取=1.010（1/）；
μ,—泊桑比，一般可取μ==0.3；
E—連桿小頭材料的彈性模數(shù)對于剛，E=2.2N/mm
—襯套材料的彈性模數(shù)，對于青銅，=1.15N/mm
計算得0.065mm.
計算可得：
把小頭視為內(nèi)壓厚壁圓筒，在壓力P的作用下外表面的切向應力為
內(nèi)表面==101.8 N/mm2
外表面=79.3 N/mm2
經(jīng)檢驗小于100-150 N/mm2
小頭應力的校核
當發(fā)動機處于額定工況時，連桿小頭的最大拉伸作用力為：
當發(fā)動機處于起動工況時
固定角
在的截面上
–(0.5723213.26
–=2.63
計算截面拉伸力引起的法向力和彎矩為：
小頭壁厚為；
由拉伸作用在外表上產(chǎn)生的應力為：
取點火提前角為：
連桿小頭的合力為：
計算截面中由壓縮力引起的法向力和彎矩：
==
=
不對稱循環(huán)的最大與最小應力為：
平均應力及應力幅：
又由n
——材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，取=200
——應力幅；
——平均應力；
——考慮表面加工情況的工藝系數(shù)，其值在0.4～0.6之間，取
——角系數(shù)，
——材料在對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限，對于鋼，
則取
算得n=2.2 〉1.5 則小頭合格
（2）連桿大頭的強度計算
連桿大頭受慣性力拉伸載荷：
式中、、、分別是活塞組、連桿組往復部分、連桿旋轉(zhuǎn)部分及連桿大頭下半部分的重量。
取
則彎曲應力為：
式中—計算斷面的抗彎曲斷面模數(shù)，取
—計算圓環(huán)的曲率半徑，計算可得
、—大頭及軸承中央截面面積，計算可得
查楊連生《內(nèi)燃機設計》σ的值在15000~20000N·m之間，合格。
4 曲軸飛輪組設計
4.1曲軸設計
4.1.1曲軸主要尺寸的確定
（1）曲柄銷的直徑和長度
在考慮曲軸軸頸的粗細時，首先是確定曲柄銷的直徑。在現(xiàn)代發(fā)動機設計中，一般趨向于采用較大的值，以降低曲柄銷的比壓，提高連桿軸承工作的可靠性，提高曲軸的剛度。但是，曲柄銷加粗伴隨著連桿大頭加大，使不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的離心力增大，對曲軸及軸承的工作帶來不利。因為隨曲柄銷直徑增大帶來的軸系自振頻率增加，會被旋轉(zhuǎn)質(zhì)量增加引起的自振頻率下降所抵消，可能增加扭轉(zhuǎn)振動的危害。此外，曲柄銷直徑增大也會增加軸承摩擦功率損失，導致軸承溫度升高，增加潤滑油熱負荷。為此，曲柄銷直徑不應取得較大。曲柄銷的長度是再選定的基礎上考慮的。
初步選取
曲柄銷的直徑=（0.4~0.45）D=35.2~39.6mm, 取=36mm;
曲柄銷的長度=（0.3~0.35）D=26.4~30.8mm, 取=28mm。
（2）主軸頸的直徑和長度
從軸承負荷出發(fā)，主軸頸可以比曲柄銷細些，因為主軸承最大負荷小于連桿軸承。但是為了最大限度地增加曲軸的剛度，加粗主軸徑是有很大好處的。因為第一，加粗主軸徑不同于加粗曲柄銷那樣有很多副作用，加粗主軸頸能增加曲柄軸頸的重疊度，從而提高曲軸剛度，但幾乎不增加曲軸的轉(zhuǎn)動慣量，故可提高自振頻率，減輕扭振危害；第二，加粗主軸頸后可以相對縮短其長度，從而給加厚曲柄臂，提高其強度提供可能。
根據(jù)表3-1，初步選取
主軸頸直徑=（0.35~0.40）D=30.8~35.2mm取=35mm;
主軸頸長度=（0.16~0.20）D=14.1~17.6mm 取=16mm。
（3）曲柄臂
曲柄臂是曲軸中最薄弱的部分之一，它在曲柄平面內(nèi)的抗彎剛度和強度都較差。實踐表明：由交變彎曲應力造成的曲柄臂斷裂是曲軸的主要損壞型式。曲柄臂應選擇適當?shù)暮穸龋瑢挾?，以使曲軸有足夠的剛度和強度。曲柄形狀應合理，以改善應力分布。現(xiàn)代高速汽油機曲柄的形狀大多采用橢圓形和圓形。試驗證明：橢圓形曲柄具有最好的彎曲和扭轉(zhuǎn)剛度。其優(yōu)點是盡量去掉了受力小或不受力的部分，其重量減輕，應力分布均勻。但加工方法較復雜，采用模鍛或鑄造的方法可以直接成型。
根據(jù)表3-1, 初步選取
曲柄臂厚度h=（0.2~0.25）D=17.6~22mm 取h=19mm；
曲柄臂寬度b=（0.5~1.0）D=44~88mm 取b=50mm。
（4）曲軸圓角
曲軸主軸頸和曲柄臂連接的圓角稱為主軸頸圓角，曲柄銷和曲柄臂連接的圓角稱為曲柄銷圓角。
由于曲柄銷圓角和主軸頸圓角是曲軸應力最大的部位，且應力沿圓角輪廓分布也極不均勻，故圓角的輪廓設計十分重要。
曲軸圓角半徑r應足夠大，根據(jù)表3-1, r/=0.025~0.04,r=2.2~3.52mm，圓角半徑過小會使應力集中嚴重。為了增大曲軸圓角半徑，且不縮短軸頸有效工作長度，可采用沉割圓角，設計沉割圓角時應該保證曲柄臂有足夠厚度。曲軸圓角也可由半徑不同的二圓弧和三圓弧組成。當各段圓弧半徑選擇適當時可提高曲軸疲勞強度，增加軸頸有效承載長度。
本次設計遵循以上原則，選取圓角半徑 r=2.5mm。
4.1.2 曲軸材料選擇及毛坯制造
常用的曲軸材料有可鍛鑄鐵，合金鑄鐵，球墨鑄鐵，碳素鋼和合金鋼等，相應的毛坯也分為鑄造與鍛造。
鍛造曲軸一般采用中碳鋼或者合金鋼制造，毛坯生產(chǎn)需要大型鍛壓設備，雖然毛坯尺寸比較精確，減少了加工余量，提高了材料利用率，此外，鍛造能夠使材料的金屬纖維成方向性排列，纖維方向和曲軸形狀大致相符，這大大提高了曲軸的抗拉強度和彎曲疲勞強度。但是鍛造曲軸成本過高，大約是球鐵曲軸的3-7倍。
雖然鑄造曲軸主要是球鐵曲軸有很多缺點，例如彎曲疲勞強度比較低，較容易發(fā)生斷裂，相同尺寸的球鐵曲軸與鍛造曲軸相比，剛度差。但它的優(yōu)點也相當明顯，例如球墨鑄鐵曲軸經(jīng)正火處理后的機械性能已接近蔌超過一般的中碳鋼，盡管鋼的疲勞強度比球墨鑄鐵高，但曲軸的結構復雜，鋼曲軸難免會有油孔、過渡圓角和材質(zhì)上留有缺陷面造成應力集中，從面降低了曲軸的疲勞強度。球鐵可以鑄造出復雜的曲軸形狀，使其應力分布均勻，且球墨鑄鐵對缺口敏感度低、變形小，使球墨鑄鐵曲軸的實際彎曲的扭轉(zhuǎn)疲勞強度與正火中碳鋼相近。球鐵曲軸的耐磨性好，吸振能力強，有較好的自潤滑和抗氧化性能。
綜上分析，本次設計采用球墨鑄鐵曲軸。
4.1.3曲軸的平衡
（1）曲軸的平衡性分析
對曲曲軸軸平衡性的分析可以采用兩種方法,矢量圖法和數(shù)學分析法,此次設計中我采用的是數(shù)學分析法:
（a）分析
因為所以
取通過第二氣缸中心線且垂直于曲軸中心線的平面為力矩的計算基準平面。
令
得即
因為和的公式形態(tài)一樣
所以
可知，
令 得2α=30°
即，
由上得知一、二級往復慣性力矩的正、反轉(zhuǎn)矢量
（b）慣性力矩的平衡方法
一般,只采用曲軸附加偏角(或扇形)平衡塊的方法將全部平衡掉。其中，K值需要與汽油機的配套裝置一道試驗確定。對一、二級往復慣性力，不另添置平衡軸，而讓其自行存在。由此收起的振動是許可的。為了獲得良好的外部平衡性能，應對帶平衡塊的曲軸進行仔細地靜、動平衡，并把活塞組、連桿組的重量嚴格控制在誤差范圍內(nèi)。
（2）曲軸平衡塊的布置方式
曲軸平衡塊的作用是用來平衡曲軸不平衡的旋轉(zhuǎn)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力矩，有時也可以平衡往復慣性力及其力矩，并可以減速小主軸承的負荷。隨著汽油機轉(zhuǎn)速的提高，多數(shù)離心慣性力和離心慣性力矩已自行平衡的曲軸也配置平衡塊，這主要是為了減輕主軸承的最大負荷，保證軸承有良好的潤滑條件，減小曲軸和曲軸箱所受的離心慣性力矩。但曲軸配置平衡塊后，重量增加，制造工藝復雜，曲軸系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動自振頻率降低。因此，應根據(jù)轉(zhuǎn)速，曲軸結構，曲柄排列，軸承負荷以及對平衡的要求等因素綜合考慮是否配置平衡塊。一般低速汽油機不需要配置平衡塊，高度汽油機則需要配置平衡塊。平衡方案的選擇，平衡塊重量的計算與布置，應該仔細考慮。
平衡塊的重心應盡量遠離曲軸中心線，以提高平衡效果。但平衡塊一般不超過曲軸旋轉(zhuǎn)所掃過的范圍。平衡塊厚度一般與曲柄臂相同。
4.1.4曲軸疲勞強度校核
本計算采用Ricardo計算方法,該計算方法有兩點假設。
曲軸的每一曲拐是相互獨立的，不受曲軸其他部分受力的影響，并以
簡支梁的形式支撐在主軸承上。
曲軸所受力是以點負荷的形式作用在曲軸上的。如圖5-1
圖5-1 曲拐受力分析圖
（1）已知條件
缸徑D=88,行程S=64,連桿長L=112,氣缸數(shù)i=1,發(fā)動機轉(zhuǎn)=3600r/min,最大平均有效壓力Pme=0.5MPa,活塞連桿組往復質(zhì)量m1=1.2Kg,活塞連桿組旋轉(zhuǎn)質(zhì)量m2=1.5Kg。
（2）彎曲應力計算
1）曲軸受力計算
（a）壓縮上止點時的曲軸作用力：
(5-2)
式中，—活塞連桿組往復質(zhì)量力；—活塞連桿組旋轉(zhuǎn)質(zhì)量力；
（b）燃氣作用力：
則
（c）排氣上止點時的曲軸作用力：
2）單個曲拐危險截面上的彎矩
（a）圓角處
（b）連桿軸頸中央油孔處
式中，、、、分別為曲拐危險截面的最大和最小彎矩。
3）名義彎曲應力
，
式中，—為彎矩，
、為截面的最大、最小名義彎曲應力。
（a）圓角處
（b）連桿軸頸中央油孔處
4）名義彎曲平均應力及名義應力幅為
，
（a）圓角處
（b）連桿軸頸中央油孔處
5）彎曲應力
，；
式中，—應力集中系數(shù),
、—為彎曲平均應力及彎曲應力幅；
根據(jù)理論應力集中系數(shù)由式（5-3）計算。
式中， ；
式中，—連桿軸徑，—曲柄臂厚度。
式中，—主軸頸直徑。
則
，則。
=
圓角處
=
桿軸頸中央油孔處
取連桿軸頸中央油孔處的應力集中系數(shù)，帶入（5-4）得，則
（3）切應力計算
1）扭矩計算
式中，—為發(fā)動機平均扭矩；
將已知條件代入得；最大扭矩
式中為系數(shù)，兩缸機取=10。最小扭矩
2）名義應力
連桿軸頸的抗彎截面系數(shù)
， =63，則
式中，，—分別為名義最大，最小切應力。
名義平均切應力及名義切應力幅分別為
3）切應力
（a）圓角處
理論應力集中系數(shù)
式中，為圓角半徑，為重疊度，連桿軸頸直徑。將代入式（5-4）中得，，則切應力集中系數(shù)
則
式中，、—為平均切應力及切應力幅。
（b）連桿軸頸中央油孔處
理論應力集中系數(shù)，將其代入式（5-4）中得，，
切應力集中系數(shù) 則
根據(jù)以上計算數(shù)值參考經(jīng)驗數(shù)值[14] 此次設計的曲軸可采用材料40Cr此材料的強度完全滿足以上要求。
4.2飛輪設計
在飛輪的設計中，我們先根據(jù)經(jīng)驗定出其外徑、內(nèi)徑和厚度b，然后在根據(jù)經(jīng)驗公式對其進行校核。
圖4-1（《汽油機設計》 楊連生圖5-45）
尺寸的初步確定：
飛輪外徑＝（2.5~3.5）S=160~224mm 取=200mm；
輪緣厚度h=()=10~20mm取h=18.5mm
=-2h=163mm；
取 b=58mm；
飛輪的圓周速度：
v===37.7m/s
由于v50~80 m/s 因此選取的合格。
表4-1 不同缸數(shù)i四沖程發(fā)動機的扭矩不均勻系數(shù)和盈虧功系數(shù)
（《汽油機設計》 袁兆成 表6-1）
i
1
10~20
1.1~1.8
2
8~15
0.5~0.8
3~4
5~10
0.2~0.4
6
1.5~3.5
0.06~0.1
8
0.6~1.2
0.01~0.03
12
0.2~0.4
0.005~0.01
由任務給定的數(shù)據(jù)，選取各種相關系數(shù)：
運轉(zhuǎn)不均勻系數(shù)=；
飛輪轉(zhuǎn)動慣量占汽油機總轉(zhuǎn)動慣量的分數(shù)=0.85；
盈虧功系數(shù)=1.5；
飛輪的轉(zhuǎn)動慣量：
= 0.5172802404（kg）
由初步確定的尺寸按5-2式可計算出飛輪的重量：
HT250的密度，取7.34
再由式5-3可計算出假設飛輪的轉(zhuǎn)動慣量：
=0.342663218（kg）
由于，所以，此飛輪合格。
4.3主軸承的設計
4.3.1軸承材料選定
（1）材料要求
1）有很高的機構攻耐熱性。
2）有足夠的減摩性能，抗咬粘性、順應性、嵌藏性。
3）有較好的耐蝕性。
4）瓦背與減摩層有足夠的結合強度，不因剪切力和熱應力而分層。
（2）常用軸承材料
白合金（巴氏合金）
1) 錫基白合金 該合金含銅3%~5%，含銻7%~12%，其余是錫。錫的主要目