摩托車發(fā)動機、變速器設計

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1、第二篇 設計部分 一、摩托車發(fā)動機結構與設計 （一）、發(fā)動機機體 １．氣缸體 氣缸體的作用除形成氣缸工作容積外，還用作活塞運動導向，其圓柱形空腔稱為氣缸。 由于氣缸壁表面經常與高溫高壓燃氣接觸，活塞在汽缸內作高速運動（最高速度可達100km/s）并施加側壓力，以及氣缸壁與活塞環(huán)幾活塞外圓表面之間反復摩擦，而其潤滑條件由較差，所以氣缸體必須耐高溫、耐高壓、耐腐蝕，還應具有足夠的剛度和強度。 氣缸體的材料一般用優(yōu)質灰鑄鐵，為了提高氣缸的耐磨性，可以在鑄鐵中加入少量的合金元素，如鎳、鉻、鉬、磷、硼等。 汽缸內壁按二級精度珩磨加工，其工作表面有較高的關潔度，并且形狀和尺寸精度也都比較高

2、。 為了保證氣缸壁表面能在高溫下正常工作，必須對汽缸體和氣缸蓋隨時加以冷卻。發(fā)動機有風冷和水冷兩種。用風冷卻時，在汽缸體和氣缸蓋外表面鑄有許多散熱片，易增大冷卻面積，保證散熱充分。用水冷卻時在汽缸體內制有水套。 １.1 氣缸直徑 氣缸直徑是指氣缸內徑，與活塞相配合，是發(fā)動機的重要參數，許多主要的尺寸如曲柄銷直徑、氣門直徑、活塞結構參數等，都要根據氣缸直徑來選取。 參數設計： 氣缸直徑已標準化，其直徑值按一個優(yōu)先系列合一個常用系列來選取。根據有關資料可確定氣缸的直徑D. 1.2 氣缸工作容積、燃燒室容積和氣缸總容積 上止點和下止點之間的氣缸容積，稱為氣缸工作容積（也稱為總排量）（

3、圖1）。氣缸工作容積與氣缸直徑的平方、活塞沖程的大小成正比。氣缸直徑越大、工作容積越大、發(fā)動機的功率也就相應地增大。 氣缸工作容積的計算公式為 式中：——氣缸工作容積(ml); D—— 氣缸直徑（mm）; S —— 活塞行程（mm;） N —— 氣缸數目。 參數設計： 圖1 氣缸燃燒室容積和工作室容積 （a）燃燒室容積 （b）工作室容積 因設計要求的是單缸發(fā)動機的排氣量為100ml，那么其活塞行程為： 同時活塞行程S =2r；r為曲軸半徑 那么： 1.3壓縮比

4、 氣缸總容積與燃燒室容積的比值，稱為壓縮比。壓縮比表示活塞由下止點到上止點時，可燃混合氣在氣缸內被壓縮多少倍。 1.4氣缸工作內壓力、氣缸總推力 氣缸工作內壓力是一個變量，隨作功行程的開始，數值急劇下降。高質量的氣缸在跳火燃燒的瞬間，內壓力可達3～5MPa。 氣缸總推力是指一個周期內氣缸對外實際作功量。其計算式為： 式中：F——氣缸總推力（N）; ——氣缸效率；一般＝30％ ——氣缸工作內壓力（MPa）； D ——氣缸直徑（mm）。 參數設計： 氣缸工作內壓力： 1.5氣缸蓋

5、 氣缸蓋用螺柱與氣缸體－曲軸箱或氣缸體固連在一起。為了增加密封性，氣缸體和氣缸蓋之間加有氣缸襯墊。氣缸蓋的作用主要是封閉氣缸上部，并與活塞頂部和氣缸壁共同形成燃燒室。燃燒室有很多種形式，不同形式的燃燒室氣缸蓋的結構又有所不同。 四行程頂置氣門發(fā)動機的氣缸蓋上有進、排氣門座及氣門導管，并設有進氣道和排氣道，裝有進、排氣管等。 對氣缸蓋螺栓聯接靜強度計算： 對螺栓的疲勞強度進行精確校核： 式中：――螺栓材料的對稱循環(huán)拉壓疲勞極限，Mpa。值見附表。 ――試件的材料特性，即循環(huán)應力中平均應力的折算系數，對于碳素鋼為0.1～0.2，合金鋼為0.2～0.3 ――

6、拉壓疲勞強度綜合影響系數. S――安全系數 1.6燃燒室 燃燒室的種類較多，有鍥形、盆形、菱形、半球形等燃燒室。半球形燃燒室結構呈半球形，比起鍥形、盆形燃燒室更為緊湊，面容比最小。因進、排氣門分別置于氣缸軸線的兩側，故其配氣機構比較復雜。但有利于促進燃料的完全燃燒和減少排氣中的有害成分，對提高經濟性和排氣凈化有利。 有關計算結果： 名稱 尺寸或數值 單位 氣缸直徑D mm 活塞行程S mm 燃燒室體積VC ml 曲軸半徑r mm 氣缸工作內壓力F KN 氣缸的材料：質灰鑄鐵 （二）、曲柄連桿機構的受力分析與平衡 2.1 曲柄連桿

7、比 曲柄連桿臂時指曲柄半徑與連桿長度之比，簡稱為連桿比，用表示。由下式定義 式中：——曲柄半徑，即曲柄銷中心到曲軸中心之間的距離； ——連桿長度，即連桿大小頭軸線之間的距離。 連桿比不僅影響曲柄連桿機構的運動特性，而且影響發(fā)動機的外形尺寸。值越大，連桿越矩，發(fā)動機的總高度（立式發(fā)動機）或總寬度（臥式發(fā)動機）越小。對于V形發(fā)動機，其總高度和總寬度都會減少。連桿過矩時易導致活塞在運動過程中與曲柄相碰。因此一般情況下現代摩托車發(fā)動機的連桿比，盡可能地采用矩連桿。 參數設計：取λ 那么連桿長度：l＝ r/λ= 2.2 曲柄連桿機構運

8、動學 曲柄連桿機構運動學是研究曲柄連桿機構各主要零件的運動規(guī)律，分析其作用力和力矩及發(fā)動機的平衡和曲軸的扭轉振動的一門科學。 在計算時，曲軸的轉動可以近似看成等速轉動，這是因為高速發(fā)動機在穩(wěn)定工況下工作時，由于扭轉的不均勻性而引起的曲軸旋轉角速度的變化不大。 曲軸的角速度可以寫為 ω＝ 式中：n——曲軸轉速，。 曲柄銷中心的切向速度和向心加速度分別為： ＝ ＝ 式中：r——曲軸半徑，m。 在討論連桿、活塞的運動規(guī)律時，不用時間t表達，而是用曲軸轉角，并且規(guī)定：將活塞處于上止點位置

9、所對應的曲軸位置作為曲軸轉角的起點（即＝0），因而，活塞的速度、加速度的方向朝著曲軸中心線方向為正，背離曲軸中心線方向為負。 參數設計： 曲柄的角速度： 曲柄銷中心的切向速度和向心加速度分別為： ＝ ＝ 2.3 連桿的角位移、角速度、角加速度 對于活塞中心線通過曲軸中心線的曲柄連桿機構（圖2）。曲柄半徑r與連桿長度l的比值：λ＝r/l 則 sin ＝sin 于是可得到連桿的角位移 ＝ 圖2 中心曲柄連桿機構運動分析圖 當＝90和270時連桿的角位移為最大，即

10、 ＝arcsin（1/4） =14.48 rad/s 連桿擺動的角速度 當為0和180時，連桿角速度為最大值， 當為90和270時，連桿角速度為0。 連桿擺動的角加速度 （三）、 連桿、曲軸組結構設計 1． 連桿 連桿的作用是將活塞承受的力傳給曲軸，從而推動曲軸作旋轉運動。因此，其兩端給安裝一個軸承，分別連接活塞銷于曲軸銷。 連桿一般用中碳鋼或中碳合金鋼，還可以采用低碳合金鋼（如20Cr、20MnB、20CrMo）模鍛成形，然后進行機械加工。中碳鋼制造的連桿一般要進行調質處理；低碳合金鋼制成的連桿大小頭內孔要進行滲碳淬火等表面處理，淬火硬度

11、為HRc60～65。 連桿于活塞連接的部分稱為連桿小頭，與曲軸銷連接的部分稱為連桿大頭，中間的部分稱為桿身。 為了潤滑活塞銷和軸承，連桿小頭鉆有集油孔或銑有油槽，用以收集發(fā)動機運轉時被激漲起來的機油，以便潤滑。 連桿桿身通常做成“工”字形斷面，以保證在合適的剛度和強度下有最小的質量。 連桿大頭有剖分式和整體式兩種。整體式連桿倒頭相應的曲軸采用組合式曲軸，用軸承與曲柄銷相連。連桿大頭的內孔表面有很高的關潔度，以便與連桿軸瓦（或滾針軸承）緊密結合。 摩托車單缸汽油機一般采用整體式連桿，大、小頭內分別裝有滾柱或滾針軸承。 1．1 曲柄連桿機構的當量質量 曲柄連桿機構中的

12、連桿可以用無質量的剛性桿件聯系的兩個集中質量（連桿小頭質量和連桿大頭質量）組成的當量系統來代替。 這樣往復運動質量為 式中：——活塞組的質量； ——連桿的質量 a ——連桿的重心位置距連桿大頭中心的尺寸。 旋轉運動質量為 式中：——曲柄上不平衡部分且相當幾種在曲柄銷中心的質量； b——連桿的重心位置距連桿小頭中心的尺寸。 1．2 連桿承受的載荷 連桿承受的載荷主要視氣壓力和往復慣性力產生的交變載荷。其基本載荷是壓縮或拉伸。對于四行程發(fā)動機，最大拉伸載荷出現在進氣行程開始的

13、上止點附近，其數值主要是活塞組和連桿計算斷面以上那部分連桿質量的往復慣性力，即 式中： ——分別為活塞組和連桿計算斷面以上那部分的質量。 最大壓縮載荷出現在膨脹行程開始的上止點附近，其數值是最大爆發(fā)壓力產生的推力減上述的慣性力，即 式中：——最大爆發(fā)壓力產生的推力。 1．3 連桿小頭的安全系數 小頭的安全系數按下式計算： 式中：——材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限； ——應力副； ——平均應力； ——考慮表面加工情況的工藝系數；

14、； ——角系數， ——材料在對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限； ——材料在脈沖循環(huán)下的彎曲疲勞極限，對于鋼 小頭應力按不對稱循環(huán)變化，在固定角截面的外表面處應力變化較大，通常只計算該處的安全系數，此時 循環(huán)最大應力 循環(huán)最小應力 式中：——襯套過盈配合和受熱膨脹產生的應力； ——慣性力拉伸引起的應力； ——受壓是產生的應力。 應力副 平均應力 小頭安全系數的許用值部小于1.5。 參數設計： 連桿材料采用45號鋼，它的有關疲勞極限如下： 屈服極限＝

15、686.5MPa 強度極限＝833.6MPa 在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限 在對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限 =450.3MPa 在脈沖循環(huán)下的彎曲疲勞極限 角系數 工藝系數 =0.5; 應力副 ＝75.44MPa 平均應力 ＝64.77MPa; 小頭的安全系數按下式計算： 符合要求； 1．4 連桿大頭的強度驗算 圖4。4。7所示為連桿大頭的計算簡圖。它是把整個連桿看成是兩端固定的圓環(huán)，

16、固定端的位置用圖中的角度表示（通常＝40）。連桿的曲率半徑取兩個連桿螺栓中心矩的一半，對于整體式連桿則取連桿大頭內外圓半徑之和的一半。環(huán)的截面積取D－D截面的面積，同時假定作用在連桿大頭上的力按余弦分布。 連桿大頭受到的慣性拉伸載荷為 式中：G’、G、G2、G3——分別為活塞組、連桿組往復慣性部分、連桿組旋轉部分和連桿大頭下半部分的質量； R——曲柄半徑； ——連桿比。 連桿大頭中央截面D－D上的應力為 式中：——計算圓環(huán)的曲率半徑； ——連桿大頭及中央截面積； ——大頭及軸承中央截面積；

17、——計算斷面的抗彎斷面模數。 參數計算： 連桿大頭受到的慣性拉伸載荷為 連桿大頭受到的慣性拉伸載荷為 連桿大頭中央截面D－D上的應力為 符合要求； 連桿的有關設計數據： 名稱 數值 單位 小頭寬度 mm 小頭內孔半徑 mm 小頭壁厚 mm 大頭寬度 mm 大頭內圓半徑 mm 大頭壁厚 mm 連桿長度L mm 連桿的材料： 20MnB，表面滲碳淬火處理，淬火硬度為HRc60～65 2．曲軸銷的設計 材料 曲軸銷是發(fā)動機的重要零件

18、，它將左、右曲軸連為一體，承受連桿傳來的爆發(fā)壓力和慣性力。故選用20Cr鋼為曲軸銷材料。表面滲碳、淬火處理，外層硬度達HRc61以上。 尺寸設計 曲軸銷長度 L； 曲軸銷直徑d 3． 曲軸 曲軸的功用是承受連桿傳來的力，并變成繞其自身軸線的扭矩——力矩，然后再傳給轉動系，同時驅動配氣機構和其他輔助裝置。 曲軸用軸承安裝再曲軸箱上，蓋軸承稱為主軸承。曲軸上安裝主軸承的部位稱為主軸頸，安裝連桿大頭連接。當曲軸作旋轉運動時，曲柄銷和連桿大頭繞曲軸作圓周運動。連桿曲柄銷和主軸頸的部分稱為曲柄臂（簡稱曲柄）。曲軸的兩端往往制有錐面、花健、螺紋等，用以連接驅動磁電機、離合

19、器、傳動裝置、滑油泵、配氣機構等。 曲軸要求用強度高、沖擊韌性和耐磨性能好的材料制造、一般采用中碳鋼或中碳合金鋼（如45號或40Cr鋼等）模鍛或球墨鑄鐵鑄造成型。為了提高其耐磨性，主軸頸和曲軸銷表面均需淬火或氮化處理，再進行精磨以達到較高的精度和光潔度。 曲軸銷一般做成空心，目的在于減少質量和離心力并可作為潤滑油道。對與采用壓力潤滑的發(fā)動機。曲柄銷上鉆有徑向孔與此中心孔相通，用以輸送潤滑油道摩擦表面。 按照曲軸的型式，可以把曲軸分為整體式曲軸和組合式曲軸。這里介紹一下組合式曲軸。 3．1 組合式曲軸 b 組合式曲軸如圖3所示。曲軸左部、曲軸右部、曲柄銷三部分分段加工，然后

20、 圖3 組合式曲軸 1. 曲軸左部、 2.連桿、3.軸瓦、4.曲柄銷、5. 曲軸右部 組裝成整個曲軸。組合式曲軸用滾柱軸承或滾珠軸承安裝在曲軸箱上，相應的連桿采用整體式。單氣缸發(fā)動機的曲柄臂常做成圓形，這種型式工藝較簡單，又有足夠的剛度，并可兼作分輪，式發(fā)動機運轉平穩(wěn)。左、右主軸頸與曲柄臂制成一體，曲柄臂的下部制有平衡塊。銷孔中心與主軸頸中心線的距離即為曲柄半徑，兩軸線之間的尺寸精度要求很高，平行度要求也很嚴格。組合式曲軸的優(yōu)點式制造容易，成本較低。其缺點是連桿

21、和連桿軸承安裝后不易拆卸，另外，同一氣缸上的左右兩個曲軸的半徑很難保證尺寸完全一樣，裝配時改尺寸往往采用分組選配。 曲軸的主軸承和連桿軸承采用壓力潤滑時，在曲軸的中心、曲柄臂和曲柄銷上多鉆有連通的潤滑油道，并有徑向油孔通向主軸承和連桿軸承。 參數設計： （1）、飛輪尺寸設計 1）飛輪直徑 D＝S＋d＋2X 式中：S——行程（mm）； d——曲柄銷直徑（mm）； X——銷孔釘到飛輪邊距離（mm）。 2）、飛輪厚度b1 根據平衡慣量，取b1； b2； （2）、主軸的設計、校核 1）、確定主軸的最小直徑 由材料40Cr 取A。＝100；P

22、＝10Kw；n＝7500 2）、曲軸左、右部的尺寸設計： 根據分析以及有關參考資料，初步設定軸各斷長度： a1 a2 a3 a4 a5 各斷的直徑： d d1 d2 a 22 3)、曲軸右部的載荷、校核 有齒輪作用力存在 圖 4 軸右部受力、彎矩圖 R1 R R2 29 b 由彎矩圖可知（圖4） 總彎矩 扭矩 T＝ 計算

23、彎矩 確定危險截面，查表得許用彎曲應力 < 符合要求； 4） 軸上軸承的校核 a、 選擇軸承類型 b、 分析受力，考慮如下因素。 選用6306 深溝球軸承C＝15000N 圖 5 軸承受力圖 f2 F f1 RH2 RV2 RV1 fr ft RH1 作用在飛輪上的力 小飛輪作用在軸上的力 大鏈輪的有效力 水平面受力分析： 在垂直面面內： 作用在軸承上的合力： c、軸承壽命校核 據有關資料介紹

24、一般摩托車軸承的壽命為 16000小時 符合要求。 （四）、活塞運動分析 4.1、活塞位移 對于活塞中心線過曲軸中心線的曲柄連桿機構（圖6）?；钊男谐蘏＝2r，活塞的位移 最大位移量： 由牛頓二項式，可將展開，則 圖6 活塞位移與曲軸轉角的關系 圖7 活塞速度曲線 在實際計算中取前兩項已足夠精確。則活塞的位移可寫成 位移X隨λ和的變化關系可以用圖像表示（圖7）.由圖像和公式都可以看出：曲軸轉角從0和90時活塞的位移值，比從90和180時活塞的位移值大，而且λ值越大，其差值也越大。 4.

25、2、活塞速度 活塞速度的精確數值為 對活塞的速度也可以進行近似計算，其近似值由對位移的近似計算式微分得到： 因此，活塞速度是兩個速度分量之和，可以看成是由和兩個簡諧部分組成。其圖像如圖1.3.2所示。 4.3、活塞的最大速度 由圖4.1.3可以看出：當＝90時v＝rω，此時活塞速度等于曲柄銷中心的圓周速度。但這并不是活塞的最大速度?；钊谧畲笏俣葧r的曲柄轉角可以用對微分求極值的方式求得： 即 解此方程得： 因為時不合理的，所以方程的合理根只能取 由式可以看

26、出：活塞在最大速度式的小于90或大于270。即活塞的最大速度出現在偏向上止點一側。 不同的λ值其最大速度時的值也不同，λ值越大活塞速度的最大值也越大，相應的曲軸轉角也偏向上止點一側。 4.4、活塞平均速度 由圖4可知：曲柄旋轉一周時活塞的速度不斷發(fā)生變化，時快時慢，時正時負。＝0～180時v為正值；＝180～360時v為負值；＝0、180、360時v＝0；＝90、270時v＝rω。 活塞的平均速度 式中：S——活塞行程； n——發(fā)動機轉速； T——曲軸轉動一周所需的時間。 活塞

27、的平均速度雖然只能粗略地估計活塞運動的快慢，但它是表征發(fā)動機性能指標的重要參數。它從一個方面反映樂發(fā)動機的強化程度，同時也在一定程度上放映樂活塞和氣缸之間相互摩擦的強烈程度。隨著活塞平均速度的提高，活塞和氣缸磨損加劇。 參數設計： 活塞平均速度： 圖8 活塞加速度曲線 4.5、活塞的加速度 活塞加速度的精確值由下式求出 活塞加速度的近似值由下式求出 因此活塞加速度也可以看作是兩個簡諧運動之和，如圖8所示。 4.6、活塞加速度的極值 活塞

28、加速度的極值是指活塞的最大正加速度和最大負加速度，由下式求得： 或 若 ，＝0或 ＝180相應的加速度為 或 若 則 ，相應的加速度為 參數設計： 活塞最大正加速度 4.7、活塞組的往復慣性力 往復慣性力等于往復運動質量與活塞加速度的乘積，其方向與加速度的方向相反。即 圖9 確定的旋轉矢量法 若令 則 稱為一階慣性力，稱為二階慣性力（ 稱為旋轉矢量）。 一階往復慣性力 一階往復慣性力由下式

29、定義： 是曲柄轉角的余弦函數，即按曲軸轉角變化的力。 為了確定在任一曲軸轉角下的大小和方向，可利用旋轉矢量法，如圖9所示。 就是曲軸旋轉角速度的轉動矢量在氣缸軸線上的投影值。其大小與方向如圖10所示。 二階往復慣性力 二階往復慣性力由下式定義： 圖10 確定 的旋轉矢量法 也是曲軸轉角的余弦函數，即按曲軸轉角變化的力。 為了確定在任一曲軸轉角下的大小和方向，也可利用 旋轉矢量法，如圖7所示。就是2倍的曲軸旋轉角速度（）的轉動矢量在氣缸軸線上的投影值。其大小與方向如圖10所示。 有關計算結果 名稱 尺寸或數值 單位 連桿長度L

30、mm 曲柄的角速度 rad/s 曲柄銷中心的切向速度Vt m/s 曲柄銷中心的切向加速度an m/s2 活塞最大位移量Xmax mm 活塞平均速度 m/s 活塞最大正加速度 m/s2 連桿材料： 45號鋼。 （五）、活塞組結構設計 1. 活塞 活塞一般呈圓柱形，其結構如圖11所示?；钊c氣缸為間隙配合，自阿氣缸內作往復運動，其主要作用式承受氣缸中的氣體壓力所造成的作用力，并將這些力通過活塞銷傳給連桿，以推動曲軸旋轉；活塞頂部還與氣缸壁、氣缸蓋共同組成燃燒室。 圖11 活塞 由于活塞頂部直接與高溫高壓燃氣接觸，燃氣的最高溫 1－頂

31、部；2－頭部；3－裙部；4－環(huán)岸；5－環(huán)槽；6－銷座； 7－加強筋；8－卡環(huán)槽；9－泄油孔及泄油槽 度可達2500K，因此活塞的溫度很高，頂部中心 的溫度可達600～700K。高溫一方面使活塞材 料的 機械強度顯著下降 （在600K溫度下約下降50%）,另一方面還會使活塞的熱膨脹量增大，影響活塞與相關零件的配合?；钊敳吭谧鞴π谐虝r承受這燃氣帶沖擊性的壓力。對于汽油機活塞，瞬時最大壓力值高達3～5MPa。對于柴油機瞬時最大壓力值可達6～9MPa,采用增壓時則更高。高壓導致活塞的側壓力大，引起活塞變形，加速或活塞外表面的磨損?；钊跉飧字凶鞲咚偻鶑瓦\動，其承受的氣壓力和慣性力呈周期性

32、變化，因此活塞的不同部位分別受到交變的拉伸、壓縮或彎曲載荷；并且由于活塞的溫度各部位極不均勻，使活塞的內部產生一定的熱應力。所以要求活塞的質量盡可能小，熱膨脹導熱性能好和耐磨。目前廣泛采用的活塞材料使共晶硅鋁合金。 1.1 活塞頂部形狀 活塞頂部的形狀與選用的燃燒室的形式有關。四沖程汽油機的活塞頂部多為平頂，其優(yōu)點是吸熱面積小，制造工藝簡單。有時采用了凹頂來減少活塞的質量。 考慮流休動力潤滑時的活塞形狀 活塞與氣缸之間的潤滑是要使活塞與氣缸之間存在楔形油膜，稱之為流體動力潤滑。因此，活塞的縱向型線不光要求在冷態(tài)時呈中凸形，而且在正常工作溫度時也要呈中凸形，才能使活塞在工作中與氣

33、缸之間存在雙向鈾楔。據此活塞的縱向型線一般采用二次曲線（圓錐曲線）或二次曲線的特殊形式(即拋物線和雙曲線）.二次曲線的方程式為 AZ2＋BZ＋C=Y2 式中的Z軸與活塞中心線重合，Y軸垂直于Z軸且在連桿擺動平面內。 為求出系數A、B、C，需確定三個已知值（Z1、Yl）（Z2、Y2）、（Z3 Y3）代入方程式，即可得如下三元線性方程組： AZ12＋BZ1＋C=YI2 A Z22＋BZ2＋C=

34、 Y22 A Z32＋BZ3＋C =Y32 當該方程組系數行列式≠0時有唯一的解。數A、B、C確定后，該二次曲線即可確定: Y=（A Z2＋BZ＋C）1/2 1.2 活塞頭部形狀 活塞頭部是指活塞環(huán)槽以上的圓柱部分。其主要作用有三： 1． 承受氣體壓力，并通過活塞銷傳給連桿； 2． 與活塞環(huán)一起實現氣缸的密封； 3． 將活塞頂吸收的熱量通過活塞環(huán)傳給氣缸壁，再通過散熱片（對于風冷發(fā)動機）或水冷（對于水冷發(fā)動機）散布到大氣中。 圖12 活塞裙部的變形

35、 a）由于氣體壓力產生的變形 b）由于側壓力N的變形c）受熱變形 活塞頭部切有若干道用以安裝活塞環(huán)的環(huán)槽，環(huán)槽的截面形狀根據使用的活塞環(huán)截面形狀不同而不同。梯形環(huán)的環(huán)槽為梯形，其它截面形狀的活塞環(huán)的環(huán)槽為矩形。四沖程汽油機一般有2～3道環(huán)槽，上面1～2道用以安裝氣環(huán)，下面一道用以安裝油環(huán)。在油環(huán)槽的底面鉆有許多徑向小孔，使在活塞下上移動時由油環(huán)從氣 缸壁上刮下來的多余的機油，得以經過 這些小孔流回曲軸箱。 活塞頭部一般做得較厚，其目的是增加活塞的強度和剛度以及便于將熱量從活塞頂經活塞頭部、活塞環(huán)、氣缸壁傳給散熱片或是冷卻液，從而防止活塞頂部的溫度過高。 1.3 活塞裙部形狀

36、 活塞裙部是指自油環(huán)槽下端面至活塞底面的圓柱部分。當活塞在氣缸中作往復運動時，活塞裙部起著導向和承受側壓力的作用。 活塞工作時活塞裙部回產生變形，其變形原因是： 1. 燃燒氣體壓力平均作用在活塞頂部，而活塞銷給予的支反力則作用在活塞裙部 的銷座處，因此易導致活塞頂部彎曲變 形，致使活塞裙部也產生相應的變形 ，是活塞裙部沿銷軸方向上的尺寸增大，而垂直于銷軸方向上的尺寸減少（圖12a）. 2. 燃燒氣體壓力還會使活塞受到側壓力，側壓力的作用也會使活塞裙部直徑在同一方向上增大（圖12b）。 3. 活塞銷座周圍的金屬堆積較多，受熱后膨脹量較大，致使活塞裙部在受熱狀態(tài)下變形。這種變形同樣會

37、使活塞沿活塞軸線方向上的直徑的增大量比其他方向大（圖12c）. 活塞機械變形和熱變形的結果，使得活塞裙部橫斷面變成長軸在活塞銷軸線方向上的橢圓形。 鑒于上述情況，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。 1.4活塞的壓縮高度 活塞頂面至活

38、塞銷中心之間的距離稱為活塞的壓縮高度。 現代摩托車發(fā)動機活塞的壓縮高度希望取較小的值，以減少活塞的尺寸和重量。要減少活塞的壓縮高度應從兩方面入手；一要降低火力的高度；二要減少活塞環(huán)的數量和厚度。 一般情況下，四行程發(fā)動機活塞的壓縮高度取H1 ＝0.45～0.57D。 1.5火力岸高度 第一道活塞環(huán)槽的上邊至活塞頂面的距離稱為活塞的火力岸高度。如圖13中的H4 減少H4會增強第一道環(huán)的導熱能力，從而可以降低活塞頂部的溫度，防止爆燃。一般來說，火力岸高度的大少要根據試驗后確定。 1.5環(huán)帶高度 圖13 活塞結構尺寸示意圖 第一道環(huán)的上邊至最后一道環(huán)下邊之間的距離稱為環(huán)帶高度，如圖1

39、3中H3. 減少環(huán)帶高度也就減少了活塞的壓縮高度，從而減少了活塞的慣性力和摩擦損失，這對提高發(fā)動機的功率和使用壽命很有好處。 減少環(huán)帶高度必須減少活塞環(huán)數或減少活塞環(huán)的厚度及環(huán)岸高度b?，F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0.8～1.5mm。 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。 1.6環(huán)岸的強度校核 在爆發(fā)壓力作用下，第一道氣環(huán)緊壓在第一環(huán)岸上。第一環(huán)岸的受力情況如圖14所示，在P1、P2合力的作用下，環(huán)根產生很大的彎曲和剪切應力，擋這些應力超過

40、材料的強度極限時，環(huán)岸就會產生斷裂。 由試驗可知；當P1≈0.9Pmax，P2≈0.2Pmax時，可以把環(huán)岸看成一個厚度為b、內外圓直徑為D’和D的圓環(huán)形板，并沿內圓柱面固定。然后把環(huán)岸看成簡單的懸臂梁進行估算。Pmax為最大爆發(fā)壓力。 設D’=0.9D,作用在環(huán)岸根的應力為： 式中：——活塞環(huán)槽深。 環(huán)岸根部危險斷面的抗彎斷面系數的近似值為 環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應力為 環(huán)岸根部危險斷面的剪切應力 為 圖14 第一環(huán)岸的受力情況 合應力 考慮倒鋁合金活塞在高溫下的強度下降及岸根的應力集中

41、，其許應力取 參數計算 環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應力為 環(huán)岸根部危險斷面的剪切應力 為 合應力 符合要求。 有關活塞的尺寸設計結果： 名稱 數值 單位 壓縮高度取H1 mm 環(huán)帶高度H3 mm 火力岸高度H4 mm 總高度 mm 壁厚 mm 內圓直徑D’ mm 外圓直徑D mm 第一道環(huán)的環(huán)岸高度b1 mm 第二道環(huán)的環(huán)岸高度b2 mm 第一道環(huán)槽高度C1 mm 第二道環(huán)槽高度C2 mm 第三道環(huán)槽高度C3 mm 活

42、塞的材料： 高硅鋁合金 2、活塞環(huán) 2.1、活塞環(huán)的彈力 活塞環(huán)同活塞一同裝入氣缸后會產生一定的彈力。其計算如下： 2.3、活塞環(huán)的高度 活塞環(huán)的高度即活塞環(huán)的軸向尺寸。 活塞環(huán)的高度b增大，環(huán)的導熱性能提高，但也會增大環(huán)的質量，是慣性力增大，從而，一方面是環(huán)撞擊活塞環(huán)槽的力加大核摩擦面加大；另一方面導致活塞環(huán)處在懸浮狀態(tài)的時間延長（相對曲軸轉角），造成漏氣量增加。因此，活塞環(huán)高度有減少的趨勢。國內摩托車氣環(huán)的高度一般為b＝1

43、～2.5mm. 2.4、自由端距 自由端距是指活塞環(huán)在自由狀態(tài)時活塞環(huán)開口兩端頭之間的距離，用S。表示。根據前述，可知：S。與徑向壓力P。、環(huán)的徑向厚度t、材料的彈性模數E有關。當材料選定以后，材料的彈性模數E就定下來了，只要適當選擇t核S。就可以。S。增大，P。增加，其應力也增加。若S。減少，P。也減少，最大工作應力減少，但套裝應力會增大，因此S。只能在較少的范圍內變動。對于灰鑄鐵活塞環(huán)一般S./d＝13％～14％（d為氣缸直徑）；對于鋼活塞環(huán)一般為S./d＝7％～9％。 2.5、徑向厚度 徑向厚度（用t表示）影響徑向壓力P。的大小，在b、E確定以后，影響彈力的因素有S。和t，即環(huán)的

44、彈力可用S。和t來調整。增加t值可減少環(huán)在環(huán)槽中的撞擊，并改善環(huán)的導熱作用，但t值增大，活塞環(huán)槽的槽深加大，是活塞頭部的壁厚增大，質量加大，并增加了安裝難度。 2.6、開口間隙 活塞環(huán)進氣缸以后，在冷態(tài)下應留有一定的開口間隙，以便在正常工作狀態(tài)下兩端頭互部相碰。環(huán)的溫度是變化的，故在日本工業(yè)標準（JID），德國標準（DIN）和美國汽車工業(yè)標準（SAE）中，均規(guī)定在100C的溫度下來測量活塞環(huán)的開口間隙，其規(guī)定值如下表所示。 有關活塞環(huán)的尺寸設計結構： 名稱 數值 單位 環(huán)的高度b mm 自由端距S。 mm 徑向厚度t mm 開口間隙 mm

45、 活塞環(huán)的材料： 60Si2CrA，其硬度為HRc45－55 3、氣環(huán) 氣環(huán)安裝在氣缸頭部的活塞環(huán)槽中。其作用使保證活塞與氣缸壁之間的密封，防止氣缸中的高溫高壓燃氣大量漏入曲軸箱；另外，活塞頂部的熱量大部分右氣環(huán)傳給氣缸壁，再由冷卻水或空氣帶走。 在氣環(huán)所起的密封和導熱兩大作用中，主要是密封作用。因為密封好，說明氣環(huán)與氣缸壁貼河緊密，導熱自然會好。如果氣環(huán)的密封性不好，高溫燃氣將直接從氣環(huán)與氣缸壁之間的縫隙中漏入曲軸箱，活塞環(huán)直接與漏出的高溫高壓燃氣接觸。此時不但由于氣環(huán)與氣缸壁結合不嚴不能很好地導熱，相反使氣環(huán)地吸熱量增加，最后必將導致活塞河活塞環(huán)被燒壞。 活塞環(huán)地厚度在保證強度

46、河可靠性地情況下越薄越好，薄的活塞環(huán)有利于減少活塞的壓縮高度，有利于減輕活塞重量；降低活塞環(huán)于氣缸之間的摩擦損失；遏制活塞環(huán)的振動。 目前廣泛采用的活塞環(huán)材料使合金鑄鐵（在優(yōu)質灰鑄鐵中加入銅、鉻、鉬等合金元素）。隨著發(fā)動機的強化，活塞環(huán)特別使第一環(huán)，承受著很大的沖擊載荷河熱負荷，因此要求活塞材料除了耐熱、耐磨以外，還應有高的強度和沖擊韌性?，F代摩托車強化發(fā)動機常采用合金彈簧鋼（如60Si2CrA，其硬度為HRc45－55）制造活塞環(huán)。 為了提高活塞環(huán)的耐磨性，第一道環(huán)的工作表面常常鍍有多孔性鉻。多孔性鉻層強度高，并能儲存少量機油，可以提高潤滑性能。這種環(huán)的工作壽命比普通環(huán)高2～3倍。其余氣

47、環(huán)一般鍍錫，以改善其磨合性。此處還可以用噴鉬來提高活塞環(huán)的耐磨性。 3.1、氣環(huán)的工作狀態(tài) 活塞環(huán)裝入后與活塞環(huán)槽的上端面或下端面之間留有一定的間隙，這個間隙稱為活塞環(huán)的邊隙；活塞環(huán)與活塞環(huán)的底部也留有一定的間隙，稱為背隙，以防止活塞環(huán)受熱膨脹而卡死在活塞環(huán)槽中。第一道的邊隙一般為0.02～0.1mm，第二道環(huán)的邊隙一般為0.02～0.08mm。 圖16 活塞環(huán)的運狀態(tài) a）進氣行程 b）壓縮行程 c)作功行程 d）排氣行程 1－活塞；2－活塞環(huán)；3－氣缸壁；4－潤滑油；5－活塞運動方向 活塞環(huán)隨活塞在氣缸中作往復運

48、動時，活塞環(huán)在活塞槽中的位置并不是固定的。在進氣行程中活塞環(huán)向下移動，由于氣環(huán)與氣缸壁之間的摩擦阻力及活塞環(huán)本身的運動慣性，活塞環(huán)與活塞槽的上端面接觸（圖16a）；在壓縮行程和排氣行程中活塞和活塞環(huán)（指第一道環(huán)）有高溫高壓燃氣推動向下移動，使之和壓縮行程一樣，活塞環(huán)與活塞環(huán)槽的下端面接觸（圖16c）。 3.2、活塞環(huán)的密封機理 活塞環(huán)有一個切口，且在自由狀態(tài)下使鉻圓環(huán)形，其外形尺寸比氣缸的內徑大些。因此，它隨活塞一起裝入氣缸后，便產生彈力P。（圖17）使之緊貼在氣缸壁上，形成一個密封環(huán)帶，稱為第一密封面。燃氣不能通過活塞環(huán)與氣缸壁之間的接觸。 活塞環(huán)在燃氣壓力P的作用下，被壓緊在環(huán)槽的下

49、端面上（見圖17），形成第二 個密封面，于是燃氣只能經過上邊隙繞到背隙，并發(fā)生膨脹，其壓力P1下降到原來的70％或更低。同時，背隙中的燃氣壓力P1對環(huán)背的作用，是活塞環(huán)更緊地貼在氣缸壁上。這樣，壓力已有所下降的燃氣只能從第一道環(huán)的切口漏到第二道環(huán)的上邊和背隙中，由于第二道環(huán)的兩個密封面的作用使其壓力在進一步地降低。如此繼續(xù)進行下去，到了從最后一道活塞環(huán)流出的燃氣，其壓力和流速就很少，因而泄漏的燃氣量就很少了。再加上幾道氣環(huán)的切口錯開裝配形成“迷宮式”的封氣裝置，就足以對高壓燃氣進行有效的密封。 圖17 氣環(huán)的密封機理（作功行程的前半行程） 1－第一封面；2－第二密封面； P－環(huán)側氣體

50、壓力；P1-背壓力；P。－環(huán)的彈力 3.3、氣環(huán)的類型 氣環(huán)的類型比較多，有矩形斷面氣環(huán)、扭曲環(huán)、錐面 環(huán)、梯形環(huán)、桶面環(huán)、L形環(huán)、組合式氣環(huán)。 3.4、活塞環(huán)的切口形狀 氣缸內的燃氣漏入曲軸箱的主要通道是活塞環(huán)的切口，因此，切口的形狀和裝入氣缸后切口間隙的大小對于漏出氣缸的燃氣的量有一定的影響。切口間隙過大，則漏氣量嚴重，使發(fā)動機功率減少；間隙過小活塞環(huán)受熱膨脹后又會造成卡死和折斷。切口間隙值一般為0.15～0.8mm。第一道氣環(huán)的溫度最高，線膨脹量最大，因而切口間隙也要相應地大些。 氣環(huán)切口的形狀如圖15所示。直角形切口（圖18a）工藝性好，大漏氣量較多；階梯形切口（圖1

51、5b）密封性較好，但工藝性較差；斜切口的斜切角一般為30或45，其密封性和工藝性介于前兩者之間，但其銳角部位在套裝活塞時容易折斷。 圖18 氣環(huán)的切口形狀 a）直角切口 b）階梯切口 c）斜切口 d）帶防轉銷釘槽切口 均壓環(huán)的自由形狀 均壓環(huán)是指活塞環(huán)裝入氣缸后其彈性壓力沿環(huán)周均勻分布 均壓環(huán)從自由狀態(tài)變到工作狀態(tài)， 可以看成是曲梁在周邊均布負荷作用下 的－－種彎曲，如圖16所示。根據曲梁彎曲基本方程?；钊h(huán)在自由狀態(tài)下其中線某一點的曲率半徑ρ由 狀態(tài)彎到工作狀態(tài)所受到的彎矩 M之間有如下關系

52、： 式中：…一活塞環(huán)在工作狀態(tài)時中線的曲率半徑， I――環(huán)斷面軸慣性矩，對于bt的矩形環(huán)I＝ht3/12。 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。于是作用在單元環(huán)上rd的單元力dp=p0br0d對斷面BB產生的彎矩可寫成 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，P0也為常數，對結構參數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。 4、 油環(huán) 四行

53、程汽油機的潤滑油存放在曲軸箱中，通過飛漲潤滑氣缸壁。由于大量的潤滑油不均勻地飛到氣缸壁上，光靠氣環(huán)還不能式氣缸壁鋪上一層均勻的油膜，同時刮下氣缸壁上多余的機油，防止機油竄入燃燒室，所以四行程發(fā)動機至少設有一道油環(huán)。 油環(huán)安裝在氣環(huán)的下方，其作用是在氣缸壁上鋪涂一層均勻的機油膜，潤滑氣缸壁以減少活塞，活塞環(huán)與氣缸壁的磨損和摩擦力；刮除氣缸壁上多余的機油，防止機油竄入氣缸內燃燒，形成積炭。此外，油環(huán)可以起封氣的輔助作用。 油環(huán)分普通油環(huán)和組合油環(huán)兩大類。 4.1、普通油環(huán) 普通油環(huán)（圖20a）的材料一般是合金鑄鐵。其外圓面的中間切有一道 凹槽，把油環(huán)分為上唇和下唇，在凹 圖20

54、 普通油環(huán)的斷面形狀 a）外倒角環(huán) b）同向倒角環(huán)c）內倒角 d）雙鼻式環(huán) e）單鼻式環(huán) 圖21 活塞環(huán)的刮油作用 a）活塞下行 b）活塞上行 槽的底部加工有若干鉻排油小孔或狹縫。 普通油環(huán)根據上下唇的倒角分布和大小 有五種型式（圖21）；異向外倒角環(huán)的 上下唇的外側都有倒角，上唇的刮油能力較下唇強；同向上倒角環(huán)的上下唇的上側都有倒角，上下唇的刮油能力都較強；異向內倒角環(huán)的上唇的下側給上唇的上側都有倒角，上唇的刮油能力較差；雙鼻式環(huán)的上下唇的下側都制有刮油槽，上下唇都有很強的刮油能力；單鼻式環(huán)下唇的下側制有刮油槽，下唇有很強的刮油能力。油環(huán)的上唇上端面外緣一般都有倒角，使油

55、環(huán)在向上運動時能形成油楔，以減少摩擦和磨損。下唇的下端面除異向外倒角之外一般部倒角，或倒有很少的倒角，這樣可以增將向下刮油的能力。 活塞向上向下運動時都可以鋪油和刮下多余的機油，刮下的油從排油小孔或狹縫中流入曲軸箱。 4.2、組合式油環(huán) 組合式油環(huán)如圖22所示，由三個刮油鋼片，一個徑向襯環(huán)及一個軸向襯環(huán)組成。軸向襯環(huán)2夾在第二、三刮油片之間。徑向襯環(huán)3將三個刮油片緊壓在氣缸壁上。這種油環(huán)的有點是：刮油片很薄，對氣缸壁的比壓大，因而刮油作用強；三個刮油片各自軸立，故對氣缸的適應性較好，易于磨合；質量小，因而產生的慣性力??；回油通路大，更易于刮油和鋪油。因此組合油環(huán)在高速發(fā)動機上應用較廣

56、。缺點是零件多，三個刮油片又必須鍍鉻，否則滑動性不好，因此組合環(huán)的制造成本高。 5、 活塞銷 圖22 組合環(huán) 1－刮油環(huán)2－軸向襯環(huán)3－徑向襯環(huán) 活塞銷的作用是連接活塞與連桿小頭，將活塞承受的氣壓了傳給連桿。活塞銷在高溫下承受很大的周期性的沖擊載荷，潤滑條件又較差，因而要求活塞銷有足夠的剛度合強度，表面耐磨，質量小。 活塞銷一般用低碳鋼或低碳合金鋼（如20Cr）制造，經表面參碳淬 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。 活塞銷是一個空心的圓柱體，其內孔形狀有圓柱形、兩端截錐形以及兩端截錐與中間一段圓柱形的組合形等。圓柱形孔容易加工，但為了保

57、證一定的剛度，中間的孔不能過大，因而其質量較大。兩端錐孔形的活塞銷的質量較小，有接近等強度梁的要求（活塞銷所承受的彎矩在中部最大），但孔的加工校復雜。組合式結構則介于二者之間。 活塞銷與活塞銷座的配合為滑動配合，以便發(fā)動機在運轉過程中活塞銷可以在活塞銷座孔中緩緩轉動，以使活塞銷各部分的磨損比較均勻，但間隙也不能過大，一般為0.01~0.02mm?；钊N裝入銷座孔中后兩端用卡環(huán)限位?；钊N與連桿小頭的連接，采用滾針軸承和軸套。 5.1、活塞銷的剛度 活塞與活塞銷在受到氣壓力之后都會變形，由于兩者變形的不協調，使銷與活塞銷座的接觸很不均勻，銷孔內繃上緣出現尖峰負荷Pmax和相應的應力集中，如

58、圖20所示。如果活塞銷的剛度不好，銷座又較硬實，往往會在A處產生斷裂。 在計算活塞銷的剛度時，為簡化計算，可作如下假定： 1、活塞銷上的負荷分布是：由連桿小頭產生的均勻負荷；由活塞銷座產 生的作用在支承面中點的集中載荷，如圖21所示。 2．B1＝0．5L。 3. 活塞銷長度 L= =；即活塞的縱向斷面正好填滿活塞外圓。 則活塞銷的彎曲變形量可用下式表示： mm 式中：D一氣缸直徑； d1一活塞銷直徑； L一活塞銷長度； Pz一氣缸內最大壓力； δ一活塞銷壁厚。 一般情況下活塞銷作的剛度大，對銷的撓曲性變差，變形量應取小一些。一般汽油機

59、f≤0.0004。 二、變速器結構設計 1、變速器傳動比 確定了最高檔位和最低檔位之后，再確定各檔的傳動比。如將摩托車從I檔加速到某一車速開始換Ⅱ檔，此時發(fā)動機的轉速為n。設換檔過程中車速不變，換到Ⅱ檔后發(fā)動機的轉速應由，n2下降到n1離合器才能平順接合。 換到I檔時的車速為式中：r一車輪的滾動半徑。 換到Ⅱ檔后的車速為 ， 故 式中：i—摩托車的總傳動比。 、ig2、ig3…—I、Ⅱ、Ⅲ，…檔變速器傳動比。 離合器才能無沖擊地接合。 同理，發(fā)動機的轉速再上升到，n2

60、后如換Ⅲ檔，則發(fā)動機轉速又降到n1。 如果各檔傳動比按等比級數分配，則，n2／n1=n2／n1’，，因此n1＝n1’。這樣發(fā)動機總在同一轉速范圍內(n1～n2)工作。這就可以使發(fā)動機保持在最佳狀態(tài)下工作。 由此可見，理想的各檔傳動比應按等比級數分配 公比q一般按下式計算： 式中：nPmax——發(fā)動機最大功率點轉速； nMmax——發(fā)動機最大扭矩點轉速。 需要說明的是：由于傳動系統中齒輪的齒數必須是整數，各組齒輪的中心 距還必需一樣。另外，摩托車在換檔過程中由于外部阻力的作用，車速會有一 定程度的下降，低速時速度下降的幅度小，高

61、速時下降的幅度大。這樣各檔傳 動比并不恰好按等比級數來分配的。而是按如下關系設計 2、變速器的齒輪參數 變速器的齒輪參數包括齒輪模數、壓力角、齒寬、齒輪精度、齒輪齒數。 1、齒輪模數m 設計變速器齒輪時選擇的齒輪模數應符合GBl357—87的規(guī)定。常用的齒輪模數有1.25、1.5、1.75、2.0、2.25、2.5等6種，選擇模數的大小主要根據載荷的大小，排量小的摩托車選擇較小值。 2，壓力角。 增大壓力角，根圓齒厚及節(jié)圓處漸開線的曲率半徑增大，可以提高抗彎強度和接觸強度，不根切的最小齒數減少。增大的缺點是：在轉矩棺同時齒面載荷增大，重合度

62、減小，齒輪剛度增大，同時噪聲也隨之增大。由于摩托車變速器承受的載荷不大，因此常采用較小的壓力角。 3，齒寬B 齒輪寬度越大承載能力越高。但齒輪在受載后，由于齒向誤差及軸的變形，沿齒寬方向受力不均勻；另外，齒寬大還會增大變速器的軸向尺寸。因而齒寬不宜過大，一般為齒輪模數的4～6倍，即 B＝4～6M 4．齒輪精度 選擇齒輪精度時應參照國家標準GBl0095—88漸開線圓柱齒輪精度。其中規(guī)定了12個精度等級，摩托車變速器常采用其中的6—8級的中等精度。 5.齒輪齒數 先按下式確定相互嚙合兩齒輪的齒數之和Z Z2=2A／m 式中: A——兩

63、軸的中心距； m——齒輪模數。 再確定小齒輪齒數Zmin＝11一13。為了避免根切，保證小齒輪的強度，一般采用變位齒輪。 最后確定大齒輪齒數Z大＝Z一Zmin。 3、齒面接觸強度 摩托車變速器齒輪的齒面接觸強度是影響齒輪壽命的重要參數，在設計齒輪時都要進行計算。 計算齒面接觸強度依據赫茲/(H.R.ertz)提出的彈性體理論。摩托車變速器大多采用鋼制直齒輪，可用下式計算齒面接觸強度 附表：表1、常用滲碳鋼的牌號、成分、熱處理、性能及用途 28