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1、哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 I 摘 要 近 10 年來，我國摩托車工業(yè)發(fā)展速度更快，一躍成為了世界摩托車 生產(chǎn)量最大的國家。而發(fā)動機是摩托車的心臟，發(fā)動機品質(zhì)的好壞直接帶 動著摩托車市場的發(fā)展。目前的摩托車發(fā)動機為二沖程或四沖程汽油機， 采用風冷冷卻，有自然風冷與強制風冷兩種。發(fā)動機的轉(zhuǎn)速高，升功率大。 氣缸布置有臥式和立式兩種，配氣傳動機構按凸輪所在位置又可分為上置 式和下置式二種。 綜上，我以寶雕太子 125 摩托車發(fā)動機為模型設計一款單缸四沖程摩 托車的發(fā)動機，采用自然風冷的冷卻方式，配氣機構采用搖臂加頂桿的凸 輪軸下置式的摩托車發(fā)動機，用 CATIA 軟件建模做裝配和運動仿

2、真。 關鍵詞：發(fā)動機建模、熱計算、動力分析、強度校核 Abstract Come nearly 10 years, development of industry of our country autocycle 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 II faster, to become the world s largest national motorcycle production. Engine is the heart of motorcycle, engine quality directly drives a motorcycle market development. T

3、he motorcycle engine is two stroke or four stroke gasoline engine, adopting air cooling, natural air cooling and forced air cooling two. Engine high speed, high power per liter. Cylinder arrangement has two kinds of horizontal and vertical, with gas transmission mechanism by the cam location can be

4、divided into upper and lower set two. Therefore, I to Prince 125 motorcycle engine as a model to design a single cylinder four stroke motorcycle engine, adopting natural air cooling method, air distribution mechanism of the arm rod of camshaft type motorcycle engine, and used the CATIA software mode

5、ling assembly and movement simulation. Keywords: the establishment of engine model; heat calculation; dynamic analysis ; strength checking 目 錄 摘 要 .I 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 III Abstract II 第 1 章 緒論 .1 1.1 發(fā)動機發(fā)展概況.1 1.2 本文主要研究內(nèi)容 1 第 2 章 發(fā)動機的建模 .3 2.1 發(fā)動機設計流程 3 2.2 發(fā)動機典型零部件的設計演示 3 2.2.1 活塞的設計 3 2.2.2 氣門彈

6、簧的設計 4 2.2.3 正時齒輪的設計 5 2.2.3 發(fā)動機殼體的設計 5 2.3 發(fā)動機的裝配演示及材質(zhì)的添加 6 2.4 發(fā)動機的仿真運動演示 7 2.5 發(fā)動機的裝配模擬制作 8 2.6 發(fā)動機模型的后期制作 8 第 3 章 發(fā)動機熱計算 10 3.1 換氣過程計算 .10 3.2 化學計算 .10 3.3 壓縮過程計算 .11 3.4 燃燒過程計算 .12 3.5 膨脹過程計算 .12 3.6 技術指標計算 .13 第 4 章 發(fā)動機動力計算 14 4.1 活塞的位移、速度、加速度 .14 4.2 曲柄連桿機構的質(zhì)量換算 .15 4.3 曲柄連桿機構運動的慣性力 .15 4.4 氣

7、體作用力與往復慣性力的合成分析 .16 4.5 曲軸、連桿軸頸、主軸頸的受力分析 .16 第 5 章 發(fā)動機主要零部件強度校核 18 5.1 曲軸的強度校核 .18 5.1.1 起動瞬時 .19 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 IV 5.1.2 額定工況下，曲拐受最大切向力時 .20 5.1.3 額定工況下，曲拐受最大法向力時 .22 5.1.4 額定工況下，曲拐受最小法向力時 .24 5.2 連桿強度計算 .25 5.2.1 連桿小頭 .25 5.2.2 連桿桿身 .28 5.3 活塞頂強度計算 .31 5.3.1 頂部周緣的應力 .31 5.3.2 頂部中心應力 .32 5.3.3

8、 環(huán)槽截面 XX 的應力計算 32 5.3.4 第一道活塞環(huán)帶的強度計算 .32 5.3.5 活塞銷孔的最大比壓 .33 5.3.6 活塞裙部單位側壓力 .33 5.4 活塞銷強度計算 33 5.4.1 活塞銷的比壓 .33 5.4.2 活塞銷彎曲應力及剪應力 .34 5.4.3 活塞銷的最大失圓度 .34 5.5 氣缸頭螺栓強度計算 35 5.5.1 缸頭螺栓的受力 .35 5.5.2 缸頭螺栓的應力及安全系數(shù) .36 5.5.3 預緊力矩的驗算 .37 結 論 38 致 謝 39 參考文獻 40 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 V 全套圖紙，加 153893706 哈爾濱工業(yè)大學華

9、德應用技術學院畢業(yè)設計 1 第 1 章 緒論 1.1 發(fā)動機發(fā)展概況 發(fā)動機最早誕生在英國，所以，發(fā)動機的概念也源于英語，它的本義 是指那種“產(chǎn)生動力的機械裝置” 。隨著科技的進步，人們不斷地研制出 不同用途多種類型的發(fā)動機，但是，不管哪種發(fā)動機，它的基本前提都是 要以某種燃料燃燒來產(chǎn)生動力。所以，以電為能量來源的電動機，不屬于 發(fā)動機的范疇?；仡櫚l(fā)動機產(chǎn)生和發(fā)展的歷史，它經(jīng)歷了外燃機和內(nèi)燃機 兩個發(fā)展階段。 所謂外燃機，就是說它的燃料在發(fā)動機的外部燃燒，發(fā)動機將這種 燃燒產(chǎn)生的熱能轉(zhuǎn)化成動能，瓦特改良的蒸汽機就是一種典型的外燃機， 當大量的煤燃燒產(chǎn)生熱能把水加熱成大量的水蒸汽時，高壓便產(chǎn)生了

10、，然 后這種高壓又推動機械做功，從而完成了熱能向動能的轉(zhuǎn)變。 明白了什么是外燃機，也就知道了什么是內(nèi)燃機。這一類型的發(fā)動 機與外燃機的最大不同在于它的燃料在其內(nèi)部燃燒。內(nèi)燃機的種類十分繁 多，我們常見的汽油機、柴油機是典型的內(nèi)燃機。我們不常見的火箭發(fā)動 機和飛機上裝配的噴氣式發(fā)動機也屬于內(nèi)燃機。不過，由于動力輸出方式 不同，前兩者和后兩者又存在著巨大的差異。一般地，在地面上使用的多 是前者，在空中使用的多是后者。當然有些汽車制造者出于創(chuàng)造世界汽車 車速新紀錄的目的，也在汽車上裝用過噴氣式發(fā)動機，但這總是很特殊的 例子，并不存在批量生產(chǎn)的適用性。 此外還有燃氣輪機，這種發(fā)動機的工作特點是燃燒產(chǎn)生

11、高壓燃氣， 利用燃氣的高壓推動燃氣輪機的葉片旋轉(zhuǎn)，從而輸出動力。燃氣輪機使用 范圍很廣，但由于很難精細地調(diào)節(jié)輸出的功率，所以汽車和摩托車很少使 用燃氣輪機，只有部分賽車裝用過燃氣輪機。 人類的智慧是無窮無盡的，各種新型的發(fā)動機不斷地被研制出來， 但是，出于安全操控的需要，到目前為止，我們可愛的摩托車還只有一種 選擇往復式發(fā)動機。 1.2 本文主要研究內(nèi)容 1.以太子 125 發(fā)動機為模型，制定總體設計方案，用 CATIA 軟件建模， 包括曲軸連桿機構的主要組成部分：活塞、活塞環(huán)、活塞銷、連桿和曲柄； 配氣機構的主要組成部分：凸輪軸、氣門、氣門彈簧、正時齒輪、氣門頂 桿、搖臂、搖臂軸等等；以及最

12、后發(fā)動機總體殼體的設計，做運動仿真以 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 2 及裝配過程的視頻展示(見附件光盤)。 2.整體設計完成后用對其進行熱計算、動力分析、以及主要零部件的 強度校核。 第 2 章 發(fā)動機的建模 2.1 發(fā)動機設計流程 摩托車發(fā)動機的建模用 CATIA 軟件，主要采用以活塞為中心，自上而 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 3 下、自內(nèi)向外的建模方法，依次進行曲柄連桿組、配氣機構以及最后殼體 的設計。設計是在 CATIA 的裝配件設計這個大的模塊中進行，再依次插入 新建零部件進行每個零部件的設計，整個過程是一邊設計一邊裝配的，這 樣可以讓各個零部件更好的匹配，以滿

13、足整個發(fā)動機的整體協(xié)調(diào)性和最后 在 DMU 模塊中更好的做裝配動畫和運動仿真。設計思路如圖 2-1 所示： 2.2 發(fā)動機典型零部件的設計演示 2.2.1 活塞的設計 活塞的形狀大體上是圓形，形狀規(guī)則，可先通過旋轉(zhuǎn)體命令（如圖 2-2） ，旋轉(zhuǎn)草圖生成，再通過凹槽命令去掉多余的部分生成大概形狀。難 度較大的是活塞頂端兩個不規(guī)則凹坑，通過創(chuàng)成式外形設計模塊中，創(chuàng)建 凹坑的曲面外形（如圖 2-3） ，再通過分割命令來去除活塞頂端多余的部 分，形成一個凹坑后，另一個可通過對稱曲面外形（如圖 2-4） ，繼續(xù)分 割而成。生成實體后，倒角（如圖 2-5） 。 活塞組設計 連桿組設計 曲軸設計 曲柄連桿組

14、設計 裝配 氣門組設計 氣門搖臂組 正時從動部件 裝配 配氣機構設計 DMU 運 動仿真 裝配發(fā)動機整體 殼體 裝配動畫 的制作 圖 2-1 設計流程圖 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 4 2.2.2 氣門彈簧的設計 氣門彈簧主要是在創(chuàng)成式外形設計這個模塊進行，先作出彈簧的螺旋 線（如圖 2-6） ，在螺旋線上創(chuàng)建點和面，在面上畫草圖和要求的彈簧的 粗細，再在零件設計模塊中用肋的命令生成（如圖 2-7） ，之后分割去除 彈簧兩端多余的部分（如圖 2-8） 。 圖 2-2 旋轉(zhuǎn) 圖 2-3 分割 圖 2-4 鏡像 圖 2-5 油孔 圖 2-6 螺旋線圖 2-7 肋生成實體 哈爾濱工業(yè)大學

15、華德應用技術學院畢業(yè)設計 5 2.2.3 正時齒輪的設計 齒輪的設計主要是利用參數(shù)化建模，參數(shù)化建模更有利于齒輪的修改， 改變一個參數(shù)后，零部件也會發(fā)生改變。使設計更加方便快捷，便于修改。 首先定義參數(shù)（如圖 2-8） ，添加公式（如圖 2-9） ，定義參數(shù)之間的關系 及關聯(lián)性，進入創(chuàng)成式外形設計和零件設計兩個模塊配合使用，繪制草圖 時利用已經(jīng)定義的參數(shù)繪制草圖，通過提取、外插、結合，凸臺生成一個 齒（如圖 2-10） ，通過圓形陣列生成一個完整的齒輪（如圖 2-11） 。 2.2.3 發(fā)動機殼體的設計 發(fā)動機的下殼體的形狀復雜，簡單的零部件設計模塊是滿足不了的， 所以要運用創(chuàng)成式外形設計和自

16、由曲面模塊結合使用（如圖 2-12） ，做出 殼體的外形曲面之后，通過加厚命令來生成實體（如圖 2-13） 。最后，還 要對實體進行修剪和倒角，讓它看起來更加美觀。 圖 2-8 定義參數(shù) 圖 2-9 添加公式 圖 2-10 生成一個齒圖 2-11 陣列 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 6 2.3 發(fā)動機的裝配演示及材質(zhì)的添加 完成全部零部件后對其進行裝配，在裝配模塊中對于活塞、活塞環(huán)活 塞銷等進行裝配成活塞組（如圖 2-14） ，保存為活塞組產(chǎn)品；同理可把兩 個曲柄裝配成為曲軸組產(chǎn)品（如圖 2-15） 。再在裝配模塊中，導入活塞組 和曲軸產(chǎn)品進行裝配，再導入剩下的那些需要裝配的零部件（

17、如圖 2-16） 。 圖 2-12 殼體曲面的創(chuàng)建 圖 2-13 加厚 圖 2-14 活塞組的裝配 圖 2-15 曲軸的裝配 圖 2-16 整體的裝配 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 7 裝配時，主要用到約束是相合約束、接觸約束、偏移約束以及角度約 束等，有需要的螺釘、螺母等標準件可以直接調(diào)用庫文件（如圖 2-17） ， 方便使用。每進行約束之后通過更新按鈕，隨時更新零部件的相對位置。 裝配完成之后，可以通過應用材質(zhì)按鈕對零部件進行添加材質(zhì)（如圖 2-18） ，最后也可以通過渲染按鈕進行簡單渲染。 2.4 發(fā)動機的仿真運動演示 分析發(fā)動機的工作過程后，進入數(shù)位模型機構運動分析（DMU）

18、模塊 中，建立新機構后，通過運動接頭來約束每處有相對運動的地方的接頭， 按照動力傳動路線依次進行機構接頭的建立。用到的接頭有：齒輪接頭、 圓柱接頭、點線接頭、旋轉(zhuǎn)接頭、平面接頭、球接頭等，對于有一起運動 相對靜止的可用剛性接頭（如圖 2-18） 。最后，一定要有固定元件（殼體） ，驅(qū)動元件（活塞的運動）以及參數(shù)編輯驅(qū)動元件的運功公式（如圖 2- 19） ，最終用 laws 來進行模擬仿真運動（如圖 2-20） 。 圖 2-17 標準件庫的使用圖 2-18 添加材質(zhì) 圖 2-18 定義運動接頭圖 2-19 編輯運動公式 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 8 2.5 發(fā)動機的裝配模擬制作 分

19、析發(fā)動機零部件的裝配順序后，進入數(shù)位模型裝配模擬模塊中，點 擊跟蹤按鈕，點擊所要移動的零件，移動到合適的位置后記錄，在對話框 中輸入所需要的速度后確定（如圖 2-20） 。把每個零部件的軌跡指定后， 點擊編輯序列按鈕，編輯軌跡的運動順序（如圖 2-21） 。最后完成后可用 模擬播放器播放順序，來觀察每個零部件的裝配運動過程，以達到裝配的 目的。 2.6 發(fā)動機模型的后期制作 用 CATIA 工具欄中的圖像下拉菜單中的視頻錄錄制器可以對發(fā)動機的 運動仿真和裝配過程進行錄制（如圖 2-22） 。錄制完成后，可用視頻制作 軟件對視頻進行拼接和刪減，以及一些文字的添加，最終達到視頻的完美 制作。建模完

20、成之后，用 keyshot 軟件做整體效果圖的渲染，以達到更加 圖 2-19 laws 模擬運動 圖 2-20 定義運動軌跡圖 2-21 編輯軌跡順序 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 9 逼真的效果美圖（如圖 2-23） 。 圖 2-23 整體渲染效果圖 圖 2-22 視頻錄制 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 10 m 第 3 章 發(fā)動機熱計算 本章首先對發(fā)動機換氣過程的進氣終點的壓力和溫度以及充氣效率進 行計算，再對發(fā)動機內(nèi)部燃料的化學計算、以至對其壓縮過程、燃燒過程、 膨脹過程的壓力、溫度等進行計算。最后確定發(fā)動機的性能指標。 1 已知條件如下： 氣缸直徑：D=56.5mm

21、 活塞行程：s=47mm 氣缸數(shù)：i=1 排量： 壓縮比: 曲軸半徑與連桿長度比：R/L=23.5/1061:9 最大轉(zhuǎn)速:n=8500r/min 最大功率:kwNe0 . 9 最大扭矩: 最大轉(zhuǎn)矩對應轉(zhuǎn)速:mNM8 . 8 max min/7500 max rn 標準大氣壓： KpaP100 0 KT298 0 燃料平均重量成分:C=0.855 H=0.145 115 m 燃料低熱值:)(/44100燃料KgKJHh 2 額定工況計算用系數(shù)及參數(shù)的選擇 過量空氣系數(shù): a=0.73 進氣溫升: T=4 殘余廢氣系數(shù): r= 0.04 殘余廢氣溫度: Tr= 930K 壓縮多變指數(shù)： =1.3

22、2 膨脹多變指數(shù): =1.23 示功圖豐滿系數(shù)： =0.94 熱量利用系: z=0.90 傳動效率: =0.92 機械效率： =0.80 3.1 換氣過程計算 1 進氣終點壓力 KPaPPa8585 . 0 0 2 進氣終點溫度 K 2 . 326 04 . 0 1 93004 . 0 4298 1 r rTTT T ro a 3 充氣效率 840 . 0 04. 01 1 3264 298 100 85 1-9 9 r1 1 T T P P 1 a o o a 3.2 化學計算 1 燃燒 lKg 燃料所需的理論空氣量 燃料空氣kg/512 . 0 4 145 . 0 12 855. 0 21

23、. 0 1 3241221. 0 1 kmol OHC Lo 2 n f 1 n f mlVh124 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 11 )(/ )(828.1496.28 00 燃料空氣kgkgLL 式中 28.96 為空氣的平均分子量 2 燃燒前工質(zhì)的摩爾數(shù) )(/Kmol3825 . 0 115 1 512. 073 . 0 1 1 燃料kg m aLM o 3 燃燒后工質(zhì)的摩爾數(shù) )(/439. 0512. 073 . 0 79. 0 2 145. 0 12 85 . 0 79 . 0 212 2 燃料kgkmolaL HC M o 4 理論分子變更系數(shù) 1478. 1 38

24、25 . 0 493 . 0 1 2 M M o 5 實際分子變更系數(shù) 42 . 1 04 . 0 1 04. 01478 . 1 1 r r o 6 汽油機每小時吸氣量 在標準大氣狀態(tài)下空氣的比重為： 3 5 /kg169 . 1 8 . 29 1 . 287 10 0 0 0 m RT P 故吸氣量為： hKgnrVG nVh /05.3110850030169 . 1 124. 084 . 0 30 3 0 7 過量空氣系數(shù) 設比油耗 hkggge/325 則汽油機的耗油量為 hkggNG eer /86. 2325 . 0 8 . 8 故過量空氣系數(shù) 接近）（與所選a73 . 0 82

25、8.1485 . 2 05.31 oL a Gr Gh 3.3 壓縮過程計算 1 壓縮過程中任意點 x 的壓力為: )xV( V V 85)( cx 32. 1 點的氣缸容積為式中）（ cx a xc a ex V V PaP 2 壓縮終點壓力 KPa1545985 32 . 1 n PaPc 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 12 3 壓縮終點溫度： K 9 . 6589 2 . 326 32 . 0 1 n TaTc 9 . 385273Tctc 3.4 燃燒過程計算 1 因不完全燃燒而損失的熱量為： Hu= 58000(1- a)=580000.10=5800KJ/Kg 燃料 2

26、汽油機的燃燒方程為： zv cvuu tC u tC uMr HHz 1 )1 ( )( 式中 tc=385.9 KmolKmolKcalCv/KJ2 .24/754 . 5 故 molKJtC zv /60192 42. 1 9 . 3852 .24 42. 13825 . 0 04 . 1 )1044044100(9 . 0 根據(jù)燃燒產(chǎn)物平均定壓摩爾比熱表，可得 =23240 Tz=2097K kmolkJCv/30014 z t 3 壓力升高比 52. 4 9 . 658 2097 42 . 1 c z T T u 4 最高爆發(fā)壓力 KPa 2 . 6982154552 . 4 cz P

27、P 3.5 膨脹過程計算 1 膨脹過程中任意點 x 的壓力為： 32. 1 2 .6982)( 2 ）（Vbx Vz V V PP n bx z zbx 式中 X 點的氣缸容積 cx V 2 膨脹終點壓力 KPa P P n z b 468 9 2 .6982 23 . 1 2 3 膨脹終點溫度 K T T n z b 1 .1265 9 2097 23 . 0 1 2 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 13 3.6 技術指標計算 1 理論平均指示壓力 K nn Pc P nn i 9 . 1200) 9 1 1 ( 32 . 0 1 ) 9 1 1 ( 23 . 0 52 . 4 8

28、1545 ) 1 1 ( 1 1 ) 1 1 ( 11 32 . 0 23 . 0 1 1 1 2 12 2 實際平均指示壓力 Kpa 8 . 112894 . 0 9 . 1200 iii PP 3 指示功率 kw nViP N ni i 9 . 9 1200 5 . 8124 . 0 8 . 1128 1200 4 指示熱效率 997.27 9885. 044100 283 8 . 11283825. 0 314 . 8 314. 8 1 svu si t PH TPM （式中 Ps= 98KPa，Ts=283K 為進氣管內(nèi)充量壓力及溫度） 5 指示比油耗 hkw H g iu i /g

29、6 . 291 27997 . 0 44100 106 . 3106 . 3 66 6 平均有效壓力 KPa9038 . 0 8 . 1128 mie pp 7 有效熱效率 39.228 . 027997 . 0 mie 8 有效功率 Kw92 . 7 8 . 09 . 9 mie NN 9 有效比油耗 hkwg g g m i e / 5 . 364 8 . 0 6 . 291 可見，計算有效比油耗與計算過量空氣系數(shù)時假設的比油耗值較為接 近。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 14 第 4 章 發(fā)動機動力計算 本章依據(jù)上一章節(jié)中的熱計算的主要數(shù)據(jù)，首先對活塞的運動情況進 行分析，對曲

30、柄連桿機構的質(zhì)量進行換算及其在運動過程中的慣性力進行 分析，氣體作用力與往復慣性力的合成分析，最后確定曲軸轉(zhuǎn)矩、連桿軸 頸和主軸頸的受力情況，以便下一章節(jié)發(fā)動機主要零部件的強度校核。已 知參數(shù)如下： 氣缸直：D=54.7mm 活塞行程：S= 47mm 氣缸數(shù): i=1 壓縮比:= 9 曲柄半徑與連桿長度比 :R/L=23.5/106 最大功率：= 19KwNe 最大轉(zhuǎn)速：n= 8500rmin 4.1 活塞的位移、速度、加速度 1 活塞的位移： 如圖 4-1，設活塞處于上止點時，活塞銷中心處于 x 坐標原點，則 )cosacos()(LRRLX 式中 )sinarcsin( L R 簡化后可得

31、： )2cos1 ( 4 )cos1 ( RX 式中 2217. 0 106 5 . 23 L R 2 活塞 運動的 速度 式中 活塞的平均速度 s ns Cm/m025.14 30 850010 5 . 49 30 3- 活塞的最大速度 圖 4-1 活塞位移簡圖 1 - s67.889 30 8500 30 n w )2sin 2 (sin RwXV 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 15 3 活塞的加速度 )2cos(cos 2 RwXva 式中 222 /m 5 . 1860067.8895 .23sRw 當 a=0時，最大加速度為： 22 max /m 3 . 227242217

32、 . 0 1 5 . 18600)1 (sRwa）（ 4.2 曲柄連桿機構的質(zhì)量換算 用雙質(zhì)量替代系統(tǒng)對連桿組的質(zhì)量進行換算，即用兩個假想的集中于 連桿大小頭中心的質(zhì)量代替連桿組實際的分布質(zhì)量，根據(jù)實測，可得出如 下結果： 1 連桿總質(zhì)量： Gc=215g 其中分配在小頭上作往復運動的質(zhì)量：Gcp=40g 其中分配在大頭上作旋轉(zhuǎn)運動的質(zhì)量：Gcc= 175g 2 連桿大頭軸瓦質(zhì)量： Gn=20g 作往復運動的活塞組總質(zhì)： Gp= 170g 曲軸旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算： Mrb=-566.5g 往復運動質(zhì)量： gGGm pcpj 21040170 做旋轉(zhuǎn)運動的總質(zhì)量： gmr5 .176-mm2 rBrA

33、 連桿組大共的質(zhì)量：gCGm nccrA 19517520 4.3 曲柄連桿機構運動的慣性力 1 往復慣性力 j p 活塞面積 23-6-22 m1035. 210 7 . 54 44 DFp 故 aKPa77.83- 1035 . 2 210 3- a F am p p j j 2 離心慣性力： 連桿組大頭質(zhì)量產(chǎn)生的離心慣性力 Pra： sRwV/m41.212217 . 0 11067.889 5 . 231 23-2 max 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 16 KPa F Rwm p p aA ra 59.2893 1035. 2 1067.8895 .23195 . 0 2

34、3 622 曲拐不平衡質(zhì)量產(chǎn)生的離心慣性力： KPa F Rwm p p rB rB 1 .4203 10507 . 2 1067.889 5 . 2310 5 . 566 3 6232 離心慣性力之和 Pr： KPappp rBrar 52.1309 1 . 420358.2893 4.4 氣體作用力與往復慣性力的合 成分析 1 沿氣缸中心線作用的合力 P： 如圖 32，沿氣缸中心線方向作用在活 塞上的合力為： 0 pppp jg 式中 Pg氣缸內(nèi)氣體的作用力 Pj活塞運動時的往復慣性力 P0曲軸箱內(nèi)氣體作用在活塞下方的力： KPapo1000 2 P 的傳遞與分解 在力的傳遞過程中，P 可

35、分解成沿連桿 中心線的作用力 Pcr 和垂直于氣缸中心線的側壓力 Pn，即 ncr ppp 從幾何關系可得 tanppn cos p pcr 3 的傳遞與分解 cr p Pcr 作用在曲軸銷上，可進一步分解為曲柄切向力 Pt 和曲柄法向力 Pra 其中：cos/ )sin()sin(Ppp crt cos/ )cos()cos(ppp crra 4.5 曲軸、連桿軸頸、主軸頸的受力分析 1 曲軸扭矩計算 曲軸在切向力 Pt 的作用下旋轉(zhuǎn)，故主軸頸承受的扭矩為： )(05891 . 0 1010507. 2 33 mNPPRFPM ttptt )sin(sin 1 圖 4-2 往復慣性力分析 哈

36、爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 17 2 連桿軸頸受力分析 作用于連桿軸頸的合力為： rAratrAcrc PPPPPR 的大小為： c R KPaPPPR rAratc 2 2 )( 3 主軸頸的負荷 軸頸受力情況如圖 33： (1)切向力 t PT 2 1 1 (2)法向力 ra PZ 2 1 1 (3)離心慣性力0 2 1 1 r PQ 故軸頸受力為 111 QZTRs 2 11 2 1 )(QZTRs 以上計算中，符號規(guī)定如下： Pg，Pj朝向曲軸旋轉(zhuǎn)中心為正 Pcr壓縮連桿為正 對曲軸旋轉(zhuǎn)中心產(chǎn)生的力矩方向與曲軸旋轉(zhuǎn)方向相反時 N P 為正 Pt順著曲軸轉(zhuǎn)向為正 Pra指向曲軸

37、旋轉(zhuǎn)中心時為正 Mt與曲釉旋轉(zhuǎn)方向相同時為正 圖 4-3 軸頸受力分析 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 18 第 5 章 發(fā)動機主要零部件強度校核 本章依據(jù)前兩章內(nèi)容，曲軸是發(fā)動機承受力最復發(fā)的零部件，首先對 曲軸在不同工況下的的進行強度校核、再對連桿、活塞、活塞銷、氣缸頭 螺栓等進行詳細的強度校核。 5.1 曲軸的強度校核 1 曲軸的靜力強度計算： 計算假定： （1）曲軸軸瓦的支反力按不連續(xù)粱考慮，即按二點支承力計算； （2) 氣缸最大爆發(fā)壓力發(fā)生在上死點 10CA; （3）由連桿傳來的合力作用在曲柄銷中點； （4）軸瓦的反作用力集中在軸頸中點； （5）最大彎曲力矩和最大扭轉(zhuǎn)力矩同時

38、發(fā)生。 計算工況確定： （1）起動瞬時； （2）額定工況下，曲拐受最大切向力時； （3）額定工況下，曲拐受最大法向力時； （4）額定工況下，曲拐受最小法向力時； 曲軸已知數(shù)據(jù)如圖 5-1 所示，對曲軸各部分進行受力分析如圖 5-2 所 示 圖 5-2 中，Kb 為各曲柄不平衡重的離心力，其值為： 圖 5-1 曲軸簡圖 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 19 NRwmK bb 2 .6696 5 . 18600360 2 22 NRwmK bb 2 . 6510 5 . 18600350 2 11 Cm 為曲柄銷離心力合力：NCM 4 . 51151 5 . 18600274 以下對各計算

39、工況進行計算： 5.1.1 起動瞬時 曲拐在上止點時，T=O，Kb=0，Cm=0。 曲拐承受的壓力為標定工況下的燃氣最大爆發(fā)壓力： NFPP pZF 9 . 124921047 4 108 .7200 623 1 曲柄銷 在曲柄銷中點截面 ii 上所受的彎曲應力： 13.47 30 32 2045.6246 32 2045.6246 2 40 5 . 0 33 d w PF b 2 曲臂 最大彎曲力矩產(chǎn)生于曲柄臂的中央部位，即下圖的截面所示于是可計 算各曲臂的彎應力及壓縮應力。 MPa lb lZ b 18.37 6 12112 1645.6246 6 22 101 11 MPa lb z c

40、 65. 4 12112 45.6246 01 1 圖 5-2 曲軸受力分析 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 20 MPa cb 83.4165 . 4 18.37 由于 40Cr 的故安全。 MPa b 8070 3 主軸頸 主軸頸的危險斷面在軸頸與曲柄臂的交界處，各斷面的彎曲應力為 MPa d lz b 935.10 40 32 1145.6246 32 3 3 2 91 由于 40Cr 的故各曲軸安全。 MPa b 8070 5.1.2 額定工況下，曲拐受最大切向力時 由動力計算可知，曲拐受到的最大切向力為： 當 a=380時，Pt=2740KPa.即 Npt2 .7747106

41、0 4 2740 32 NPra7340N P TT t 6 .3873 74 37 2 . 7747 121 18 21 曲柄銷圓角處的支反力為： N l lCP FF Mra 2 .1816 3720 37)101387340( 20 )( 18 18 21 N l lP KK t 9 . 5028 2037 372 .7747 20 18 18 21 1 曲柄銷 引起的彎曲應力： 1 F MPa d Ft b 7 .13 30 32 20 2 . 1816 32 20 3 3 1 1 引起的彎曲應力 1 K MPa d K b 94.37 30 32 20 9 . 5028 32 20

42、3 3 1 1 2 引起的扭轉(zhuǎn)應力 1 T 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 21 MPa d rT 93.42 30 20 5 . 232 .7747 20 3 3 1 1 合成應力 MPa bb 9 .5893.4294.377 .13 22222 2 2 10 由于 40Cr 的=80lOOMPa，故安全。 0 2 曲柄臂 由及，引起的拉伸應力： 1 Z 1b K MPa hb KZ b c 734. 1 40114 2 . 65101398 11 11 由引起的彎曲應力： 1 Z MPa hb lZ b 735 . 0 40114 6161398 6 22 11 11 1 由和扭

43、矩引起的彎曲應力 1 T 1k M MPa bh rPrT t b 094. 4 6 114 40 5 . 23 2 . 7347162 .7747 6 22 1 1 1 2 由在-兩點產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)應力 1 T MPa hbq lT 24 . 2 40114303 . 0 16 2 . 7747 22 111 11 由正在-兩點產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)應力 MPaq664. 124 . 2 742. 0 122 由于 40Cr 的=80lOOMPa，故安全。 0 3 主軸頸 主軸頸的危險斷面在軸頸與曲臂的交界處。 由引起的彎曲應力 1 Z MPa d lZ b 43 . 2 40 32 118 .1390 3

44、2 3 3 2 91 1 由引起的彎曲應力 1 T 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 22 MPa d lT b 5 .13 40 32 112 .7747 32 3 3 2 91 1 由引起的扭轉(zhuǎn)應力 kl M MPa d Mkl b 49.14 40 16 5 .23 2 . 7747 16 3 3 2 1 由于 40Cr 的，故安全。 MPa8070 0 5.1.3 額定工況下，曲拐受最大法向力時 由動力計算可知，曲拐受到的最大法向力為 當時， 360KPaPra5850 即 NPra 5 . 165381060 4 5850 32 NPt5 .3170 N l lCP ZZ mr

45、a 3200 74 37)10138 5 . 16538( 21 18 21 N l lP TT t 1585 74 373170 21 18 21 曲柄銷圓角度處的支反力為： N l lCP FF mra 4 . 4154 2037 37)10138 5 . 16538( 20 18 18 21 N l lP KK t 2058 2037 373170 20 17 18 21 1 曲柄銷 由引起的彎曲應力： t F MPa W Ft b 34.31 30 32 20 4 . 415420 3 1 由引起的彎曲應力： 1 K MPa W Kt b 53.15 30 32 20205820 3

46、1 由引起的扭轉(zhuǎn)應力： 1 T 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 23 MPa d rT 56.17 30 20 5 . 233170 20 3 3 1 1 合成應力：MPa bb 6 . 4956.17453.1534.314 22222 2 2 10 由于的，故安全。 r C40 MPa8070 0 2 曲柄臂 由及引起的拉伸應力： 1 Z 1b K MPa hb KZ b c 38 . 1 40114 95113200 11 11 由引起的彎曲應力： 1 Z MPa hb lZ b 68 . 1 40114 6163200 6 22 11 11 1 由和扭矩引起的彎曲應力 1 T

47、1k M MPa hb rPrT t b 289 . 1 6 114 40 5 . 235 .3170 5 . 231585 6 2 1 2 1 1 2 由在-兩點產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)應力 1 T MPa hbq lT 459. 0 40114303. 0 161585 22 111 11 1 由在-兩點產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)應力 1 T MPaq34. 0459 . 0 742. 0 122 由于的，故安全。 r C40 MPa8070 0 3 主軸頸 主軸頸的危險斷面在軸頸與曲臂的交界處。 由引起的彎曲應力 1 Z MPa d lZ b 6 . 5 40 32 113200 32 3 3 2 91 1 由引起的

48、彎曲應力 1 T 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 24 MPa d lT b 77 . 2 40 32 111585 32 3 3 2 91 1 由引起的扭轉(zhuǎn)應力 1k M MPa d Mk b 96 . 2 40 16 5 . 231585 16 3 3 2 1 1 合應力為 MPa bb 61 . 8 96 . 2 477. 26 . 54 22222 2 2 10 5.1.4 額定工況下，曲拐受最小法向力時 由動力計算可知，曲拐受到的最小法向力為 當時，Pra=2670.2KPa，即 495 NPra 2 . 75491060 4 2670 32 002. 0KPaPt N l

49、lCP ZZ mra 6 .8843 3737 37)101382 .7549( 21 18 21 N l lCP FF mra 2 . 11481 2037 37)10138 2 . 7549( 20 18 18 21 1 曲柄銷 MPa w F b 49.32 30 32 20 2 . 1148120 3 由于的，故安全。 r C40 MPa8070 0 2 曲柄臂 由及引起的拉伸應力： 1 Z 1b K MPa hb KZ b c 025 . 4 40114 95116 .8843 11 11 由引起的彎曲應力： 1 Z 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 25 MPa hb lZ

50、b 65 . 4 40114 616 6 . 8843 6 22 11 11 1 由于的，故安全。 r C40 MPa8070 0 5.2 連桿強度計算 5.2.1 連桿小頭 1.由慣性力拉伸引起的小頭應力 連桿小頭簡化后如圖 4-3 所示 其中 , ， mmr5 . 7 1 mmr75.10 2 mmp25mmH 5 . 14 mm rr r125 . 9 2 21 小頭壁厚小頭寬度mmh25 . 3 mmb19 活塞組的最大慣性力 NRwGpj1863) 106 5 .23 1 ( 5 . 18600170)1 ( 2 max 2 小頭中心截面上的彎矩 mN rPM cj 31 . 0 1

51、0)029 . 0 4 . 11600033. 0(125 . 9 3863 )0297 . 0 00033. 0( 3 max0 圖 5-3 連桿小頭簡圖 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 26 小頭中心截面上的法向力 N PM cj 9 . 1849 ) 4 . 1160008 . 0 4 .116572. 0(3863 )0008. 0572. 0( max0 小頭固定截面上的彎矩 mN rPrNMM ccjc 072 . 1 ) 4 . 116cos4 .116(sin10125 . 9 38635 . 0 ) 4 . 116cos1 (10125 . 9 9 . 184931

52、. 0 )cos(sin5 . 0)cos1 ( 3 3 max002 小頭固定截面上的法向力 N PNN ccjc 3 . 1766 4 . 116cos4 .116sin38635 . 0 4 . 116cos 9 . 1849 )cos(sin5 . 0cos max02 ）（ 小頭受拉時固定截面處外表面拉壓力 MPa hb N hrh hr M aj 42.57 101925 . 3 1 3 .1766 10)25 . 3 125. 92(25. 3 1025. 310125 . 9 6 072 . 1 2 1 )2( 6 2 66 33 1 22 由最大壓縮力引起的應力 小頭承受的最

53、大壓縮力 NP D PPP jazc 16706386320569 4 )( max 2 根據(jù)，可知： 0 M 0 NrPM e 007. 0 0e PN002. 0 0 小頭受壓時中央截面上的彎矩和法向力 mNrPM e 183 . 0 1025 . 9 167060007 . 0 007 . 0 3 0 NPN e 4 . 3316706002. 0002 . 0 0 小頭固定截面處的值 )( f 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 27 0102 . 0 4 . 116cos 1 4 . 116sin 180 4 . 116 2 4 .116sin cos 1 sin 2 sin )

54、( f 小頭受壓時固定截面處的彎矩和法向力 Nm223 . 1 - 0102. 010125. 916706-10) 4 . 116cos1 (125 . 9 4 . 331082 . 0 )()cos1 ( 3-3- 002 ccc frPrNMM MPa36.30- 4 . 116cos4 .330102. 016706cos 0)(2 NfPN cc 小頭受壓時固定截面處外表面應力 MPa hb N hrh hr M ac 36.30 1925. 3 1 5 .155 10)25 . 3 125 . 9 2(25 . 3 25 . 3 125 . 9 6 233 . 1 2 1 )2(

55、6 2 3 1 22 3 小頭的安全系數(shù) 材料的機械性能 的抗拉強度 0 30MCrMPa b 930 MPa b 4659305 . 0)55. 0 ,45 . 0 ( 1 故 MPa lz 372 5 . 468 . 0)9 . 0 , 7 . 0( 1 MPa 5 . 697 5 . 465 . 1)6 . 1 , 4 . 4( 10 角系數(shù) 333 . 0 5 . 697 5 . 69746522 0 01 在固定角截面的外表面處 應力幅 MPa acaja 89.43)36.3042.57( 2 1 )( 2 1 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 28 平均應力 MPa aca

56、ja 53.13)36.3042.57( 2 1 )( 2 1 小頭安全系數(shù) 66. 1 53.13333 . 0 2 . 1 89.43 372 m a lz n 小頭截面慣性矩 4 33 1 3 . 54 12 25 . 3 19 12 mm hb J 4 小頭剛度校核（以直徑變形量來考核） um JE dp cmj 85 . 4 3 . 54102 . 210 )90 8 . 114(293863 10 )90( 56 23 6 2 3 max 1 小頭孔與活塞銷的冷間隙um4016 5.2.2 連桿桿身 桿身可簡化為圖 5-4 1 桿身計算力 -截面以上部分的連桿重為 G=50g 最大

57、拉伸力 NRwGGPj69.522610 3 . 22724)50180()1 ()( 32 圖 5-4 連桿桿身簡圖 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 29 最大壓縮力 NPPP jZc 54.15562559.522611.20851 2 桿身中間截面-處的應力和安全系數(shù) -截面面積 2 10561010 5 . 16mmF 由 P 引起的拉伸應力 MPa F Pj j 6 . 52 10105 59.5226 6 桿身中間截面的慣性矩 MPahtBBHJx324310)410(5 .1610 12 1 )( 12 1 3333 MPahthHBJy 5 . 10741010)105

58、 .16( 12 1 )( 12 1 3333 由壓縮和縱向彎曲引起的合成應力 MPaP J l C F P c x c 8 .167 5 . 155624 3243 106 00035 . 0 105 5 .155624 22 1 MPaP J l C F P c y c 1 . 222 5 . 155624 1074 2 .76 00035. 0 105 5 .155624 4 22 2 桿身中間截面在擺動平面內(nèi)的應力幅和平均應力 MPa j ax 2 . 110 2 6 . 52 8 . 167 2 1 MPa j ax 6 . 57 2 6 . 52 8 . 167 2 1 在與擺動平面垂直的平面內(nèi)的應力幅和平均應力 MPa j ay 35.137 2 6 .521 .222 2 2 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 30 MPa j my 75.84 2 6 .52 1 . 222 2 2 桿身中間截面在擺動平面內(nèi)的安全系數(shù) 35 . 3 6 . 57333 . 0 2 . 1 2