摩托车发动机设计及仿真建模【三维CATIA】【含cad图纸+文档全套资料】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共44页)
编号：124455503
类型：共享资源
大小：48.55MB
格式：ZIP
上传时间：2021-04-29
上传人：好资料QQ****51605
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
江苏
IP属地：江苏
45
积分
- 关 键 词：
-
三维CATIA
摩托车
发动机
设计
仿真
建模
三维
CATIA
cad
图纸
文档
全套
资料
- 资源描述：
-
喜欢这套资料就充值下载吧。。。资源目录里展示的都可在线预览哦。。。下载后都有，，请放心下载，，文件全都包含在内，，【有疑问咨询QQ:1064457796 或 1304139763】
- 内容简介：
-
哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计I摘要近 10 年来，我国摩托车工业发展速度更快，一跃成为了世界摩托车生产量最大的国家。而发动机是摩托车的心脏，发动机品质的好坏直接带动着摩托车市场的发展。目前的摩托车发动机为二冲程或四冲程汽油机，采用风冷冷却，有自然风冷与强制风冷两种。发动机的转速高，升功率大。气缸布置有卧式和立式两种，配气传动机构按凸轮所在位置又可分为上置式和下置式二种。综上，我以宝雕太子 125 摩托车发动机为模型设计一款单缸四冲程摩托车的发动机，采用自然风冷的冷却方式，配气机构采用摇臂加顶杆的凸轮轴下置式的摩托车发动机 ，用 CATIA 软件建模做装配和运动仿真。关键词：发动机建模、热计算、动力分析、强度校核哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计IIAbstractCome nearly 10 years, development of industry of our countryautocycle faster, to become the world s largest national motorcycleproduction. Engine is the heart of motorcycle, engine quality directlydrives a motorcycle market development. The motorcycle engine is twostroke or four stroke gasoline engine, adopting air cooling, natural aircooling and forced air cooling two. Engine high speed, high power perliter. Cylinder arrangement has two kinds of horizontal and vertical,with gas transmission mechanism by the cam location can be dividedinto upper and lower set two.Therefore, I to Prince 125 motorcycle engine as a model to designa single cylinder four stroke motorcycle engine, adopting natural aircooling method, air distribution mechanism of the arm rod of camshafttypemotorcycleengine,andusedtheCATIAsoftwaremodelingassembly and movement simulation.Keywords:theestablishmentofenginemodel;heatcalculation;dynamic analysis ; strength checking哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计III目录摘要.IAbstract.II第 1 章绪论.11.1发动机发展概况.11.2本文主要研究内容.1第 2 章发动机的建模.32.1发动机设计流程.32.2发动机典型零部件的设计演示. 32.2.1 活塞的设计.32.2.2 气门弹簧的设计. 42.2.3 正时齿轮的设计. 52.2.3 发动机壳体的设计.52.3发动机的装配演示及材质的添加.62.4发动机的仿真运动演示.72.5发动机的装配模拟制作.82.6发动机模型的后期制作.8第 3 章发动机热计算. 103.1换气过程计算.103.2化学计算.103.3压缩过程计算.113.4燃烧过程计算.123.5膨胀过程计算.123.6技术指标计算.13第 4 章发动机动力计算.144.1活塞的位移、速度、加速度.144.2曲柄连杆机构的质量换算.154.3曲柄连杆机构运动的惯性力.154.4气体作用力与往复惯性力的合成分析.164.5曲轴、连杆轴颈、主轴颈的受力分析.16哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计IV第 5 章发动机主要零部件强度校核.185.1曲轴的强度校核.185.1.1 起动瞬时.195.1.2 额定工况下，曲拐受最大切向力时. 205.1.3 额定工况下，曲拐受最大法向力时. 225.1.4 额定工况下，曲拐受最小法向力时. 245.2连杆强度计算.255.2.1 连杆小头.255.2.2 连杆杆身.285.3活塞顶强度计算.315.3.1 顶部周缘的应力.315.3.2 顶部中心应力.325.3.3 环槽截面 XX 的应力计算.325.3.4 第一道活塞环带的强度计算.325.3.5 活塞销孔的最大比压.335.3.6 活塞裙部单位侧压力.335.4 活塞销强度计算.335.4.1 活塞销的比压.335.4.2 活塞销弯曲应力及剪应力.345.4.3 活塞销的最大失圆度.345.5 气缸头螺栓强度计算.355.5.1 缸头螺栓的受力.355.5.2 缸头螺栓的应力及安全系数.365.5.3 预紧力矩的验算.37结论. 38致谢. 39参考文献.40哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计1第 1 章绪论1.1 发动机发展概况发动机最早诞生在英国，所以，发动机的概念也源于英语，它的本义是指那种“产生动力的机械装置” 。随着科技的进步，人们不断地研制出不同用途多种类型的发动机，但是，不管哪种发动机，它的基本前提都是要以某种燃料燃烧来产生动力。所以，以电为能量来源的电动机，不属于发动机的范畴 。回顾发动机产生和发展的历史，它经历了外燃机和内燃机两个发展阶段。所谓外燃机，就是说它的燃料在发动机的外部燃烧，发动机将这种燃烧产生的热能转化成动能，瓦特改良的蒸汽机就是一种典型的外燃机，当大量的煤燃烧产生热能把水加热成大量的水蒸汽时，高压便产生了，然后这种高压又推动机械做功，从而完成了热能向动能的转变。明白了什么是外燃机，也就知道了什么是内燃机。这一类型的发动机与外燃机的最大不同在于它的燃料在其内部燃烧。内燃机的种类十分繁多，我们常见的汽油机、柴油机是典型的内燃机。我们不常见的火箭发动机和飞机上装配的喷气式发动机也属于内燃机。不过，由于动力输出方式不同，前两者和后两者又存在着巨大的差异。一般地，在地面上使用的多是前者，在空中使用的多是后者。当然有些汽车制造者出于创造世界汽车车速新纪录的目的，也在汽车上装用过喷气式发动机，但这总是很特殊的例子，并不存在批量生产的适用性。此外还有燃气轮机，这种发动机的工作特点是燃烧产生高压燃气，利用燃气的高压推动燃气轮机的叶片旋转，从而输出动力。燃气轮机使用范围很广，但由于很难精细地调节输出的功率，所以汽车和摩托车很少使用燃气轮机，只有部分赛车装用过燃气轮机。人类的智慧是无穷无尽的，各种新型的发动机不断地被研制出来，但是，出于安全操控的需要，到目前为止，我们可爱的摩托车还只有一种选择往复式发动机。1.2 本文主要研究内容1.以太子 125 发动机为模型，制定总体设计方案，用 CATIA 软件建模，包括曲轴连杆机构的主要组成部分：活塞、活塞环、活塞哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计2销、连杆和曲柄；配气机构的主要组成部分：凸轮轴、气门、气门弹簧、正时齿轮、气门顶杆、摇臂、摇臂轴等等；以及最后发动机总体壳体的设计，做运动仿真以及装配过程的视频展示(见附件光盘)。2.整体设计完成后用对其进行热计算、动力分析、以及主要零部件的强度校核。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计3第 2 章发动机的建模2.1 发动机设计流程摩托车发动机的建模用 CATIA 软件，主要采用以活塞为中心，自上而下、自内向外的建模方法，依次进行曲柄连杆组、配气机构以及最后壳体的设计。设计是在 CATIA 的装配件设计这个大的模块中进行，再依次插入新建零部件进行每个零部件的设计，整个过程是一边设计一边装配的，这样可以让各个零部件更好的匹配，以满足整个发动机的整体协调性和最后在 DMU 模块中更好的做装配动画和运动仿真。设计思路如图 2-1 所示：2.2 发动机典型零部件的设计演示2.2.1 活塞的设计活塞的形状大体上是圆形，形状规则，可先通过旋转体命令（如图 2-2） ，旋转草图生成，再通过凹槽命令去掉多余的部分生成大概形状。难度较大的是活塞顶端两个不规则凹坑，通过创成式外形设计模块中，创建凹坑的曲面外形（如图 2-3） ，再通过分割命令来去除活塞顶端多余的部分，形成一个凹坑后，另一个可通过对称曲面外形（如图 2-4） ，继续分割而成。生成实体后，倒角（如图 2-5） 。活塞组设计连杆组设计曲轴设计曲柄连杆组设计装配气门组设计气门摇臂组正时从动部件装配配气机构设计DMU 运动仿真装配发动机整体壳体装配动画的制作图 2-1 设计流程图哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计42.2.2 气门弹簧的设计气门弹簧主要是在创成式外形设计这个模块进行，先作出弹簧的螺旋线（如图 2-6） ，在螺旋线上创建点和面，在面上画草图和要求的弹簧的粗细，再在零件设计模块中用肋的命令生成（如图 2-7） ，之后分割去除弹簧两端多余的部分（如图 2-8） 。图 2-2 旋转图 2-3 分割图 2-4 镜像图 2-5 油孔图 2-6 螺旋线图 2-7 肋生成实体哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计52.2.3 正时齿轮的设计齿轮的设计主要是利用参数化建模，参数化建模更有利于齿轮的修改，改变一个参数后，零部件也会发生改变。使设计更加方便快捷，便于修改。首先定义参数（如图 2-8） ，添加公式（如图 2-9），定义参数之间的关系及关联性，进入创成式外形设计和零件设计两个模块配合使用，绘制草图时利用已经定义的参数绘制草图，通过提取、外插、结合，凸台生成一个齿（如图 2-10） ，通过圆形阵列生成一个完整的齿轮（如图 2-11） 。2.2.3 发动机壳体的设计发动机的下壳体的形状复杂，简单的零部件设计模块是满足不了的，所以要运用创成式外形设计和自由曲面模块结合使用（如图2-12） ，做出壳体的外形曲面之后，通过加厚命令来生成实体（如图2-13） 。最后，还要对实体进行修剪和倒角，让它看起来更加美观。图 2-8 定义参数图 2-9 添加公式图 2-10 生成一个齿图 2-11 阵列哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计62.3 发动机的装配演示及材质的添加完成全部零部件后对其进行装配，在装配模块中对于活塞、活塞环活塞销等进行装配成活塞组（如图 2-14） ，保存为活塞组产品；同理可把两个曲柄装配成为曲轴组产品（如图 2-15） 。再在装配模块中，导入活塞组和曲轴产品进行装配，再导入剩下的那些需要装配的零部件（如图 2-16） 。图 2-12 壳体曲面的创建图 2-13 加厚图 2-14 活塞组的装配图 2-15 曲轴的装配图 2-16 整体的装配哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计7装配时，主要用到约束是相合约束、接触约束、偏移约束以及角度约束等，有需要的螺钉、螺母等标准件可以直接调用库文件（如图 2-17） ，方便使用。每进行约束之后通过更新按钮，随时更新零部件的相对位置。装配完成之后，可以通过应用材质按钮对零部件进行添加材质（如图 2-18） ，最后也可以通过渲染按钮进行简单渲染。2.4 发动机的仿真运动演示分析发动机的工作过程后，进入数位模型机构运动分析（DMU）模块中，建立新机构后，通过运动接头来约束每处有相对运动的地方的接头，按照动力传动路线依次进行机构接头的建立。用到的接头有：齿轮接头、圆柱接头、点线接头、旋转接头、平面接头、球接头等，对于有一起运动相对静止的可用刚性接头（如图 2-18） 。 最后，一定要有固定元件（壳体） ，驱动元件（活塞的运动）以及参数编辑驱动元件的运功公式（如图 2-19） ，最终用 laws 来进行模拟仿真运动（如图 2-20） 。图 2-17 标准件库的使用图 2-18 添加材质图 2-18 定义运动接头图 2-19 编辑运动公式哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计82.5 发动机的装配模拟制作分析发动机零部件的装配顺序后，进入数位模型装配模拟模块中，点击跟踪按钮，点击所要移动的零件，移动到合适的位置后记录，在对话框中输入所需要的速度后确定（如图 2-20） 。把每个零部件的轨迹指定后，点击编辑序列按钮，编辑轨迹的运动顺序（如图2-21） 。最后完成后可用模拟播放器播放顺序，来观察每个零部件的装配运动过程，以达到装配的目的。2.6 发动机模型的后期制作用 CATIA 工具栏中的图像下拉菜单中的视频录录制器可以对发动机的运动仿真和装配过程进行录制（如图 2-22） 。录制完成后， 可用视频制作软件对视频进行拼接和删减，以及一些文字的添加，最终达到视频的完美制作。建模完成之后，用 keyshot 软件做整体效图 2-19 laws 模拟运动图 2-20 定义运动轨迹图 2-21 编辑轨迹顺序哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计9果图的渲染，以达到更加逼真的效果美图（如图 2-23） 。图 2-23 整体渲染效果图图 2-22 视频录制哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计10m第 3 章发动机热计算本章首先对发动机换气过程的进气终点的压力和温度以及充气效率进行计算，再对发动机内部燃料的化学计算、以至对其压缩过程、燃烧过程、膨胀过程的压力、温度等进行计算。最后确定发动机的性能指标。1 已知条件如下：气缸直径：D=56.5mm活塞行程：s=47mm气缸数：i=1排量：压缩比:1:9=曲轴半径与连杆长度比：R/L=23.5/106最大转速:n=8500r/min最大功率:kwNe0 . 9=最大扭矩:mNM=8 . 8max最大转矩对应转速:min/7500maxrn=标准大气压：KpaP1000=KT2980=燃料平均重量成分:C=0.855H=0.145115=m燃料低热值:)(/44100燃料KgKJHh=2额定工况计算用系数及参数的选择过量空气系数: a=0.73进气温升: T=4残余废气系数: r= 0.04残余废气温度: Tr= 930K压缩多变指数：=1.32膨胀多变指数:=1.23示功图丰满系数：=0.94热量利用系: z=0.90传动效率:=0.92机械效率：=0.803.1 换气过程计算1 进气终点压力KPaPPa8585. 00=2 进气终点温度K2 .32604. 0193004. 042981=+=+=rrTTTTroa3 充气效率840. 004. 0113264298100851-99r11TTPP1aooa=+=+=3.2 化学计算1 燃烧 lKg 燃料所需的理论空气量()()燃料空气kg/512. 04145. 012855. 021. 013241221. 01kmolOHCLo=+=+=2nf1nfmlVh124=哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计11)(/ )(828.1496.2800燃料空气kgkgLL=式中 28.96 为空气的平均分子量2 燃烧前工质的摩尔数)(/Kmol3825. 01151512. 073. 011燃料kgmaLMo=+=+=3 燃烧后工质的摩尔数)(/439. 0512. 073. 079. 02145. 01285. 079. 02122燃料kgkmolaLHCMo=+=+=4 理论分子变更系数1478. 13825. 0493. 012=MMo5 实际分子变更系数42. 104. 0104. 01478. 11=+=+=rro6 汽油机每小时吸气量在标准大气状态下空气的比重为：35/kg169. 18 .291 .28710000mRTP=故吸气量为：hKgnrVGnVh/05.3110850030169. 1124. 084. 03030=7 过量空气系数设比油耗hkggge=/325则汽油机的耗油量为hkggNGeer/86. 2325. 08 . 8=故过量空气系数接近）（与所选a73. 0828.1485. 205.31oLa=GrGh3.3 压缩过程计算1 压缩过程中任意点 x 的压力为:)xV(VV85)(cx32.1点的气缸容积为式中）（cxaxcaexVVPaP=2 压缩终点压力KPa154598532.1=nPaPc哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计123 压缩终点温度：K9 .65892 .32632.01=nTaTc9 .385273=Tctc3.4 燃烧过程计算1 因不完全燃烧而损失的热量为：Hu= 58000(1- a)=580000.10=5800KJ/Kg 燃料2 汽油机的燃烧方程为：zvcvuutCutCuMrHHz=+1)1 ()(式中 tc=385.9=KmolKmolKcalCv/KJ2 .24/754. 5故molKJtCzv/6019242. 19 .3852 .2442. 13825. 004. 1)1044044100(9 . 0=+=根据燃烧产物平均定压摩尔比热表，可得=kmolkJCv/30014zt=23240Tz=2097K3 压力升高比52. 49 .658209742. 1=czTTu4 最高爆发压力KPa2 .6982154552. 4=czPP3.5 膨胀过程计算1 膨胀过程中任意点 x 的压力为：32. 12 .6982)(2）（VbxVzVVPPnbxzzbx=式中cxVX 点的气缸容积2 膨胀终点压力KPaPPnzb46892 .698223.12=3膨胀终点温度KTTnzb1 .12659209723.012=哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计133.6 技术指标计算1 理论平均指示压力KnnPcPnni9 .1200)911 (32. 01)911 (23. 052. 481545)11 (11)11 (1132.023.0111212=2 实际平均指示压力Kpa8 .112894. 09 .1200=iiiPP3 指示功率kwnViPNnii9 . 912005 . 8124. 08 .11281200=4 指示热效率997.279885. 0441002838 .11283825. 0314. 8314. 81=svusitPHTPM（式中 Ps= 98KPa，Ts=283K 为进气管内充量压力及温度）5 指示比油耗hkwHgiui=/g6 .29127997. 044100106 . 3106 . 3666 平均有效压力KPa9038 . 08 .1128=miepp7 有效热效率39.228 . 027997. 0=mie8 有效功率Kw92. 78 . 09 . 9=mieNN9 有效比油耗hkwgggmie=/5 .3648 . 06 .291可见，计算有效比油耗与计算过量空气系数时假设的比油耗值较为接近。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计14第 4 章发动机动力计算本章依据上一章节中的热计算的主要数据，首先对活塞的运动情况进行分析，对曲柄连杆机构的质量进行换算及其在运动过程中的惯性力进行分析，气体作用力与往复惯性力的合成分析，最后确定曲轴转矩、连杆轴颈和主轴颈的受力情况，以便下一章节发动机主要零部件的强度校核。已知参数如下：气缸直：D=54.7mm活塞行程：S= 47mm气缸数: i=1压缩比:= 9曲柄半径与连杆长度比 :R/L=23.5/106最大功率：Ne= 19Kw最大转速：n= 8500rmin4.1 活塞的位移、速度、加速度1 活塞的位移：如图 4-1，设活塞处于上止点时，活塞销中心处于 x 坐标原点，则)cosacos()(LRRLX+=式中)sinarcsin(LR=简化后可得：+=)2cos1 (4)cos1 (RX式中2217. 01065 .23=LR2 活塞运动的速度式中活塞的平均速度snsCm/m025.14308500105 .49303-=活塞的最大速度sRwV/m41.212217. 011067.8895 .23123-2max=+=+=图 4-1 活塞位移简图1 -s67.88930850030n=w)2sin2(sin+=RwXV哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计153 活塞的加速度)2cos(cos2+= =RwXva式中222/m5 .1860067.8895 .23sRw=当 a=0时，最大加速度为：22max/m3 .227242217. 015 .18600)1 (sRwa=+=+=）（4.2 曲柄连杆机构的质量换算用双质量替代系统对连杆组的质量进行换算，即用两个假想的集中于连杆大小头中心的质量代替连杆组实际的分布质量，根据实测，可得出如下结果：1 连杆总质量：Gc=215g其中分配在小头上作往复运动的质量：Gcp=40g其中分配在大头上作旋转运动的质量：Gcc= 175g2 连杆大头轴瓦质量：Gn=20g作往复运动的活塞组总质：Gp= 170g曲轴旋转质量换算：Mrb=-566.5g往复运动质量：gGGmpcpj21040170=+=+=做旋转运动的总质量：gmr5 .176-mm2rBrA=+=连杆组大共的质量：gCGmnccrA19517520=+=+=4.3 曲柄连杆机构运动的惯性力1 往复惯性力jp活塞面积23-6-22m1035. 2107 .5444=DFp故aKPa77.83-1035. 22103-=aFamppjj2 离心惯性力：连杆组大头质量产生的离心惯性力 Pra：KPaFRwmppaAra59.28931035. 21067.8895 .23195. 023622=曲拐不平衡质量产生的离心惯性力：KPaFRwmpprBrB1 .420310507. 21067.8895 .23105 .56636232=哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计16离心惯性力之和 Pr：KPappprBrar52.13091 .420358.2893=+=4.4 气体作用力与往复惯性力的合成分析1 沿气缸中心线作用的合力 P：如图 32， 沿气缸中心线方向作用在活塞上的合力为：0ppppjg+=式中 Pg气缸内气体的作用力Pj活塞运动时的往复惯性力P0曲轴箱内气体作用在活塞下方的力：KPapo1000=2 P 的传递与分解在力的传递过程中，P 可分解成沿连杆中心线的作用力 Pcr 和垂直于气缸中心线的侧压力 Pn，即ncrppp+=从几何关系可得tanppn=cosppcr=3crp的传递与分解Pcr 作用在曲轴销上，可进一步分解为曲柄切向力 Pt 和曲柄法向力 Pra其中：cos/ )sin()sin(+=+=Pppcrtcos/ )cos()cos(+=+=pppcrra4.5 曲轴、连杆轴颈、主轴颈的受力分析1 曲轴扭矩计算曲轴在切向力 Pt 的作用下旋转，故主轴颈承受的扭矩为：)(05891. 01010507. 233mNPPRFPMttptt=2 连杆轴颈受力分析作用于连杆轴颈的合力为：rAratrAcrcPPPPPR+=+=cR的大小为：KPaPPPRrAratc22)(+=)sin(sin1=图 4-2 往复惯性力分析哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计173 主轴颈的负荷轴颈受力情况如图 33：(1)切向力tPT211=(2)法向力raPZ211=(3)离心惯性力0211=rPQ故轴颈受力为111QZTRs+=21121)(QZTRs+=以上计算中，符号规定如下：Pg，Pj朝向曲轴旋转中心为正Pcr压缩连杆为正NP对曲轴旋转中心产生的力矩方向与曲轴旋转方向相反时为正Pt顺着曲轴转向为正Pra指向曲轴旋转中心时为正Mt与曲釉旋转方向相同时为正图 4-3 轴颈受力分析哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计18第 5 章发动机主要零部件强度校核本章依据前两章内容，曲轴是发动机承受力最复发的零部件，首先对曲轴在不同工况下的的进行强度校核、再对连杆、活塞、活塞销、气缸头螺栓等进行详细的强度校核。5.1 曲轴的强度校核1 曲轴的静力强度计算：计算假定：（1） 曲轴轴瓦的支反力按不连续粱考虑， 即按二点支承力计算；（2) 气缸最大爆发压力发生在上死点 10CA;（3）由连杆传来的合力作用在曲柄销中点；（4）轴瓦的反作用力集中在轴颈中点；（5）最大弯曲力矩和最大扭转力矩同时发生。计算工况确定：（1）起动瞬时；（2）额定工况下，曲拐受最大切向力时；（3）额定工况下，曲拐受最大法向力时；（4）额定工况下，曲拐受最小法向力时；曲轴已知数据如图 5-1 所示，对曲轴各部分进行受力分析如图5-2 所示图 5-2 中，Kb 为各曲柄不平衡重的离心力，其值为：NRwmKbb2 .66965 .18600360222=图 5-1 曲轴简图哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计19NRwmKbb2 .65105 .18600350211=Cm 为曲柄销离心力合力：NCM4 .511515 .18600274=以下对各计算工况进行计算：5.1.1 起动瞬时曲拐在上止点时，T=O，Kb=0，Cm=0。曲拐承受的压力为标定工况下的燃气最大爆发压力：NFPPpZF9 .1249210474108 .7200623=1 曲柄销在曲柄销中点截面 ii 上所受的弯曲应力：13.4730322045.6246322045.62462405 . 033=dwPFb2 曲臂最大弯曲力矩产生于曲柄臂的中央部位，即下图的截面所示于是可计算各曲臂的弯应力及压缩应力。MPalblZb18.376121121645.624662210111=MPalbzc65. 41211245.6246011=MPacb83.4165. 418.37=+=+=图 5-2 曲轴受力分析哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计20由于 40Cr 的MPab8070=故安全。3 主轴颈主轴颈的危险断面在轴颈与曲柄臂的交界处，各断面的弯曲应力为MPadlzb935.1040321145.62463233291=由于 40Cr 的MPab8070=故各曲轴安全。5.1.2 额定工况下，曲拐受最大切向力时由动力计算可知，曲拐受到的最大切向力为：当 a=380时，Pt=2740KPa.即Npt2 .774710604274032=NPra7340=NPTTt6 .387374372 .77471211821=曲柄销圆角处的支反力为：NllCPFFMra2 .1816372037)101387340(20)(181821=+=+=NllPKKt9 .50282037372 .774720181821=+=+=1 曲柄销1F引起的弯曲应力：MPadFtb7 .133032202 .181632203311=1K引起的弯曲应力MPadKb94.373032209 .5028322033112=1T引起的扭转应力哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计21MPadrT93.4230205 .232 .7747203311=合成应力MPabb9 .5893.4294.377 .13222222210=+=+=由于 40Cr 的0=80lOOMPa，故安全。2 曲柄臂由1Z及1bK，引起的拉伸应力：MPahbKZbc734. 1401142 .651013981111=由1Z引起的弯曲应力：MPahblZb735. 040114616139862211111=由1T和扭矩1kM引起的弯曲应力MPabhrPrTtb094. 46114405 .232 .7347162 .77476221112=+=+=由1T在-两点产生的扭转应力MPahbqlT24. 240114303. 0162 .77472211111=由正在-两点产生的扭转应力MPaq664. 124. 2742. 0122=由于 40Cr 的0=80lOOMPa，故安全。3 主轴颈主轴颈的危险断面在轴颈与曲臂的交界处。由1Z引起的弯曲应力MPadlZb43. 24032118 .139032332911=哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计22由1T引起的弯曲应力MPadlTb5 .134032112 .774732332911=由klM引起的扭转应力MPadMklb49.1440165 .232 .7747163321=由于 40Cr 的MPa80700=，故安全。5.1.3 额定工况下，曲拐受最大法向力时由动力计算可知，曲拐受到的最大法向力为当=360时，KPaPra5850=即NPra5 .1653810604585032=NPt5 .3170=()NllCPZZmra32007437)101385 .16538(211821=NllPTTt158574373170211821=曲柄销圆角度处的支反力为：()NllCPFFmra4 .4154203737)101385 .16538(20181821=+=+=NllPKKt2058203737317020171821=+=+=1 曲柄销由tF引起的弯曲应力：MPaWFtb34.313032204 .41542031=由1K引起的弯曲应力：MPaWKtb53.1530322020582031=哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计23由1T引起的扭转应力：MPadrT56.1730205 .233170203311=合成应力：MPabb6 .4956.17453.1534.314222222210=+=+=由于rC40的MPa80700=，故安全。2 曲柄臂由1Z及1bK引起的拉伸应力：MPahbKZbc38. 140114951132001111=由1Z引起的弯曲应力：MPahblZb68. 140114616320062211111=由1T和扭矩1kM引起的弯曲应力MPahbrPrTtb289. 16114405 .235 .31705 .2315856212112=+=+=由1T在-两点产生的扭转应力MPahbqlT459. 040114303. 016158522111111=由1T在-两点产生的扭转应力MPaq34. 0459. 0742. 0122=由于rC40的MPa80700=，故安全。3 主轴颈主轴颈的危险断面在轴颈与曲臂的交界处。由1Z引起的弯曲应力MPadlZb6 . 5403211320032332911=由1T引起的弯曲应力哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计24MPadlTb77. 2403211158532332911=由1kM引起的扭转应力MPadMkb96. 240165 .2315851633211=合应力为MPabb61. 896. 2477. 26 . 54222222210=+=+=5.1.4 额定工况下，曲拐受最小法向力时由动力计算可知，曲拐受到的最小法向力为当= 495时，Pra=2670.2KPa，即NPra2 .754910604267032=002. 0=KPaPt()NllCPZZmra6 .8843373737)101382 .7549(211821=+=()NllCPFFmra2 .11481203737)101382 .7549(20181821=+=+=1 曲柄销MPawFb49.323032202 .11481203=由于rC40的MPa80700=，故安全。2 曲柄臂由1Z及1bK引起的拉伸应力：MPahbKZbc025. 44011495116 .88431111=由1Z引起的弯曲应力：哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计25MPahblZb65. 4401146166 .884362211111=由于rC40的MPa80700=，故安全。5.2 连杆强度计算5.2.1 连杆小头1.由惯性力拉伸引起的小头应力连杆小头简化后如图 4-3 所示其中mmr5 . 71=mmr75.102=,mmp25=，mmH5 .14=mmrrr125. 9221=+=小头壁厚mmh25. 3=小头宽度mmb19=活塞组的最大惯性力NRwGpj1863)1065 .231 (5 .18600170)1 (2max=+=+ =2 小头中心截面上的弯矩mNrPMcj=31. 010)029. 04 .11600033. 0(125. 93863)0297. 000033. 0(3max0图 5-3 连杆小头简图哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计26小头中心截面上的法向力NPMcj9 .1849)4 .1160008. 04 .116572. 0(3863)0008. 0572. 0(max0=小头固定截面上的弯矩mNrPrNMMccjc=+=+=072. 1)4 .116cos4 .116(sin10125. 938635 . 0)4 .116cos1 (10125. 99 .184931. 0)cos(sin5 . 0)cos1 (33max002小头固定截面上的法向力NPNNccjc3 .17664 .116cos4 .116sin38635 . 04 .116cos9 .1849)cos(sin5 . 0cosmax02=+=+=）（小头受拉时固定截面处外表面拉压力MPahbNhrhhrMaj42.57101925. 313 .176610)25. 3125. 92(25. 31025. 310125. 96072. 121)2(626633122=+=+=由最大压缩力引起的应力小头承受的最大压缩力NPDPPPjazc167063863205694)(max2=+=根据0M，0N可知：rPMe=007. 00ePN002. 00=小头受压时中央截面上的弯矩和法向力mNrPMe=183. 01025. 9167060007. 0007. 030NPNe4 .3316706002. 0002. 00=小头固定截面处的)(f值哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计270102. 04 .116cos14 .116sin1804 .11624 .116sincos1sin2sin)(=f小头受压时固定截面处的弯矩和法向力Nm223. 1-0102. 010125. 916706-10)4 .116cos1 (125. 94 .331082. 0)()cos1 (3-3-002=+=+=cccfrPrNMMMPa36.30-4 .116cos4 .330102. 016706cos0)(2=+=+=NfPNcc小头受压时固定截面处外表面应力MPahbNhrhhrMac36.301925. 315 .15510)25. 3125. 92(25. 325. 3125. 96233. 121)2(623122=+=+=3 小头的安全系数材料的机械性能030MCr的抗拉强度MPab930=MPab4659305 . 0)55. 0 ,45. 0(1=故MPalz3725 .468 . 0)9 . 0 , 7 . 0(1=MPa5 .6975 .465 . 1)6 . 1 , 4 . 4(10=角系数333. 05 .6975 .69746522001=在固定角截面的外表面处应力幅MPaacaja89.43)36.3042.57(21)(21=+=哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计28平均应力MPaacaja53.13)36.3042.57(21)(21=+=小头安全系数66. 153.13333. 02 . 189.43372=+=+ =malzn小头截面惯性矩43313 .541225. 31912mmhbJ=4 小头刚度校核（以直径变形量来考核）umJEdpcmj85. 43 .54102 . 210)908 .114(29386310)90(5623623max1=小头孔与活塞销的冷间隙um40165.2.2 连杆杆身杆身可简化为图 5-41 杆身计算力-截面以上部分的连杆重为 G=50g最大拉伸力NRwGGPj69.5226103 .22724)50180()1 ()(32=+=+=图 5-4 连杆杆身简图哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计29最大压缩力NPPPjZc54.15562559.522611.20851=2 杆身中间截面-处的应力和安全系数-截面面积2105610105 .16mmF=由 P 引起的拉伸应力MPaFPjj6 .521010559.52266=杆身中间截面的惯性矩MPahtBBHJx324310)410(5 .1610121)(1213333=MPahthHBJy5 .10741010)105 .16(121)(1213333=+=+=由压缩和纵向弯曲引起的合成应力MPaPJlCFPcxc8 .1675 .155624324310600035. 01055 .155624221=+=+=MPaPJlCFPcyc1 .2225 .15562410742 .7600035. 01055 .1556244222=+=+=杆身中间截面在摆动平面内的应力幅和平均应力MPajax2 .11026 .528 .16721=+=MPajax6 .5726 .528 .16721=+=在与摆动平面垂直的平面内的应力幅和平均应力MPajay35.13726 .521 .22222=+=哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计30MPajmy75.8426 .521 .22222=+=杆身中间截面在摆动平面内的安全系数35. 36 .57333. 02 . 12 .110372=+=+ =myaxlzxn杆身中间截面在与摆动平面垂直的平面内的安全系数6 . 275.84333. 02 . 135.137372=+=+ =myaylzyn3 杆身最小截面-处的应力和安全系数iiii 截面以上部分连杆取重为 G=20g最大拉伸力：NRwGGpj86.45443 .227242 . 0)(2=+=最大压缩力：NPPPjzc24.1630686.45441 .20851=+=最小截面 iiii 的面积经计算可知：2min100mmF=由拉伸力引起的拉伸应力MPaFPjj45.4510086.4544min=由压缩力引起的压缩应力MPaFPcj06.1631002 .16306min=应力幅MPacja26.104)06.16345.45(21)(21=+=平均应力MPacja8 .58)06.16345.45(21)(21=+=哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计31最小截面处的安全系数49. 38 .58333. 02 . 126.104372=+=+ =maylzyn5.3 活塞顶强度计算活塞顶形状如图所示，假设活塞顶 为 沿 周 缘 固 定 的 并 承 受 均 匀 压 力（最大燃气压力）的圆形平板。5.3.1 顶部周缘的应力周缘径向最大应力：MParx176.71376. 754. 745 .1631432222=周缘切向最大应力MPaPruzy888. 6376. 754. 745 .16326. 0432222=由于经向强度差所引起的活塞顶部周缘应力)1 (2)()(+=uuETTwKTK96. 0)26. 05 .165 .275 .165 .27(5 .165 .2754. 754. 7)(22222222=+=+=urbrbrb60=wkTT/1102 . 25=25/107cmkgfE=故MPaTk19)96. 026. 01 (2)26. 096. 0(102 . 2605=+=周缘机械应力和热应力的合力MPaTkxk176.9019176.71=+=+=MPac150130=图 5-5 活塞顶形状哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计325.3.2 顶部中心应力正向和切向的正应力MPaPurZyx31. 3357. 7)26. 01 (54. 75 .1683)1 (832222=+=+=顶部中心的热应力MPauuETTwKTK02. 510)96. 026. 01 (4)46. 026. 03(107102 . 260)1 (4)3()(255=+=+=顶部中心的合应力MPaTwxw33. 802. 531. 3=+=+=5.3.3 环槽截面 XX 的应力计算XX 截面面积计算2221520)5 .165 .27(mmFx=最大危险应力MPaFPxxcm8 . 915206043 . 52max=MPacm4030=5.3.4 第一道活塞环带的强度计算环带根部处的弯曲应力MPahDPz58.2110)251(376. 75 . 410)(5 . 43231=环带根部的剪应力MPahDPz91. 510251376. 714. 310221=环带根部处的合应力MPap88.2391. 5358.2132222=+=+=MPacm4030=哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计335.3.5 活塞销孔的最大比压不包括活塞销的活塞组的最大往复惯性力NRwmPjj5 .3331)2217. 01 (3 .227241012. 0)1 (32=+=+=最大燃气压力NDPPz2 .15060514376. 7422max=最大比压MPadlPPjj688. 8451525 .33312 .150602max=MPa30=5.3.6 活塞裙部单位侧压力动力计算的最大侧压力据动力计算知NPN4 .833max=活塞裙部计算长度mmHT38=单位侧压力MPaK4185. 0104 .52384 .8336max=MPaK30max=5.4 活塞销强度计算5.4.1 活塞销的比压活塞组最大往复惯性力NRwmPjpjp8 .5274)2217. 01 (3 .22724190)1 (2=+=+=最大燃气压力NDPPz2085242max=连杆小头宽度A = 19mm活塞销外径 d=15mm比压哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计34MPaAdPPjw66.5415198 .527420852max=5.4.2 活塞销弯曲应力及剪应力活塞销最大计算载荷NPPPj6 .168004 .405120852max=活塞销长度mml45=活塞销座开档mmb17=连杆小头厚mma19=活塞销外径mmd15=活塞销内径mmd101=活塞销内外径比667. 0=a弯曲应力：MPaadabPWM6 .401)667. 01 (152 . 1)667. 05 . 117245(6 .16800)1 (2 . 1)5 . 121 (max4343=+=+= MPa500230=剪切应力:MPaadaaP4 .155)667. 01 (15)667. 0667. 01 (6 .1680085. 0)1 ()1 (85. 0422422=+=+= MPa220120=5.4.3 活塞销的最大失圆度mmkaaElDd034. 0)4 . 0667. 0(1515102456 .1680009. 01109. 0353max=+=连 杆 小 头 与 活 塞 销 的 设 计 间 隙 为0.0160.04mm由于失圆而引起的弯曲应力最大弯曲应力产生于如图 4-6 所示的中央断面上。现计算该断面上 1、2，3、4图 5-6 断面弯曲应力哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计35MPakaaaadlP84.6154. 0667. 011)667. 01 (667. 1667. 219. 015456 .1680011)1 ()1)(2(19. 0221=+=MPakaaaaadlP7 .17454. 0667. 011667. 0)667. 01 (667. 1667. 219. 015456 .1680011)1 ()1)(2(19. 0222=+=+=MPakaaaaadlP9 .18054. 0667. 011667. 0)667. 01 (667. 1667. 2174. 015456 .1680011)1 ()1)(2(174. 0223=+=+=MPakaaaaadlP66.1554. 0667. 01636. 2667. 0)667. 01 (667. 1667. 2174. 015456 .1680011)1 ()1)(2(174. 0224=+=5.5 气缸头螺栓强度计算5.5.1 缸头螺栓的受力缸头螺栓受到三个力的作用：预紧力app，燃气作用力zp，以及由于被联接零件和螺栓的热膨胀系数不同而产生的附加力tp，故螺栓的计算载荷为tzappppxpp+=1 预紧力iFpmpzap=式中 m预紧系数，一般为数 1.261.5 现取 1.5;哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计36Pz燃气最大爆发压力为 6.955MPa;i螺拴数为 4;F缸头受燃气压力的面积，236210507. 2105 .564mF=故有Npap3 .1863410507. 2955. 45 . 13=2 燃气作用力zpx是一个交变的动力载荷，其中 x 为螺拴及联结的基本载荷系数，由于 x 值很小.zpx可忽略不计。3 附加力发动机的缸体和缸头均为 HT200，其热膨胀系数为)/1 (102 . 25，螺栓材料为 40Cr，其热膨胀系数为)/1 (100 . 15，当强度达到 100时，二者相差的线膨胀率为 0.0012，产生的附加力远小于预紧力，故可忽略4 计算载荷NPpapp3127=5
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号