【畢業(yè)論文】摩托車發(fā)動機(jī)設(shè)計及仿真建模設(shè)計【2014年汽車機(jī)械專業(yè)答辯資料】

哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)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(jī)是摩托車的心臟，發(fā)動機(jī)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(jī)為二沖程或四沖程汽油機(jī)，采用風(fēng)冷冷卻，有自然風(fēng)冷與強(qiáng)制風(fēng)冷兩種。發(fā)動機(jī)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(jī)構(gòu)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(jī)為模型設(shè)計一款單缸四沖程摩托車的發(fā)動機(jī)，采用自然風(fēng)冷 的 冷卻方式，配氣機(jī)構(gòu)采用搖臂 加 頂桿的凸輪軸下置式的摩托車發(fā)動機(jī) ， 用 CATIA 軟 件 建模 做裝配和運動仿真。 關(guān)鍵詞 ： 發(fā)動機(jī) 建模 、 熱計算 、 動力分析 、 強(qiáng)度校核 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 II Abstract Come nearly 10 years, development of industry of our country autocycle faster, to become the world s largest national motorcycle production. Engine is the heart of motorcycle, engine quality direct ly drives a motorcycle market development. The 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 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 modeling assembly and movement simulation. Keywords: the establishment of engine model； heat calculation； dynamic analysis ； strength checking 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 III 全套圖紙， 扣扣 414951605 目 錄 摘 要 . I Abstract . II 第 1 章 緒論 . 1 1.1 發(fā)動機(jī)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(jī)的建模 . 3 2.1 發(fā)動機(jī)設(shè)計流程 . 3 2.2 發(fā)動機(jī)典型零部件的設(shè)計演示 . 3 2.2.1 活塞的設(shè)計 . 3 2.2.2 氣門彈簧的設(shè)計 . 4 2.2.3 正時齒輪的設(shè)計 . 5 2.2.3 發(fā)動機(jī)殼體的設(shè)計 . 5 2.3 發(fā)動機(jī)的裝配演示及材質(zhì)的添加 . 6 2.4 發(fā)動機(jī)的仿真運動演示 . 7 2.5 發(fā)動機(jī)的裝配模擬制作 . 8 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 IV 2.6 發(fā)動機(jī)模型的后期制作 . 8 第 3 章 發(fā)動機(jī)熱計算 . 10 3.1 換氣過程計算 . 10 3.2 化學(xué)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(shù)指標(biāo)計算 . 13 第 4 章 發(fā)動機(jī)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(jī)構(gòu)的質(zhì)量換算 . 15 4.3 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運動的慣性力 . 15 4.4 氣體作用力與往復(fù)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 . 17 第 5 章 發(fā)動機(jī)主要零部件強(qiáng)度校核 . 18 5.1 曲軸的強(qiáng)度校核 . 18 5.1.1 起動瞬時 . 19 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(qiáng)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(qiáng)度計算 . 31 5.3.1 頂部周緣的應(yīng)力 . 31 5.3.2 頂部中心應(yīng)力 . 32 5.3.3 環(huán)槽截面 X X 的應(yīng)力計算 . 32 5.3.4 第一道活塞環(huán)帶的強(qiáng)度計算 . 33 5.3.5 活塞銷孔的最大比壓 . 33 5.3.6 活塞裙部單位側(cè)壓力 . 33 5.4 活塞銷強(qiáng)度計算 . 34 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 V 5.4.1 活塞銷的比壓 . 34 5.4.2 活塞銷彎曲應(yīng)力及剪應(yīng)力 . 34 5.4.3 活塞銷的最大失圓度 . 35 5.5 氣缸頭螺栓 強(qiáng)度計算 . 36 5.5.1 缸頭螺栓的受力 . 36 5.5.2 缸頭螺栓的應(yīng)力及安全系數(shù) . 37 5.5.3 預(yù)緊力矩的驗算 . 37 結(jié) 論 . 38 致 謝 . 39 參考文獻(xiàn) . 40 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 1 第 1 章 緒論 1.1 發(fā)動機(jī)發(fā)展概況 發(fā)動機(jī)最早誕生在英國，所以，發(fā)動機(jī)的概念也源于英語，它的本義是指那種“產(chǎn)生動力的機(jī)械裝置”。隨著科技的進(jìn)步，人們不斷地研制出不同用途多種類型的發(fā)動機(jī)，但是，不 管哪種發(fā)動機(jī)，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(jī)，不屬于發(fā)動機(jī)的范疇 。 回顧發(fā)動機(jī)產(chǎn)生和發(fā)展的歷史，它經(jīng)歷了外燃機(jī)和內(nèi)燃機(jī)兩個發(fā)展階段。 所謂外燃機(jī)，就是說它的燃料在發(fā)動機(jī)的外部燃燒，發(fā)動機(jī)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(jī)就是一種典型的外燃機(jī)，當(dāng)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，然后這種高壓又推動機(jī)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(jī)，也就知道了什么是內(nèi)燃機(jī)。這一類型的發(fā)動機(jī)與外燃機(jī)的最大不同在于它的燃 料在其內(nèi)部燃燒。內(nèi)燃機(jī)的種類十分繁多，我們常見的汽油機(jī)、柴油機(jī)是典型的內(nèi)燃機(jī)。我們不常見的火箭發(fā)動機(jī)和飛機(jī)上裝配的噴氣式發(fā)動機(jī)也屬于內(nèi)燃機(jī)。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(dāng)然有些汽車制造者出于創(chuàng)造世界汽車車速新紀(jì)錄的目的，也在汽車上裝用過噴氣式發(fā)動機(jī)，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?xì)廨啓C(jī)，這種發(fā)動機(jī)的工作特點是燃燒產(chǎn)生高壓燃?xì)?，利用燃?xì)獾母邏和苿尤細(xì)廨啓C(jī)的葉片旋轉(zhuǎn)，從而輸出動力。燃?xì)廨啓C(jī)使 用范圍很廣，但由于很難精細(xì)地調(diào)節(jié)輸出的功率，所以汽車和摩托車很少使用燃?xì)廨啓C(jī)，只有部分賽車裝用過燃?xì)廨啓C(jī)。 人類的智慧是無窮無盡的，各種新型的發(fā)動機(jī)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(fù)式發(fā)動機(jī)。 1.2 本文主要研究內(nèi)容 1.以太子 125 發(fā)動機(jī) 為模型 ，制定總體設(shè)計方案，用 CATIA 軟件建模， 包括曲軸連桿機(jī)構(gòu)的主要組成部分：活塞 、 活塞環(huán) 、 活塞 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 2 銷 、 連桿 和 曲柄 ； 配氣機(jī)構(gòu)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 最后發(fā)動機(jī)總體殼體的設(shè)計 ， 做運動仿真以及裝配過程的視頻展示 (見附件光盤 )。 2.整體設(shè)計完成后用 對其進(jìn)行熱計算、動力分析、以及主要零部件的強(qiáng)度校核。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 3 第 2 章 發(fā)動機(jī)的建模 2.1 發(fā)動機(jī)設(shè)計流程 摩托車發(fā)動機(jī)的建 模 用 CATIA 軟件，主要采用以活塞為中心，自上而下、自內(nèi)向外的建模方法，依次進(jìn)行曲柄連桿組、配氣機(jī)構(gòu)以及最后殼體的設(shè)計。設(shè)計是在 CATIA 的裝配件設(shè)計這個大的模塊中進(jìn)行，再依次插入新建零部件進(jìn)行每個零部件的設(shè)計，整個過程是一邊設(shè)計 一邊裝配的，這樣可以讓各個零部件更好的匹配，以滿足整個發(fā)動機(jī)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(shè)計思路如圖 2-1 所示： 2.2 發(fā)動機(jī)典型零部件的設(shè)計演示 2.2.1 活塞的設(shè)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(shè)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(shè)計 連桿組設(shè)計 曲軸設(shè)計 曲柄連桿組設(shè)計 裝配 氣門組設(shè)計 氣門搖臂組 正時從動部件 裝配 配氣機(jī)構(gòu)設(shè)計 DMU 運動仿真 裝配 發(fā)動機(jī)整體殼體 裝配動畫的制作 圖 2-1 設(shè)計流程圖 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 4 2.2.2 氣門彈簧的設(shè)計 氣門彈簧主要是在創(chuàng)成式外形設(shè)計這個模塊進(jìn)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(xì)，再在零件設(shè)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(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 5 2.2.3 正時齒輪的設(shè)計 齒 輪的設(shè)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(shè)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(guān)系及關(guān)聯(lián)性，進(jìn)入創(chuàng)成式外形設(shè)計和零件設(shè)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(jié)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(jī)殼體的設(shè)計 發(fā)動機(jī)的下殼體的形狀復(fù)雜，簡單的零部 件設(shè)計模塊是滿足不了的，所以要運用創(chuàng)成式外形設(shè)計和自由曲面模塊結(jié)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(jìn)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(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 6 2.3 發(fā)動機(jī)的裝配演示及材質(zhì)的添加 完成全部零部件后對其進(jìn)行裝配，在裝配模塊中對于活塞、活塞環(huán)活塞銷等進(jìn)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(dǎo)入活塞組和曲軸產(chǎn)品進(jìn)行裝配，再導(dǎo)入剩下的那些需要裝配的 零部件 （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(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)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(biāo)準(zhǔn)件可以直接調(diào)用庫文件 （如圖 2-17） ，方便使用。每進(jìn)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(yīng)用材質(zhì)按鈕對零部件進(jìn)行添加材質(zhì)（如圖 2-18） ，最后也可以通過渲染按鈕進(jìn)行簡單渲染。 2.4 發(fā)動機(jī)的仿真運動演示 分析發(fā)動機(jī)的工作過程后，進(jìn)入數(shù)位模型機(jī)構(gòu)運動分析（ DMU）模塊中，建 立新機(jī)構(gòu)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(jìn)行機(jī)構(gòu)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(jìn)行模擬仿真運動 （如圖 2-20） 。 圖 2-17 標(biāo)準(zhǔn)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(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 8 2.5 發(fā)動機(jī)的裝配模擬制作 分析發(fā)動機(jī)零部件的裝配順序后，進(jìn)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(dá)到裝配的目的。 2.6 發(fā)動機(jī)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(jī)的運動仿真和裝配過程進(jìn)行錄制 （如圖 2-22） 。錄制完成后，可用視頻制作軟件對視頻進(jìn)行拼接和刪減，以及一些文字的添加，最終達(dá)到視頻的 完美制作。建模完成之后，用 keyshot 軟件做整體效圖 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(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 9 果圖的渲染，以達(dá)到更加逼真的效果美圖 （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(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 10 m第 3 章 發(fā)動機(jī)熱計算 本章首先對發(fā)動機(jī)換氣過程的進(jìn)氣終點的壓力和溫度以及充氣效率進(jìn)行計算，再對發(fā)動機(jī)內(nèi)部燃料的化學(xué)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(jìn)行計算。最后確定發(fā)動機(jī)的性能指標(biāo)。 1 已知條件如下： 氣缸直徑： D=56.5mm 活塞行程： s=47mm 氣 缸數(shù)： i=1 排量： 壓 縮比 : 1:9 曲軸半徑與連桿長度比： R/L=23.5/106 最大轉(zhuǎn)速 :n=8500r/min 最大功率 : kwNe 0.9 最大扭矩 : mNM 8.8m ax 最大轉(zhuǎn)矩對應(yīng)轉(zhuǎn)速 : min/7500m a x rn 標(biāo)準(zhǔn)大 氣壓： KpaP 1000 KT 2980 燃料平均重量成分 :C=0.855 H=0.145 115m 燃料低熱值 : )(/4 4 1 0 0 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(jìn)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)： =1.32 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(jī)械效率： =0.80 3.1 換氣過程計算 1 進(jìn)氣終點壓力 KPaPPa 8585.0 0 2 進(jìn)氣終點溫度 K2.32604.01 93004.042981 r rTTTT roa 3 充氣效率 8 4 0.004.01 13 2 6 42 9 81 0 0851-9 9r1 1TTPP1 aooa 3.2 化學(xué)計算 1 燃燒 lKg 燃料所需的理論空氣量 燃料空氣 kg/512.04145.012855.021.0 13241221.0 1 k m o lOHCL o 2nf1nfmlVh 124 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)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) )(/K m ol3825.0115 1512.073.011 燃料kgmaLM o 3 燃燒后工質(zhì)的摩爾數(shù) )(/439.0512.073.079.02145.012 85.079.02122 燃料kgk m olaLHCM o 4 理論分子變更系數(shù) 1 4 7 8.13 8 2 5.0 4 9 3.012 MMo 5 實際分子變更系數(shù) 42.104.01 04.01478.11 r ro 6 汽油機(jī)每小時吸氣量 在 標(biāo)準(zhǔn)大氣狀態(tài)下空氣的比重為： 35 /kg169.18.291.287 10000 mRTP 故吸氣量為： hKgnrVG nVh /05.31108 5 0 0301 6 9.11 2 4.084.030 30 7 過量空氣系數(shù) 設(shè)比油耗 hkggge /325 則汽油機(jī)的耗油量為 hkggNGeer /86.2325.08.8 故過量空氣系數(shù) 接近）（與所選 a73.0828.1485.2 05.31oLa Gr G h 3.3 壓縮過程計算 1 壓縮過程中任意點 x 的壓力為 : )xV(VV85)(cx32.1 點的氣缸容積為式中）（ cxaxcaex VVPaP 2 壓縮終點壓力 K P a1 5 4 5985 32.1 nPaPc 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 12 3 壓縮終點溫度： K9.65892.326 32.01 nTaTc 9.385273 Tctc 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)=58000 0.10=5800KJ/Kg 燃料 2 汽油機(jī)的燃燒方程為： zvcvuu tCutCuMrHHz 1)1()( 式中 tc=385.9 K m olK m olK c alCv /KJ2.24/754.5 故 m olKJtCzv /6019242.1 9.3852.2442.13825.004.1 )1044044100(9.0 根據(jù)燃燒產(chǎn)物平均定壓摩爾比熱表，可得 k m olkJCv /30014 zt =23240 Tz=2097K 3 壓力升高比 52.49.6 5 82 0 9 742.1 czTTu 4 最高爆發(fā)壓力 K P a2.6 9 8 21 5 4 552.4 cz PP 3.5 膨脹過程計算 1 膨脹過程中任意點 x 的壓力為： 32.12.6 9 8 2)( 2 ）（ V b xVzVVPP nbxzzbx 式中 cxV X 點的氣缸容積 2 膨脹終點壓力 K P aPP nzb 4689 2.6982 23.12 3 膨脹終點溫度 KTT n zb 1.126592097 23.012 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 13 3.6 技術(shù)指標(biāo)計算 1 理論平均指示壓力 KnnPcPnni9.1200)911(32.01)911(23.052.481545)11(11)11(1132.023.0111212 2 實際平均指示壓力 K pa8.112 894.09.120 0 iii PP 3 指示功率 kwnViPN nii 9.91200 5.8124.08.11281200 4 指示熱效率 9 9 7.279885.04 4 1 0 0 2 8 38.1 1 2 83 8 2 5.03 1 4.83 1 4.8 1 svusit PH TPM （式中 Ps= 98KPa， Ts=283K 為進(jìn)氣管內(nèi)充量壓力及溫度） 5 指示比油耗 hkwHgiui /g6.29127997.044100 106.3106.3 66 6 平均有效壓力 K P a9 0 38.08.1 1 2 8 mie pp 7 有效熱效率 39.228.02 7 9 9 7.0 mie 8 有效功率 Kw92.78.09.9 mie NN 9 有效比油耗 hkwgggmie /5.3 6 48.0 6.2 9 1 可見，計算有效比油耗與計算過量空氣系數(shù)時假設(shè)的比油耗值較為接近 。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 14 第 4 章 發(fā)動機(jī)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(jìn)行分析，對曲柄連桿機(jī)構(gòu)的質(zhì)量進(jìn)行換算及其在運動過程中的慣性力進(jìn)行分析， 氣體作用力與往復(fù)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(jī)主要零部件的強(qiáng)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： Ne = 19Kw 最大轉(zhuǎn)速： n= 8500r min 4.1 活塞的位移、速度、加速度 1 活塞的位移： 如圖 4-1，設(shè)活塞處于 上止點時，活塞銷中心處于 x 坐標(biāo)原點，則 )c o sac o s()( LRRLX 式中 )s ina r c s in ( LR 簡化后可得： )2c o s1(4)c o s1( RX 式中 2217.0106 5.23 LR 2 活塞運動的速度 式中 圖 4-1 活塞位移簡圖 1-s67.88930850030 n w)2s in2( s in RwXV 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 15 活塞 的平均速度 snsC m /m0 2 5.1430 8 5 0 0105.4930 3- 活塞的最大速度 3 活塞的加速度 )2c o s( c o s2 RwXva 式中 222 /m5.1860067.8895.23 sRw 當(dāng) a=0時，最大加速度為： 22m a x /m3.2 2 7 2 42 2 1 7.015.1 8 6 0 0)1( sRwa ）（ 4.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)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(jìn)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(jié)果： 1 連桿總質(zhì) 量： Gc=215g 其中分配在小頭上作往復(fù)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(fù)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(fù)運動質(zhì)量 ： gGGmpcpj 2 1 0401 7 0 做旋轉(zhuǎn)運動的總質(zhì)量 ： gm r 5.1 7 6-mm2 rBrA 連桿組大共的質(zhì)量 ： gCGmnccrA 1 9 51 7 520 4.3 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運動的慣性力 1 往復(fù)慣性力jp 活塞面積 23-6-22 m1035.2107.5444 DF p 故 a K P a77.83-1035.22103- aFamppjj sRwV /m41.212217.011067.8895.231 23-2m a x 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 16 2 離心慣性力： 連桿組大頭質(zhì)量產(chǎn)生的離心慣性力 Pra： K P aF RwmppaAra 59.28931035.2 1067.8895.23195.02 3 622 曲拐不平衡質(zhì)量產(chǎn)生的離心慣性力： K P aF RwmpprBrB 1.420310507.2 1067.8895.23105.566 3 6232 離心慣性力之和 Pr： K P appp rBrar 52.1 3 0 91.4 2 0 358.2 8 9 3 4.4 氣體作用力與往復(fù)慣性力的合成分析 1 沿氣缸中心線作用的合力 P： 如圖 3 2，沿氣缸中心線方向作用在活塞上的合力為：0pppp jg 式中 Pg 氣缸內(nèi)氣體的作用力 Pj 活塞運動時的往復(fù)慣性力 P0 曲軸箱內(nèi)氣體作用在活塞下方的力： KPapo 1000 2 P 的傳遞與分解 在力的傳遞過程中， P 可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(cè)壓力 Pn， 即ncr ppp 從幾何關(guān)系可得 tanppn cosppcr 3 crp的傳遞與分解 Pcr 作用在曲軸銷上，可進(jìn)一步分解為曲柄切向力 Pt 和 曲柄法向力 Pra 其中： c o s/)s i n ()s i n ( Pppcrt c o s/)c o s ()c o s ( pppcrra )s in(s in 1 圖 4-2 往復(fù)慣性力分析 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 17 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： )(05891.01010507.2 33 mNPPRFPMttptt 2 連桿軸頸受力分析 作用于連桿軸頸的合力為：rAratrAcrc PPPPPR cR的大小為： K P aPPPRrAratc 22 )( 3 主軸頸的負(fù)荷 軸頸受力情況如圖 3 3： (1)切向力tPT 211 (2)法向力raPZ 211 (3)離心慣性力 0211 rPQ 故軸頸受力為111 QZTRs 21121 )( QZTR s 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 NP 對曲軸旋轉(zhuǎn)中心產(chǎn)生的力矩方向與曲軸旋轉(zhuǎn)方向相反時為正 Pt 順著曲軸轉(zhuǎn)向為正 Pra 指向曲軸旋轉(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(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 18 第 5 章 發(fā)動機(jī)主要零部件強(qiáng)度校核 本章依據(jù)前兩章內(nèi)容，曲軸是發(fā)動機(jī)承受力最復(fù)發(fā)的零部件，首先對曲軸在不同工況下的的進(jìn)行強(qiáng)度校核、再對連桿、活塞、活塞銷、氣缸頭螺栓等進(jìn)行詳細(xì)的強(qiáng)度校核。 5.1 曲軸的強(qiáng)度校核 1 曲軸的靜力強(qiáng)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 10 CA； （ 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(jìn)行受力分析如圖5-2 所示 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 19 圖 5-2 中， Kb 為各曲柄不平衡重的離心力， 其值為： NRwmK bb 2.6 6 9 65.1 8 6 0 0360222 NRwmK bb 2.6 5 1 05.1 8 6 0 03 5 0211 Cm 為曲柄銷離心力合力： NC M 4.5 1 1 5 15.1 8 6 0 02 7 4 以下對各計算工況進(jìn)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(biāo)定工況下的燃?xì)庾畲蟊l(fā)壓力： NFPPpZF 9.1249210474108.7200 623 1 曲柄銷 在曲柄銷中點截面 i i 上所受的彎曲應(yīng)力： 13.4730322045.6246322045.62462405.033 dwP Fb 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(yīng)力及壓縮應(yīng)力。 圖 5-1 曲軸簡圖 圖 5-2 曲軸受力分析 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 20 MPalb lZb 18.376121121645.624662210111 M P alb zc 65.4121 1 2 45.6 2 4 6011 M P acb 83.4165.418.37 由于 40Cr 的 MPab 8070故安全。 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(yīng)力為 M P adlzb 935.1040321145.62463233291 由于 40Cr 的 MPab 8070故各曲軸安全。 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(dāng) a=380時， Pt=2740KPa.即 Np t 2.7 7 47106042 7 40 32 NPra 7340 NPTT t 6.3 8 7 374372.7 7 4 7121 1821 曲柄銷圓角處的支反力為： Nl lCPFF Mra 2.1 8 1 63720 37)1 0 1 3 87 3 4 0(20 )(181821 Nl lPKK t 9.5 0 2 82037 372.7 7 4 720181821 1 曲柄銷 1F 引起的彎曲應(yīng)力： M P adF tb 7.133032202.181632203311 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 21 1K 引起的彎曲應(yīng)力 M P adKb 94.373032209.5 0 2 8322033112 1T 引起的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 M P adrT 93.4230205.232.7 7 4 7203311 合成應(yīng)力 M P abb 9.5893.4294.377.13 22222 22 10 由于 40Cr 的 0=80 lOOMPa，故安全。 2 曲柄臂 由 1Z 及1bK，引起的拉伸應(yīng)力： M P ahb KZ bc 7 3 4.1401 1 4 2.6 5 1 01 3 9 81111 由 1Z 引起的彎曲應(yīng)力： M P ahb lZb 735.040114 616139862211111 由 1T 和扭矩1kM引起的彎曲應(yīng)力 M P abh rPrT tb 094.46114405.232.7347162.77476221112 由 1T 在 -兩點產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 M P ahbq lT 24.240114303.0 162.7 7 4 7 2211111 由正在 -兩點產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 M P aq 664.124.2742.0122 由于 40Cr 的 0=80 lOOMPa，故安全。 3 主軸頸 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 22 主軸頸的危險斷面在軸頸與曲臂的交界處。 由 1Z 引起的彎曲應(yīng)力 M P adlZb 43.24032118.139032332911 由 1T 引起的 彎曲應(yīng)力 M P adlTb 5.134032112.774732332911 由klM引起的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 M P adM klb 49.1440165.232.7747163321 由于 40Cr 的 MPa80700 ，故安全。 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(dāng) 360 時， KPaPra 5850 即 NP ra 5.1 6 53 8106045 8 50 32 NPt 5.3170 Nl lCPZZ mra 3 2 0 074 37)1 0 1 3 85.1 6 5 3 8(211821 Nl lPTT t 1 5 8 574 373 1 7 021 1821 曲柄銷圓角 度處的支反力為： Nl lCPFF mra 4.4 1 5 42037 37)1 0 1 3 85.1 6 5 3 8(20181821 Nl lPKK t 2 0 5 82037 373 1 7 02017 1821 1 曲柄銷 由tF引起的彎曲應(yīng)力： 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 23 M P aWF tb 34.313032204.4 1 5 42031 由 1K 引起的彎曲應(yīng)力 ： M P aWK tb 53.153032202 0 5 82031 由 1T 引起的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： MPadrT 56.1730205.233170203311 合成應(yīng)力： M P abb 6.4956.17453.1534.314 22222 22 10 由于 rC40 的 MPa80700 ，故安全。 2 曲柄臂 由 1Z 及1bK引起的拉伸應(yīng)力： M P ahb KZ bc 38.140114 9 5 1 13 2 0 01111 由 1Z 引起的彎曲應(yīng)力： M P ahb lZb 68.140114 616320062211111 由 1T 和扭矩1kM引起的彎曲應(yīng)力 M P ahb rPrT tb 289.16114405.235.3 1 7 05.231 5 8 56212112 由 1T 在 - 兩點產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 M P ahbq lT 459.040114303.0 161 5 8 5 22111111 由 1T 在 - 兩點產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 M P aq 34.0459.0742.0122 由于 rC40 的 MPa80700 ，故安全。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 24 3 主軸頸 主軸頸的危險斷面在軸頸與曲臂的交界處。 由 1Z 引起的彎曲應(yīng)力 MPadlZb 6.5403211320032332911 由 1T 引起的彎曲應(yīng)力 M P adlTb 77.24032111 5 8 532332911 由1kM引起的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 M P adM kb 96.240165.231 5 8 51633211 合應(yīng)力為 M P abb 61.896.2477.26.54 22222 22 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(dāng) 495 時， Pra=2670.2KPa，即 NP ra 2.7549106042670 32 002.0 KPaPt Nl lCPZZ mra 6.8 8 4 33737 37)1 0 1 3 82.7 5 4 9(211821 Nl lCPFF mra 2.1 1 4 8 12037 37)1 0 1 3 82.7 5 4 9(20181821 1 曲柄銷 M P awFb 49.323032202.1 1 4 8 1203 由于 rC40 的 MPa80700 ，故安全。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 25 2 曲柄臂 由 1Z 及1bK引起的拉伸應(yīng)力： M P ahb KZ bc 0 2 5.4401 1 4 9 5 1 16.8 8 4 311 11 由 1Z 引起的彎曲應(yīng)力： M P ahb lZb 65.440114 6166.884362211111 由于 rC40 的 MPa80700 ，故安全。 5.2 連桿強(qiáng)度計算 5.2.1 連桿小頭 1.由慣性力拉伸引起的小頭應(yīng)力 連桿小頭簡化后如圖 4-3 所示 其中 mmr 5.71 mmr 75.102 , mmp 25 ， mmH 5.14 mmrrr 1 2 5.92 21 小頭壁厚 mmh 25.3 小頭寬度 mmb 19 活塞組的最大慣性力 圖 5-3 連桿小頭簡圖 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 26 NRwGp j 1 8 63)106 5.231(5.1 8 60 0170)1(2m a x 2 小頭中心截面上的彎矩 mNrPM cj31.010)029.04.11600033.0(125.93863)0297.000033.0(3m a x0 小頭中心截面上的法向力 NPM cj9.1 8 49)4.1160 0 08.04.116572.0(3 8 63)0 0 08.0572.0(m a x0 小頭固定截面上的彎矩 mNrPrNMM ccjc072.1)4.116c o s4.116( s i n10125.938635.0)4.116c o s1(10125.99.184931.0)c o s( s i n5.0)c o s1(33m a x002 小頭固定截面上的法向力 NPNN ccjc3.17664.116c os4.116s i n38635.04.116c os9.1849)c os( s i n5.0c os m a x02）（ 小頭受拉時固定截面處外表面拉壓力 M P ahbNhrhhrMaj42.57101925.313.176610)25.3125.92(25.31025.310125.96072.121)2(626633122 由最大壓縮力引起的應(yīng)力 小頭承受的最大壓縮力 NPDPPP jazc 1 6 7 0 63 8 6 32 0 5 6 94)( m a x2 根據(jù)0M，0N可知： rPMe 007.00 ePN 002.00 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 27 小頭受壓時中央截面上的彎矩和法向力 mNrPM e 1 8 3.01025.91 6 7 0 60 0 0 7.00 0 7.0 30 NPN e 4.331 6 7 0 6002.0002.00 小頭固定截面處的)(f值 0102.04.116c o s14.116s i n1804.11624.116s i nc o s1s i n2s i n)(f 小頭受壓時固定截面處的彎矩和法向力 Nm223.1-0102.010125.916706-10)4.116c o s1(125.94.331082.0)()c o s1(3-3-002 ccc frPrNMM M P a36.30-4.1 1 6co s4.330 1 0 2.01 6 7 0 6co s0)(2 NfPN cc 小頭受壓時固定截面處外表面應(yīng)力 M P ahbNhrhhrMac36.301925.315.15510)25.3125.92(25.325.3125.96233.121)2(623122 3 小頭的安全系數(shù) 材料的機(jī)械性能 030 MCr的抗拉強(qiáng)度 MPab 930 M P ab 4 6 59 3 05.0)55.0,45.0(1 故 M P alz 3725.468.0)9.0,7.0( 1 M P a5.6 9 75.465.1)6.1,4.4( 10 角系數(shù) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 28 3 3 3.05.6 9 7 5.6 9 74 6 522001 在固定角截面的外表面處 應(yīng)力幅 M P aacaja 89.43)36.3042.57(21)(21 平均應(yīng)力 M P aacaja 53.13)36.3042.57(21)(21 小頭安全系數(shù) 66.153.133 3 3.02.1 89.433 7 2 malzn 小頭截面慣性矩 4331 3.5412 25.31912 mmhbJ 4 小頭剛度校核（以直徑變形量來考核） umJEdp cmj 85.43.54102.210)908.1 1 4(293 8 6 310)90(5623623m a x1 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 最大拉伸力 NRwGGP j 69.5226103.22724)50180()1()( 32 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 29 最大壓縮力 NPPP jZc 54.1 5 5 6 2 559.5 2 2 611.2 0 8 5 1 2 桿身中間截面 - 處的應(yīng)力和安全系數(shù) - 截面面積 2105610105.16 mmF 由 P 引起的拉伸應(yīng)力 MPaFP jj 6.52101 0 559.5 2 2 66 桿身中間截面的慣性矩 圖 5-4 連桿桿身簡圖 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 30 M P ahtBBHJ x 324310)410(5.161012 1)(12 1 3333 M P ahthHBJ y 5.10741010)105.16(12 1)(12 1 3333 由壓縮和縱向彎曲引起的合成應(yīng)力 M P aPJlCFPcxc 8.1675.155624324310600035.01055.155624 221 M P aPJlCFP cyc 1.2225.1556241074 2.7600035.0105 5.1556244 222 桿身中間截面在擺動平面內(nèi)的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力 M P ajax 2.1102 6.528.16721 M P ajax 6.572 6.528.1 6 721 在與擺動平面垂直的平面內(nèi)的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力 M P ajay 35.1372 6.521.22222 M P ajmy 75.842 6.521.22222 桿身中間 截面在擺動平面內(nèi)的安全系數(shù) 35.36.57333.02.1 2.110372 myaxlzxn 桿身中間截面在與擺動平面垂直的平面內(nèi)的安全系數(shù) 6.275.84333.02.1 35.137372 myaylzyn 3 桿身最小截面 - 處的應(yīng)力和安全系數(shù) ii ii 截面以上部分連桿取重為 G=20g 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 31 最大拉伸力： NRwGGpj 86.45443.227242.0)( 2 最大壓縮力： NPPPjzc 24.1 6 3 0 686.4 5 4 41.2 0 8 5 1 最小截面 ii ii 的面積 經(jīng)計算可知： 2m in 100 mmF 由拉伸力引起的拉伸應(yīng)力 M P aFP jj 45.4510 0 86.45 44m in 由壓縮力引起的壓縮應(yīng)力 M P aF P cj 06.1 6 31 0 0 2.1 6 3 0 6m i n 應(yīng)力幅 M P acja 26.104)06.16345.45(21)(21 平均應(yīng)力 M P acja 8.58)06.16345.45(21)(21 最小截面處的安全系數(shù) 49.38.583 3 3.02.1 26.1 0 43 7 2 maylzyn 5.3 活塞頂強(qiáng)度計算 活塞頂形狀如圖所示，假設(shè)活塞頂為沿周緣固定的并承受均勻壓力（最大燃?xì)鈮毫Γ┑膱A形平板。 5.3.1 頂部周緣的應(yīng)力 周緣徑向最大應(yīng)力： 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 32 M P arx 176.71376.754.74 5.163143 2222 周緣切向最大應(yīng)力 M P aPru zy 888.6376.754.74 5.16326.043 2222 由于經(jīng)向強(qiáng)度差所引起的活塞頂部周緣應(yīng)力 )1(2 )()( u uETT wKTK 96.0)26.05.165.275.165.27(5.165.2754.754.7)(22222222 urbrbrb 60 wk TT /1102.2 5 25 /107 cmkgfE 故 MPaTk 19)96.026.01(2)26.096.0(102.260 5 周緣機(jī)械應(yīng)力和熱應(yīng)力的合力 M P aTkxk 176.9019176.71 M Pac 150130 5.3.2 頂部中心應(yīng)力 正向和切向的正應(yīng)力 M P aPur Zyx 31.33 5 7.7)26.01(54.7 5.1683)1(83 2222 頂部中心的熱應(yīng)力 MPauuETT wKTK02.510)96.026.01(4)46.026.03(107102.260)1(4)3()(255 頂部中心的合應(yīng)力 M P aTwxw 33.802.531.3 5.3.3 環(huán)槽截面 X X 的應(yīng)力計算 X X 截面面積計算 圖 5-5 活塞頂形狀 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 33 222 1 5 2 0)5.165.27( mmF x 最大危險應(yīng)力 M P aFPxxcm 8.915206043.5 2m a x M Pacm 4030 5.3.4 第一道活塞環(huán)帶的強(qiáng)度計算 環(huán)帶根部處的彎曲應(yīng)力 MPahDP z 58.2110)251(3 7 6.75.410)(5.4 3231 環(huán)帶根部的剪應(yīng)力 M P ahDP z 91.510251376.714.310 221 環(huán)帶根部處的合應(yīng)力 M P ap 88.2391.5358.213 2222 M Pacm 4030 5.3.5 活塞銷孔的最大比壓 不包括活塞銷的活塞組的最大往復(fù)慣性力 NRwmP jj 5.3331)2217.01(3.227241012.0)1( 32 最大燃?xì)鈮毫?NDPP z 2.1 5 0 60514376.74 22m a x 最大比壓 M P adl PPjj 688.845152 5.33312.150602m a x MPa30 5.3.6 活塞裙部單位側(cè)壓力 動力計算的最大側(cè)壓力 據(jù)動力計算知 NPN 4.833m ax 活塞裙部計算長度 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 34 mmHT 38 單位側(cè)壓力 M P aK 4 1 85.0104.5238 4.833 6m a x MPaK 30m ax 5.4 活塞銷強(qiáng)度計算 5.4.1 活塞銷的 比壓 活塞組最大往復(fù)慣性力 NRwmP jpjp 8.5274)2217.01(3.22724190)1(2 最大燃?xì)鈮毫?NDPP z 2 0 8 5 24 2m a x 連桿小頭寬度 A = 19mm 活塞銷外徑 d=15mm 比壓 M P aAd PP jw 66.541519 8.5 2 7 42 0 8 5 2m a x 5.4.2 活塞銷彎曲應(yīng)力及剪應(yīng)力 活塞銷最大計算載荷 NPPP j 6.1 6 8 0 04.4 0 5 12 0 8 5 2m a x 活塞銷長度 mml 45 活塞銷座開檔 mmb 17 連桿小頭厚 mma 19 活塞銷外徑 mmd 15 活塞銷內(nèi)徑 mmd 101 活塞銷內(nèi)外徑比 667.0a 彎曲應(yīng)力： M P aad abPWM 6.401)667.01(152.1 )667.05.117245(6.1 6 8 0 0)1(2.1 )5.121(m a x 4343 MPa500230 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 35 剪切應(yīng)力 : M P aad aaP 4.1 5 5)6 6 7.01(15 )6 6 7.06 6 7.01(6.1 6 8 0 085.0)1( )1(85.0 42 242 2 MPa220120 5.4.3 活塞銷的最大 失圓度 mmkaaEl Dd 034.0)4.0667.0(151510245 6.1680009.01109.0 353m a x 連 桿 小 頭 與 活 塞 銷 的 設(shè) 計 間 隙 為0.016 0.04mm 由于失圓而引起的彎曲應(yīng)力 最大彎曲應(yīng)力產(chǎn)生于如圖 4-6 所示的中央斷面上。 現(xiàn)計算該斷面上 1、 2， 3、 4 M P akaaaadlP84.6154.0667.011)667.01(667.1667.219.015456.1 6 8 0 011)1()1)(2(19.0221 M P akaaaaadlP7.17454.0667.011667.0)667.01(667.1667.219.015456.1 6 8 0 011)1()1)(2(19.0222 M P akaaaaadlP9.18054.0667.011667.0)667.01(667.1667.2174.015456.1 6 8 0 011)1()1)(2(174.0223 圖 5-6 斷面彎曲應(yīng)力 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 36 M P akaaaaadlP66.1554.0667.01636.2667.0)667.01(667.1667.2174.015456.1680011)1()1)(2(174.0224 5.5 氣缸頭螺栓強(qiáng)度計算 5.5.1 缸頭螺栓的受力 缸頭螺栓受到三個力的作用：預(yù)緊力app，燃?xì)庾饔昧?zp ，以及由于被聯(lián)接零件和螺栓的熱膨脹系數(shù)不同而產(chǎn)生的附加力tp，故螺栓的計算載荷為 tzapp ppxpp 1 預(yù)緊力 iFpmp zap 式中 m 預(yù)緊系數(shù)，一般為數(shù) 1.26 1.5 現(xiàn)取 1.5； Pz 燃?xì)庾畲蟊l(fā)壓力為 6.955MPa； i 螺拴數(shù)為 4； F 缸頭受燃?xì)鈮毫Φ拿娣e， 2362 10507.2105.564 mF 故有 Npap 3.1 8 6 34105 0 7.29 5 5.45.1 3 2 燃?xì)庾饔昧?zpx 是一個交變的動力載荷，其中 x 為螺拴及聯(lián)結(jié)的基本載荷系數(shù)，由于 x 值很小 . zpx 可忽略不計。 3 附加力 發(fā)動機(jī)的缸體和缸頭均為 HT200，其熱膨脹系數(shù)為 )/1(102.2 5 ， 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 37 螺栓材料為 40Cr，其熱膨脹系數(shù)為 )/1(100.1 5 ，當(dāng)強(qiáng)度達(dá)到 100時，二者相差的線膨脹率為 0.0012，產(chǎn)生的附加力遠(yuǎn)小于預(yù)緊力，故可忽略 4 計算載荷 NPp