[CAD圖紙全套]摩托車發(fā)動機設計及仿真建模設計

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量最大的國家。而發(fā)動機是摩托車的心臟，發(fā)動機品質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 件 建模 做裝配和運動仿真。 關鍵詞 ： 發(fā)動機 建模 、 熱計算 、 動力分析 、 強度校核 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 0 of of to s is of ly a is or of by be I 25 as a to a of of of 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 套圖紙， 扣扣 414951605 目 錄 摘 要 . I . 1 章 緒論 . 1 發(fā)動機發(fā) 展概況 . 1 本文主要研究內容 . 1 第 2 章 發(fā)動機的建模 . 3 發(fā)動機設計流程 . 3 發(fā)動機典型零部件的設計演示 . 3 塞的設計 . 3 門彈簧的設計 . 4 時齒輪的設計 . 5 動機殼體的設計 . 5 發(fā)動機的裝配演示及材質的添加 . 6 發(fā)動機的仿真運動演示 . 7 發(fā)動機的裝配模擬制作 . 8 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 發(fā)動機模型的后期制作 . 8 第 3 章 發(fā)動機熱計算 . 10 換氣過程計算 . 10 化學計算 . 10 壓縮 過程計算 . 11 燃燒過程計算 . 12 膨脹過程計算 . 12 技術指標計算 . 13 第 4 章 發(fā)動機動力計算 . 14 活塞的位移、速度、加速度 . 14 曲柄連桿機構的質量換算 . 15 曲柄連桿機構運動的慣性力 . 15 氣體作用力與往復慣性力的合成分析 . 16 曲軸、連桿軸頸、主軸頸的受力分析 . 17 第 5 章 發(fā)動機主要零部件強度校核 . 18 曲軸的強度校核 . 18 動瞬時 . 19 定工況下，曲拐受最大切向力時 . 20 定工況下，曲拐受最大法向力時 . 22 定工況下，曲拐受最小法向力時 . 24 連桿強度計算 . 25 桿小頭 . 25 桿桿身 . 28 活塞頂強度計算 . 31 部周緣的應力 . 31 部中心應力 . 32 槽截面 X X 的應力計算 . 32 一道活塞環(huán)帶的強度計算 . 33 塞銷孔的最大比壓 . 33 塞裙部單位側壓力 . 33 塞銷強度計算 . 34 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 V 塞銷的比壓 . 34 塞銷彎曲應力及剪應力 . 34 塞銷的最大失圓度 . 35 缸頭螺栓 強度計算 . 36 頭螺栓的受力 . 36 頭螺栓的應力及安全系數(shù) . 37 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 1 第 1 章 緒論 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 。 回顧發(fā)動機產生和發(fā)展的歷史，它經(jīng)歷了外燃機和內燃機兩個發(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)動機將這種燃燒產生的熱能轉化成動能，瓦特改良的蒸汽機就是一種典型的外燃機，當大量的煤燃燒產生熱能把水加熱成大量的水蒸汽時，高壓便產生了，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變。 明白了什么是外燃機，也就知道了什么是內燃機。這一類型的發(fā)動機與外燃機的最大不同在于它的燃 料在其內部燃燒。內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生高壓燃氣，利用燃氣的高壓推動燃氣輪機的葉片旋轉，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。 文主要研究內容 25 發(fā)動機 為模型 ，制定總體設計方案，用 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 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 2 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 最后發(fā)動機總體殼體的設計 ， 做運動仿真以及裝配過程的視頻展示 (見附件光盤 )。 其進行熱計算、動力分析、以及主要零部件的強度校核。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 3 第 2 章 發(fā)動機的建模 動機設計流程 摩托車發(fā)動機的建 模 用 件，主要采用以活塞為中心，自上而下、自內向外的建模方法，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 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，以滿足整個發(fā)動機的整體協(xié)調性和最后在 塊中更好的做裝配動畫和運動仿真。設計思路如圖 2示： 動機典型零部件的設計演示 塞的設計 活塞的形狀大體上是圓形，形狀規(guī)則，可先通過旋轉體命令 （如圖 2，旋轉草圖生成，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，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，繼續(xù)分割而成。生成實體后，倒角 （如圖 2。 活塞組設計 連桿組設計 曲軸設計 曲柄連桿組設計 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 動仿真 裝配 發(fā)動機整體殼體 裝配動畫的制作 圖 2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 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，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，之后分割去除彈簧兩端多余的部分 （如圖 2。 圖 2轉 圖 2割 圖 2像 圖 2孔 圖 2旋線 圖 2生成實體 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 5 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，添加公式 （如圖 2，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，通過圓形陣列生成一個完整的 齒 輪 （如圖 2。 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)成式外形設計和自由曲面模塊結合使用 （如圖2，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。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義參數(shù) 圖 2加公式 圖 2成一個齒 圖 2列 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 6 動機的裝配演示及材質的添加 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，保存為活塞組產品；同理可把兩個曲柄裝配成為曲軸組產品 （如圖 2。再在裝配模塊中，導入活塞組和曲軸產品進行裝配，再導入剩下的那些需要裝配的 零部件 （如圖 2。 圖 2體曲面的創(chuàng)建 圖 2厚 圖 2塞組的裝配 圖 2軸的裝配 圖 2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用庫文件 （如圖 2，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，可以通過應用材質按鈕對零部件進行添加材質（如圖 2，最后也可以通過渲染按鈕進行簡單渲染。 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（ 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。最后，一定要有固定元件（殼體），驅動元件（活塞的運動）以及參數(shù)編輯驅動元件的運功公式 （如圖 2，最終用 進行模擬仿真運動 （如圖 2。 圖 2準件庫的使用 圖 2加材質 圖 2義運動接頭 圖 2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 動機的裝配模擬制作 分析發(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。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。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。 動機模型的后期制作 用 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。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。建模完成之后，用 件做整體效圖 2擬運 動 圖 2義運動軌跡 圖 2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 果圖的渲染，以達到更加逼真的效果美圖 （如圖 2 圖 2體渲染效果圖 圖 2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= 活塞行程： s=47 缸數(shù)： i=1 排量： 壓 縮比 : 1:9 曲軸半徑與連桿長度比： R/L=06 最大轉速 :n=8500r/ 最大功率 : 大扭矩 : 500標準大 氣壓： 000 980 燃料平均重量成分 :C=H=115 )(/4 4 1 0 0 燃料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= 進氣溫升 : T=4 殘余廢氣系數(shù) : r= 殘余廢氣溫度 : 930K 壓縮多變指數(shù)： = 膨脹多變指數(shù) : = 示功圖豐滿系數(shù)： = 熱量利用系 : z= 傳動效率 : = 機械效率： =氣過程計算 1 進氣終點壓力 2 進氣終點溫度 r 氣效率 3264298100851 學計算 1 燃燒 料所需的理論空氣量 燃料空氣 k m o o 2nf24 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 11 )(/)(0 燃料空氣 式中 空氣的平均分子量 2 燃燒前工質的摩爾數(shù) )(/K m o 料o 3 燃燒后工質的摩爾數(shù) )(/料m o o 4 理論分子變更系數(shù) 實際分子變更系數(shù) r 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： 35 /0000 故吸氣量為： 0 7 過量空氣系數(shù) 設比油耗 /325則汽油機的耗油量為 故過量空氣系數(shù) 接近）（與所選 縮過程計算 1 壓縮過程中任意點 x 的壓力為 : )的氣缸容積為式中）（ 2 壓縮終點壓力 K P 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： 6 燒過程計算 1 因不完全燃燒而損失的熱量為： 58000(1- a)=58000 800g 燃料 2 汽油機的燃燒方程為： 1)1()( 式中 K m o lK m o lK c m o 1044044100( 根據(jù)燃燒產物平均定壓摩爾比熱表，可得 k m 3 0 0 1 423240 097K 3 壓力升高比 最高爆發(fā)壓力 K P 8 21 5 4 P 脹過程計算 1 膨脹過程中任意點 x 的壓力為： 2 ）（ V b 式中 X 點的氣缸容積 2 膨脹終點壓力 K P 689 8 2 3 膨脹終點溫度 n 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 13 術指標計算 1 理論平均指示壓力 11(11(1(11)11( 2 實際平均指示壓力 K P 3 指示功率 0 0 2 81 2 0 0 4 指示熱效率 1 0 0 2 83 8 2 H （式中 9883K 為進氣管內充量壓力及溫度） 5 指示比油耗 /6 6 平均有效壓力 K P 7 有效熱效率 8 有效功率 N 9 有效比油耗 /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，對曲柄連桿機構的質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= 活塞行程： S= 47缸數(shù) : i=1 壓縮比 : = 9 曲柄半徑與連桿長度比 :R/L=06 最大功率： 19大轉速： n= 8500r 塞的位移、速度、加速度 1 活塞的位移： 如圖 4活塞處于 上止點時，活塞銷中心處于 x 坐標原點，則 )c o o s()( 式中 ) 簡化后可得： )2c o )c o 2 活塞運動的速度 式中 圖 4塞位移簡圖 0 030 n w)2s s 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 15 活塞 的平均速度 m /- 活塞的最大速度 3 活塞的加速度 )2c o s( c o 式中 222 / 6 0 當 a=0時，最大加速度為： 22m a x / 7 2 42 2 1 6 0 0)1( ）（ 柄連桿機構的質量換算 用雙質量替代系統(tǒng)對連桿組的質量進行換 算，即用兩個假想的集中于連桿大小頭中心的質量代替連桿組實際的分布質量，根據(jù)實測，可得出如下結果： 1 連桿總質 量： 15g 其中分配在小頭上作往復運動的質量 ： 0g 其中分配在大頭上作旋轉運動的質量 ： 175g 2 連桿大頭軸瓦質量 ： 0g 作往復運動的活塞組總質 ： 170g 曲軸旋轉質量換算 ： 復運動質量 ： 1040170 做旋轉運動的總質量 ： gm r 連桿組大共的質量 ： 9517520 柄連桿機構運動的慣性力 1 往復慣性力23 DF p 故 a K 03- 3a x 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 16 2 離心慣性力： 連桿組大頭質量產生的離心慣性力 K P 622 曲拐不平衡質量產生的離心慣性力： K P 0 6232 離心慣性力之和 K P 0 0 9 3 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 3 2，沿氣缸中心線方向作用在活塞上的合力為：0 式中 氣缸內氣體的作用力 活塞運動時的往復慣性力 曲軸箱內氣體作用在活塞下方的力： 0002 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 垂直于氣缸中心線的側壓力 即 從幾何關系可得 3 用在曲軸銷上，可進一步分解為曲柄切向力 曲柄法向力 其中： c o s/)s i n ()s i n ( c o s/)c o s ()c o s ( ) 圖 4復慣性力分析 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 17 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 作用下旋轉，故主軸頸承受的扭矩為： )(3 2 連桿軸頸受力分析 作用于連桿軸頸的合力為： 大小為： K P 2 )( 3 主軸頸的負荷 軸頸受力情況如圖 3 3： (1)切向力11(2)法向力11 (3)離心慣性力 0211 21121 )( s 以上計算中，符號規(guī)定如下： 朝向曲軸旋轉中心為正 壓縮連桿為正 對曲軸旋轉中心產生的力矩方向與曲軸旋轉方向相反時為正 順著曲軸轉向為正 指向曲軸旋轉中心時為正 與曲釉旋轉方向相同時為正 圖 4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。 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 10 （ 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示，對曲軸各部分進行受力分析如圖5示 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 19 圖 5， 各曲柄不平衡重的離心力， 其值為： 8600360222 1 6 0 0350211 曲柄銷離心力合力： 以下對各計算工況進行計算： 動瞬時 曲拐在上止點時， T=O， ， 。 曲拐承受的壓力為標定工況下的燃氣最大爆發(fā)壓力： 200 623 1 曲柄銷 在曲柄銷中點截面 i i 上所受的彎曲應力： 臂 最大彎曲力矩產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。 圖 5軸簡圖 圖 5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 M P M P M P 由于 40 070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，各斷面的彎曲應力為 M P 由于 40 070故各曲軸安全。 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， Np t 2 340t 821 曲柄銷圓角處的支反力為： Nl 1 63720 37)1 0 1 3 87 3 4 0(20 )(181821 Nl t 2 82037 4 720181821 1 曲柄銷 1F 引起的彎曲應力： M P 8 1 632203311 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 21 1K 引起的彎曲應力 M P 2 8322033112 1T 引起的扭轉應力 M P 47203311 合成應力 M P 2222 22 10 由于 40 0=80 安全。 2 曲柄臂 由 1Z 及1起的拉伸應力： M P Z 由 1Z 引起的彎曲應力： M P 16139862211111 由 1T 和扭矩1M P 由 1T 在 -兩點產生的扭轉應力 M P 211111 由正在 -兩點產生的扭轉應力 M P 由于 40 0=80 安全。 3 主軸頸 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 22 主軸頸的危險斷面在軸頸與曲臂的交界處。 由 1Z 引起的彎曲應力 M P 由 1T 引起的 彎曲應力 M P 7 4 732332911 由M P 由于 40 00 ，故安全。 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 360 時， 850即 NP 2 Nl 20074 37)11821 Nl t 158574 37317021 1821 曲柄銷圓角 度處的支反力為： Nl 7)0181821 Nl t 20582037 3731702017 1821 1 曲柄銷 由 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 23 M P 由 1K 引起的彎曲應力 ： M P 由 1T 引起的扭轉應力： M P 合成應力： M P 2222 22 10 由于 00 ，故