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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 Abstract Come nearly 10 years, development of industry of our country autocycle 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 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. 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 目 录 摘 要 .I 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 III Abstract II 第 1 章 绪论 .1 1.1 发动机发展概况.1 1.2 本文主要研究内容 1 第 2 章 发动机的建模 .3 2.1 发动机设计流程 3 2.2 发动机典型零部件的设计演示 3 2.2.1 活塞的设计 3 2.2.2 气门弹簧的设计 4 2.2.3 正时齿轮的设计 5 2.2.3 发动机壳体的设计 5 2.3 发动机的装配演示及材质的添加 6 2.4 发动机的仿真运动演示 7 2.5 发动机的装配模拟制作 8 2.6 发动机模型的后期制作 8 第 3 章 发动机热计算 10 3.1 换气过程计算 .10 3.2 化学计算 .10 3.3 压缩过程计算 .11 3.4 燃烧过程计算 .12 3.5 膨胀过程计算 .12 3.6 技术指标计算 .13 第 4 章 发动机动力计算 14 4.1 活塞的位移、速度、加速度 .14 4.2 曲柄连杆机构的质量换算 .15 4.3 曲柄连杆机构运动的惯性力 .15 4.4 气体作用力与往复惯性力的合成分析 .16 4.5 曲轴、连杆轴颈、主轴颈的受力分析 .16 第 5 章 发动机主要零部件强度校核 18 5.1 曲轴的强度校核 .18 5.1.1 起动瞬时 .19 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 IV 5.1.2 额定工况下，曲拐受最大切向力时 .20 5.1.3 额定工况下，曲拐受最大法向力时 .22 5.1.4 额定工况下，曲拐受最小法向力时 .24 5.2 连杆强度计算 .25 5.2.1 连杆小头 .25 5.2.2 连杆杆身 .28 5.3 活塞顶强度计算 .31 5.3.1 顶部周缘的应力 .31 5.3.2 顶部中心应力 .32 5.3.3 环槽截面 XX 的应力计算 32 5.3.4 第一道活塞环带的强度计算 .32 5.3.5 活塞销孔的最大比压 .33 5.3.6 活塞裙部单位侧压力 .33 5.4 活塞销强度计算 33 5.4.1 活塞销的比压 .33 5.4.2 活塞销弯曲应力及剪应力 .34 5.4.3 活塞销的最大失圆度 .34 5.5 气缸头螺栓强度计算 35 5.5.1 缸头螺栓的受力 .35 5.5.2 缸头螺栓的应力及安全系数 .36 5.5.3 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 V 全套图纸，加 153893706 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 2 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。 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 3 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 4 2.2.2 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 5 2.2.3 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 6 2.3 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 8 2.5 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 软件做整体效果图的渲染，以达到更加 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 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 10 m 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: 曲轴半径与连杆长度比：R/L=23.5/1061:9 最大转速:n=8500r/min 最大功率:kwNe0 . 9 最大扭矩: 最大转矩对应转速:mNM8 . 8 max min/7500 max rn 标准大气压： KpaP100 0 KT298 0 燃料平均重量成分:C=0.855 H=0.145 115 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： =0.80 3.1 换气过程计算 1 进气终点压力 KPaPPa8585 . 0 0 2 进气终点温度 K 2 . 326 04 . 0 1 93004 . 0 4298 1 r rTTT T ro a 3 充气效率 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 化学计算 1 燃烧 lKg 燃料所需的理论空气量 燃料空气kg/512 . 0 4 145 . 0 12 855. 0 21. 0 1 3241221. 0 1 kmol OHC Lo 2 n f 1 n f mlVh124 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 11 )(/ )(828.1496.28 00 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 . 0 115 1 512. 073 . 0 1 1 燃料kg m aLM o 3 燃烧后工质的摩尔数 )(/439. 0512. 073 . 0 79. 0 2 145. 0 12 85 . 0 79 . 0 212 2 燃料kgkmolaL HC M o 4 理论分子变更系数 1478. 1 3825 . 0 493 . 0 1 2 M M o 5 实际分子变更系数 42 . 1 04 . 0 1 04. 01478 . 1 1 r r o 6 汽油机每小时吸气量 在标准大气状态下空气的比重为： 3 5 /kg169 . 1 8 . 29 1 . 287 10 0 0 0 m RT P 故吸气量为： hKgnrVG nVh /05.3110850030169 . 1 124. 084 . 0 30 3 0 7 过量空气系数 设比油耗 hkggge/325 则汽油机的耗油量为 hkggNG eer /86. 2325 . 0 8 . 8 故过量空气系数 接近）（与所选a73 . 0 828.1485 . 2 05.31 oL a Gr Gh 3.3 压缩过程计算 1 压缩过程中任意点 x 的压力为: )xV( V V 85)( cx 32. 1 点的气缸容积为式中）（ cx a xc a ex V V PaP 2 压缩终点压力 KPa1545985 32 . 1 n PaPc 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 12 3 压缩终点温度： K 9 . 6589 2 . 326 32 . 0 1 n TaTc 9 . 385273Tctc 3.4 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： 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 根据燃烧产物平均定压摩尔比热表，可得 =23240 Tz=2097K kmolkJCv/30014 z t 3 压力升高比 52. 4 9 . 658 2097 42 . 1 c z T T u 4 最高爆发压力 KPa 2 . 6982154552 . 4 cz PP 3.5 膨胀过程计算 1 膨胀过程中任意点 x 的压力为： 32. 1 2 .6982)( 2 ）（Vbx Vz V V PP n bx z zbx 式中 X 点的气缸容积 cx V 2 膨胀终点压力 KPa P P n z b 468 9 2 .6982 23 . 1 2 3 膨胀终点温度 K T T n z b 1 .1265 9 2097 23 . 0 1 2 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 13 3.6 技术指标计算 1 理论平均指示压力 K nn Pc P nn i 9 . 1200) 9 1 1 ( 32 . 0 1 ) 9 1 1 ( 23 . 0 52 . 4 8 1545 ) 1 1 ( 1 1 ) 1 1 ( 11 32 . 0 23 . 0 1 1 1 2 12 2 实际平均指示压力 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 指示热效率 997.27 9885. 044100 283 8 . 11283825. 0 314 . 8 314. 8 1 svu si t PH TPM （式中 Ps= 98KPa，Ts=283K 为进气管内充量压力及温度） 5 指示比油耗 hkw H g iu i /g 6 . 291 27997 . 0 44100 106 . 3106 . 3 66 6 平均有效压力 KPa9038 . 0 8 . 1128 mie pp 7 有效热效率 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：= 19KwNe 最大转速：n= 8500rmin 4.1 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( L R 简化后可得： )2cos1 ( 4 )cos1 ( RX 式中 2217. 0 106 5 . 23 L R 2 活塞 运动的 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 图 4-1 活塞位移简图 1 - s67.889 30 8500 30 n w )2sin 2 (sin RwXV 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 15 3 活塞的加速度 )2cos(cos 2 RwXva 式中 222 /m 5 . 1860067.8895 .23sRw 当 a=0时，最大加速度为： 22 max /m 3 . 227242217 . 0 1 5 . 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= 175g 2 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： gGGm pcpj 21040170 做旋转运动的总质量： gmr5 .176-mm2 rBrA 连杆组大共的质量：gCGm nccrA 19517520 4.3 曲柄连杆机构运动的惯性力 1 往复惯性力 j p 活塞面积 23-6-22 m1035. 210 7 . 54 44 DFp 故 aKPa77.83- 1035 . 2 210 3- a F am p p j j 2 离心惯性力： 连杆组大头质量产生的离心惯性力 Pra： sRwV/m41.212217 . 0 11067.889 5 . 231 23-2 max 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 16 KPa F Rwm p p aA ra 59.2893 1035. 2 1067.8895 .23195 . 0 2 3 622 曲拐不平衡质量产生的离心惯性力： KPa F Rwm p p rB rB 1 .4203 10507 . 2 1067.889 5 . 2310 5 . 566 3 6232 离心惯性力之和 Pr： KPappp rBrar 52.1309 1 . 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： 0 pppp jg 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 ncr ppp 从几何关系可得 tanppn cos p pcr 3 的传递与分解 cr p 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(Ppp crt cos/ )cos()cos(ppp crra 4.5 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 . 0 1010507. 2 33 mNPPRFPM ttptt )sin(sin 1 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 17 2 连杆轴颈受力分析 作用于连杆轴颈的合力为： rAratrAcrc PPPPPR 的大小为： c R KPaPPPR rAratc 2 2 )( 3 主轴颈的负荷 轴颈受力情况如图 33： (1)切向力 t PT 2 1 1 (2)法向力 ra PZ 2 1 1 (3)离心惯性力0 2 1 1 r PQ 故轴颈受力为 111 QZTRs 2 11 2 1 )(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 对曲轴旋转中心产生的力矩方向与曲轴旋转方向相反时 N P 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： 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 19 NRwmK bb 2 .6696 5 . 18600360 2 22 NRwmK bb 2 . 6510 5 . 18600350 2 11 Cm 为曲柄销离心力合力：NCM 4 . 51151 5 . 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： NFPP pZF 9 . 124921047 4 108 .7200 623 1 曲柄销 在曲柄销中点截面 ii 上所受的弯曲应力： 13.47 30 32 2045.6246 32 2045.6246 2 40 5 . 0 33 d w PF b 2 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。 MPa lb lZ b 18.37 6 12112 1645.6246 6 22 101 11 MPa lb z c 65. 4 12112 45.6246 01 1 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 MPa cb 83.4165 . 4 18.37 由于 40Cr 的故安全。 MPa b 8070 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 MPa d lz b 935.10 40 32 1145.6246 32 3 3 2 91 由于 40Cr 的故各曲轴安全。 MPa b 8070 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 .77471060 4 2740 32 NPra7340N P TT t 6 .3873 74 37 2 . 7747 121 18 21 曲柄销圆角处的支反力为： 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 曲柄销 引起的弯曲应力： 1 F MPa d Ft b 7 .13 30 32 20 2 . 1816 32 20 3 3 1 1 引起的弯曲应力 1 K MPa d K b 94.37 30 32 20 9 . 5028 32 20 3 3 1 1 2 引起的扭转应力 1 T 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 21 MPa d rT 93.42 30 20 5 . 232 .7747 20 3 3 1 1 合成应力 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，引起的拉伸应力： 1 Z 1b K MPa hb KZ b c 734. 1 40114 2 . 65101398 11 11 由引起的弯曲应力： 1 Z MPa hb lZ b 735 . 0 40114 6161398 6 22 11 11 1 由和扭矩引起的弯曲应力 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-两点产生的扭转应力 1 T MPa hbq lT 24 . 2 40114303 . 0 16 2 . 7747 22 111 11 由正在-两点产生的扭转应力 MPaq664. 124 . 2 742. 0 122 由于 40Cr 的=80lOOMPa，故安全。 0 3 主轴颈 主轴颈的危险断面在轴颈与曲臂的交界处。 由引起的弯曲应力 1 Z MPa d lZ b 43 . 2 40 32 118 .1390 32 3 3 2 91 1 由引起的弯曲应力 1 T 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 22 MPa d lT b 5 .13 40 32 112 .7747 32 3 3 2 91 1 由引起的扭转应力 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 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 当时， 360KPaPra5850 即 NPra 5 . 165381060 4 5850 32 NPt5 .3170 N l lCP ZZ mra 3200 74 37)10138 5 . 16538( 21 18 21 N l lP TT t 1585 74 373170 21 18 21 曲柄销圆角度处的支反力为： 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 曲柄销 由引起的弯曲应力： t F MPa W Ft b 34.31 30 32 20 4 . 415420 3 1 由引起的弯曲应力： 1 K MPa W Kt b 53.15 30 32 20205820 3 1 由引起的扭转应力： 1 T 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 23 MPa d rT 56.17 30 20 5 . 233170 20 3 3 1 1 合成应力：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 由及引起的拉伸应力： 1 Z 1b K MPa hb KZ b c 38 . 1 40114 95113200 11 11 由引起的弯曲应力： 1 Z MPa hb lZ b 68 . 1 40114 6163200 6 22 11 11 1 由和扭矩引起的弯曲应力 1 T 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-两点产生的扭转应力 1 T MPa hbq lT 459. 0 40114303. 0 161585 22 111 11 1 由在-两点产生的扭转应力 1 T MPaq34. 0459 . 0 742. 0 122 由于的，故安全。 r C40 MPa8070 0 3 主轴颈 主轴颈的危险断面在轴颈与曲臂的交界处。 由引起的弯曲应力 1 Z MPa d lZ b 6 . 5 40 32 113200 32 3 3 2 91 1 由引起的弯曲应力 1 T 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 24 MPa d lT b 77 . 2 40 32 111585 32 3 3 2 91 1 由引起的扭转应力 1k M MPa d Mk b 96 . 2 40 16 5 . 231585 16 3 3 2 1 1 合应力为 MPa bb 61 . 8 96 . 2 477. 26 . 54 22222 2 2 10 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 当时，Pra=2670.2KPa，即 495 NPra 2 . 75491060 4 2670 32 002. 0KPaPt N l 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 曲柄销 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 由及引起的拉伸应力： 1 Z 1b K MPa hb KZ b c 025 . 4 40114 95116 .8843 11 11 由引起的弯曲应力： 1 Z 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 25 MPa hb lZ b 65 . 4 40114 616 6 . 8843 6 22 11 11 1 由于的，故安全。 r C40 MPa8070 0 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 . 7 1 mmr75.10 2 mmp25mmH 5 . 14 mm rr r125 . 9 2 21 小头壁厚小头宽度mmh25 . 3 mmb19 活塞组的最大惯性力 NRwGpj1863) 106 5 .23 1 ( 5 . 18600170)1 ( 2 max 2 小头中心截面上的弯矩 mN rPM cj 31 . 0 10)029 . 0 4 . 11600033. 0(125 . 9 3863 )0297 . 0 00033. 0( 3 max0 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 N PM cj 9 . 1849 ) 4 . 1160008 . 0 4 .116572. 0(3863 )0008. 0572. 0( max0 小头固定截面上的弯矩 mN rPrNMM ccjc 072 . 1 ) 4 . 116cos4 .116(sin10125 . 9 38635 . 0 ) 4 . 116cos1 (10125 . 9 9 . 184931 . 0 )cos(sin5 . 0)cos1 ( 3 3 max002 小头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 ）（ 小头受拉时固定截面处外表面拉压力 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 由最大压缩力引起的应力 小头承受的最大压缩力 NP D PPP jazc 16706386320569 4 )( max 2 根据，可知： 0 M 0 NrPM e 007. 0 0e PN002. 0 0 小头受压时中央截面上的弯矩和法向力 mNrPM e 183 . 0 1025 . 9 167060007 . 0 007 . 0 3 0 NPN e 4 . 3316706002. 0002 . 0 0 小头固定截面处的值 )( f 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 27 0102 . 0 4 . 116cos 1 4 . 116sin 180 4 . 116 2 4 .116sin cos 1 sin 2 sin )( 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 . 9 4 . 331082 . 0 )()cos1 ( 3-3- 002 ccc frPrNMM MPa36.30- 4 . 116cos4 .330102. 016706cos 0)(2 NfPN cc 小头受压时固定截面处外表面应力 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( 6 2 3 1 22 3 小头的安全系数 材料的机械性能 的抗拉强度 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 角系数 333 . 0 5 . 697 5 . 69746522 0 01 在固定角截面的外表面处 应力幅 MPa acaja 89.43)36.3042.57( 2 1 )( 2 1 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 28 平均应力 MPa acaja 53.13)36.3042.57( 2 1 )( 2 1 小头安全系数 66. 1 53.13333 . 0 2 . 1 89.43 372 m a lz n 小头截面惯性矩 4 33 1 3 . 54 12 25 . 3 19 12 mm hb J 4 小头刚度校核（以直径变形量来考核） um JE dp cmj 85 . 4 3 . 54102 . 210 )90 8 . 114(293863 10 )90( 56 23 6 2 3 max 1 小头孔与活塞销的冷间隙um4016 5.2.2 连杆杆身 杆身可简化为图 5-4 1 杆身计算力 -截面以上部分的连杆重为 G=50g 最大拉伸力 NRwGGPj69.522610 3 . 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 NPPP jZc 54.15562559.522611.20851 2 杆身中间截面-处的应力和安全系数 -截面面积 2 10561010 5 . 16mmF 由 P 引起的拉伸应力 MPa F Pj j 6 . 52 10105 59.5226 6 杆身中间截面的惯性矩 MPahtBBHJx324310)410(5 .1610 12 1 )( 12 1 3333 MPahthHBJy 5 . 10741010)105 .16( 12 1 )( 12 1 3333 由压缩和纵向弯曲引起的合成应力 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 杆身中间截面在摆动平面内的应力幅和平均应力 MPa j ax 2 . 110 2 6 . 52 8 . 167 2 1 MPa j ax 6 . 57 2 6 . 52 8 . 167 2 1 在与摆动平面垂直的平面内的应力幅和平均应力 MPa j ay 35.137 2 6 .521 .222 2 2 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 30 MPa j my 75.84 2 6 .52 1 . 222 2 2 杆身中间截面在摆动平面内的安全系数 35 . 3 6 . 57333 . 0 2 . 1 2
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