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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計
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CATIA軟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
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 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 錄
摘 要 I
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 曲柄連桿機構的質量換算 15
4.3 曲柄連桿機構運動的慣性力 15
4.4 氣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
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環(huán)槽截面X～X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
39
哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計
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，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(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(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)。
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：
活塞組設計
連桿組設計
裝配
曲柄連桿組設計
曲軸設計
發(fā)動機整體殼體
裝配
氣門組設計
氣門搖臂組
裝配
配氣機構設計
正時從動部件
裝配動畫的制作
DMU運動仿真
圖2-1 設計流程圖
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，可先通過旋轉體命令（如圖2-2），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2-3），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）。
圖2-3 分割
圖2-2 旋轉
圖2-4 鏡像
圖2-5 油孔
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2-7 肋生成實體
圖2-6螺旋線
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）。
圖2-9 添加公式
圖2-8 定義參數(shù)
圖2-10 生成一個齒
圖2-11 陣列
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2-13 加厚
圖2-12 殼體曲面的創(chuàng)建
2.3 發(fā)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2-14），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（如圖2-16）。
圖2-15 曲軸的裝配
圖2-14 活塞組的裝配
圖2-16 整體的裝配
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，可以通過應用材質按鈕對零部件進行添加材質（如圖2-18），最后也可以通過渲染按鈕進行簡單渲染。
圖2-18 添加材質
圖2-17 標準件庫的使用
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）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2-19），最終用laws來進行模擬仿真運動（如圖2-20）。
圖2-19 編輯運動公式
圖2-18 定義運動接頭
圖2-19 laws模擬運動
2.5 發(fā)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2-20）。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。
圖2-21 編輯軌跡順序
圖2-20 定義運動軌跡
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。建模完成之后，用keyshot軟件做整體效果圖的渲染，以達到更加逼真的效果美圖（如圖2-23）。
圖2-22 視頻錄制
圖2-23 整體渲染效果圖
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 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=23.5/106
最大轉速:n=8500r/min 最大功率:
最大扭矩: 最大轉矩對應轉速:
標準大氣壓：
燃料平均重量成分:C=0.855 H=0.145
燃料低熱值:
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)： =1.32 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 機械效率： =0.80
3.1 換氣過程計算
1 進氣終點壓力
2 進氣終點溫度
3 充氣效率
3.2 化學計算
1 燃燒lKg燃料所需的理論空氣量
式中28.96為空氣的平均分子量
2 燃燒前工質的摩爾數(shù)
3 燃燒后工質的摩爾數(shù)
4 理論分子變更系數(shù)
5 實際分子變更系數(shù)
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：
故吸氣量為：
7 過量空氣系數(shù)
設比油耗
則汽油機的耗油量為
故過量空氣系數(shù)
3.3 壓縮過程計算
1 壓縮過程中任意點x的壓力為:
2 壓縮終點壓力
3 壓縮終點溫度：
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 汽油機的燃燒方程為：
式中 tc=385.9℃
故
根據(jù)燃燒產(chǎn)物平均定壓摩爾比熱表，可得
=23240℃ Tz=2097K
3 壓力升高比
4 最高爆發(fā)壓力
3.5 膨脹過程計算
1 膨脹過程中任意點x的壓力為：
式中 —X點的氣缸容積
2 膨脹終點壓力
3 膨脹終點溫度
3.6 技術指標計算
1 理論平均指示壓力
2 實際平均指示壓力
3 指示功率
4 指示熱效率
（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
6 平均有效壓力
7 有效熱效率
8 有效功率
9 有效比油耗
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。
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=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：= 19Kw
最大轉速：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，設活塞處于上止點時，活塞銷中心處于x坐標原點，則
式中
簡化后可得：
式中
2 活塞運動的速度
式中
圖4-1活塞位移簡圖
活塞的平均速度
活塞的最大速度
3 活塞的加速度
式中
當a=0°時，最大加速度為：
4.2 曲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： Gc=215g
其中分配在小頭上作往復運動的質量：Gcp=40g
其中分配在大頭上作旋轉運動的質量：Gcc= 175g
2 連桿大頭軸瓦質量： Gn=20g
作往復運動的活塞組總質： Gp= 170g
曲軸旋轉質量換算： Mrb=-566.5g
往復運動質量：
做旋轉運動的總質量：
連桿組大共的質量：
4.3 曲柄連桿機構運動的慣性力
1 往復慣性力
活塞面積
故
2 離心慣性力：
連桿組大頭質量產(chǎn)生的離心慣性力Pra：
曲拐不平衡質量產(chǎn)生的離心慣性力：
離心慣性力之和Pr：
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3—2，沿氣缸中心線方向作用在活塞上的合力為：
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：
2 P的傳遞與分解
圖4-2往復慣性力分析
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壓力Pn，即
從幾何關系可得
3 的傳遞與分解
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：
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，故主軸頸承受的扭矩為：
2 連桿軸頸受力分析
作用于連桿軸頸的合力為：
的大小為：
3 主軸頸的負荷
軸頸受力情況如圖3—3：
(1)切向力
(2)法向力
圖4-3軸頸受力分析
(3)離心慣性力
故軸頸受力為
以上計算中，符號規(guī)定如下：
Pg，Pj—朝向曲軸旋轉中心為正
Pcr—壓縮連桿為正
—對曲軸旋轉中心產(chǎn)生的力矩方向與曲軸旋轉方向相反時為正
Pt—順著曲軸轉向為正
Pra—指向曲軸旋轉中心時為正
Mt—與曲釉旋轉方向相同時為正
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，對曲軸各部分進行受力分析如圖5-2所示
圖5-1曲軸簡圖
圖5-2中，Kb為各曲柄不平衡重的離心力，其值為：
Cm為曲柄銷離心力合力：
以下對各計算工況進行計算：
圖5-2曲軸受力分析
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：
1曲柄銷
在曲柄銷中點截面i～i上所受的彎曲應力：
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。
由于40Cr的故安全。
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
由于40Cr的故各曲軸安全。
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a=380°時，Pt=2740KPa.即
曲柄銷圓角處的支反力為：
1 曲柄銷
引起的彎曲應力：
引起的彎曲應力
引起的扭轉應力
合成應力
由于40Cr的=80～lOOMPa，故安全。
2曲柄臂
由及，引起的拉伸應力：
由引起的彎曲應力：
由和扭矩引起的彎曲應力
由在Ⅰ-Ⅱ兩點產(chǎn)生的扭轉應力
由正在Ⅲ-Ⅳ兩點產(chǎn)生的扭轉應力
由于40Cr的=80～lOOMPa，故安全。
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
由引起的彎曲應力
由引起的扭轉應力
由于40Cr的，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
當時，
即
曲柄銷圓角度處的支反力為：
1 曲柄銷
由引起的彎曲應力：
由引起的彎曲應力：
由引起的扭轉應力：
合成應力：
由于的，故安全。
2 曲柄臂
由及引起的拉伸應力：
由引起的彎曲應力：
由和扭矩引起的彎曲應力
由在Ⅰ-Ⅱ兩點產(chǎn)生的扭轉應力
由在Ⅲ-Ⅳ兩點產(chǎn)生的扭轉應力
由于的，故安全。
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
由引起的彎曲應力
由引起的扭轉應力
合應力為
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
1曲柄銷
由于的，故安全。
2曲柄臂
由及引起的拉伸應力：
由引起的彎曲應力：
由于的，故安全。
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 , ，
圖5-3連桿小頭簡圖
小頭壁厚．小頭寬度
活塞組的最大慣性力
2 小頭中心截面上的彎矩
小頭中心截面上的法向力
小頭固定截面上的彎矩
小頭固定截面上的法向力
小頭受拉時固定截面處外表面拉壓力
由最大壓縮力引起的應力
小頭承受的最大壓縮力
根據(jù)，可知：
小頭受壓時中央截面上的彎矩和法向力
小頭固定截面處的值
小頭受壓時固定截面處的彎矩和法向力
小頭受壓時固定截面處外表面應力
3 小頭的安全系數(shù)
材料的機械性能
的抗拉強度
故
角系數(shù)
在固定角截面的外表面處
應力幅
平均應力
小頭安全系數(shù)
小頭截面慣性矩
4 小頭剛度校核（以直徑變形量來考核）
小頭孔與活塞銷的冷間隙
5.2.2 連桿桿身
桿身可簡化為圖5-4
1 桿身計算力
Ⅰ-Ⅱ截面以上部分的連桿重為G=50g
最大拉伸力
圖5-4連桿桿身簡圖
最大壓縮力
2 桿身中間截面Ⅰ-Ⅱ處的應力和安全系數(shù)
Ⅰ-Ⅱ截面面積
由P引起的拉伸應力
桿身中間截面的慣性矩
由壓縮和縱向彎曲引起的合成應力
桿身中間截面在擺動平面內(nèi)的應力幅和平均應力
在與擺動平面垂直的平面內(nèi)的應力幅和平均應力
桿身中間截面在擺動平面內(nèi)的安全系數(shù)
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)
3 桿身最小截面Ⅱ-Ⅱ處的應力和安全系數(shù)
ii～ii截面以上部分連桿取重為G=20g
最大拉伸力：
最大壓縮力：
最小截面ii～ii的面積
經(jīng)計算可知：
由拉伸力引起的拉伸應力
由壓縮力引起的壓縮應力
應力幅
平均應力
最小截面處的安全系數(shù)
5.3 活塞頂強度計算
活塞頂形狀如圖所示，假設活塞頂為沿周緣固定的并承受均勻壓力（最大燃氣壓力）的圓形平板。
5.3.1頂部周緣的應力
周緣徑向最大應力：
圖5-5活塞頂形狀
周緣切向最大應力
由于經(jīng)向強度差所引起的活塞頂部周緣應力
故
周緣機械應力和熱應力的合力
5.3.2頂部中心應力
正向和切向的正應力
頂部中心的熱應力
頂部中心的合應力
5.3.3環(huán)槽截面X～X的應力計算
X～X截面面積計算
最大危險應力
5.3.4第一道活塞環(huán)帶的強度計算
環(huán)帶根部處的彎曲應力
環(huán)帶根部的剪應力
環(huán)帶根部處的合應力
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慣性力
最大燃氣壓力
最大比壓
5.3.6 活塞裙部單位側壓力
動力計算的最大側壓力
據(jù)動力計算知
活塞裙部計算長度
單位側壓力
5.4 活塞銷強度計算
5.4.1活塞銷的比壓
活塞組最大往復慣性力
最大燃氣壓力
連桿小頭寬度 A = 19mm
活塞銷外徑 d=15mm
比壓
5.4.2 活塞銷彎曲應力及剪應力
活塞銷最大計算載荷
活塞銷長度 活塞銷座開檔
連桿小頭厚 活塞銷外徑
活塞銷內(nèi)徑 活塞銷內(nèi)外徑比
彎曲應力：
剪切應力:
5.4.3 活塞銷的最大失圓度
連桿小頭與活塞銷的設計間隙為0.016～0.04mm．
由于失圓而引起的彎曲應力
最大彎曲應力產(chǎn)生于如圖4-6所示的中央斷面上。
圖5-6斷面彎曲應力
現(xiàn)計算該斷面上1、2，3、4
5.5 氣缸頭螺栓強度計算
5.5.1 缸頭螺栓的受力
缸頭螺栓受到三個力的作用：預緊力，燃氣作用力，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，故螺栓的計算載荷為
1 預緊力
式中 m——預緊系數(shù)，一般為數(shù)1.26～1.5現(xiàn)取1.5;
Pz——燃氣最大爆發(fā)壓力為6.955MPa;
i——螺拴數(shù)為4;
F——缸頭受燃氣壓力的面積，
故有
2 燃氣作用力
是一個交變的動力載荷，其中x為螺拴及聯(lián)結的基本載荷系數(shù)，由于x值很小.可忽略不計。
3 附加力
發(fā)動機的缸體和缸頭均為HT200，其熱膨脹系數(shù)為，螺栓材料為40Cr，其熱膨脹系數(shù)為，當強度達到100℃時，二者相差的線膨脹率為0.0012，產(chǎn)生的附加力遠小于預緊力，故可忽略
4 計算載荷
5.5.2 缸頭螺栓的應力及安全系數(shù)
1 缸頭螺栓的最小直徑為其中段部分
2 螺栓材料為40Cr，其屈服強度為，按第二區(qū)域應力循環(huán)，安全系數(shù)為
此安全系數(shù)超過一般要求[n]=1.3～2.0，故安全。
5.5.3 預緊力矩的驗算
1 被螺栓及吸收力矩的計算
式中 Q—每個螺栓上的工作載荷，據(jù)前面計算，知為；
Qr—剩余鎖緊力，約為1.8Q=5630N:
a—螺紋導角， a=2.85°；
—摩擦角，對鋼與鋼無潤滑情況下，，；
—螺紋中徑，6mm;
2 被螺栓頭部吸收力矩的計算
采用凸肩與墊片間的摩擦計算，吸收力矩為
式中 —螺母肩與墊片之間的摩擦系數(shù)，；
D—螺母頭部凸肩直徑．D=13mm：
D—墊片內(nèi)孔孔徑，（無墊片）d=6mm；
從而
3 預緊力矩的計算：
綜上，各部件均符合安全條件，均可以使用。
結 論
發(fā)動機是摩托車的心臟，而發(fā)動機中的動力傳動機構和配氣機構是發(fā)動機設計的關鍵。但對于我們還沒踏出大學校門的學生來說，其中的設計理念和思想還是值得我們?nèi)W習、探索的。
本畢業(yè)設計我出色的完成了摩托車發(fā)動機主要零部件的建模，以及運動仿真和裝配動畫，并且對發(fā)動機的熱力學、動力學方面進行了計算，最后對主要零部件進行了強度校核。主要是利用CATIA軟件做輔助設計，CATIA目前在國內(nèi)外知名的汽車、摩托車行業(yè)中都應用廣泛。在建模過程中借助了太子125摩托車發(fā)動機的主要零件為參照。對于發(fā)動機的模擬仿真運動花費了很大的精力，仿真運動的動畫讓我們能更直觀的觀察發(fā)動機在工作過程中的曲柄連桿機構、配氣機構的運動，裝配動畫讓我們更清晰地認識了發(fā)動機的主要零部件及其安裝位置。
通過此次畢業(yè)設計我掌握了軟件的操作應用，以及學習了一些設計的思想。更主要是理論和實踐的緊密結合，讓我不僅掌握了書本上的知識，也鍛煉了一些實際動手操作的能力。我想我對發(fā)動機的設計還處于初期摸索階段，對發(fā)動機性能的認識還不是很深入，這段時間我主要以建模為主，不斷地計算分析結果和實際中的想法，這個階段主要是總結實踐經(jīng)驗，找出實際與理論設計存在的差別，最終目的是找到理論與實踐的結合點，最終達到理論設計指導實踐。我想在以后的工作中，我最終會達到把理論計算運用到實際的設計中去，做一名合格的設計人員。
致 謝
時光荏苒，大學四年很快就要結束了。畢業(yè)設計——作為大學生活的最后一個環(huán)節(jié)，經(jīng)過近三個月的緊張準備，也將接近尾聲。在這次畢業(yè)設計中，它不但檢驗了在大學期間的所學所得，也讓我我鞏固了以前所學的知識，并從中學到了很多新的東西。在這里，我向那些在這四年里給予過我巨大幫助的老師和同學們表示衷心的感謝，正是他們的幫忙才讓我得以圓滿完成四年的學業(yè)和最后的畢業(yè)設計。
在這次設計的過程中，指導老師孫鳳霞一直都關注著我的每一點進展，并給了我很多很好的意見和建議，尤其在做發(fā)動機的仿真運動時為我提供了更大的幫助，平時她也對我嚴格要求,讓我一絲不茍。我之所以能很順利地完成畢業(yè)設計任務，這與孫老師的指導是分不開的，在此，我對她表示感謝！
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