畢業設計-1p70f汽油機動力學計算和曲柄連桿機構的強度校核(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 α =76o時， vmax/cm= * =vmax=○ 5 當 α =0o時， amax/Rω 2=1+λ = amax=因為λ 1/4. α ,=arcos(1/4λ )= xα ,=(1+λ /2+1/32λ )*R=. a,min=(λ +1/8λ )*Rω 2= 12 (繪制運動規律曲線 ) （動力計算電子表格） 曲軸輸出扭矩的計算，并繪制扭矩曲線 Mt=pt*Fp*R. 單缸汽油機曲軸的輸出扭矩曲線與曲柄切向力曲線的形狀完全一樣，只是縱坐標值相差 FpR 倍。 =Mtmax/Mtm 當α =392o時， Mtmax=. 取 ηt= ，汽油機的機械效率一般 . 則 Ni=Ne/ηt=Mtm=71620*Ni/n=. 得出 =. 飛 輪矩 GfD2m 的計算（通常采用飛輪矩的概念來表示飛輪的轉動慣量，即 GfD2m≈4gI1）。 選取旋轉不均勻度 =1/40. 查表 43 =. 又 Ne=. n=3600r/min. 飛輪部分的轉動慣量 I1=*104* Ne/ n3)=*104. 13 GfD2m≈ 4gI1=4***104 =. 其中 Gf— 飛輪輪緣的重量（ kgf），假定飛輪重量全部集中在輪緣部分。 Dm— 飛輪輪緣的重心直徑。 第三章 活塞的強度校核 活塞組包括活塞、活塞銷和活塞環等在汽缸里往復運動的零件，是內燃機的關鍵零部件之一，活塞的結構和所處的工作環境十分復雜，在工作狀態下受到高壓燃氣壓力、高速往復運動產生的慣性力、側向推力和銷座支反力等周期性載荷作用，產生機械應力和機械變形。高壓氣體燃燒產生的高溫使活塞溫度分布很不均勻，導致活塞產生熱應力和熱變形。因此，必須了解活塞的變形和應力分布情況，對改進活塞設計，提高其工作可靠性具有重要意義。 發動機的工作可靠性與使用耐久性在很大程度上與活塞組的工作情況有關，而活塞的強度是首先必須被保證的。 計算取氣缸最大壓力為 pz =，依據是根據示功圖得來 ，此值在有關試驗中實測為 左右，以此由此計算是可行的。 已知條件：最高爆發壓力 pz=，活塞頭部直徑 D1=，活塞頂厚度 ≈ =， 銷座的工作長度 l， =54mm， 缸徑D=70mm， B（考慮燃燒室形狀影響的系數），對平頂活塞 B=，第一環岸高度 h1=，裙部高度 H2=40mm，最大側壓力 Nmax=*D2* pz/40= Pz=。 活塞強度校核 14 ，活塞頂的機械應力 u。 u=*（ D1/2 ） 2= 在許用范圍內。 ，第一環岸 彎曲應力 =*（ D1/h1） 2*103= 剪切應力 =*（ D1/h1） 2*103= 總應力： = ==*=,在許用范圍之內。 裙部比壓 q1 q1=Nmax/(DH2)= 銷座比壓 q2 q2= (PzPj1)/(2dl,) Pj1 是指除活塞銷以外的活塞往復慣性力，但為便于計算，可以忽略 Pj1。故： q2=Pz/(2dl,)= MPa 在 許用范圍內，合格。 活塞銷強度校核 已知條件： a=, b=, d=18mm, do=14mm, l=54mm,活塞材料的彈性模量 E=*105 MPa . 最高爆發壓力 Pz= 。 15 符號的意義見圖紙。 ，彎曲變形 f=1/60[pz*D2*a2*(2ab)]/[E*(d4d4o)]=*104mm. 許用彎曲變形 [f]=*D/100=,計算結果在許用范圍內，合格。 ，橢圓變形 d=*[pz*D2*(d+do)3]/[E*l*(ddo)3]=*102mm. 許用橢圓變形 [ ]=*[100+(d1100)]/100=, 計算結果在許用范圍內，合格。 ，縱向彎曲應力 1=[(2ab)* pz*D2*d]/(d4do4)= ,橫向彎曲應力 2== MPa . 5,總應力 16 = =[ ]=~ 計算 結果在許用范圍內，合格。 第四章 連桿的強度校核 在內燃機運行的過程中，連桿主要承受氣體壓力和活塞往復慣性力所產生的交變載荷。此外，由連桿變速擺動而產生的慣性力矩，還使連桿承受數值較小的彎矩。如果連桿在交變載荷下發生斷裂，則將導致惡性破壞事故，甚至整臺內燃機報廢；如果連桿剛度不足，則會對曲柄連桿的工作帶來不好的影響。例如，連桿大頭變形使連桿螺栓承受附加彎矩，大頭孔失圓使軸瓦的工作條件和潤滑惡化；桿身在曲軸軸線平面內的彎矩使活塞在氣缸內歪斜，造成活塞與氣缸、軸瓦與曲柄銷的偏磨、活塞組與氣缸間漏氣、竄油等問題。連桿設計的主要要求是：在盡可能輕巧的結構下保證足夠 的剛度和疲勞強度。為此，必須選用較強的材料和合理的結構形狀和尺寸，并采取表面強化措施。 連桿小頭的強度校核 ，襯套最大裝配過盈量 = ，襯套問題過盈量 c=（α +α ， ） * t*d1= 其中， α連桿材料線性膨脹系數，對于鋼材料α =*105 17 1/ α ,襯套的線性膨脹系數，對于青銅α ， =*105 1/ =連桿工作時溫升，約 100130 d1 小頭內徑， d1=18mm ， 由總過盈量產生的徑向均布壓力 p=( )/d1*{[(d22+d12)/[(d22d12)+]]/E+[[(d12+d2)/(d12d2)]+ ]/E,}= 其中 d2— 小頭外徑， d2=25mm d— 襯套內徑， d=15mm E— 連桿材料的彈性模量， E=*107kgf/cm2 E,襯套材料的彈性模量， E， =*105kgf/cm2 ，小頭外表面由 p 引起的應力 == ,活塞組的最大慣性力 = R (1+ )= 18 ,固定角 =90 +arcos=110 ,小頭平均半徑 r= = ,小頭中心截面（ ）上的彎矩 Mo Mo= r ( )= ,小頭中心截面（ ）上的法向力 No No= ( )= ,小頭固定截面 ）上的彎矩 M2 M2=Mo+No= ,小頭固定截面上的法向力 N2 19 N2=No cos + = ,小頭壁厚 h= = ,小頭截面面積 F=( ) 2 其中 b1= ,襯套截面面積 =（ ） 2 一般 b=b1 ，系數 K K= = ,小頭手拉時固定截面處外表面應力 = ,小頭承受的最大壓縮力 20 = ,輔助參數 ，查 內燃機設計手冊 圖 836 得 : =, = ，小頭受壓時中央截面上的彎矩 Mo 和法向力 No Mo= No= = MPa ，受壓時固定截面處的彎矩 M2 和法向力 N2. M2=Mo+No r（ 1cos ） f（ ）