【正文】 6 則 = = 許用應(yīng)力 [ ]= MPa ，在此范圍內(nèi)，合格。 ，連桿螺栓的受力及變形 ○ 1 活塞連桿組往復(fù)慣性力及連桿旋轉(zhuǎn)質(zhì)量（不包括大頭蓋）慣性力之和的最大值 39。由于連桿螺栓的尺寸受到連桿大頭結(jié)構(gòu)緊湊性的限制，必須先確定連稈螺栓的預(yù)緊力。 339。 ??? IIMM A mmN? 1 7 70/1 39。 m a x ?????? ?CPM jA mmN? 0 5)0 0 2 (39。39。 對(duì)連桿大頭的計(jì)算作如下的假設(shè)： 1)連桿大頭與大頭蓋作為一個(gè)整體； 2)作用力所引起的單位長(zhǎng)度載荷是按余弦規(guī)律沿大頭蓋分布的 3)軸瓦和大頭蓋變形是相同的大頭蓋的斷面假設(shè)是不變的，且其大小與中間端面的一致；大頭的曲率半徑假定等于螺栓中心距的一半。 ， 如圖 ，桿身斷面Ⅱ Ⅱ（最小橫截面） 的疲勞強(qiáng)度校核 活塞位于上止點(diǎn)時(shí)，連桿所受拉力 為： N 桿身所受壓應(yīng)力 為： 15405N 在力Ⅰ Ⅰ斷面處的截面積 Fn= 2mm ，由拉伸力 產(chǎn)生的應(yīng)力σ p 為： 2/mmN 由壓縮力 產(chǎn)生的應(yīng)力σ c 為： = 2/mmN 許用應(yīng)力 [σ ]=157～ 245 2/mmN ，在許用范圍內(nèi)。 其中 考慮表面加工情況的工藝系數(shù)，通常 ，小頭截面的慣性矩 J J= cm ，小頭橫向直徑減小量 = =,23 在許用范圍內(nèi)，合格。 連桿小頭的強(qiáng)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(shù)，對(duì)于鋼材料α =*105 1/ α ,襯套的線性膨脹系數(shù)，對(duì)于青銅α ， =*105 1/ =連桿工作時(shí)溫升，約 100130 d1小頭內(nèi)徑， d1=18mm ， 由總過盈量產(chǎn)生的徑向均布?jí)毫? p=( )/d1*{[(d22+d12)/[(d22d12)+ ]]/E+[18 [(d12+d2)/(d12d2)]+ ]/E,}= 其中 d2— 小頭外徑， d2=25mm d— 襯套內(nèi)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(yīng)力 == ,活塞組的最大慣性力 = R (1+ )= ,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= ( )= 19 ,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 N2=No cos + = ,小頭壁厚 h= = ,小頭截面面積 F=( ) 2 其中 b1= 20 ,襯套截面面積 =（ ） 2 一般 b=b1 ，系數(shù) K K= = ,小頭手拉時(shí)固定截面處外表面應(yīng)力 = ,小頭承受的最大壓縮力 = ,輔助參數(shù) ，查 內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè) 圖 836 得 : =, = ，小頭受壓時(shí)中央截面上的彎矩 Mo和法向力 No Mo= No= = MPa ，受壓時(shí)固定截面處的彎矩 M2和法向力 N2. 21 M2=Mo+No r（ 1cos ） f（ ） = N2= f（ ） +Nocos（ ） = ，函數(shù) f （ ）= = ,小頭受壓時(shí)固定截面處外表面應(yīng)力 . = ,材料機(jī)械性能 查表得 = 其中 抗拉強(qiáng)度。如果連桿在交變載荷下發(fā)生斷裂，則將導(dǎo)致惡性破壞事故，甚至整臺(tái)內(nèi)燃機(jī)報(bào)廢；如果連桿剛度不足，則會(huì)對(duì)曲柄連桿的工作帶17 來不好的影響。 ，橢圓變形 d=*[pz*D2*(d+do)3]/[E*l*(ddo)3]=*102mm. 16 許用橢圓變形 [ ]=*[100+(d1100)]/100=, 計(jì)算結(jié)果在許用范圍內(nèi)，合格。故： q2=Pz/(2dl,)= MPa 在 許用范圍內(nèi)，合格。 活塞強(qiáng)度校核 ，活塞頂?shù)臋C(jī)械應(yīng)力 u。因此，必須了解活塞的變形和應(yīng)力分布情況，對(duì)改進(jìn)活塞設(shè)計(jì)，提高其工作可靠性具有重要意義。 選取旋轉(zhuǎn)不均勻度 =1/40. 查表 43 =. 又 Ne=. n=3600r/min. 飛輪部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 I1=*104* Ne/ n3)=*104. 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。 7，作用在曲柄銷中心的法向力 pra= p* cos(α +β )/cosβ (MPa). 方向：朝向曲軸旋轉(zhuǎn)中心的為正。 3,沿氣缸中心線的總壓力 p=pg+pj. MPa. 4, p 水平方向的分力 pN=ptanβ (MPa). 方向：對(duì)曲軸旋轉(zhuǎn)中心產(chǎn)生的力矩方向與曲軸旋轉(zhuǎn)方向相反的。 x=(R+l)(Rcos+lcosβ ).cm 10 ,活塞的相對(duì)速度 v/Rω . v/Rω = ,活塞的速度 v. V=Rω [ ] m/s. ，活塞的相對(duì)加速度 a/Rω 2. a/Rω 2=[ +λ ,活塞的加速度 a. a=Rω 2[ +λ ]m/s2. 往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的計(jì)算 活塞組總質(zhì)量 Mp= 活塞銷質(zhì)量 Mp1= 連桿質(zhì)量含連桿蓋連桿螺栓 Mc= 連桿組質(zhì)量分配：往復(fù)質(zhì)量 Mj= M， j=Mj/Fp=(kg/cm2) 旋轉(zhuǎn)質(zhì)量 Mcd= 曲軸質(zhì)量 ： Mr1= 活塞面積 Fp=1/4 π d2=**= 作用在活塞曲柄連桿機(jī)構(gòu)上的各種力和力矩。 ，連桿擺角 β。在實(shí)際分析中，為使問題簡(jiǎn)化，一般將連桿簡(jiǎn)化為分別集中于連桿大頭和連桿小頭的兩個(gè)集中質(zhì)量，認(rèn)為它們分別作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng) 和往復(fù)運(yùn)動(dòng)，這樣就不需要對(duì)連桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律進(jìn)行單獨(dú)的研究。 強(qiáng)度校核方面主要是活塞頂?shù)暮穸纫c所承受的壓力相符合，第一環(huán)岸受到的應(yīng)力滿足設(shè)計(jì)需求，活塞銷的校核等，對(duì)連桿運(yùn)動(dòng)件進(jìn)行校8 核時(shí)要注意對(duì)連桿小頭，連桿大頭，連桿桿身等受力最大處進(jìn)行強(qiáng)度校核，另外受力最頻繁的活塞銷和連桿螺栓也要進(jìn)行各方面的校核以保證工作的安全性。 第一章 緒論 7 課題意義 活塞 曲柄機(jī)構(gòu)是 構(gòu)成往復(fù)運(yùn)動(dòng)活塞式內(nèi)燃機(jī)的基礎(chǔ)機(jī)構(gòu)，他們的運(yùn)動(dòng)狀況是決定內(nèi)燃機(jī)性能的重要因素，當(dāng)然對(duì)運(yùn)動(dòng)狀況的了解需要通過對(duì)各部件進(jìn)行運(yùn)動(dòng)分析和受力分析，每一個(gè)部件的受力情況在不同的工況下是不同的，當(dāng)然他的復(fù)雜性并不是無規(guī)律可循的，通過實(shí)驗(yàn)的方法得出一些基礎(chǔ)的數(shù)據(jù)然后再在此基礎(chǔ)上進(jìn)行力學(xué)和運(yùn)動(dòng)學(xué)上 的分析從而可以了解他們的一些工作狀況，這對(duì)內(nèi)燃機(jī)的研究，比如提出一些改進(jìn)的措施是十分重要的，并且可以為后續(xù)的強(qiáng)度校核工作提供數(shù)據(jù)支持。 活塞曲軸連桿機(jī)構(gòu)是汽油機(jī)重要的傳動(dòng)力機(jī)構(gòu)。由于這一能量轉(zhuǎn)換過程完全是在發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部完成的，所以稱為內(nèi)燃機(jī)。 Piston。 關(guān)鍵詞：汽油機(jī)；動(dòng)力學(xué)；曲軸；連桿；活塞；強(qiáng)度校核 3 Abstract： The center of a vehicle engine parts, in the whole operation of the car plays a vital role, of course, is also essential to their research, this paper is about 1p70F gasoline calculation of kinematics and mechanics, as understanding the basis of engine performance data. On this basis, the crankshaft connecting rod mechanism on the strength of the piston, respectively, was checked to determine whether to meet the performance requirements, and can be put into use. Key words： Gasoline。并在此基礎(chǔ)上對(duì)活塞曲軸連桿機(jī)構(gòu)的強(qiáng)度分別進(jìn)行了校核，來判斷其是否滿足性能要求，并可投入使用。 Rod。產(chǎn)生高溫高壓的工作氣體，直接推動(dòng)活塞向下運(yùn)動(dòng)，通過連桿，曲軸向外輸出機(jī)械功。 本文主要計(jì)算體現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)性能的動(dòng)力學(xué)的計(jì)算和體現(xiàn)其工作的穩(wěn)定性和安全性方面的強(qiáng)度校核。本論文即會(huì)對(duì)此做 著重的介紹，因?yàn)樵诎l(fā)動(dòng)機(jī)早期開發(fā)中，汽油機(jī)的動(dòng)力學(xué)計(jì)算，曲軸扭轉(zhuǎn)和活塞曲軸連桿的強(qiáng)度校核對(duì)產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)和性能可以進(jìn)行有效的預(yù)測(cè)和控制，對(duì)后期的研發(fā)和改進(jìn)提供數(shù)據(jù)支持。