【正文】 職稱： 教 授 2021 年 6 月 2 1P70F 汽油機(jī)動力學(xué)計算和曲柄連桿機(jī)構(gòu)的強(qiáng)度校核 專業(yè)班級： 動力（機(jī)械） 0701 學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師：吉 職稱：教授 摘要 ： 發(fā)動機(jī)作為汽車的中心部件，在整部車的運(yùn)行中起著至關(guān)重要的作用，當(dāng)然對其的研究也是必不可少的，本文主要是對 1p70F 汽油機(jī)運(yùn)動學(xué)以及力學(xué)方面的計算，以此作為了解發(fā)動機(jī)性能的基礎(chǔ)數(shù)據(jù)。在內(nèi)燃機(jī)中，燃料與空氣混合，燃燒。近年來，為了提高汽油機(jī)的比功率，減少質(zhì)量和尺寸，汽油機(jī)的轉(zhuǎn)速越來越高，因而動力學(xué)研究更加顯得重要。 第二章 動力學(xué)計算 當(dāng)我們研究曲柄連桿機(jī)構(gòu)的受力，關(guān)鍵在于分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要零件進(jìn)行強(qiáng)度、剛度、磨損等方面的分析、計算和設(shè)計，以便達(dá)到內(nèi)燃機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速的要求。 ，活塞的相對位移 x/2R。 5，連著連桿中心的作用力 pcr=p/cosβ (MPa). 方向： 壓縮連桿的為正。 第三章 活塞的強(qiáng)度校核 活塞組包括活塞、活塞銷和活塞環(huán)等在汽缸里往復(fù)運(yùn)動的零件，是內(nèi)燃機(jī)的關(guān)鍵零部件之一，活塞的結(jié)構(gòu)和所處的工作環(huán)境十分復(fù)雜，在工作狀態(tài)下受到高壓燃?xì)鈮毫Α⒏咚偻鶑?fù)運(yùn)動產(chǎn)生的慣性力、側(cè)向推力和銷座支反力等周期性載荷作用，產(chǎn)生機(jī)械應(yīng)力和機(jī)械變形。 ，第一環(huán)岸 彎曲應(yīng)力 =*（ D1/h1） 2*103= 剪切應(yīng)力 =*（ D1/h1） 2*103= 總應(yīng)力： = ==*=,在許用范圍之內(nèi)。 第四章 連桿的強(qiáng)度校核 在內(nèi)燃機(jī)運(yùn)行的過程中，連桿主要承受氣體壓力和活塞往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷。 材料在脈沖循環(huán)的彎曲疲勞強(qiáng)度。39。由經(jīng)驗(yàn)公式得：（α按弧度計算） )0 0 0 3 (2/39。合成應(yīng)力為： ??? FNWMa? 2/mmN 許用應(yīng)力 [σ a]=147 2/mmN ，在許用范圍內(nèi)。如果預(yù)緊力過大，使螺栓材料產(chǎn)生了屈服，將導(dǎo)致斷裂。 最 大 切 向 力 7 最大法向力 故飛輪端得支座反力 連桿軸頸的抗彎截面模量 W= 支座到曲柄中心線的距離 b1= 這樣 軸頸的中間斷面的彎曲應(yīng)力為： 許用應(yīng)力 [ ]=784 ,計算結(jié)果在此范圍內(nèi)，合格。2m in ??? WM? 2/mmN )( m inm a x ??? ??? a 2/mmN 22/)( m inm a x ??? ??? m 2/mmN ????? ?maKn ??????? ?? ： )/( ???? ?? nnnnn aa 許用安全系數(shù) [n]=～ 3，在許用范圍內(nèi)。 11 總結(jié) 本文對 1P70F汽油機(jī)進(jìn)行動力計算和主要運(yùn)動件的強(qiáng)度分析，主要研究工作總結(jié)如下： (1)對曲柄連桿機(jī)構(gòu)在內(nèi)燃機(jī)運(yùn)行過程中動力學(xué)進(jìn)行分析，確定了在標(biāo)定工況下活塞的往復(fù)運(yùn)動慣性力、作用在主軸承上的切向力和法向力的變化規(guī)律，從而為內(nèi)燃機(jī)的平衡提供了可靠的理論依據(jù)； 為內(nèi)燃機(jī)主要零件的強(qiáng)度、剛度、磨損、振動和軸承負(fù)荷等計算提供必要的數(shù)據(jù)。我不是您最出色的學(xué)生，而您卻是我最尊敬 12 的老師。 [3] 萬欣，林大淵 .內(nèi)燃機(jī)設(shè)計，天津：天津大學(xué)出版社 .1998。 [11]長春汽車研究所編譯，國外汽油機(jī)曲軸強(qiáng)度研究，機(jī)部科技情報研究所。 [9]謝加里， B.,內(nèi)燃機(jī)動力計算，機(jī)械工業(yè)出版社， 1980。 13 參考文獻(xiàn) [1]成大 先 .機(jī)械設(shè)計手冊，北京：化工工業(yè)出版社 .2021。四年的求學(xué)生涯在師長、親友的大力支持下，走得辛苦卻也收獲滿囊，在論文即將付梓之際，思緒萬千，心情久久不能平靜。m inm in ??? WM k? 2/mmN )( m inm a x ??? ??? a 2/mmN )( m inm a x ??? ??? m 2/mmN 246 ?????man ??? 總安全系數(shù)： )( ????wa annnnn?? 許用安全系數(shù) [n]=～ ，在許用范圍內(nèi)。并由動力計算得最大扭矩 M1= 161294 mmN? ，最小扭矩 M2=29106 mmN? . 39。 6 其中， ， =. 第五 章 曲軸的強(qiáng)度校核 連桿軸頸最大壓力 的計算 已知：曲柄銷直徑 , 曲柄銷長 =24mm 膨脹上止點(diǎn)小頭受最大壓力 = 其中， 則 = = 許用應(yīng)力 [ ]= MPa ，在此范圍內(nèi)，合格。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。 ??? IIMM A mmN? 1 7 70/1 39。39。 ， 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，連桿所受拉力 為： 1 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)。 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)，對于鋼材料α =*105 17 1/ α ,襯套的線性膨脹系數(shù)，對于青銅α ， =*105 1/ =連桿工作時溫升，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(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+ )= 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(shù) K K= = ,小頭手拉時固定截面處外表面應(yīng)力 = ,小頭承受的最大壓縮力 20