【正文】 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）。 2，往復慣性力 pj=m,j*Rω 2*(a/Rω 2) kgf/cm2MPa 方向： 朝向曲軸旋轉中心為正。 原始設計參數(shù) 汽缸直徑 D=70mm 活塞行程 S=45mm 曲柄半徑 R= 連桿長度 l=84mm 曲柄半徑與連桿長度比 λ=R/l= 額定功率 Ne= ， n=3600r/min 曲軸旋轉角速度ω =π n/30==378/s , ω 2=142884/s2 曲柄銷中心的切向速度 Rω =曲柄銷中心的切向加速度 Rω 2=活塞平均速度 Cm=Sn/30=*45*3600/30= 運動學計算 ，曲軸轉角α 計算時取最小 分度為 1 度（ deg），以活塞四沖程計算 α 范圍即是從 0o— 720o。 主要工作 前面已經(jīng)有所敘述，本篇論文的主要動作主要涉及到計算的問題，包括活塞，連桿，曲軸的運動學的計 算包括活塞的位移，活塞的速度，活塞的加速度等，連桿的擺角，以及力學方面的包括活塞表面受到的燃料燃燒給的壓力，連桿受到的往復慣性力，曲拐受到的向7 心力和切向力和由此產(chǎn)生的力矩等等。 本文主要計算體現(xiàn)發(fā)動機性能的動力學的計算和體現(xiàn)其工作的穩(wěn)定性和安全性方面的強度校核。 Rod。 關鍵詞：汽油機；動力學；曲軸；連桿；活塞；強度校核 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。由于這一能量轉換過 程完全是在發(fā)動機內(nèi)部完成的，所以稱為內(nèi)燃機。 6 第一章 緒論 課題意義 活塞 曲柄機構是 構成往復運動活塞式內(nèi)燃機的基礎機構，他們的運動狀況是決定內(nèi)燃機性能的重要因素，當然對運動狀況的了解需要通過對各部件進行運動分析和受力分析，每一個部件的受力情況在不同的工況下是不同的，當然他的復雜性并不是無規(guī)律可循的，通過實驗的方法得出一些基礎的數(shù)據(jù)然后再在此基礎上進行力學和運動學上的分析從而可以了解他們的一些工作狀況，這對內(nèi)燃機的研究，比如提出一些改進的措施是十分重要的，并且可以為后續(xù)的強度校核工作提供數(shù)據(jù)支持。在實際分析中，為使問題簡化，一般將連桿簡化為分別集中于連桿大頭和連桿小頭的兩個集中質(zhì)量，認為它們分別作旋轉運動 和往復運動，這樣就不8 需要對連桿的運動規(guī)律進行單獨的研究。 x=(R+l)(Rcos+lcosβ ).cm ,活塞的相對速度 v/Rω . v/Rω = ,活塞的速度 v. V=Rω [ ] m/s. ，活塞的相對加速度 a/Rω 2. a/Rω 2=[ +λ ,活塞的加速度 a. a=Rω 2[ +λ ]m/s2. 往復運動質(zhì)量的計算 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：往復質(zhì)量 Mj= M， j=Mj/Fp=(kg/cm2) 旋轉質(zhì)量 Mcd= 10 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構上的各種力和力矩。 7，作用在曲柄銷中心的法向力 pra= p* cos(α +β )/cosβ (MPa). 方向：朝向曲軸旋轉中心的為正。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。故： q2=Pz/(2dl,)= MPa 在 許用范圍內(nèi)，合格。如果連桿在交變載荷下發(fā)生斷裂，則將導致惡性破壞事故，甚至整臺內(nèi)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。 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 = =0.0085mm,在許用范圍內(nèi)，合格。 連桿大頭及蓋的強度校核 對連桿大頭的計算作如下的假設： 1)連桿大頭與大頭蓋作為一個整體； 2)作用力所引起的單位長度載荷是按余弦規(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是不變的，且其 2 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。 m a x ?????? ?CPM jA mmN? 0 5)0 0 2 (39。 339。 ，連桿螺栓的受力及變形 ○ 1 活塞連桿組往復慣性力及連桿旋轉質(zhì)量（不包括大頭蓋）慣性力之和的最大值 39。 連桿軸頸的安全系數(shù) 連桿軸頸同時承受彎曲和扭轉，但它們的峰值不同時出現(xiàn)，所以分開討論 A. 受彎曲時的安全系數(shù) 由動力計算可知當α =380176。bZM u ?? ，抗彎模數(shù)2 /6W B h?? =1770 3mm ,曲柄截面積 nf B h? ? ? 2mm ，曲柄所受拉壓載荷為 Z/2，由彎曲和拉壓載荷引起的合成應力為： 10 m a xm a xm a x ????nu fZWM? 2/mmN m inm inm in ?????nu fZWM? 2/mmN )( m inm a x ??? ??? a 2/mmN ， 查表得 ????K )/( 1 ??? ?aa Kn ???? ? 由動力計算可得曲柄臂所受扭矩： Mkmax=161294 2/mmN , kmin=29106 2/mmN ,由比值 B/h=，查出α =， 則 2 4 4 2239。并從中找出影響內(nèi)燃機曲軸的輸出扭矩、曲軸旋轉的均勻程度和動力不 平衡的根本原因，從而確定改善內(nèi)燃機動力性能的措旌。授人以魚不如授人以漁，置身其間，耳濡目染，潛移默化，使我不僅接受了全新的思想觀念，樹立了宏偉的學術目標，領會了基本的思考方式，從論文題目的選定到論文寫作的指導 ,經(jīng)由您悉心的點撥 ,再經(jīng)思考后的領悟 ,常常讓我有“山重水復疑無路 ,柳暗花明又一村”。 [5]CIMAC of 10th (第 10 屆國際內(nèi)燃機會議 )， 1973。社。 [7]第九屆國際內(nèi)燃機會議論文（汽油機部分