【文章內容簡介】 圖 2 熱力學平均有效壓力校核 由熱力學計算所繪制的示功圖為理論循環(huán)的示功圖，其圍成的面積表示的是汽油機所做的指示功 iW 數(shù)值由對示功圖積分后求得的面積來表示 其中 = 0. 3 , = 0. 09 。 3 , = 15 M = 0. 03 , 8. 06 。 , = 0. 40 4LMV PPaaaLV PPbabLMV cacV PPdad???； 。 212 21 1, = 1. 35, = 1. 30()()cbnznbV nPPVV nPPV???? 21V d V aiVc V bW dv dvPP? ??武漢理工大學《汽車發(fā)動機設計》課程設計說明書 8 經過計算后得： ? 所以汽油機的平均有效壓力： 其中 m? —— 為汽油機的機械效率， =mn。 所給定的結果滿足設計要求（ Pme＝ ～ ， Pe＝ 45kw） ， 所以校核合格。 4 運動學計算 活塞位移 根據(jù)活塞的運動規(guī)律，計算出活塞的位置隨曲軸轉角的變化規(guī)律： 其中 ? —— 為曲柄半徑和連桿長度的比，根據(jù)設計書的要 求，取 ? = r—— 為曲軸半徑， 70 / 2 35r mm?? 根據(jù)運動規(guī)律繪制活塞位移隨曲軸轉角關系圖見圖 3： 圖 3 活塞位移隨曲軸轉角關系 ? ? ? ??????? ???? ??? CosCosrX 141** 3 1 1 .3 * 0 . 8 7 1 .0330 . 2 7 10immesWJP M p aV m?? ? ???武漢理工大學《汽車發(fā)動機設計》課程設計說明書 9 ?????? ?? ???? 22 Si nSi nrV23 0 2nrV S in S in?????? ???????? 活塞瞬時速度 根據(jù)活塞的位移規(guī)律，對曲軸轉角 ? 求倒得到活塞的瞬時速度 V隨曲軸轉角 ? 的變化規(guī)律： 又因為 =30nw ??，所以 ， .， .\wo 取 n=3000r/min，計算數(shù)據(jù)見附錄，繪制的圖見圖 4： 圖 4 活塞速度隨曲軸轉角關系 武漢理工大學《汽車發(fā)動機設計》課程設計說明書 10 活塞的加速度、最大加速度 根據(jù)活塞的瞬時速度規(guī)律，對曲軸轉角 ? 求倒得到活塞的加速度 V隨曲軸轉角 ? 的變化規(guī)律： ? ????? 22 C o sC o srj ?? ， =30nw ?? 取 n=3000r/min，計算數(shù)據(jù)見附錄，繪制的圖見圖 5： 圖 5 武漢理工大學《汽車發(fā)動機設計》課程設計說明書 11 5 力學計算 氣體壓力：由 P～ V 圖轉化為 P～α圖 隨著曲軸轉角的變化，缸內的氣體壓力也會隨之發(fā)生變化。將熱力學計算中的 VP ?? 圖轉化為 ???P 圖 ，即氣缸內氣體壓力隨曲軸轉角的變化規(guī)律。 0~180 度為進氣行程，汽缸內的氣體壓力在理論循環(huán)下基本可以認為是一恒定值且小于大氣壓力； 180~360 度為多邊壓縮行程，汽缸內的氣體壓力可由絕熱方程求出； 360~540 度為多變的膨脹過程，汽缸內的氣體壓力可由絕熱方程求出； 540~720 度為排氣行程，可以認為汽缸內的氣體壓力是均勻下降至? ? 01~ P 。由于已知了曲軸轉角α和活塞位移 X 的關系式，又因 253+10 4 XDV ? ??? ，則可 以在 EXCEL 表格中，求取出相應轉角α時對應氣缸容積 V。每隔 5176。求（ p， V）。下面列出來了一部分轉角α下壓力 p 的數(shù)據(jù)： 利用上面求解出的數(shù)據(jù)，做出 p～α圖。如圖 6： 圖 6P? 往復慣性力 分析機構的慣性力時，通常將連續(xù)分布質量的實際活塞曲柄連桿機構離散成用往復運動質量的動力學等效當量系統(tǒng)來分析 ，往復慣性力的產生是由于 活塞和連桿小頭的質量在武漢理工大學《汽車發(fā)動機設計》課程設計說明書 12 活塞瞬時速度的不均勻條件下產生的。往復慣性力的大小不僅與活塞和連桿小頭的往復慣性質量有關，還與活塞的瞬時加速度有關。其加速度已經在運動學中計算完畢，往復慣性質量 21 mmmj ?? ， 其中 1m —— 為活塞組的質量 2m —— 計算斷面以上那部分連桿往復運動質量。 活塞的質量在估算時，將活塞當作薄壁圓筒處理。 活塞 其中 D—— 為活塞的外徑， D=70mm t—— 為活塞的厚度， t= H—— 為活塞的高度， H=(~)D，取 H=70mm ?—— 為活塞的密度，在此處用共晶鋁硅合金 661，密度為 其中 L—— 為連桿的長度， L=125 l—— 為連桿質心到連桿大頭的距離 m—— 為連桿的質量 經過估算得到 mj = m2+m1=320g。 用公式 ? ????? 2* 2 C o sC o srmP jj ??? 即可以計算出活塞連桿小頭的往復慣性力隨曲軸轉角的變化規(guī)律，具體的計算數(shù)據(jù)見后附表。 旋轉往復慣性力 分析機構的慣性力時，通常將連續(xù)分布質量的實際活塞曲柄連桿機構離散成用往復運動質量和旋轉運動質量的動力學等效當量系統(tǒng)來分析 ， 連桿質心以下的質量和曲柄銷組質量離散為旋轉慣性質量。 2r crm m m??。 1jpmm?＝ m 2 ( sin 2 sin 2 )jPr ? ? ? ?? ? ? 2rrK m r?? 隨曲軸轉角的變化規(guī)律，具體的計算數(shù)據(jù)見后附錄。 合力的計算 忽略機構摩擦阻力，則作用在曲柄連桿機構上的力只要研究氣體壓力和機構運動質量的慣? ?? ? HtDDm **4* 221 ??? ??mL lLm *2 ??武漢理工大學《汽車發(fā)動機設計》課程設計說明書 13 性力。 氣缸內工質作用在活塞上的總氣體壓力為： g G 0P P P?＝ GP ―― 缸內絕對壓力， Mpa； 0P ―― 大氣壓力，一般取 Pg 隨著曲軸轉角 α 的變化規(guī)律 Pg＝ f（ α），依據(jù)發(fā)動機型式和工況而不同。對新設計得發(fā)動機可由熱力計算或參考同類型發(fā)動機的示功圖；對已有的發(fā)動機可用各種燃燒分析儀。 作用在曲柄連桿機構上的力：氣體壓力于往復慣性力兩者作用在氣缸中心線上，將往復慣性力也用單位活塞面積的壓力來計算，則合成的單位面積的力為 2 ( sin 2 sin 2 )g j g hP P P P F r ? ? ? ?? ? ? ? ? （ 8） 其中分解后得到其他的力側壓力 Pn、連桿力 Pl、切向力 t、 徑向力 k、單缸扭矩 Mi。公式分別為： 側壓力 Pn=Ptanβ （ 9） 連桿力 Pl=P/cosβ （ 10） 切向力 t=Pl sin(α +β )=P sin(α +β ) cosβ （ 11） 徑向力 k=Plcos(α +β )=P cos(α +β ) cosβ （ 12） 圖 7 連桿受力圖 用 Excel 表繪制側壓力、連桿力、切向力、徑向力隨曲軸轉角的變化。 分別見圖 11： 武漢理工大學《汽車發(fā)動機設計》課程設計說明書 14 圖 8nP ? 圖 9 1P ? 武漢理工大學《汽車發(fā)動機設計》課程設計說明書 15 圖 10 t ? 圖 11 k ? 從發(fā)動機有效功率公式來看，當缸徑Ｄ、缸數(shù)Ｚ和沖程數(shù) τ 已選定時，在燃油經濟性最佳武漢理工大學《汽車發(fā)動機設計》課程設計說明書 16 的前提下，要盡可能提高輸出功率，就只有依靠平均有效壓力 Pme 和活塞平均速度 Vm 兩個主要參 數(shù)的合理選擇了。 發(fā)動機的有效功率為： τ0785 2DicPP mmee ????? （ kw） 式中 Pme―― 平均有效壓力， MPa Vm― ― 活塞平均速度， m/s； n――― 標定轉速， r/min； D――― 氣缸直徑， cm； τ――― 行程數(shù)，四沖程 τ＝ 4，二沖程 τ＝ 2。 取整得到如下結果 ： 缸徑、行程、轉速參數(shù) 表 Pme(mpa) Vm（ m/s） S/D D(mm) S(mm) n(r/min) Vs(L) Vc(L) Va(L) 1 70 70 所示的結果得到發(fā)動機的結構參數(shù)。查有關手冊，所得到的發(fā)動機參數(shù)滿足現(xiàn)代發(fā)動機的一般技術水平，而且現(xiàn)在的加工技術可以達到這個水平。 6 活塞設計 活塞的材料 共晶硅鋁合金 武漢理工大學《汽車發(fā)動機設計》課程設計說明書 17 制造活塞的材料應有小的密度?、足夠的高溫強度 ?、高的熱導率?、低的線脹系數(shù) a以及良好的摩擦性能 (減摩性和耐磨性 )。常用材料為鋁硅合金。共晶鋁硅合金具有滿意的綜合性能，工藝性良好，應用最為廣泛。過共晶鋁硅合金中的初生硅晶體使耐熱性、耐磨性改善，膨脹系數(shù) 減小，但加工工藝性惡化。過共晶鋁硅合金廣泛用于高熱負荷活塞。 活塞主要尺寸設計 活塞高度 H 參考文獻 [1]， H=1D； 選擇 H=70mm。 壓縮高度 H1 參考文獻 [1]， H1=； 選擇 H1 =35mm。 火力岸高度 h 參考文獻 [1]， h==。 環(huán)帶高度 現(xiàn)代四行程發(fā)動機一般采用二道氣環(huán)和一道油環(huán)。參考文獻 [1]，氣環(huán)的厚度一般為 ～， 環(huán)岸要求有足夠的強度，使其在最大氣壓下 不致被損壞。第一道環(huán)的環(huán)岸高度 b1 一般為 ～ （ c 指環(huán)槽高度），第二道環(huán)的環(huán)岸高度 b2為 1～ 2c。 第一環(huán)岸高 b1=～ = 70= 取 3mm,則， c1=。 第二環(huán)岸高 b2=～ = 70= 取 3mm,則， c2=。 油環(huán)高 b3 為 ～ ； 活塞頂部厚度δ 參考文獻 [1] ： δ ==； 取 mm6?? 武漢理工大學《汽車發(fā)動機設計》課程設計說明書 18 活塞側壁厚度及內部過渡圓角 活塞頭部要安裝活塞環(huán)，側壁必須加厚，一般?。?~） D，取 ，厚度則為 7mm。 為改善散熱狀況，活塞頂與側壁之間應該采用較大的過度圓角，一般取 R=~。 則圓角半徑取為 7mm。 活塞銷座間距 B=； 取 則活塞銷座間距為 28mm。 有關活塞的尺寸設計結果： 名稱 數(shù)值 單位 壓縮高度取 H1 35 mm 環(huán)帶高度 H3 15 mm 火力岸高度 H4 5 mm 總高度 70 mm 壁厚 7 mm 內圓直徑 D’ 62 mm 外圓直徑 D 70 mm 第一道環(huán)的環(huán)岸高度 b1 3 mm 第二道環(huán)的環(huán)岸高度 b2 3 mm 第一道環(huán)槽高度 C1 2 mm 第二道環(huán)槽高度 C2 2 mm 油環(huán)高度 C3 3 mm 環(huán)槽深度 4 mm 武漢理工大學《汽車發(fā)動機設計》課程設計說明書 19 活塞裙部及其側表面形狀的設計 活塞裙部及其側表面