畢業(yè)設(shè)計-1p70f汽油機動力學(xué)計算和曲柄連桿機構(gòu)的強度校核(編輯修改稿)
2025-01-08 20:18 本頁面
【文章內(nèi)容簡介】 α =76o時， vmax/cm= * =vmax=○ 5 當(dāng) 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(guī)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(biāo)值相差 FpR 倍。 =Mtmax/Mtm 當(dāng)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(zhuǎn)動慣量，即 GfD2m≈4gI1）。 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(huán)等在汽缸里往復(fù)運動的零件，是內(nèi)燃機的關(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?、高速往?fù)運動產(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)生機械應(yīng)力和機械變形。高壓氣體燃燒產(chǎn)生的高溫使活塞溫度分布很不均勻，導(dǎo)致活塞產(chǎn)生熱應(yīng)力和熱變形。因此，必須了解活塞的變形和應(yīng)力分布情況，對改進活塞設(shè)計，提高其工作可靠性具有重要意義。 發(fā)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(guān)，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(jù)是根據(jù)示功圖得來 ，此值在有關(guān)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(fā)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(shù)），對平頂活塞 B=，第一環(huán)岸高度 h1=，裙部高度 H2=40mm，最大側(cè)壓力 Nmax=*D2* pz/40= Pz=。 活塞強度校核 14 ，活塞頂?shù)臋C械應(yīng)力 u。 u=*（ D1/2 ） 2= 在許用范圍內(nèi)。 ，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)。 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(fù)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(nèi)，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(fā)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(jié)果在許用范圍內(nèi)，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(jié)果在許用范圍內(nèi)，合格。 ，縱向彎曲應(yīng)力 1=[(2ab)* pz*D2*d]/(d4do4)= ,橫向彎曲應(yīng)力 2== MPa . 5,總應(yīng)力 16 = =[ ]=~ 計算 結(jié)果在許用范圍內(nèi)，合格。 第四章 連桿的強度校核 在內(nèi)燃機運行的過程中，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。此外，由連桿變速擺動而產(chǎn)生的慣性力矩，還使連桿承受數(shù)值較小的彎矩。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。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(nèi)的彎矩使活塞在氣缸內(nèi)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(shè)計的主要要求是：在盡可能輕巧的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(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 = ,輔助參數(shù) ，查 內(nèi)燃機設(shè)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（ ）
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