畢業(yè)設(shè)計(jì)-1p70f汽油機(jī)動力學(xué)計(jì)算和曲柄連桿機(jī)構(gòu)的強(qiáng)度校核-wenkub.com
2025-11-19 20:18 本頁面
【正文】 [12]西安交通大學(xué)內(nèi)燃機(jī)教研室，柴油機(jī)設(shè)計(jì)，西安交通大學(xué)出版。 [8]（俄） ，內(nèi)燃機(jī) 活塞式及復(fù)合式發(fā)動機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算，北京工業(yè)出版社。[4]Automotive Engineering,1974。 最后再一次感謝所有在畢業(yè)設(shè)計(jì)中曾經(jīng)幫助過我的良師益友和同學(xué)，以及在設(shè)計(jì)中被我引用或參考的論著的作者。您治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)，學(xué)識淵博，思想深邃，視野雄闊，為我營造了一種良好的精神氛圍。 致謝 四年的讀書生活在這個季節(jié)即將劃上一個句號，而于我的人生卻只是一個逗號，我將面對又一次征程的開始。對機(jī)構(gòu)運(yùn)動學(xué)、動力學(xué)的分析，我們可以清楚的了解內(nèi)燃機(jī)工作機(jī)構(gòu)的運(yùn)動性能、運(yùn)動規(guī)律等，從而可以更好地對機(jī)構(gòu)進(jìn)行性能分析和產(chǎn)品設(shè)計(jì)。m a xm a x ?? WM k? 2/mmN 39。 曲柄臂的安全系數(shù) 曲柄臂在曲拐平面內(nèi)受到扭轉(zhuǎn)作用，由動力計(jì)算可得：Zmax=14330N， Zmin=2850N,曲柄上的彎矩 2/39。 ???? WW ? 3mm 。 曲柄壁彎曲應(yīng)力 曲柄壁厚 h=15mm，寬 B=39mm 彎曲應(yīng)力為 許用應(yīng)力 [ 曲軸疲勞強(qiáng)度校核 主軸頸的安全系數(shù) 主軸頸受彎曲和扭轉(zhuǎn)的復(fù)合應(yīng)力，但彎曲對安全系數(shù)的影響較小，故只考慮扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，由動力計(jì)算可知： Mmax=161294 mmN? ,Mmin=29106 mmN? ， 8 3 0 6 616/3 ??? zdW ? mm. ?? WM? 2/mmN ??? WM? 2/mmN )( m inm a x ??? ??? a 2/mmN )( m inm a x ??? ??? m 2/mmN 對等溫淬火的主軸頸：對稱循環(huán)下材料的扭轉(zhuǎn)持久極限 τ 1=246 2/mmN ，彎矩持久極限σ 1=335 2/mmN ，尺寸影響系數(shù)?? ?????? KK ，應(yīng)力循環(huán)角系數(shù)Ψτ =，Ψσ =，則主軸頸的安全系數(shù)為 ????? ?maKn ??????? ? 許用安全系數(shù) [n]=～ 4，在許用范圍。 2,在許用范圍內(nèi)，合格。所以必須正確確定預(yù)緊力，并在裝配時嚴(yán)格控制其大小。內(nèi)燃機(jī)運(yùn)行后，螺栓有時還要承受一些附加的彎曲應(yīng)力，其原因是：被連接部分大頭的剛性不足；加工過程中造成零件形狀偏差；螺栓頭部結(jié)構(gòu)不合理。 ② 大頭橫向直徑的變形計(jì)算 )( 39。大頭蓋承受的彎矩 M 和法向力 N 分別為： 1347/1 39。39。maxjP 為： 39。1 ???????pcczcpn ????????? 許用應(yīng)力 [nc]=～ 3，安全系數(shù)在許用應(yīng)力范圍內(nèi)。 ，在垂直于擺動平面內(nèi)的應(yīng)力幅 和平均應(yīng)力 24 = = = = ,桿身中間截面在擺動平面的安全系數(shù) 和桿身中間截面在垂直于擺動平面的安全系數(shù) 許用值在大于 ，在此范圍內(nèi)，合格。 ，角系數(shù)（敏性系數(shù)） = = ，在固定角 截面的外表面處 應(yīng)力幅 =1/2 ( )= 平均 應(yīng)力 MPa ，小頭安全系數(shù) n= = 在許用范22 圍內(nèi)，合格。為此，必須選用較強(qiáng)的材料和合理的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸，并采取表面強(qiáng)化措施。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。 ，彎曲變形 f=1/60[pz*D2*a2*(2ab)]/[E*(d4d4o)]=*104mm. 許用彎曲變形 [f]=*D/100=,計(jì)算結(jié)果在許用范圍內(nèi)，合格。 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(jì)算，可以忽略 Pj1。 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=。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。 =Mtmax/Mtm 當(dāng)α =392o時， Mtmax=. 取 ηt= ，汽油機(jī)的機(jī)械效率一般 . 則 Ni=Ne/ηt=Mtm=71620*Ni/n=. 得出 =. 飛 輪矩 GfD2m 的計(jì)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）。 6，作用在曲柄銷中心的切向力 pt=p *sin(α +β )/cosβ (MPa). 方向 :順著曲軸轉(zhuǎn)向的為正。 2，往復(fù)慣性力 pj=m,j*Rω 2*(a/Rω 2) kgf/cm2MPa 方向： 朝向曲軸旋轉(zhuǎn)中心為正。 x/2R=1/2*(1cosα )+1/2λ * (1cosβ ). ,活塞的位移 x。 原始設(shè)計(jì)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(zhuǎn)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(yùn)動學(xué)計(jì)算 ，曲軸轉(zhuǎn)角α 計(jì)算時取最小 分度為 1 度（ deg），以活塞四沖程計(jì)算 α 范圍即是從 0o— 720o。在曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動過程中，活塞作往復(fù)直線運(yùn)動，曲軸作圓周旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，由于連桿的運(yùn)動較為復(fù)雜，其大頭與曲柄銷一樣作圓周旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，小頭則與活塞一樣作往復(fù)運(yùn)動，所以連桿本身的運(yùn)動是由旋轉(zhuǎn)運(yùn)動和往復(fù)運(yùn)動合成的平面運(yùn)動。 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(jì)算的問題，包括活塞，連桿，曲軸的運(yùn)動學(xué)的計(jì) 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(xué)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(fù)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。本論文即會對此做著重的介紹，因?yàn)樵诎l(fā)動機(jī)早期開發(fā)中，汽油機(jī)的動力學(xué)計(jì)算，曲軸扭轉(zhuǎn)和活塞曲軸連桿的強(qiáng)度校核對產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)和性能可以進(jìn)行有效的預(yù)測和控制，對后期的 研發(fā)和改進(jìn)提供數(shù)據(jù)支持。 本文主要計(jì)算體現(xiàn)發(fā)動機(jī)性能的動力學(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。產(chǎn)生高溫高壓的工作氣體，直接推動活塞向下運(yùn)動，通過連桿，曲軸向外輸出機(jī)械功。 Rod。并在此基礎(chǔ)上對活塞曲軸連桿機(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。 關(guān)鍵詞：汽油機(jī)；動力學(xué)；曲軸；連桿；活塞；強(qiáng)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 pape
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