毕业设计（论文）-1P70F汽油机动力学计算和曲柄连杆机构的强度校核.docx

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1、 JIANG SU UNIVERSITY 本 科 毕 业 论 文 1P70F汽油机动力学计算和曲柄连杆机构的强度校核 1P70F gasoline engine Dynamics calculation and Connecting rod Strength Check学院名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 热能与动力工程 学生姓名： 指导教师姓名： 指导教师职称： 教 授 2011年 6 月1P70F汽油机动力学计算和曲柄连杆机构的强度校核专业班级：动力（机械）0701 学生姓名： 指导教师：吉 职称：教授摘要：发动机作为汽车的中心部件，在整部车的运行中起着至关重要的作用，当然对其的研究

2、也是必不可少的，本文主要是对1p70F汽油机运动学以及力学方面的计算，以此作为了解发动机性能的基础数据。并在此基础上对活塞曲轴连杆机构的强度分别进行了校核，来判断其是否满足性能要求，并可投入使用。 关键词：汽油机；动力学；曲轴；连杆；活塞；强度校核 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

3、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.

4、朗读显示对应的拉丁字符的拼音字典Key words：Gasoline; Dynamics; Crankshaft; Rod; Piston; Strength Check .目 录前言.5第一章 绪论.6 1.1课题意义. 1.2主要工作.第二章 动力学计算. 2.1原始设计参数. 2.2运动学计算. 2.2.1曲轴转角. 2.2.2连杆摆角.2.2.3活塞的相对位移x/2R.2.2.4活塞的位移x.2.2.5活塞的相对速度v/R.2.2.6活塞的速度v.2.2.7活塞的相对加速度a/R2.2.2.8活塞的加速度a. 2.3 往复运动质量的计算. 2.4 作用在活塞曲柄连杆机构上的各种力和力矩

5、. 2.5曲轴输出扭矩的计算并绘制扭矩曲线. 2.6飞轮矩GfD2m的计算.第三章 活塞的强度校核 3.1活塞强度校核.3.1.1，活塞顶的机械应力u.3.1.2，第一环岸.3.1.3裙部比压q1.3.1.4销座比压q2.3.2活塞销强度校核.3.2.1，弯曲变形.3.2.2，椭圆变形.3.2.3，纵向弯曲应力.3.2.4,横向弯曲应力.3.2. 5,总应力.第四章 连杆的强度校核.4.1连杆小头的强度校核.4.2连杆杆身的强度校核.4.3连杆大头及盖的强度校核.4.4连杆螺栓的强度校核.第五章 曲轴的强度校核.5.1 连杆轴颈最大压力的计算.5.2 曲轴的静力计算.5.3 曲轴疲劳强度校核.

6、总结.致谢.参考文献.前言 内燃机是将燃料燃烧释放出来的热能转变成机械能的一种能量转换装置。在内燃机中，燃料与空气混合，燃烧。产生高温高压的工作气体，直接推动活塞向下运动，通过连杆，曲轴向外输出机械功。由于这一能量转换过程完全是在发动机内部完成的，所以称为内燃机。自问世以来，内燃机经过了无数次得改进和提高，现代内燃机无论在结构还是在性能方面都已相当完善，成为当今用量最大，用途最广的热能动力机械，在国民经济，国防建设以及人们的日常生活中起着举足轻重的位置。内燃机作为一种动力机械，发出的功率展示机动力装置的50%以上，被广泛的应用于交通运输，工程机械等重要的国名经济重要部门之中。 本文主要计算体现

7、发动机性能的动力学的计算和体现其工作的稳定性和安全性方面的强度校核。 活塞曲轴连杆机构是汽油机重要的传动力机构。虽然作为汽油机功率输出的主轴的曲轴，其转动是基本均匀的，但活塞连杆即使在汽油机稳定运转条件下也发生着极其不均匀的运动，伴随着极大的加，减速度，产生极大的惯性载荷，对受力件的强度，耐久性影响很大，一般会导致震动和噪音。近年来，为了提高汽油机的比功率，减少质量和尺寸，汽油机的转速越来越高，因而动力学研究更加显得重要。本论文即会对此做着重的介绍，因为在发动机早期开发中，汽油机的动力学计算，曲轴扭转和活塞曲轴连杆的强度校核对产品的结构和性能可以进行有效的预测和控制，对后期的研发和改进提供数据

8、支持。第一章 绪论 1.1 课题意义 活塞-曲柄机构是构成往复运动活塞式内燃机的基础机构，他们的运动状况是决定内燃机性能的重要因素，当然对运动状况的了解需要通过对各部件进行运动分析和受力分析，每一个部件的受力情况在不同的工况下是不同的，当然他的复杂性并不是无规律可循的，通过实验的方法得出一些基础的数据然后再在此基础上进行力学和运动学上的分析从而可以了解他们的一些工作状况，这对内燃机的研究，比如提出一些改进的措施是十分重要的，并且可以为后续的强度校核工作提供数据支持。 活塞，连杆，曲轴都是内燃机中重要的运动部件，一直运动的部件就会在长期的运动中受到磨损和疲劳的考验，这需要对其强度进行校核，特别是

9、处在运动中的关键部件或部位和容易疲劳或受损的部位。其是否合格直接关系到安全性的问题，而其耐疲劳，抗磨损的程度又关系到整个发动机使用寿命的问题，所以对运动部件的强度校核是非常重要的环节，也可以通过在校核的过程中发现他们的薄弱环节，为以后的改进指明了方向。 1.2 主要工作 前面已经有所叙述，本篇论文的主要动作主要涉及到计算的问题，包括活塞，连杆，曲轴的运动学的计算包括活塞的位移，活塞的速度，活塞的加速度等，连杆的摆角，以及力学方面的包括活塞表面受到的燃料燃烧给的压力，连杆受到的往复惯性力，曲拐受到的向心力和切向力和由此产生的力矩等等。强度校核方面主要是活塞顶的厚度要与所承受的压力相符合，第一环岸

10、受到的应力满足设计需求，活塞销的校核等，对连杆运动件进行校核时要注意对连杆小头，连杆大头，连杆杆身等受力最大处进行强度校核，另外受力最频繁的活塞销和连杆螺栓也要进行各方面的校核以保证工作的安全性。对关于曲轴的强度校核主要包括静强度计算和疲劳强度计算，静强度计算的目的是求出曲轴各危险部位最大工作应力；疲劳强度的计算的目的是求出曲轴在反复承受交变工作应力下的最小强度储备，通常以安全系数的形式表示，即是计算最危险处的安全系数，如过度圆角和油孔边缘处等，并且是最危险的工况进行计算，即找出运转过程中可能出现的应力变化的最大幅度a和a。 第二章 动力学计算 当我们研究曲柄连杆机构的受力，关键在于分析曲柄连

11、杆机构中各种力的作用情况，并根据这些力对曲柄连杆机构的主要零件进行强度、刚度、磨损等方面的分析、计算和设计，以便达到内燃机输出转矩及转速的要求。在曲柄连杆机构的运动过程中，活塞作往复直线运动，曲轴作圆周旋转运动，由于连杆的运动较为复杂，其大头与曲柄销一样作圆周旋转运动，小头则与活塞一样作往复运动，所以连杆本身的运动是由旋转运动和往复运动合成的平面运动。在实际分析中，为使问题简化，一般将连杆简化为分别集中于连杆大头和连杆小头的两个集中质量，认为它们分别作旋转运动和往复运动，这样就不需要对连杆的运动规律进行单独的研究。活塞在作往复运动时，其速度和加速度都是变化的。它的速度和加速度的数值及变化规律对

12、曲柄连杆机构以及内燃机整体的工作具有很大的影响，因此研究曲柄连杆机构运动学的主要任务就是研究活塞的运动规律。 2.1原始设计参数 汽缸直径 D=70mm活塞行程 S=45mm曲柄半径 R=22.5mm连杆长度 l=84mm曲柄半径与连杆长度比 =R/l=0.2679额定功率 Ne=3.0kw ，n=3600r/min曲轴旋转角速度=n/30=0.105n=378/s , 2=142884/s2曲柄销中心的切向速度 R=8.505m/s曲柄销中心的切向加速度 R2=3214.89m/s2活塞平均速度 Cm=Sn/30=0.001*45*3600/30=5.4m/s2.2运动学计算 2.2.1，曲

13、轴转角 计算时取最小分度为1度（deg），以活塞四冲程计算范围即是从0o720o。 2.2.2，连杆摆角。 =arcsin（sin） 顺曲轴转向而向右偏离气缸中心线的角记为正值。2.2.3，活塞的相对位移x/2R。 x/2R=1/2*(1-cos)+1/2* (1-cos).2.2.4,活塞的位移x。x=(R+l)-(Rcos+lcos).cm 2.2.5,活塞的相对速度v/R.v/R=2.2.6,活塞的速度v. V=R m/s.2.2.7，活塞的相对加速度a/R2.a/R2= +2.2.8,活塞的加速度a. a=R2+m/s2.2.3 往复运动质量的计算活塞组总质量 Mp=0.232kg活塞

14、销质量 Mp1=0.044kg连杆质量含连杆盖连杆螺栓Mc=0.146kg连杆组质量分配：往复质量Mj=0.034kg M，j=Mj/Fp=0.0008954(kg/cm2) 旋转质量Mcd=0.112kg 曲轴质量 ： Mr1=2.044kg 活塞面积 Fp=1/4 d2=0.25*3.14*69.552=3797.2mm22.4 作用在活塞曲柄连杆机构上的各种力和力矩。 1,单位活塞面积上的气体压力pg.pg是指作用在单位活塞顶面积上的气体压力，单位是MPa(兆帕)。方向：规定朝向曲轴旋转中心的为正。2，往复惯性力pj=-m,j*R2*(a/R2) kgf/cm2MPa 方向：朝向曲轴旋转

15、中心为正。3,沿气缸中心线的总压力p=pg+pj. MPa.4, p水平方向的分力pN=ptan(MPa). 方向：对曲轴旋转中心产生的力矩方向与曲轴旋转方向相反的。为正。 5，连着连杆中心的作用力pcr=p/cos(MPa). 方向：压缩连杆的为正。 6，作用在曲柄销中心的切向力pt=p *sin(+)/cos(MPa). 方向:顺着曲轴转向的为正。7，作用在曲柄销中心的法向力pra= p* cos(+)/cos(MPa). 方向：朝向曲轴旋转中心的为正。 8，单曲柄扭矩Mt= p*R * N*cm. 方向：与曲轴旋转方向相同的为正。 （此处添加电子表）（表一，运动参数的计算表格坐标图，活塞

16、的运动规律曲线） 查内燃机设计手册表4-5，得出下例几个特定位置的物理量： 当+=90o时，=arctan（1/）=75.004o当x=S/2时，s/2=arcos-1/=82.415o当=90o时，（x/2-R）/R=/2=0.13395.得出x/2=25.51mm当=76o时，vmax/cm=*=1.6262得出vmax=8.7815m/s当=0o时，amax/R2=1+=1.2679.得出amax=4076.16m/s2.因为1/4. ,=arcos(-1/4)=158.84ox,=(1+/2+1/32)*R=28.138mm.a,min=-(+1/8)*R2=-2361.31m/s2(

17、绘制运动规律曲线)（动力计算电子表格）2.5曲轴输出扭矩的计算，并绘制扭矩曲线Mt=pt*Fp*R. 单缸汽油机曲轴的输出扭矩曲线与曲柄切向力曲线的形状完全一样，只是纵坐标值相差FpR倍。 =Mtmax/Mtm 当=392o时，Mtmax=16129.4N.cm. 取t= 0.7 ，汽油机的机械效率一般0.65-0.78.则Ni=Ne/t=3.0/0.8=4.29kw=5.83 ps.Mtm=71620*Ni/n=1136.65N.cm.得出=14.19.2.6飞轮矩GfD2m的计算（通常采用飞轮矩的概念来表示飞轮的转动惯量，即GfD2m4gI1）。选取旋转不均匀度 =1/40.查表4-3=1

18、.3.又Ne=3.0kw.n=3600r/min.飞轮部分的转动惯量I1=6.53*104*Ne/n3)=2.9686*10-4.GfD2m 4gI1=4*9.8*2.9686*10-4 =116.49kg.cm2.其中Gf飞轮轮缘的重量（kgf），假定飞轮重量全部集中在轮缘部分。Dm飞轮轮缘的重心直径。第三章 活塞的强度校核活塞组包括活塞、活塞销和活塞环等在汽缸里往复运动的零件，是内燃机的关键零部件之一，活塞的结构和所处的工作环境十分复杂，在工作状态下受到高压燃气压力、高速往复运动产生的惯性力、侧向推力和销座支反力等周期性载荷作用，产生机械应力和机械变形。高压气体燃烧产生的高温使活塞温度分布

19、很不均匀，导致活塞产生热应力和热变形。因此，必须了解活塞的变形和应力分布情况，对改进活塞设计，提高其工作可靠性具有重要意义。发动机的工作可靠性与使用耐久性在很大程度上与活塞组的工作情况有关，而活塞的强度是首先必须被保证的。 计算取气缸最大压力为pz =3.78719MPa，依据是根据示功图得来，此值在有关试验中实测为3.8MPa左右，以此由此计算是可行的。已知条件：最高爆发压力pz=3.78719mpa，活塞头部直径D1=69.55mm，活塞顶厚度 0.12D=8.4mm，销座的工作长度l，=54mm，缸径D=70mm，B（考虑燃烧室形状影响的系数），对平顶活塞B=1.4，第一环岸高度h1=2

20、.5mm，裙部高度H2=40mm，最大侧压力Nmax=3.14*D2* pz/40=1456N.最高燃气作用力Pz=14380.1N。3.1活塞强度校核3.1.1，活塞顶的机械应力u。u=0.68pz*（D1/2）2=44.13mpa49.02MPa在许用范围内。3.1.2，第一环岸弯曲应力=4.5pz*（D1/h1）2*10-3=13.36mpa剪切应力=3.14pz*（D1/h1）2*10-3=9.323mpa总应力：=16.3mpa=16.3*10.2=16.3MPa29.41MPa,在许用范围之内。3.1.3裙部比压q1q1=Nmax/(DH2)=0.520MPa0.784MPa3.1

21、.4销座比压q2 q2= (Pz-Pj1)/(2dl,) Pj1是指除活塞销以外的活塞往复惯性力，但为便于计算，可以忽略Pj1。故：q2=Pz/(2dl,)=7.49MPa39.2 MPa 在许用范围内，合格。3.2活塞销强度校核 已知条件：a=40.2mm, b=23.5mm, d=18mm, do=14mm, l=54mm,活塞材料的弹性模量E=1.147*105 MPa . 最高爆发压力Pz=14380.1N 。 符号的意义见图纸。 3.2.1，弯曲变形 f=1/60pz*D2*a2*(2a-b)/E*(d4-d4o)=9.3*10-4mm. 许用弯曲变形f=0.015*D/100=0.

22、0105mm,计算结果在许用范围内，合格。 3.2.2，椭圆变形 d=3.14/320*pz*D2*(d+do)3/E*l*(d-do)3=8.13*10-2mm. 许用椭圆变形=0.25*100+0.5(d1-100)/100=0.02125mm, 计算结果在许用范围内，合格。 3.2.3，纵向弯曲应力 1=(2a-b)* pz*D2*d/(d4-do4)=285.55MPa 3.2.4,横向弯曲应力 2=269.76 MPa 3.2. 5,总应力 =39.28MPa=343.1490.2MPa 计算结果在许用范围内，合格。第四章 连杆的强度校核 在内燃机运行的过程中，连杆主要承受气体压力和

23、活塞往复惯性力所产生的交变载荷。此外，由连杆变速摆动而产生的惯性力矩，还使连杆承受数值较小的弯矩。如果连杆在交变载荷下发生断裂，则将导致恶性破坏事故，甚至整台内燃机报废；如果连杆刚度不足，则会对曲柄连杆的工作带来不好的影响。例如，连杆大头变形使连杆螺栓承受附加弯矩，大头孔失圆使轴瓦的工作条件和润滑恶化；杆身在曲轴轴线平面内的弯矩使活塞在气缸内歪斜，造成活塞与气缸、轴瓦与曲柄销的偏磨、活塞组与气缸间漏气、窜油等问题。连杆设计的主要要求是：在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和疲劳强度。为此，必须选用较强的材料和合理的结构形状和尺寸，并采取表面强化措施。 4.1连杆小头的强度校核 4.1.1，衬套最

24、大装配过盈量 =0.017mm 4.1.2，衬套问题过盈量 c=（+，）*t*d1=0.01584mm 其中，连杆材料线性膨胀系数，对于钢材料=1.0*10-5 1/ ,衬套的线性膨胀系数，对于青铜，=1.8*10-5 1/ =连杆工作时温升，约100-130 d1小头内径，d1=18mm 4.1.3， 由总过盈量产生的径向均布压力p=()/d1*(d22+d12)/(d22-d12)+/E+(d12+d2)/(d12-d2)+/E,=29.2MPa其中d2小头外径，d2=25mm d衬套内径，d=15mm E连杆材料的弹性模量，E=2.2*10-7kgf/cm2 E,-衬套材料的弹性模量，E

25、，=1.47*105kgf/cm24.1.4，小头外表面由p引起的应力 =62.89MPa 4.1.5,活塞组的最大惯性力 =R(1+)= 9.45MPa4.1.6,固定角=90+arcos=1104.1.7,小头平均半径 r=10.75mm4.1.8,小头中心截面（）上的弯矩Mo Mo=r(0.00033)=0.067MPa4.1.9,小头中心截面（）上的法向力No No=(0.572-0.0008)=4.5MPa4.1.10,小头固定截面）上的弯矩M2 M2=Mo+No=4.30MPa4.1.11,小头固定截面上的法向力N2 N2=Nocos+0.5=4.49MPa4.1.12,小头壁厚

26、h=0.35cm4.1.13,小头截面面积 F=()2 其中b1=2.35cm4.1.14,衬套截面面积 =（）2一般b=b1 4.1.15，系数K K=0.284.1.16,小头手拉时固定截面处外表面应力 =85.69MPa 4.1.17,小头承受的最大压缩力 =155.13MPa4.1.18,辅助参数 ，查图8-36得: =-0.00035, =0.000854.1.19，小头受压时中央截面上的弯矩Mo和法向力No Mo=-0.00035 No=0.00085=0.132 MPa4.1.20，受压时固定截面处的弯矩M2和法向力N2. M2=Mo+Nor（1-cos）-f（）=-0.626M

27、Pa N2=f（）+Nocos（）=0.684MPa 4.1.21，函数f（）=0.00474.1.22,小头受压时固定截面处外表面应力. =-11.14MPa4.1.23,材料机械性能 查表得229.86MPa 91.94MPa =183.88MPa 其中 -抗拉强度。 材料在对称循环下的拉压疲劳强度。 -材料在脉冲循环的弯曲疲劳强度。4.1.24，角系数（敏性系数） =0.254.1.25，在固定角截面的外表面处 应力幅=1/2()=48.41MPa平均应力MPa4.1.26，小头安全系数 n=1.91.5 在许用范围内，合格。 其中-考虑表面加工情况的工艺系数，通常4.1.27，小头截面

28、的惯性矩J J=cm4.1.28，小头横向直径减小量 =0.0207mm2,在许用范围内，合格。 9.32,在许用范围内，合格。其中，=0.8.第五章 曲轴的强度校核5.1 连杆轴颈最大压力的计算 已知：曲柄销直径, 曲柄销长=24mm 膨胀上止点小头受最大压力 =134.41MPa 其中， 则 =2.49MPa 许用应力=2.94MPa ，在此范围内，合格。5.2 曲轴的静力计算5.2.1曲轴中心线到飞轮端和齿轮室盖的滚动轴承中心线的距离分别是L1=108.5mm，L2=137.5mm。最大切向力 最大法向力故飞轮端得支座反力连杆轴颈的抗弯截面模量W= 支座到曲柄中心线的距离b1=66.8m

29、m这样 轴颈的中间断面的弯曲应力为：许用应力=784,计算结果在此范围内，合格。5.2.2 曲柄壁弯曲应力 曲柄壁厚h=15mm，宽B=39mm 弯曲应力为许用应力 5.3 曲轴疲劳强度校核 5.3.1主轴颈的安全系数 主轴颈受弯曲和扭转的复合应力，但弯曲对安全系数的影响较小，故只考虑扭转应力，由动力计算可知：Mmax=161294,Mmin=-29106， mm. 对等温淬火的主轴颈：对称循环下材料的扭转持久极限-1=246，弯矩持久极限-1=335，尺寸影响系数，应力循环角系数=0.11，=0.33，则主轴颈的安全系数为许用安全系数n=2.44，在许用范围。 5.3.2连杆轴颈的安全系数连

30、杆轴颈同时承受弯曲和扭转，但它们的峰值不同时出现，所以分开讨论A. 受弯曲时的安全系数 由动力计算可知当=380时，由切向力T和法向力Z产生的合成弯矩达成最大值，此时T1=890N，Z1=11360N，当=540时达到最小值，此时T2=0，Z2=-483N mm B受扭矩时的安全系数由曲线查得=0.9，。并由动力计算得最大扭矩M1= 161294，最小扭矩M2=-29106 . C.总安全系数：许用安全系数n=1.73，在许用范围内。 5.3.3曲柄臂的安全系数曲柄臂在曲拐平面内受到扭转作用，由动力计算可得：Zmax=14330N，Zmin=-2850N,曲柄上的弯矩，抗弯模数=1770,曲柄

31、截面积643.5，曲柄所受拉压载荷为Z/2，由弯曲和拉压载荷引起的合成应力为： ，查表得 由动力计算可得曲柄臂所受扭矩：Mkmax=161294, kmin=-29106,由比值B/h=2.36，查出=0.23，则 。 总安全系数：许用安全系数n=1.32.5，在许用范围内。由上述计算可知，所有零件均在安全强度范围内。总结 本文对1P70F汽油机进行动力计算和主要运动件的强度分析，主要研究工作总结如下： (1)对曲柄连杆机构在内燃机运行过程中动力学进行分析，确定了在标定工况下活塞的往复运动惯性力、作用在主轴承上的切向力和法向力的变化规律，从而为内燃机的平衡提供了可靠的理论依据；为内燃机主要零件

32、的强度、刚度、磨损、振动和轴承负荷等计算提供必要的数据。对机构运动学、动力学的分析，我们可以清楚的了解内燃机工作机构的运动性能、运动规律等，从而可以更好地对机构进行性能分析和产品设计。并从中找出影响内燃机曲轴的输出扭矩、曲轴旋转的均匀程度和动力不平衡的根本原因，从而确定改善内燃机动力性能的措旌。对改善内燃机工作的可靠性、振动、噪声等有较大的帮助。（2）本文还完成了主要运动件和连杆螺栓的应力、强度和刚度校核,确定了该机主要零部件的强度和可靠性。 致谢四年的读书生活在这个季节即将划上一个句号，而于我的人生却只是一个逗号，我将面对又一次征程的开始。四年的求学生涯在师长、亲友的大力支持下，走得辛苦却也收获满囊，在论文即将付梓之际，思绪万千，心情久久不能平静。 伟人、名人为我所崇拜，可是我更急切地要把我的敬意和赞美献给一位平凡的人，首先要感谢我的导师：刘胜吉老师和王建老师。我不是您最出色的学生，而您却是我最