柴油机动力计算及连杆组设计方案

\l“_TOC_250013“前言 2\l“_TOC_250012“构造参数计算 2\l“_TOC_250011“条件 2\l“_TOC_250010“发动机构造形式 2\l“_TOC_250009“发动机主要构造参数 2\l“_TOC_250008“动力学计算 5\l“_TOC_250007“连杆的设计 9\l“_TOC_250006“连杆主要尺寸设计 9\l“_TOC_250005“连杆长度确实定 9\l“_TOC_250004“连杆小头尺寸确实定 9连杆大头尺寸确实 10连杆强度的计算 10\l“_TOC_250003“连杆小头强度的计算 10\l“_TOC_250002“连杆大头的强度计算 13\l“_TOC_250001“5小结 14\l“_TOC_250000“6参考文献 15前言《内燃机设计》课程设计是在我们学习了一些根底制图学问和汽车以及发动机的整体学问框架后所给我们的一次很好的熬炼，众所周知现代汽车工业进展越来越快，而作为汽车心脏的发动机自然也成为了进展的重中之重，发动机的构造和性能对汽车起着打算性的影响，比方汽车的行使速度、加速性能、爬坡度、牵引力等等都取决于发动机，因此来说设计发动机是汽车设计的重中之重，而发动机的设计又对我们的想象力量，制图力量，分析计算力量，查阅各种工具书的力量无疑是一次很好的熬炼，因此，我们要充分利用这次课程设计的时机，认真对待，做好充分的预备，保证高质量的去完成，这也为以后学习打下了一个很好的根底。构造参数计算条件:1.064MPa活塞平均速度:7.8m/s99876543210123456789发动机构造形式44冲程柴油机，冷却方式承受水冷。发动机主要构造参数参考袁兆成版《内燃机设计》S/D的取值范围在0.8～1.2之间，取S/D=1P=0.0785e

p VmzD2em

=0.07851.06447.8802＝41.695Kw4D=80mm则S=80mm (S与D均取整)V=D2S4

0.40192L30Cn= m =3000r/minS角速度度ωn=3.14×3000/30=314rad/s30S/2=40mm动力学计算由曲柄连杆机构的受力分析计算：P=Pg+Pj=Pg-mjrω2(cos+λcos2)=Pg-mjj〔mj为机构往复惯性质量〕活塞质量mp=630g连杆小头质量m4=190gm=0.00063(D-80)2+0.0476(D-80)+0.2149≈1.05kgmj=mp+m3+m4≈387.22gPPnP1P1又在两岸大头分解为Kt，Pn=P*tgβP= Pl cosk=Plcos(+β)=Psin()tPPcosPP

pcos()cos876543210-114710131619222528313437404346495255586164677073-2Pn0.6Pn0.60.50.40.30.20.10-0.1Pn0100200300390490590690P1P1400500600700-2-0.2-0.3876543210-110110210310kk876543210-1-2k0100200300390490590690tt2.521.51t0.50-0.50100200300390490590690-1连杆的设计组成。其作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞上的力传给曲轴。连杆小头与活塞一起作往复运动，连杆大头与曲轴一起作旋转运动，连杆杆身作简单的平面摇摆。连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷。由于受力材料的选择为了保证连杆在构造轻松的条件下有足够的刚度和强度，一般多用精选含碳量的优45既强又韧。为了提高连杆的疲乏强度，不经机械加工的外表应经过喷丸处理。连杆还必需经过磁力探伤检验，以求工作牢靠。连杆主要尺寸设计连杆长度确实定=r/l，连杆越短，则发动机的总高度越小。参考袁兆成版《内燃机设计》设计，值范围为1/3.2～1/3.8。取λ=0.325，则l=39mm/0.325=120mm连杆小头尺寸确实定45=7.85g/cm3.连杆小头的内径，参考袁兆成版《内燃机设计》设计，d1

/D=0.25～0.3取d=0.3D=24mm，1连杆小头的外径，参考袁兆成版《内燃机设计》设计，D1

/d=1.2～1.35取D=1.25d=30mm，1 1连杆小头的宽度，参考袁兆成版《内燃机设计》设计，B1/d1=1.2～1.4，取B=1.2d1

=28.8mm，1衬套外径，参考袁兆成版《内燃机设计》设计， d1

/d=1.05~1.15，取d=1.1d1=26.4mm连杆大头尺寸确实定连杆大头的构造与尺寸根本上打算了曲柄销直径D2、长度B2、连杆轴瓦厚度等等，对曲轴的强度、刚度和承压力量有很大的影响。大头的外形尺寸又打算了凸轮轴位置和曲轴箱外形，大头的重量产生的离心力会使连杆轴承、主轴承负荷增大，磨损加剧，有时还不得不为此而增加平衡重，给曲轴设计带来困难，因此在设计连杆大头时，应在保证强度和刚度的条件下，尺寸尽量小，重量尽量轻。连杆大头内径，参考袁兆成版《内燃机设计》设计，D2/D=0.55～0.65取D2=0.59D=47.2mm连杆大头外径，参考袁兆成版《内燃机设计》设计， D′2/D=0.60～0.68，取D′2=0.63D=50.4mm连杆螺栓孔间距离，参考袁兆成版《内燃机设计》设计， C/D′2=1.2～1.25,取C=1.2D′2=60.48mmH3，参考袁兆成版《内燃机设计》设计，H3/D′2=0.35～0.4H3=0.38D′2=19.15mm高度H4H4/D′2=0.38～0.44，取H4=0.4D′2=20.16mm杆身设计I”字形构造，这样能在足够的强度和刚度下获得最小的质别与小头、大头作圆滑过渡，这样既可避开应力集中，又能到达传力均匀。工字形断面的平均高度与气缸直径的比值 H/D=0.3-0.4，高宽比H/B=1.4-1.8。取t=5mm，连杆小头强度的计算衬套过盈协作的预紧力及温升产生的应力Δtp d 1 D2d2 1 d2d2( 1 μ) (

μ)E D21

d2

E” d2

d21式中d —小头外径，为30mm；2d24mm；1αα=1.81051/c0；α—连杆小头材料的线膨胀系数，对于钢可取α=1.0105〔1/c0〕；μ,μ”—泊桑比，一般可取μ=μ”=0.3；E—连杆小头材料的弹性模数对于刚，E=2.2105N/mmE1E1=1.15105N/mm计算得t0.065mm。把小头视为内压厚壁圆筒，在压力P的作用下外外表的切向应力为D2d2内外表”=i

1 1D2-d21 1

p=102.5

N/mm2外外表”

2d21

p=80.03a D21

d21

N/mm2N/mm2经检验小于N/mm2小头应力的校核当发动机处于额定工况时，连杆小头的最大拉伸作用力为：P”

mR2(1)5638.93N当发动机处于起开工况时P”

mR2(1)56.32N固定角

90

arccosHmHm21

124.94dd 2231r1 2 13.18mm4 4在0的截面上N –P”1

M –P”

r(0.000330.0297)=2.47Nm计算

截面拉伸力引起的法向力和弯矩为：N N

cos

0.5P”jmax

(sin

cos

)2086.02NM M

Nr(1cos

)0.5P”jmax

r(sin

cos

)45.38Nm小头壁厚为h

d d2 4

2.1mm；b1

26mmK

EFEFE”F”

0.84mm由拉伸作用在外表上产生的应力为： 2Maj

6rhh)

1

18.478Mpa1 1取点火提前角为：15连杆小头的合力为：D2pa

p)4

mR2(coscos2)28258N计算截面中由压缩力引起的法向力和弯矩：N sin

1 N P

sin

cos10925.8(0.00050.002)1192.73N1 a Pa

2

M N sin

1 M Pr )

cos1 a Pr P

2

a a=10925.80.010625(0.000130.00051.25880.002)=101.04Nm 2Ma1

6rhh(2rh)

11bh

=24.649Mpa1不对称循环的最大与最小应力为：max

”a ”

55.38Mpamin a a1平均应力及应力幅： maxm maxa

min2min2

76.9476Mpa21.5636Mpa

1za”” a ——材料在对称循环下的拉压疲乏极限，取 =200Mpa1z 1z——应力幅；a ——平均应力；m ””——0.4～0.6之间，取a

””0.4aa a

2 1 ~1.6)1则取a

0.43n=2.299〉1.5则小头合格连杆大头的强度计算连杆大头受惯性力拉伸载荷：G”G G GP“

2r(1) 2 32r10218.54g g式中G”、G、G、G分别是活塞组、连杆组往复局部、连杆旋转局部及连杆大头下半2 3局部的重量。取 40则弯曲应力为：P

0.023l 1

0.4 jmaxZ(1J”/J) FF”18346.3NZ—计算断面的抗弯曲断面模数，取Z5.0109m3l—计算圆环的曲率半径，计算可得l 17mm1 1FFFF”0.0017