基于相关参数对发动机曲柄连杆机构主要零部件进行结构设计计算毕业设计论文(编辑修改稿)

基于相关参数对发动机曲柄连杆机构主要零部件进行结构设计计算毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

另外计算，因此主要研究气压力和运动质量惯性力变化规律对机构构件的作用。 计算过程中所需的相关数据参照桑塔纳 2020AJR 型发动机，如附表 1所示。 气缸内工质的作用力 作用在活塞上的气体作用力 gP 等于活塞上、下两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即 )(4 39。 2 ppDPg   （ ） 式中： gP — 活塞上的气体作用力， N ； p — 缸内绝对压力， MPa ； p — 大气压力， MPa ； D — 活塞直径， mm。 由于活塞直径是一定的，活塞上的气体作用力取决于活塞上、下两面的山 东科技大学泰山科技学院学士学位论文 13 空间内气体压力差 pp  ，对于四冲程发动机来说，一般取 p = ，mmD  ,对于缸内绝对压力 p ，在发动机的四个冲程中，计算结果如表 所示： 则由式（ ）计算气压力 gP 如表 所示。 机构的惯性力 惯性力是由于运动不均匀而产生的，为了确定机构的惯性力，必须先知道其加速度和质量的分布。 加速度从运动学中已经知道，现在需要知道质量分布。 实际机构质量分布很复杂，必须加以简化。 为此进行质量换算。 机构运动件的质量换算 质量换算的原则是保持系统的动力学等效性。 质量换算的目的是计算零件的运动质量，以便进一步计算它们在运动中所产生的惯性力。 表 缸内绝对压力 p 计算结果 四个冲程终点压力 计算公式 计算结果 /MPa 进气终点压力 dep 39。 )~( pp de  压缩终点压力 cop 1nedeco pp  膨胀终点压力 exp 2maxnex pp  排气终点压力 rp 39。 ppr  注： 1n — 平均压缩指数， 1n =~ ；  — 压缩比，  =； 2n — 平山 东科技大学泰山科技学院学士学位论文 14 均膨胀指数， 2n =~ ；； maxp — 最大爆发压力， maxp =3~ 5MPa ，取 maxp = ；此时压力角  =  15~10 ，取  = 13。 表 气压力 gP 计算结果 四 个 冲 程 gP /N 进气终点 压缩终点 膨胀终点 排气终点 （ 1）连杆质量的换算 连杆是做复杂平面运动的零件。 为了方便计算， 将整个连杆（包括有关附属零件）的质量 Lm 用两个换算质量 1m 和 2m 来代换，并假设是 1m 集中作用在连杆小头中心处，并只做往复运动的质量； 2m 是集中作用在连杆大头中心处，并只沿着圆周做旋转运动的质量，如图 所示： 山 东科技大学泰山科技学院学士学位论文 15 图 连杆质量的换算简图 为了保证代换后的质量系统与原来的质量系统在力学上等效，必 须满足下列三个条件： ① 连杆总质量不变，即 21 mmmL 。 ② 连杆重心 G 的位置不变，即 )( 1211 llmlm 。 ③ 连杆相对重心 G的转动惯量 GI 不变，即 GIllmlm  222211 )(。 其中， l 连杆长度， 1l 为连杆重心 G 至小头中心的距离。 由条件可得下列换算公式： lllmm L 11  llmm L 12  用平衡力系求合力的索多边形法求出重心位置 G。 将连杆分成若干简单的几何图形，分别计算出各段连杆重量和它的重心位置，再按照索多边形作图法，求出整个连杆的重心位置以及折算到连杆大小头中心的重量 1G 和2G ，如图 ： 山 东科技大学泰山科技学院学士学位论文 16 图 索多边形法 （ 2）往复直线运动部分的质量 jm 活塞（包括活塞上的零件）是沿气缸中心做往复直线运动的。 它们的质量可以看作是集中在活塞销中心上，并以 hm 表示。 质量 hm 与换算到连杆小头中心的质量 1m 之和，称为往复运动质量 jm ，即 1mmm hj 。 （ 3）不平衡回转质量 rm 曲拐的不平衡质量及其代换质量如图 ： 图 曲拐的不平衡质量及其代换质量 曲拐在绕轴线旋转时，曲柄销和一部分曲柄臂的质量将产生不平衡离心惯性力，称为曲拐的不平衡质量。 为了便于计算，所有这些质量都按离心力相等的条件，换算到回转半径为 r 的连杆轴颈中心处，以 km 表示，换算质量km 为： 山 东科技大学泰山科技学院学士学位论文 17 remmm bgk 2 式中： km — 曲拐换算质量， kg ； gm — 连杆轴颈的质量， kg ； bm — 一个曲柄臂的质量， kg ； e — 曲柄臂质心位置与曲拐中心的距离， m。 质量 km 与换算到大头中心的连杆质量 2m 之和称为不平衡回转质量 rm ，即 2mmm kr  由上述换算方法计算得： 往复直线运动部分的质量 jm = ，不平 衡回转 rm =。 曲柄连杆机构的惯性力 把曲柄连杆机构运动件的质量简化为二质量 jm 和 rm 后，这些质量的惯性力可以从运动条件求出，归结为两个力。 往复质量 jm 的往复惯性力 jP 和旋转质量 rm 的旋转惯性力 rP。 （ 1）往复惯性力  2c o sc o s)2c o sc o s( 2222 rmrmrrmamP jjjj ，（ ） 式中： jm — 往复运动质量， kg ；  — 连杆比； r — 曲柄半径， m ；  — 曲柄旋转角速度， srad/ ；  — 曲轴转角。 山 东科技大学泰山科技学院学士学位论文 18 ，jP 是沿气缸中心线方向作用的，公式（ ）前的负号表示 ，jP 方向与活塞加速度 a 的方向相反。 其中曲柄的角速度  为： 30602 nn   （ ） 式中： n — 曲轴转数， min/r ； 已知额定转数 n =5200 min/r ，则 2 0 0   srad/ ； 曲柄半径 r = ，连杆比  =~，取  =，参照附录表 2：四缸机工作循环表，将每一工况的曲轴转角  代入式（ ），计算得单位活塞面积上往复惯性力 jP ，结果如表 ： 表 往复惯性力 jP 计算结果 四 个 冲 程 jP /N 进气终点 压缩终点 膨胀终点 排气终点 （ 2）旋转惯性力 2rmP rr  （ ） 33 .59 404 2  N 作用在活塞上的总作用力 由前述可知，在活塞销中心处，同时作用着气体作用力 gP 和往复 惯性力山 东科技大学泰山科技学院学士学位论文 19 jP ，由于作用力的方向都沿着中心线，故只需代数相加，即可求得合力 jg PPP  （ ） 计算结果如表 所示。 活塞上的总作用力 P 分解与传递 如图 ，首先，将 P 分解成两个分力：沿连杆轴线作用的力 K ，和把活塞压向 气缸壁的侧向力 N ， 其中沿连杆的作用力 K 为： cos1 PK （ ） 而侧向力 N 为： tanPN （ ） 表 作用在活塞上的总作用力 P 四个冲程 气压力 gP /N 往复惯性力 jP /N 总作用力 P /N 进气终点   压缩终点 33708 .3 膨胀终点   排气终点 33708 .3 山 东科技大学泰山科技学院学士学位论文 20 图 作用在机构上的力和力矩 连杆作用力 K 的方向规定如下：使连杆受压时为正号，使连杆受拉时为负号，缸 壁的侧向力 N 的符号规定为：当侧向力所形成的反扭矩与曲轴旋转方向相反时，侧向力为正值，反之为负值。 当  = 13 时，根据正弦定理，可得：  sinsin rl  求得  13s i r c s i ns i na r c s i n lr  将  分别代入式（ ）、式（ ），计算结果如表 所示： 山 东科技大学泰山科技学院学士学位论文 21 表 连杆力 K 、侧向力 N 的计算结果 四个冲程 连 杆力 K /N 侧向力 N /N 进气终点  42 .5315 压缩终点 33682 .13 2273 .30 膨胀终点 .6971814 .984846 排气终点 35591 .43 力 K 通过连杆作用在曲轴的曲柄臂上，此力也分解成两个力，即推动曲轴旋转的切向力 T ， 即   co s )s in ()s in (  PKT （ ） 和压缩曲柄臂的径向力 Z ，即   co s )co s ()co s (  PKZ （ ） 规定力 T 和曲轴旋转方向一致为 正，力 Z 指向曲轴为正。 求得切向力 T 、径向力 Z 见如表 所示 : 表 切向力 T 、径向力 Z 的计算结果 四个冲程 切向力 T /N 径向力 Z /N 进气终点 —  压缩终点 膨胀终点 .7120840 .1968724 排气终点 山 东科技大学泰山科技学院学士学位论文 22 4 活塞、连杆组的设计 活塞的设计 活塞组包括活塞、活塞销和活塞环等在气缸里作往复运动的零件，它们是发动 机中工作条件最严酷的组件。 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。 活塞的工作条件和设计要求 活塞的机械负荷 在发动机工作中 ,活塞承受的机械载荷包括周期变化的气体压力、往复惯性力以及由此产生的侧向作用力。 在机械载荷的作用下，活塞各部位了各种不同的应力：活塞顶部动态弯曲应力；活塞销座承受拉压及弯曲应力；环岸承受弯曲及剪应力。 此外，在环槽及裙部还有较大的磨损。 为适应机械负荷，设计活塞时要求各处有合适的壁厚和合理的形状，即在保证足够的强度、刚度前提下，结构要尽量简单、 轻巧，截面变化处的过渡要圆滑，以减少应力集中。 活塞的热负荷 活塞在气缸内工作时，活塞顶面承受瞬变高温燃气的作用，燃气的最高温度可达 CC  2500~2020。 因而活塞顶的温度也很高。 活塞不仅温度高，而且温度分布不均匀，各点间有很大的温度梯度，这就成为热应力的根源，正是这些热应力对活塞顶部表面发生的开裂起了重要作用 [9]。 磨损强烈 发动机在工作中所产生的侧向作用力是较大的，同时，活塞在气缸中的高速往复运动，活塞组与气缸表面之间会产生强烈磨损，由于此处润滑条件较差，磨损情况比较严 重。 活塞组的设计要求 山 东科技大学泰山科技学院学士学位论文 23 （ 1）要选用热强度好、耐磨、比重小、热膨胀系数小、导热性好、具有良好减磨性、工艺性的材料； （ 2）有合理的形状和壁厚。 使散热良好，强度、刚度符合要求，尽量减轻重量，避免应力集中； （ 3）保证燃烧室气密性好，窜气、窜油要少又不增加活塞组的摩擦损失； （ 4）在不同工况下都能保持活塞与缸套的最佳配合； （ 5）减少活塞从燃气吸收的热量，而已吸收的热量则能顺利地散走； （ 6）在较低的机油耗条件下，保证滑动面上有足够的润滑油。 活塞的材料 根据上述对活塞设计的要求，活塞材料应满足 如下要求： （ 1）热强度高。 即在 C400~300 高温下仍有足够的机械性能，使零件不致损坏； （ 2）导热性好，吸热性差。 以降低顶部及环区的温度，并减少热应力； （ 3）膨胀系数小。 使活塞与气缸间能保持较小间隙； （ 4）比重小。 以降低活塞组的往复惯性力，从而降低了曲轴连杆组的机械负荷和平衡配重； （ 5）有良好的减磨性能（即与缸套材料间的摩擦系数较小），耐磨、耐蚀； （ 6）工艺性好，低廉。 在发动机中，灰铸铁由于耐磨性、耐蚀性好、膨胀系数小、热强度高、成本低、工艺性好等原因，曾广泛地被 作为活塞材料。 但近几十年来，由于发动机转速日益提高，工作过程不断强化，灰铸铁活塞因比重大和导热性差两个根本缺点而逐渐被铝基轻合金活塞所淘汰。 铝合金的优缺点与灰铸铁正相反，铝合金比重小，约占有灰铸。