发动机设计课程设计1.4l四行程汽油机曲轴设计.doc
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1、目 录0前言-31汽油机的结构参数-3 1.1初始条件-3 1.2发动机类型-3 1.2.1冲程数的选择-3 1.2.2冷却方式-3 1.2.3气缸数与气缸布置方式-3 1.3基本参数-3 1.3.1行程缸径比的选择-3 1.3.2气缸工作容积V,缸径D的选择-32热力学计算-4 2.1热力循环基本参数的确定-42.2P-V图的绘制-4 2.3P-V图的调整-5 2.4有效功及有效压力的求解-6 2.5 p-V 图向P-a图的转化-63运动学计算-7 3.1曲柄连杆机构的类型-7 3.2连杆比的选择-7 3.3活塞运动规律-73.4连杆运动规律-94动力学计算-9 4.1质量换算-94.2作用
2、在活塞上的力 -105曲轴零件的结构设计-14 5.1曲轴的工作条件,结构形式和材料的选择-14 5.1.1曲轴的工作条件和设计要求-14 5.1.2曲轴的结构形式-145.1.3曲轴的材料-14 5.2曲轴主要尺寸的确定和结构设计细节-14 5.2.1主要尺寸-14 5.2.2一些细节设计-155.2.2.1油道布置-15 5.2.2.2曲轴两端的结构-15 5.2.2.3曲轴的止推-15 5.2.2.4过渡圆角-15 5.2.2.5平衡分析-156曲轴强度的校核-166.1静强度校核-16 6.1.1连杆轴颈的计算-17 6.1.2曲柄计算-176.2曲轴疲劳强度的计算-18 6.2.1主
3、轴颈的计算-18 6.2.2曲柄臂的计算-19小结-20参考文献-20附录-211.4L四行程汽油机曲轴设计0前言 大四上学期我们学习了必修课程汽车发动机设计,紧接着要开始为期三周的课程设计。每个同学都有不同的设计题目,我们要根据自己的题目来查阅资料,结合所学知识,设计出合理的发动机部件。通过这次课程设计,要培养我们综合运用知识的能力,查阅工具书的能力以及运用计算机的能力。我的设计任务是1.4L四行程汽油机曲轴设计。1.汽油机的结构参数11初始条件平均有效压力: 活塞平均速度:18 ms12发动机类型1.2.1冲程数的选择四冲程。1.2.2冷却方式水冷。1.2.3气缸数与气缸布置方式直列式四缸
4、机。13基本参数1.3.1行程缸径比SD的选择 初步选择行程缸径比为1.1。1.3.2气缸工作容积V,缸径D的选择根据内燃机学的基本计算公式: (公式1) (公式2) (公式3)其中发动机的平均有效压力,依题取1.0MPa 气缸的工作容积,4*=1.4L 发动机的气缸数目 ,依题为4 发动机的转速 活塞的平均速度,依题取16m/s 发动机活塞的行程 发动机气缸直径发动机的行程数,依题为4根据以上的条件代入以上公式,并圆整得:D=74mm ,S=81mm,=15.9ms,P=1.0MPa,n=5900 r/min,=0.348L,Pe=68.44kW2热力学计算通常根据内燃机所用的燃料,混合气形
5、成方式,缸内燃烧过程(加热方式)等特点,把汽油机实际循环近似看成等容加热循环。汽油机的工作过程包括进气、压缩、做功和排气四个过程。在本设计过程中,先确定热力循环基本参数然后重点针对压缩和膨胀过程进行计算,绘制P-V图并校核。2.1热力循环基本参数的确定根据参考文献【内燃机学】压缩过程绝热指数n=1.281.35,初步取n=1.30 膨胀过程绝热指数n=1.311.41,初步取n=1.35 根据参考文献【内燃机学】汽油机压缩比=812,初取=9 根据参考文献【发动机设计】,初取=72.2 P-V图的绘制通常情况下,压缩始点的压强在P=(0.80.9)P(P为当地大气压力值),假定外界P=0.10
6、MPa,选定P=0.09 MPa,将压缩过程近似看作绝热过程,由n=1.30,并利用PV=const,可以在excel中绘出压缩过程线。混合气体在气缸中压缩后,经等容加热,利用值可得最大爆发压力值。膨胀过程类似于压缩过程,由n=1.36,绘出膨胀线。最后连接膨胀终点和压缩始点。得出理论的P-V图1。简化的条件为:假设工质是理想气体,其物理常数与标准状态下的空气物理常数相同。假设工质是在闭口系统中作封闭循环。假设工质的压缩及膨胀是绝热等熵过程。假设燃烧过程为等容加热过程,工质放热为定容放热。= (公式4)Pa=0.09Mpa, Vs=0.348L =0.0435L,Va=0.3915L,得Pc=
7、1.57MPa=11Mpa (公式5)得Pb=0.57MPa图1理论P-V图2.3 P-V图的调整实际的P-V图和利用多变过程状态方程绘制的P-V图还存在一些差别,主要是点火提前角和配气相位的原因。对1图作以下调整:最大爆发压力:P=2*(Pz-Pc)+Pc=7.86MPa,以此值与原图形相交,水平线以上的部分去掉,余下部分作些调整。考虑到实际过程与理论过程的差异,最大爆发压力发生在上止点之后1215,选择最高爆发压力出现在上止点后12.点火提前角:据资料得常用的范围是2030,经调整后取26。排气提前角:常使用的范围是4080,经调整后取60。调整后的P-V图如下图2:图2 调整后P-V图2
8、.4 P-V图的校核由热力学计算所绘制的示功图为理论循环的示功图,其围成的面积表示的是汽油机所做的指示功,数值由对示功图积分后求得的面积来表示: (公式6)其中: Pa=0.09MPa; Pb=0.63MPa;Vc= Vz=0.0387L; Vb= Va =0.348L将上述数值代入得:Wi=400.3J则汽油机平均有效压力: (公式7)=66.9kW (公式8)与前面计算的结果大致一样,在2%以内,故上面选取的参数和以后的相关计算在满足制造的同时能够前后一致。3.运动学计算3.1曲柄连杆机构的类型在往复活塞式内燃机中基本上采用三种曲柄连杆机构:中心曲柄连杆机构,偏心曲柄连杆机构和关节曲柄连杆
9、机构。其中中心曲柄连杆机构应用最广泛。本次设计选择中心曲柄连杆机构。3.2连杆比的选择据【发动机设计】知,=1/31/5,车用发动机多用小连杆,初选=1/3.8。则连杆长度L=r/=154mm。3.3活塞运动规律活塞位移: (公式9)=1/3.8,为曲轴半径,经计算后X-图如下图4所示:图4 X-图活塞速度: (公式10) 图5 V-图活塞加速度: 图6 a-图3.4连杆运动规律连杆式做复合平面运动,即其运动是由随活塞的往复运动以及绕活塞销的摆动合成。连杆相对于气缸中心的摆角: (公式11)连杆运动规律如下图7所示图7 连杆运动规律4.动力学计算4.1 质量转换沿气缸轴线作直线运动的活塞组零件
10、,可以按质量不变的原则简单相加,并集中在活塞销中心。粗略计算,将活塞看做薄壁圆: (公式12)其中D=74mm,L为活塞厚度L=8mm,活塞材料为共晶铝合金:=2.7g/cm3,H为活塞高度H=(0.81.0)D=60mm。得142g匀速旋转的曲拐质量,可以按产生离心力不变的原则换算,并集中在曲柄销的中心。 (公式13)做平面运动的连杆组,根据动力学等效性的质量,质心和转动惯量守恒三原则进行质量换算。3个条件决定三个未知数,可用位于比较方便的位置上即连杆小头,大头和质心处三个质量来代替连杆。实际结果表明m与m、m相比很小,为简化受力分析,常用集中在连杆小头和大头的2个质量代替连杆。 (公式14
11、) (公式15)往复质量: (公式16)旋转质量: (公式17)mj=142+238=380g4.2作用在活塞上的力作用在活塞销中心的力,是Fg和Fj的合力,Fg为气体作用力,Fj为往复惯性力。(1)气体力 (公式18)P活塞顶上的压力,P-活塞背压根据气缸内压力与曲轴转角的关系,应用EXCEL求解相关数据(数据记录在附录中)作出下图8。图8 气体作用力图(2)惯性力往复惯性力: Fj在机构中的传递情况与Fg很相似,Fj也使机构受负荷,也产生转矩和倾覆力矩,由于Fj对汽缸盖没有作用,所以它不能在机内自行抵消,是向外表现的力,需要由轴承承受。则由于活塞和连杆小头的往复运动而引起的往复惯性力Fj
12、的大小:Fj和曲轴转角满足下列关系式,即 (公式19)应用EXCEL求解相关数据(数据记录在附录中)作出下图9图9 往复惯性力(3)旋转惯性力Fr=mrr2,当曲轴角速度不变时,Fr大小不变,其方向总是沿着曲轴半径向外。如果不用结构措施(如平衡块)消除,它也是自由力,使曲轴轴承和内燃机承受支反力,它不产生转矩和倾覆力矩。在本次设计中,用平衡块结构措施消除,所以在计算中可以忽略它。作用在活塞销中心的力,是Fj和Fp合力。即F= Fj+Fp。把该力分解到连杆方向P2和垂直于气缸中心线方向P1。连杆方向的力P1沿连杆传递到连杆大头,该力以同样的方向和大小作用在曲柄销上。把P1分解到曲柄销半径方向和垂
13、直于曲柄销半径方向。其中各力在大小上满足下列关系式:侧压力 (公式20) 连杆力 (公式21)切向力 (公式22)径向力 (公式23)作出下列图10-13,数据见附表。图10 侧压力连杆力图图11 切向力径向力图5曲轴零件结构设计5.1曲轴的工作条件、结构型式和材料的选择5.1.1曲轴的工作条件和设计要求曲轴是在不断周期性的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩(扭转和弯曲)共同作用下工作的,使曲轴既扭转又弯曲,产生疲劳应力状态。对于各种曲轴,弯曲载荷具有决定性意义,而扭转载荷仅占次要地位,曲轴破坏统计表明,80左右是由弯曲疲劳产生的。因此,曲轴结构强度研究的重点是弯曲疲劳强度。设
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