课程设计报告-活塞连杆设计

-.z.课程设计课程名称：发动机设计设计题目：曲轴和连杆设计学院：交通工程专业：车辆工程年级：****级学生**：*******指导教师：**************日期：2013年9月教务处制-.z.目录1、总体布局、构造特点以及选用原则系统分析11.1机型11.2选用原则12、标定工况〔最大功率〕工作过程及热力计算和示功图绘制22.1实际循环热力计算2热力计算的目的2热力计算的方法32.2重要参数选取3压缩比3过量空气系数3剩余废气系数3进气温升和剩余废气温度3热量利用系数3示功图饱满系数3机械效率4平均多变压缩指数4平均多变膨胀指数42.3燃料燃烧化学计算4理论空气量的计算4理论分子变化系数μ0的计算5实际分子变化系数52.4燃气过程参数确实定与计算5压缩过程气体状态5燃烧过程及燃烧终点气体状态5最高燃烧爆发压力及压力升高比确定7膨胀终点气体状态7绘制示功图82.5发动机性能参数9平均指示压力Pi9平均有效压力9有效功率9充量系数10指示热效率10燃油消耗率10发动机总进气流量103、活塞位移、速度、加速度随曲轴转角变化曲线113.1活塞位移113.2活塞速度V113.3.活塞加速度124、气缸压力、活塞侧击力、连杆力、曲柄销切向力，径向力134.1气缸压力随曲轴转角变化曲线134.2活塞销上的合力变化曲线144.3活塞所受侧压力14往复惯性力的求取144.4连杆作用力与活塞销受力相反164.5曲柄销受力164.6曲柄销极坐标图与连杆轴承受力17曲柄销载荷的极坐标图17连杆轴承的负荷矢量图17连杆轴承受力极坐标图195、连杆设计及强度计算、校核195.1连杆主要参数选取195.2材料和关于材料的参数215.3连杆小头强度215.4连杆杆身强度245.5连杆大头强度255.6螺栓强度校核266、有限元分析286.1连杆实体模型的建立286.2网格的划分296.3连杆受力分析30最大拉伸30最大压缩316.4有限元计算结果分析32载荷分布与加载32等效载荷模拟结果33计算结果分析347、总结388、参考文献38-.z.课程设计说明书计算及说明结果1、总体布局、构造特点以及选用原则系统分析1.1机型该发动机机型为卧式，直列，水冷，四冲程两缸机。卧式，是指气缸中心线平行于水平面的发动机，也就是水平放置的发动机。它的特点是发动机的高度很低，便于安装到一般立式发动机放不进去的地方。直列就是气缸呈直线排列，一般用于汽缸数小的发动机，优点在于动力输出强劲、构造简单、维护简便。水冷，即采用水作冷却介质，冷却效果较好。四冲程发动机换气质量较二冲程好，开展比拟成熟。该机型工作平稳，动力强劲，性能可靠，安能可靠，安装维修方便，多用在农用机械上。1.2选用原则〔1〕布置紧凑，外形尺寸小，外观整齐，外接收路尽量少。〔2〕经常需要保养的零部件，接近性要好，对经常检查调整的气门间隙和喷油提前角等有关零部件应考虑到调整和拆装方便。〔3〕应满足用户对柴油机配套所提出的各项合理要求。多种用途柴油机的总体布置，首先满足主要用途的配套要求，还要考虑到变机型的有关问题。〔4〕具有良好的加工和装配工艺性。〔5〕柴油机起吊、存放和安装方便。〔6〕总体布置要认真贯彻执行产品系列化、零部件通用化和零件标准化。课程设计说明书计算及说明结果2、标定工况〔最大功率〕工作过程及热力计算和示功图绘制290型柴油机课程设计参数表型式卧式，直列，水冷，四冲程缸径×行程〔mm〕90×95气缸数2气缸套型式湿式燃烧室型式直喷式缩口ω型燃烧室吸气方式自然吸气压缩比17.5：1或〔17：1〕或〔16.5:1〕最高燃烧压力[bar]801h标定功率/转速，kw(Ps)/r/min16〔21〕/2600最低燃油消耗率，g/kW.h(g/Ps.h)≤245〔180〕曲柄半径mm/连杆长度[mm]47.5/165燃料低热值[KJ/kg]42500单缸活塞组质量[Kg]0.948连杆组质量[Kg]1.300大气平均压力[kpa]98.392932.1实际循环热力计算热力计算的目的在一台新内燃机的设计过程中，大致确定气缸内的压力和温度变化情况，绘出示功图，可以对发动机方案设计中所确定的指标起到一定的校核作用。课程设计说明书计算及说明结果热力计算的方法用闭口系统来模拟不稳定的开口系统，用定容定压加热代替实际的燃烧过程，用多变过程来代替实际的压缩和膨胀过程，用多变过程来代替实际的压缩和膨胀过程，用定容放热代替排气过程等，最后的结果用一个折扣系数近似接近实际循环。2.2重要参数选取压缩比压缩比选取：=17.5=17.5过量空气系数过量空气系数选取：=1.4〔非增压柴油机一般推荐=1.2~1.5〕=1.4剩余废气系数剩余废气系数选取：=0.05〔非增压四冲程柴油机一般推荐=0.03~0.06〕=0.05进气温升和剩余废气温度进气温升选取：=15(非增压四冲程柴油机一般推荐=10~20)=15剩余废气温度选取：=760(非增压四冲程柴油机一般推荐=700~800)=760热量利用系数热量利用系数选取：=0.75〔低中速柴油机：0.75~0.88，高速柴油机：=0.750.65~0.85〕示功图饱满系数示功图饱满系数选取：=0.96〔*围一般为0.92~0.97〕=0.96课程设计说明书计算及说明结果机械效率机械效率选取：=0.85〔四冲程高速柴油机0.75~0.88〕=0.85平均多变压缩指数为压缩多变指数。在实际发动机压缩过程中由于存在与缸壁产生热交换及漏气损失现象，为变数。对于直接喷射式柴油机当=12~15，=6~10m/s,经历值=1.35~1.38.预燃室式柴油机=15~18，=8~12m/s，经历值=1.33~1.36.所以选取平均多变压缩指数=1.35=1.35平均多变膨胀指数实际膨胀多变指数亦为变数。膨胀始点值最小，膨胀终点值最大。在计算值可取平均值。一般经历值：对于柴油机=1.22~1.32.选取平均多变膨胀指数：=1.30=1.302.3燃料燃烧化学计算理论空气量的计算〔1〕1kg燃料燃烧所需的理论空气量柴油：=0.87=0.126=0.004得到：=0.495kmol/kg=0.495kmol/kg〔2〕新鲜充量的分量=1.40.495=0.693[kgmol/kg(燃料)]=0.693课程设计说明书计算及说明结果〔3〕1kg燃料燃烧时的燃烧产物量[kgmol/kg(燃料)]=0.726理论分子变化系数μ0的计算=1.047=1.047实际分子变化系数=1.045=1.0452.4燃气过程参数确实定与计算压缩过程气体状态〔1〕压缩始点温度：〔2〕压缩始点压力：〔3〕压缩终点压力：〔4〕压缩终点温度燃烧过程及燃烧终点气体状态〔1〕压缩终点的空气平均等容比热，在图3-2上查得，当时的=7.35故：课程设计说明书计算及说明结果〔2〕压缩终点的剩余废气平均等容比热，在图3-2上查得，当=626℃=1.4时的=7.6故：〔3〕压缩终点的混合气平均等容比热〔4〕燃烧终点的温度，根据以下方程求解将数值带入化简后得：=15265再用~t曲线，先估计下值，按此查出，并算出，试其数值与15265是否相符，然后按其差值再选值，如此逐步试算直至求得值和其相应的乘积等于15265为止，按照此方法求得燃烧终点温度：~t曲线如图一所示：课程设计说明书计算及说明结果图一：~t曲线最高燃烧爆发压力及压力升高比λ确定〔1〕最高燃烧爆发压力：最高燃烧爆发压力给定为：〔2〕压力升高比λ膨胀终点气体状态〔1〕初期膨胀比〔2〕后期膨胀比课程设计说明书计算及说明结果〔3〕膨胀终点的压力和温度〔〕=0.34MPa绘制示功图(1)压缩行程：压缩行程起始点的压力值通常在〔0.90~0.8〕之间，选定压缩始点的压强为=0.095MPa。把压缩过程简化为绝热过程，=1.35。由热力学知识可知：，初始状态下=0.095MPa在0.636L~0.0364L之间取十五个点，求取这些点的压力值，记录数据在e*ecl表格中，由计算所得的数据可知压缩终了时的终点压力。可燃混合气在气缸中到达压缩终点后，将会进展等容加热。加热终点的压力〔2〕膨胀过程：与压缩过程对应，膨胀过程也可简化为绝热过程：。由上面的计算知道，在膨胀的始点压力为，V=0.0364L,同样在0.636L~0.0364L之间取15个点，求取压力值。选取=1.30。将数据记入附表1中，利用e*ecl表格中的数据作出P-V图。如图二所示：课程设计说明书计算及说明结果图二：P-V图2.5发动机性能参数平均指示压力Pi平均有效压力有效功率课程设计说明书计算及说明结果充量系数指示热效率燃油消耗率〔1〕指示燃油消耗率〔2〕有效热效率〔3〕有效燃油消耗率发动机总进气流量其中所以：课程设计说明书计算及说明结果3、活塞位移、速度、加速度随曲轴转角变化曲线由所给参数计算得：3.1活塞位移由位移和曲轴转角的关系式：即在e*cel中获得所取点得相关数据记录在附表一e*celsheet1中，利用图表功能作出活塞位移*随转角变化的曲线。如图三所示：图三：活塞位移*随转角变化的曲线3.2活塞速度V由速度和曲轴转角的关系式：同理，在e*cel中获得相关数据记录在附表一e*celsheet1中，利用图表功能作出速度随转角变化的变化曲线图。如图四所示：课程设计说明书计算及说明结果图四：速度随转角的变化曲线3.3.活塞加速度由活塞加速度和曲轴转角的关系：同上，在e*cel中获得相关数据记录在附表一e*celsheet1中，利用图表功能作出加速度随转角变化曲线图。曲线图型如图五所示：图五：加速度随转角变化曲线图课程设计说明书计算及说明结果4、气缸压力、活塞侧击力、连杆力、曲柄销切向力，径向力4.1气缸压力随曲轴转角变化曲线随着曲轴转角的变化，缸内的气体压力也会随之发生变化。将热力学计算中的图转化为图，即气缸内气体压力随曲轴转角的变化规律。0~180度为进气行程，汽缸内的气体压力在理论循环下根本可以认为是一恒定值且小于大气压力；180~360度为多变压缩行程，汽缸内的气体压力可由绝热方程求出；360~540度为多变的膨胀过程，汽缸内的气体压力可由绝热方程求出；540~720度为排气行程，可以认为汽缸内的气体压力是均匀下降至。由于了曲轴转角α和活塞位移*的关系式，又因则可以在e*cel表格中，求取出相应转角α时对应气缸容积V。每隔10°求〔p，V〕。将数据记录于附表3中，并做出相应的图，如图六所示：图六：图课程设计说明书计算及说明结果4.2活塞销上的合力变化曲线记为活塞销对活塞的作用力，对活塞运用达伦伯原理，可得：其中和各为在气缸中心线方向及其垂直方向的分力，是活塞、活塞环和活塞销卡环的惯性力。应用上述关系利用e*cel表格得到活塞销上的合力变化曲线，如图七所示：图七：活塞销上的合力变化曲线4.3活塞所受侧压力往复惯性力的求取〔m：单缸活塞组质量[Kg]，m连杆组质量[Kg]〕所以==即=课程设计说明书计算及说明结果往复惯性力随曲轴转角的变化曲线如图八所示：图八：往复惯性力随曲轴转角的变化曲线因为所以侧压力=连杆力=通过e*cel得到侧压力与连杆力的变化情况如图九、图十所示：图九：侧压力随曲轴转角的变化曲线课程设计说明书计算及说明结果4.4连杆作用力与活塞销受力相反图十：连杆力随曲轴转角的变化曲线4.5曲柄销受力曲柄销所受外力就是与〔曲柄销对连杆大头的作用力〕相等而方向相反的，而且是由S和两向量合成的，在曲柄方向及其〔方向〕垂直方向(方向)的分力各为：，由表格数据得到曲柄销载荷随转角的变化，如图十一所示：图十一：曲柄销载荷随转角的变化课程设计说明书计算及说明结果4.6曲柄销极坐标图与连杆轴承受力曲柄销载荷的极坐标图根据，得到曲柄销的极坐标图如图十二所示：图十二：曲柄销极坐标图连杆轴承的负荷矢量图连杆轴承所受的力与曲柄销所受的力互为作用力和反作用力，所以它们的直角坐标图完全一样，只是作用力矢量相差了180。采用*-Y坐标系作为连杆轴承负荷的极坐标图，所以进展坐标转换时，其矢量共相差：因为该发动机为两缸发动机，所以有三个住轴颈，且两个曲拐之间的方向角为180度，且下面进展分别计算：课程设计说明书计算及说明结果第一主轴颈：由其中，和各是i号曲拐和〔i+1〕号曲拐对第一轴的方向角。第二主轴颈：第三主轴颈：综合应用以上关系式，求解出连杆轴承的负荷。而且转化为极坐标形式，用e*cel计算数据，并利用e*cel作出连杆轴承的负荷矢量图，如图十三所示。图十三：连杆轴承的负荷矢量图课程设计说明书计算及说明结果连杆轴承受力极坐标图图十四：连杆轴承受力极坐标图5、连杆设计及强度计算、校核5.1连杆主要参数选取课程设计说明书计算及说明结果连杆小头尺寸：mm取d=32mm〔由活塞销直径得到〕d=32mmmm取=2.0mm=2.0mmmm取=30mm=30mmmm取=36mm=36mmmm取=45mm=45mm连杆杆身尺寸：〔由表8-1得到〕mmmmmm取=26mm=26mmmm取B=17mmB=17mmmm取mmmm连杆大头尺寸：曲柄销直径mm取=55mm〔由曲柄销直径得到〕=55mm轴瓦厚度mm取=3mm=3mm取=61mm=61mmmm取mmmm由于，选取平切口连杆大头，连杆大头高度、：平切口连杆：mm取=30mm=30mmmm取=30mm=30mm螺栓：mm取=10mm=10mm课程设计说明书计算及说明结果5.2材料和关于材料的参数采用45钢作为连杆材料，泊桑比；连弹性模量；连杆膨胀系=；连杆温升；查[3]中表5-4取=600MPa；据[1]中第八章附录取工艺系数=轴套材料:锡青铜,根据[1]中内容选取套膨胀系；套弹性模量=600MPa5.3连杆小头强度小头轴承的比压：衬套最大装配过盈量：QUOTE衬套温度过盈量：mm由总过盈量产生径向均布压力：小头外外表由p引起的应力：活塞组的最大惯性力：固定角：〔由设计图得〕小头平均半径：小头中心截面上的弯矩：小头中心截面上的法向力：课程设计说明书计算及说明结果小头固定截面上的弯矩：小头固定截面上的法向力：小头壁厚：小头截面积：衬套截面积：系数：小头受拉时固定截面处外外表应力：小头承受的最大压缩力：查[1]中图8-36得：；小头受压时中央截面上的弯矩：小头受压时中央截面上的法向力：小头固定截面处〔〕的值：查[1]中表8-14得：课程设计说明书计算及说明结果小头受压时固定截面处的弯矩：小头受压时固定截面处的法向力：小头受压时固定截面处外外表应力：材料的机械性能：；角系数：在固定截面的外外表处：应力幅：平均应力：小头平安系数：符合设计要求。小头截面的惯性矩：小头横向直径减小量：课程设计说明书计算及说明结果5.4连杆杆身强度杆身中间截面处最大拉伸力:杆身中间截面处最大压缩力：由引起的拉伸应力：杆身中间截面在摆动平面内的惯性矩、：由引起的合成应力、：杆身中间截面在摆动平面内的应力幅和平均应力：课程设计说明书计算及说明结果杆身中间截面在垂直于摆动平面内的应力幅和平均应力：杆身中间截面在摆动平面的平安系数：垂直于摆动平面内平安系数：杆身平安许用值在的*围内，符合设计要求。5.5连杆大头强度大头盖所受惯性力:大头盖截面的重心坐标：大头盖截面的惯性矩：课程设计说明书计算及说明结果大头盖计算截面的抗弯断面模数：轴瓦计算截面的惯性矩：大头盖中央截面上的应力：大头横向直径减小值：为了保证连杆轴承工作可靠，不应该超过连杆轴承与曲柄销初始配合间隙的一半，常用配合为。通过查找根本偏差数据表格，其最小间隙为0.05m。由故所设计的连杆大头刚度符合要求。5.6螺栓强度校核螺栓材料：螺栓选用40cr，螺母选用40cr每个螺栓由惯性力引起的工作负荷：工作负荷传递到螺栓的根本负荷局部：选用0.25课程设计说明书计算及说明结果工作符合传递到大头上的负荷局部：螺栓装配预紧力：作用在螺栓上的总拉力：连杆螺栓的疲劳计算：最大应力：杆部：螺纹局部：最小应力：杆部：螺纹局部：第一区域：应力幅：平均应力：第二区域：应力幅：平均应力：属于第一区域的应力循环平安系数：式中：——为材料在对称循环下的拉压疲劳极限，课程设计说明书计算及说明结果此处取，，取0.5，角系数，取0.33。取5。属于第二区域的应力循环平安系数：由于n＞2，所以平安系数符合设计要求。判断螺栓材料是否屈服的条件：，，，＜由强度计算结果得，连杆各部位的强度和平安系数都在要求的*围内，连杆、螺栓设计合格。6、有限元分析6.1连杆实体模型的建立当前，有限元分析技术在发动机零部件设计过程中发挥着越来越重要的作用，它不仅缩短了设计周期，而且也大大提高了设计精度。该软件采用交互式将有关连杆几何形状、材料特征和计算工况的参数输入后，软件就可进展如下处理：(1)生成连杆有限元网格及变厚度处理等有关参数；(2)自动进展载荷处理；(3)计算单元刚度；(4)计算节点位移；(5)计算节点应力；(6)计算各节点的主应力，并求出最大主应力及其位置；(7)计算各强课程设计说明书计算及说明结果度理论中的相当应力，并求出最大相当应力及其位置；(8)绘制单元网格图、边界应力图和边界变形图。利用UGN*6.0建立三维立体模型首先建立准确、可靠的计算模型,是应用有限元法进展分析的重要步骤之一。在进展有限元分析时,应尽量按照实物来建立有限元分析模型,但对构造复杂的物体,完全按照实物结构来建立计算模型、进展有限元分析有时会变得非常困难,甚至是不可能的,因此可进展适当的简化。一般来说,因模型带来的误差要比有限元计算方法本身的误差大得多。所以,构造有限元计算的准确性在很大程度上取决于计算模型的准确性。6.2网格的划分有限元分析的根底是单元，所以在有限元分析之前必须将实物模型划分为等效节点和单元。由于连杆形状较为复杂，在满足计算精度要求的情况下，为了让结量尽量少，连杆有限元网格如图十五所示：图十五连杆有限元网格图课程设计说明书计算及说明结果6.3连杆受力分析最大拉伸：活塞组质量连杆小头质量连杆大头质量最大爆发压力曲柄销半径连杆长度主机转速则曲轴角速度曲柄连杆比最大受拉工况：取进气开场时刻的最大惯性载荷作为连杆的最大受拉工况，此时连杆小头受到的是活塞组M1的最大往复惯性力：连杆大头则是承受活塞组和连杆小头往复惯性力及连杆大头产生的回转惯性力：式中、、分别为活塞组、连杆小头和连杆大头的惯性力。小头内孔外表120°*围内的面积为：课程设计说明书计算及说明结果大头内孔外表120°*围内的面积为：连杆小头受到的是活塞组M1的最大往复惯性力，这个力在小头内孔表面120°*围内的面积上产生的压力为：连杆大头则是承受活塞组和连杆小头往复惯性力及连杆大头产生的回转惯性力，这个力在大头内孔外