發(fā)動機動力學計算

課程名稱：發(fā)動機動力學課程代碼：8200240發(fā)動機動力學計算基本內容以495型柴油機為例：一已知條件缸徑D95mm活塞行程S115mm壓縮比￡20連桿長度L210mm燃燒室型式渦流式發(fā)火順序1-3-4-2供油提前角18±2°CA排氣提前角下止點前43°CA計算轉速3000，2900，2800，2600r/min二動力學計算的主要內容（一）活塞運動規(guī)律的運算活塞位移x,速度v,加速度J的計算，并繪制曲線圖x■心），■量）0f（（二）曲柄連桿機構的動力計算A,進氣行程0A,進氣行程0p■p'■p(bar)，p'gg0g18CA-氣缸內絕對壓力計算時候取p..p.0.9pga0

p大氣壓力取p.1bar00B，壓縮行程■■1803￡Qvs■hP■P(hvs■hP■P(h)n1■P■P(c

gav0ax■hcx-c)”p(bar)，v0a氣缸總容積，v■v■vahcvcxv■Fcxh氣缸工作容積，vcxv■Fcxh氣缸工作容積，v■比Sh4燃燒室容積，v■工can-壓縮過程中活塞處于任意位置時候的氣缸容積V，f——活塞頂面積，f.5D

hhh4活塞位移，x■R||1bcos??-4Vbcos2?h——當量余隙高度h■上，ncan1平均壓縮多變指數n.1.41?1叩h——當量余隙高度h■上，ncan1平均壓縮多變指數n.1.41?1叩n——標定轉速1n當■■360ICA時，取p■p■(0.45_0.5)(p■p)其中最高爆發(fā)壓力（一般自己選擇）p.75bar，zp■p■n1C，膨脹行程■■380540BIM_vnv.__,p■p(L)n2■p0■p(J)n2■p■p(

gzvzv0zbx—bxpji

€—xc(ba(bp(bar)0最高爆發(fā)壓力取p.75bar并選定p出現在■■370ICA處zzv——膨脹始點的氣缸容積，v■”zz初期膨脹比取■■1.635，vbx膨脹過程中活塞處于任意位置的氣缸容積bxh膨脹平均多變指數，取n.1.182D，排氣行程■■540_720B7Agr2，往復慣性力gr2，往復慣性力pJp■p■1■1.15pHl(bar)排氣終點壓力，取p.i.ip5r0■m■m

p■jJFhm'=1.336KgOS（..I）C0S2■■■■.barcos■COS3■■主復慣性力，m■m，.mJim’——活塞組(含銷、環(huán)、銷擋圈，活塞)的質量，m—-連桿組換算到小頭孔中心的代替質量，m=0.502Kg11■連桿擺角■■arc(sin(.sin■))■曲柄連桿比，■.RL3,作用在活塞銷上總作用力pp■p■pbargj4,總作用力p在曲柄連桿機構的分解與傳遞活塞側壓力p■p.，連桿力p■nglcos■曲柄切向力=)曲柄徑向力5,曲軸主軸頸,曲柄銷所受的切向力及扭矩t■t(■)1t2t3t4t(180HM)1t(540BH)1t(360BH)1M■t_R_F1hM■tRF2hM■tJL產L-hM■tRF4.■/z曲軸主軸頸（承）承受的切向力及扭矩主軸頸號所受切向力（bar）所受扭矩（nM)Zt■0M■01Z2Zit■tZiM■tRF」7Z21Z21hZ3t■t■tM■tRFZZ312Z3Z3--4t■t■tM■tRFZZ4Z33Z4Z4一5t■t■tM■tRFZ5Z44Z5Z5二二各曲柄所受的切向力和扭矩曲柄銷號所受的切向力（bar）所受扭矩（nm）qiq2q3q4t/%2t■t■t2q212t■t■t■匕q3122t■t■t■t■1q41232M■M1%2」MM■M■一q212M■M■M■幺q3122M■M■M■M■Mq41232合成扭矩：積累到最后一個主軸頸的扭矩即是發(fā)動機的合成扭矩。k——計算點數■k——計算點數平均扭矩：m■4指示功率的計算有效功率的計算m指示功率的計算有效功率的計算N■加1(kW)機械效率取■.0.85機械效率取■.0.85

mN■N(kW)eiim繪制單缸扭矩及合成扭矩的曲線圖。

6，曲柄銷及軸承負荷的計算p■Jt2■(k■k)2■t't■Z2(bar)TOC\o"1-5"\h\zq、'rlZ■k■krlk——連桿換算到大頭孔中心的質量機產生的離心力rl2mRB2k■-2m■1.359KgrlF2tarctr-gtarctr-gp的方向角■.g1方向角通式：■■(1?_￡)_90.ZT■ZZ『繪制曲柄銷極坐標符合圖、磨損圖，繪制連桿軸承極坐標負荷圖、磨損圖7，主軸頸及主軸承負荷的計算=32m,9=1.149Kg=32m,9=1.149Kgx"\占495柴油機平衡塊的布置簡圖已知：A,曲柄銷質量m.0.78kgk1B,單個曲柄上除去主軸頸重疊部分質量為mk2m■1.149Kg，其質心至主軸頸中心距離■■32.3mmk2C,曲軸上單個平衡塊的質量m.1616Kg，平衡塊質心至主軸

p頸中心距離廠..55.9mm（1）第一主軸頸負荷pZ1Z1第一主軸頸受力分析連桿大頭與曲拐不平衡質量產生的離心慣性力合力為krk■mrR?2■（mk.m2）r?2■k■k（bar）rFFrlrkhh整個曲拐的換算質量m■m■m'k1■m

kk

2kgk2整個平衡塊質量的離心慣性力kpmk■—ipr■2(bar)pF■h925k■k一?5p1p124(bar)因止匕p■.：1(k■z1pi1:■—j(2k■k■k)2■122、p1i/ipzpz2■《(”52?(kk1,■一)2■—.；'(t■t)2■(k■k)2221212(3)第三主軸頸負荷pz3pzpz3:■1.1(t■t)2■■k■4k■(k■k).2\123rp1231(4)第四主軸頸負荷pz4P■,'((-3■t4)2■(k■k-4)2■-'22222z4x，，(t3■t)■(k■k)（5）第五主軸頸負荷pz5z5P?J(幺■k■k)2■(L)2■L：'(k■2k■k)■t2z2P1222\'4p1r4（6）繪制第一、二、三主軸頸極坐標負荷圖及磨損圖。

活麥銷受力圖曲柄受力圖

活麥銷受力圖曲柄受力圖單￡婭。//H單￡婭。//H/蝙顓有圖一黃盟在曲柄銷磨損圖3.339949-1.12842394860弓曲柄銷磨損圖3.33994