发动机动力学计算

课程名称：发动机动力学 课程代码：8200240 发动机动力学计算基本内容

以495型柴油机为例：

一已知条件

缸径D 活塞行程S 压缩比ε 连杆长度L 燃烧室型式 发火顺序 供油提前角 排气提前角 计算转速 95mm 115mm 20 210mm 涡流式 1-3-4-2 18±2°CA 下止点前43°CA 3000，2900，2800，2600r/min

二 动力学计算的主要内容

（一）活塞运动规律的运算

活塞位移x, 速度v，加速度J的计算，并绘制曲线图

x?f(?),v?f?(),J? ?f (（二）曲柄连杆机构的动力计算

1，作用在活塞上的气体压力的计算

A，进气行程

??0?18?CA0

'''——气缸内绝对压力计算时候取pgpg?pg?p0(bar)，pg?pa?0.9p0

p0——大气压力取p0?1bar

B，压缩行程

pg?pa(??180?3?6CA0

Van1s?hcn1，Va——气缸总容积，Va?Vh?Vc )?p0?pa()?p0（bar）

Vcxx?hcVh——气缸工作容积，Vh?Vc——燃烧室容积，Vc??D24?S

Vh ??1Vcx——压缩过程中活塞处于任意位置时候的气缸容积 Vcx?Fh?x?Vc， Fh——活塞顶面积，Fh??D24

???x——活塞位移，x?R??1?cos????1?cos2???

4??hc——当量余隙高度

n1?1.41?100 n

hc?s，n1——平均压缩多变指数 ??1

n——标定转速

当??360?CA时，取pg?pc?(0.45?0.5)(pz?pc)其中

pz——最高爆发压力（一般自己选择）pz?75bar，pc?pa?n1

C，膨胀行程

pg?pz(??380?540?CA

pVp?hcn2Vzn2)?p0?pz(c)n2?p0?pz()?p0 VbxVbxx?hc (bar)

pz——最高爆发压力 取pz?75bar并选定pz出现在??370?CA处

——初期膨胀比

Vc ?Vz——膨胀始点的气缸容积，Vz???取??1.635，Vbx——膨胀过程中活塞处于任意位置的气缸容积

Vbx?Fh?x?Vc，n2——膨胀平均多变指数，取n2?1.18

D，排气行程

??540?720?CA

pg?pr?1?1.15p0?1

pJ

(bar)

pr——排气终点压力，取pr?1.1p50

2，往复惯性力

?cos(???)cos2??pj??j???R????? bar 3FhFhcos?cos???2?mjmj mj——往复惯性力，mj?m'?m1

m'——活塞组（含销、环、销挡圈，活塞）的质量，m'=1.336Kg

m1——连杆组换算到小头孔中心的代替质量，m1=0.502Kg

?——连杆摆角 ??arc(sin(?sin?))

?——曲柄连杆比，??R

L3，作用在活塞销上总作用力p

p?pg?pj

bar

4，总作用力p在曲柄连杆机构的分解与传递

活塞侧压力

pn?pg?，连杆力 pl?sin?(??co?spcos?

K?pcos?(??co?s曲柄切向力

t?p ) 曲柄径向力

)5，曲轴主轴颈，曲柄销所受的切向力及扭矩

各缸切向力之间的关系 各缸扭矩

t1?t(?)M1?t1?R?Fh

t2?t1(180???)t3?t1(540???)t4?t1(360???)

M2?t2?R?FhM3?t3?R?FhM4?t4?R?Fh

曲轴主轴颈（承） 承受的切向力及扭矩

主轴颈号 Z1Z2Z3Z4Z5所受切向力 tZ1?0tZ2?t1(bar) 所受扭矩 MZ1?0MZ2?t1?R?Fh(N?M) tZ3?t1?t2tZ4?tZ3?t3tZ5?tZ4?t4 MZ3?tZ3?R?FMZ4?tZ4?R?FMZ5?tZ5?R?F

各曲柄所受的切向力和扭矩

曲柄销号 q1q2所受的切向力(bar) tq1?t12t22所受扭矩(N?M) Mq1?M12M22M32M42 q3q4tq2?t1?ttq3?t1?t2?32tq4?t1?t2?t3?t42 Mq2?M1?Mq3?M1?M2?Mq4?M1?M2?M3? 合成扭矩：积累到最后一个主轴颈的扭矩即是发动机的合成扭矩。

?M??M

i?1k4 (N?M)

平均扭矩：Mm??Mi?1k k——计算点数

Mm?n (kW) 9549.3指示功率的计算 有效功率的计算

Ni?Ne?N?i m

(kW)

?m——机械效率 取?m?0.85

绘制单缸扭矩及合成扭矩的曲线图。

6，曲柄销及轴承负荷的计算

2pq?t2?(k?krl)2?t?Z 2 (bar)

Z?k?krl

krl——连杆换算到

大头孔中心的质量m2产生的离心力

m2R?2 krl?Fh

m2?1.35K9g2pg的方向角

?1?arcttg

ZZT)?90???? ZZT 方向角通式：??(1?绘制曲柄销极坐标符合图、磨损图，绘制连杆轴承极坐标负荷图、磨损图 7，主轴颈及主轴承负荷的计算

495柴油机平衡块的布置简图

已知：A, 曲柄销质量

mk1?0.78k3g3 B, 单个曲柄上除去主轴颈重叠部分质量为mk2

mk2?1.149Kg，其质心至主轴颈中心距离??32.3mm

C, 曲轴上单个平衡块的质量 颈中心距离r??55.9mm

（1）第一主轴颈负荷pZ1

平衡块质心至主轴mp?1.616Kg，

第一主轴颈受力分析

连杆大头与曲拐不平衡质量产生的离心惯性力合力为kr

kr?(m?m2)mrR?2?kR?2?krl?krk FhFh (bar)

mk——整个曲拐的换算质量

mk?mk1?m'k2?mk?21?Rmkkg 2整个平衡块质量的离心惯性力kp

kp?mpFhr??2 (bar)

92.5kp1?kp? (bar)

124因此pz1?(kp1?k1krt1?)?(1)2?(2kp1?k1?kr)2?t122222

（2）第二主轴颈负荷pz

2

ttkk1pz2?(1?2)2?(1?2)2?(t1?t2)2?(k1?k2)222222

(3) 第三主轴颈负荷pz

3

2ttkk1?k??pz3?(2?3)2??2?r?(2?3)?2kp1??(t2?t3)2??2k?4k?(k?k)p123??r222222??2

（4）第四主轴颈负荷pz

4

ttkk12pz4?(3?4)2?(3?4)2?(t3?t4)?(k3?k4)22222 2 （5）第五主轴颈负荷

pz5

pz5?(k4kt12?kp1?r)2?(4)2?(k4?2kp?k)?t4r12222 2 （6）绘制第一、二、三主轴颈极坐标负荷图及磨损图。

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/8ye6.html