内燃机课程设计6200柴油机曲轴设计动力计算

1《内燃机学》课程设计设计计算说明书题目6200柴油机曲轴设计学院专业班级姓名学号指导教师年月日1目录1动力计算.......................................................................................................................21.1初始条件.....................................................................................................21.2曲柄连杆机构运动质量的确定.................................................................21.3P-φ示功图的求取......................................................................................31.4往复惯性力Pj（α）计算...........................................................................31.5总作用力P（α）计算................................................................................41.6活塞侧推力PH（α）计算..........................................................................41.7连杆力PC（α）计算................................................................................51.8法向力PN（α）计算................................................................................51.9切向力PT（α）计算................................................................................61.10总切向力)(Tp计算...........................................................................71.11曲柄销负荷RB（α）计算......................................................................81.12准确性校核...............................................................................................92曲轴设计计算.............................................................................................................102.1曲轴各部尺寸比例...................................................................................102.2曲轴船规验算...........................................................................................1121动力计算1.1初始条件母型机参数：四冲程六缸、废气涡轮增压、不可逆式、直接喷射、压缩空气启动。D=200mmS=270mmn=600r/minNe=440kW增压压力Pk=0.241Ma,压缩比ε=12.5，机械效率ηm=0.85,压缩复热指数n1=1.37,膨胀复热指数n2=1.26，Z点利用系数ξz=0.88，燃烧过量空气系数α=2.0，中冷器出水温度t=250,原机配气定时：进气门开——上死点前60度进气门关——下死点后40度排气门开——下死点前40度排气门关——上死点后60度行程失效系数可取约0.083。连杆长L=540mm，质量为34.76kg，活塞组质量m=35.76kg，连杆组质量分配比0.347/0.653，单位曲柄不平衡质量m=48.67kg。1.2曲柄连杆机构运动质量的确定将摆动的连杆用双质量系代替，一部分质量等价到做往复运动的活塞组中，另一部质量等价到做回转运动的曲柄组中，从而可以求出往复质量jm和连杆组算到大端的质量Bm。由于连杆尺寸并未确定，先按照母型机的连杆质量分配比。0.347*35.760.347*34.7647.8217()jLmMmkg0.653*0.653*34.7622.6983()BLmmkg上式中，M表示活塞组质量，0.347/0.653为连杆组质量分配比，Lm为连杆质量，质量单位都用kg。31.3P-φ示功图的求取将所给的P-V示功图，用发动机运动学公式将其展开，即得P-φ示功图。将活塞的位移转换成对应的曲柄转角，以α代表曲柄转角，取145个点，对应0度到720度每隔5度取一次，由此可得各曲柄转角α下的气体力值Pg（α），单位为MPa。用matlab画成曲线见图1，其matlab程序参见附录。图中实线表示的是气缸压力Pg与曲柄转角a的关系。图1P,Pg,Pj与曲柄转角a的关系1.4往复惯性力Pj（α）计算232()(coscos2)104jjmpaRaaD(MPa)（1）往复惯性力按照公式1计算，图1中虚线即为往复惯性力与曲柄转角a的关系。式中：mj—往复运动质量，kg；R—曲柄半径，mm；D—气缸直径，mm；4ω—曲轴旋转角速度，rad/s；β—连杆摆角，rad。1.5总作用力P（α）计算)()()(appapapjBg(MPa)（2）总作用力P（a）按照公式2计算，式中PB表示活塞底部气体压力，取大气压力，即PB=0.1Mpa。图1中点划线表示总作用力与曲柄转角之间的关系。通过三者的比较可以看出气缸压力对总作用力影响较大。1.6活塞侧推力PH（α）计算tgapapH)()((MPa)（3）活塞侧推力()Hpa按照公式3进行计算，式中表示连杆摆角。连杆摆角与曲柄转角纯在下列关系：arcsin(*sin())a，活塞侧推力与曲柄转角的关系见图2。图2活塞侧推力与曲柄转角的关系51.7连杆力PC（α）计算cos/)()(apapC(MPa)（4）连杆力()cpa按照公式4进行计算，连杆力()cpa与曲柄转角的关系见图3。图3连杆力与曲柄转角的关系1.8法向力PN（α）计算)cos()()(apapCN(MPa)（5）法向力()Npa按照公式5计算，法向力()Npa与曲柄转角的关系见图4。6图4法向力与曲柄转角的关系1.9切向力PT（α）计算)sin()()(apapCT(MPa)（6）切向力()Tpa按照公式6计算，切向力()Tpa与曲柄转角的关系见图5。7图5曲柄转角与切向力的关系1.10总切向力)(Tp计算1()(720/)zTTipapaiz(MPa)（7）对于四冲程曲柄均匀排列情况的总切力按照公式6计算。气缸之间的间隔角为120deg，总切力与曲柄转角的关系见图6。8图6总切力与曲柄转角之间的关系1.11曲柄销负荷RB（α）计算22()()()BBHBVRaRaRa(MPa)（8）曲柄销合力按照公式8计算，式中:()BHR—曲柄销负荷水平分量，()()BHTRpa(MPa)；()BVRa—曲柄销负荷垂直分量()()BVNrRapap,22p/()4rBmRD(MPa)；Bm—连杆组算到大端的质量，kg。曲柄销合力()BRa与曲柄转角的关系见图7。9图7曲柄销负荷与曲柄转角的关系1.12准确性校核610)(RFpNpcpTi(KW)（9）按照总切力曲线作准确性校核，根据总切曲线计算出平均切力，再按公式9进行计算，式中pF表示活塞面积，单位是2mm；()Tcpp表示平均切力，单位是Mpa。再将指示功率与给定功率进行比较，计算出误差。610)(RFpNpcpTi=501.2382kwiiiNNN=-3.27%计算出来的误差在5%以内，符合要求。102曲轴设计计算2.1曲轴各部尺寸比例曲轴参数单位：mm缸心距L0（四冲程）320曲柄销直径dP150曲柄销空心孔径dpo64曲柄销有效长度Lcp94主轴颈直径dj160主轴颈空心孔径djo64主轴颈有效长度Lcj90曲臂厚h68曲臂宽b310过渡圆角半径r10在初步定出曲轴的尺寸后，应立即作曲柄销和主轴颈最大比压验算：曲轴销MPaLdDppppz56.3342max主轴颈a70.18242maxMPLdDqppjjz式中：Pz—最大燃烧压力，Mpa；D—气径直径，mm；dp,dj—曲柄销及主曲颈直径，mm;LP,Lj—曲柄销及主轴颈有效长度，mm（考虑了过渡圆角的影响）；q—考虑相邻缸的影响系数。四冲程q≤1.25；二冲程q≤1.50，式中q=1.2。112.2曲轴船规验算我国船舶检验局“钢质海船入级与建造规范（2006）”对船舶柴油机曲轴有如下规定：对整锻、铸造、半组合或全组合曲轴的主轴颈及曲柄销，其最小直径d如下计算。曲轴材料选用铸钢。对锻钢、铸钢、合金钢材料的曲轴：mmSpCaLLPzAaDdbirPB2.149)590160(65)(32式中:D—气缸直径，D=200mm；S—活塞行程，S=270mm；L—相邻两主轴承中心线间的距离，L=320mm；LP—曲柄销的有效长度，LP=90mm；Pz—最高燃烧压力，Pz=12.5MPa；Pi—平均指示压力，MPaniVnii97.1120PsNi—由总切力得到的指示功率，Ni=501.2382kW；Vs—每缸的工作容积，LSVs48.81042702004D6-22；n—柴油机转速，n=600r/min；i—气缸数，i=6；σb—材料标定抗拉强度下限值，σb=500MPa；A—系数，对直列式单作用柴油机，A=0.50；C—系数，对直列式单作用四冲程柴油机，C=2.553；αB—弯曲应力集中系数，对于原机型的曲轴，αB=3..39；rp—过渡圆角半径，rp=10mm；dp—曲柄销直径，dp=130mm；b—曲臂宽，b=200mm；e—轴颈的重叠量，e=（dp+dj）/2-S/2=0；αr—扭转应力集中系数，12))/(8570.0)/(3482.5)/(654.108955.7()/(923.032)/1015.02205.0(rpppdeppdbdbdbdrp=1.69；由计算结果可知，d=149.2mm＜150mm，故设计的曲轴可用。13附录Matlab计算程序%内燃机课程设计动力计算%a1=0:5:720;%曲柄转角%Pg1=[3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3,3.05,3.1,3.15,3.2,3.25,3.3,3.35,3.35,3.4,3.45,3.45,3.5,3.75,4,4.25,4.5,4.75,5,5.5,6.5,7,8,9,10.5,13,15,18,21.5,26,32,40,49,59,65,80,105,119,124,125,115,101,87.5,72.5,60,50,43,36.5,32,28,25,22,19.5,18,16.5,15.5,