【正文】 點(diǎn)沿氣缸中心線做往復(fù)運(yùn)動(dòng)連桿 AB 則做復(fù)合的平面運(yùn)動(dòng)其大頭 B 點(diǎn)與曲柄一端相連做等速的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)而連桿小頭與活塞相連做往復(fù)運(yùn)動(dòng)在實(shí)際分析中為使問(wèn)題簡(jiǎn)單化一般將 連桿簡(jiǎn)化為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個(gè)集中質(zhì)量認(rèn)為它們分別做旋轉(zhuǎn)和往復(fù)運(yùn)動(dòng)這樣就不需要對(duì)連桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律進(jìn)行單獨(dú)研究 圖 21 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖 活塞做往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)其速度和加速度是變化的它的速度和加速度的數(shù)值以及變化規(guī)律對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)以及發(fā)動(dòng)機(jī)整體工作有很大影響因此研究曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)規(guī)律的主要任務(wù)就是研究活塞的運(yùn)動(dòng)規(guī)律 活塞位移 假設(shè)在某一時(shí)刻曲柄轉(zhuǎn)角為并按順時(shí)針?lè)较蛐D(zhuǎn)連桿軸線在其運(yùn)動(dòng)平面內(nèi)偏離氣缸軸線的角度為如圖 21 所示當(dāng) 時(shí)活塞銷中心 A在最上面的位置 A1此位置稱為上止點(diǎn)當(dāng) 180 時(shí) A 點(diǎn)在最 下面的位置 A2 此位置稱為下止點(diǎn) 此時(shí)活塞的位移 x 為 x r 21 式中連桿比 式 1 可進(jìn)一步簡(jiǎn)化由圖 21 可以看出 即 又由于 22 將式 22 帶入式 21 得 x 23 式 23 是計(jì)算活塞位移 x 的精確公式為便于計(jì)算可將式 2 中的根號(hào)按牛頓二項(xiàng)式定理展開(kāi)得 考慮到≤ 1∕ 3 其二次方以上的數(shù)值很小可以忽略不計(jì)只保留前兩項(xiàng)則 24 將式 24 帶入式 23 得 25 活塞的速度 將活塞位移公式 21 對(duì)時(shí)間 t 進(jìn)行微分即可求得活塞速度的精確值為 26 將式 25 對(duì)時(shí)間微分便可求得活塞速度得近似公式為 27 從式 27 可以看出活塞速度可視為由與兩部分簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)所組 成 當(dāng)或時(shí)活塞速度為零活塞在這兩點(diǎn)改變運(yùn)動(dòng)方向當(dāng)時(shí)此時(shí)活塞得速度等于曲柄銷中心的圓周速度 活塞的加速度 將式 26 對(duì)時(shí)間微分可求得活塞加速度的精確值為 28 將式 27 對(duì)時(shí)間為微分可求得活塞加速度的近似值為 29 因此活塞加速度也可以視為兩個(gè)簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)加速度之和即由與兩部分組成 22 曲柄連桿機(jī)構(gòu)中的作用力 作用于曲柄連桿機(jī)構(gòu)的力分為缸內(nèi)氣壓力運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的慣性力摩擦阻力和作用在發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸上的負(fù)載阻力由于摩擦力的數(shù)值較小且變化規(guī)律很難掌握受力分析時(shí)把摩擦阻力忽略不計(jì)而負(fù)載阻力與主動(dòng)力 處于平衡狀態(tài)無(wú)需另外計(jì)算因此主要研究氣壓力和運(yùn)動(dòng)質(zhì)量慣性力變化規(guī)律對(duì)機(jī)構(gòu)構(gòu)件的作用 氣缸內(nèi)工質(zhì)的作用力作用在活塞上的氣體作用力等于活塞上下兩面的空間內(nèi)氣體壓力差與活塞頂面積的乘積即 210 式中活塞上的氣體作用力 缸內(nèi)絕對(duì)壓力 大氣壓力 活塞直徑 由于活塞直徑是一定的活塞上的氣體作用力取決于活塞上下兩面的空間內(nèi)氣體壓力差對(duì)于四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)來(lái)說(shuō)一般取 01 對(duì)于缸內(nèi)絕對(duì)壓力 在發(fā)動(dòng)機(jī)的四個(gè)沖程中計(jì)算 22 機(jī)構(gòu)的慣性力 慣性力是由于運(yùn)動(dòng)不均勻而產(chǎn)生的為了確定機(jī)構(gòu)的慣性力必須先知道其加速度和質(zhì)量的分布加速度從運(yùn)動(dòng)學(xué)中已經(jīng)知道現(xiàn)在需要知道質(zhì)量分布實(shí)際機(jī)構(gòu)質(zhì)量分布很復(fù)雜必須加以簡(jiǎn)化為此進(jìn)行質(zhì)量換算 1 機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)件的質(zhì)量換算 質(zhì)量換算的原則是保持系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)等效性質(zhì)量換算的目的是計(jì)算零件的運(yùn)動(dòng)質(zhì)量以便進(jìn)一步計(jì)算它們?cè)谶\(yùn)動(dòng)中所產(chǎn)生的慣性力表 21 缸內(nèi)絕對(duì)壓力計(jì)算結(jié)果 四個(gè)沖程終點(diǎn)壓力 計(jì)算公式 計(jì)算結(jié)果 進(jìn)氣終點(diǎn)壓力 008 壓縮終點(diǎn)壓力 146 膨脹終點(diǎn)壓力 045 排 氣終點(diǎn)壓力 0115 注平均壓縮指數(shù) 壓縮比 93 平均膨脹指數(shù) 最大爆發(fā)壓力 35 取 45 此時(shí)壓力角 取 表 22 氣壓力計(jì)算結(jié)果 四 個(gè) 沖 程 進(jìn)氣終點(diǎn) 7723 壓縮終點(diǎn) 10297 膨脹終點(diǎn) 7001933 排氣終點(diǎn) 1801968 連桿質(zhì)量的換算 連桿是做復(fù)雜平面運(yùn)動(dòng)的零件為了方便計(jì)算將整個(gè)連桿包括有關(guān)附屬零件的質(zhì)量用兩個(gè)換算質(zhì)量和來(lái)代換并假設(shè)是集中作用在連桿小頭中心處并只做往復(fù)運(yùn)動(dòng)的質(zhì)量是集中作用在連桿大頭中心處并只沿著圓周做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的質(zhì)量如圖 22 所示 圖 22 連桿質(zhì) 量的換算簡(jiǎn)圖為了保證代換后的質(zhì)量系統(tǒng)與原來(lái)的質(zhì)量系統(tǒng)在力學(xué)上等效必須滿足下列三個(gè)條件 ① 連桿總質(zhì)量不變即 ② 連桿重心的位置不變即 ③ 連桿相對(duì)重心 G 的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量不變即 其中連桿長(zhǎng)度為連桿重心至小頭中心的距離由條件可得下列換算公式 用平衡力系求合力的索多邊形法求出重心位置將連桿分成若干簡(jiǎn)單的幾何圖形分別計(jì)算出各段連桿重量和它的重心位置再按照索多邊形作圖法求出整個(gè)連桿的重心位置以及折算到連桿大小頭中心的重量和 如圖 23 所示 圖 23 索多邊形法往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)部分的質(zhì)量 活塞包括活塞上的零件是沿氣缸中心做往復(fù)直線運(yùn) 動(dòng)的它們的質(zhì)量可以看作是集中在活塞銷中心上并以表示質(zhì)量與換算到連桿小頭中心的質(zhì)量之和稱為往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量即 3 不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量 曲拐的不平衡質(zhì)量及其代換質(zhì)量如圖 24 所示 圖 24 曲拐的不平衡質(zhì)量及其代換質(zhì)量 曲拐在繞軸線旋轉(zhuǎn)時(shí)曲柄銷和一部分曲柄臂的質(zhì)量將產(chǎn)生不平衡離心慣性力稱為曲拐的不平衡質(zhì)量為了便于計(jì)算所有這些質(zhì)量都按離心力相等的條件換算到回轉(zhuǎn)半徑為的連桿軸頸中心處以表示換算質(zhì)量 式中曲拐換算質(zhì)量 連桿軸頸的質(zhì)量 一個(gè)曲柄臂的質(zhì)量 曲柄臂質(zhì)心位置與曲拐中心的距離 質(zhì)量與換算到大頭中心的連 桿質(zhì)量之和稱為不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量即 由上述換算計(jì)得往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)部分的質(zhì)量 0583 不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量 04672 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的慣性力 把曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)件的質(zhì)量簡(jiǎn)化為二質(zhì)量和后這些質(zhì)量的慣性力可以從運(yùn)動(dòng)條件求出歸結(jié)為兩個(gè)力往復(fù)質(zhì)量的往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的旋轉(zhuǎn)慣性力 1 往復(fù)慣性力 211 式中往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量 連桿比 曲柄半徑 曲柄旋轉(zhuǎn)角速度 曲軸轉(zhuǎn)角 是沿氣缸中心線方向作用的公式 211 前的負(fù)號(hào)表示方向與活塞加速度的方向相反其中曲柄的角速度為 212 式中曲軸轉(zhuǎn)數(shù)額定轉(zhuǎn)數(shù) 5800則曲柄半徑 4023連桿比 0250315取 027參照表 2 四缸機(jī)工作循環(huán)表將每一工況的曲軸轉(zhuǎn)角代入式 211 計(jì)算得往復(fù)慣性力結(jié) 往復(fù)慣性力計(jì)算結(jié)果 四 個(gè) 沖 程 進(jìn)氣終點(diǎn) 1051968 壓縮終點(diǎn) 63245 膨脹終點(diǎn) 1051968 排氣終點(diǎn) 632451 2 旋轉(zhuǎn)慣性力 213 3 作用在活塞 上的總作用力 由前述可知在活塞銷中心處同時(shí)作用著氣體作用力和往復(fù)慣性力由于作用力的方向都沿著中心線故只需代數(shù)相加即可求得合力 214 計(jì)算結(jié)果表 244 活塞上的總作用力分解與傳遞 首先將分解成兩個(gè)分力沿連桿軸線作用的力和把活塞壓向氣缸壁的側(cè)向力其 中 沿 連 桿 的 作 用 力 為 21 而側(cè)向力為 21 表 24 作用在活塞上的總作用力 四個(gè)沖程 氣壓力 往復(fù)慣性力 總作用力 進(jìn)氣終點(diǎn) 7723 壓縮終點(diǎn) 10297 63245 膨脹終點(diǎn) 7001933 排氣終點(diǎn) 1801968 63245 圖 25 作用在機(jī)構(gòu)上的力和力矩 連桿作用力的方向規(guī)定如下使連桿受壓時(shí)為正號(hào)使連桿受拉時(shí)為負(fù)號(hào)缸 壁的側(cè)向力的符號(hào)規(guī)定為當(dāng)側(cè)向力所形成的反扭矩與曲軸旋轉(zhuǎn)方向相反時(shí)側(cè)向力為正值反之為負(fù)值 當(dāng) 時(shí)根據(jù)正弦定理 求得 將分別代入式 21 式 21 計(jì)算 連桿力側(cè)向力 的計(jì)算結(jié)果 四個(gè)沖程 連桿力 側(cè)向力 進(jìn)氣終點(diǎn) 壓縮終點(diǎn) 638519 1436356 膨脹終點(diǎn) 排氣終點(diǎn) 8340237 1896923 力通過(guò)連桿作用在曲軸的曲柄臂上此力也分解成兩個(gè)力即推動(dòng)曲軸旋轉(zhuǎn)的切向力即 21 和壓縮曲柄臂的徑向力即 21 規(guī)定力和曲軸旋轉(zhuǎn)方向一致為正力指向曲軸為正 求得切向力徑向 切向力徑向力的計(jì)算結(jié)果 四個(gè)沖程 切向力 徑向力 進(jìn)氣終點(diǎn) 壓縮終點(diǎn) 1811355 61228789 膨脹終點(diǎn) 排氣終點(diǎn) 236596 799761 23 本章小結(jié) 本章首先分析了曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)情況重點(diǎn)分析了活塞的運(yùn)動(dòng)在此基礎(chǔ)上分析了每個(gè)工作過(guò)程的氣體壓力變化情況進(jìn)一步推導(dǎo)出各過(guò)程氣體力的理論計(jì)算公式進(jìn)行了機(jī)構(gòu)中運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的換算并根據(jù) EA113 型汽油機(jī)的具體結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算出了各過(guò)程的氣體力為后面章節(jié)的動(dòng)力仿真提供了理論數(shù)據(jù)的依據(jù) 第 3 章 活塞組的設(shè)計(jì) 31 活塞的設(shè)計(jì) 活塞組包括活塞活塞銷和活塞環(huán)等在氣缸里作往復(fù)運(yùn)動(dòng)的零件它們是發(fā)動(dòng)機(jī)中工作條件最嚴(yán)酷的組件發(fā)動(dòng)機(jī)的工作可 靠性與使用耐久性在很大程度上與活塞組的工作情況有關(guān) 311 活塞的工作條件和設(shè)計(jì)要求 1 活塞的機(jī)械負(fù)荷 在發(fā)動(dòng)機(jī)工作中活塞承受的機(jī)械載荷包括周期變化的氣體壓力往復(fù)慣性力以及由此產(chǎn)生的側(cè)向作用力在機(jī)械載荷的作用下活塞各部位了各種不同的應(yīng)力活塞頂部動(dòng)態(tài)彎曲應(yīng)力活塞銷座承受拉壓及彎曲環(huán)岸承受彎曲及剪應(yīng)力此外在環(huán)槽及裙部還有較大的磨損 為適應(yīng)機(jī)械負(fù)荷設(shè)計(jì)活塞時(shí)要求各處有合適的壁厚和合理的形狀即在保證足夠的強(qiáng)度剛度前提下結(jié)構(gòu)要盡量簡(jiǎn)單輕巧截面變化處的過(guò)渡要圓滑以減少應(yīng)力集中 2 活塞的熱負(fù)荷 活塞在氣缸內(nèi)工作時(shí)活塞頂面 承受瞬變高溫燃?xì)獾淖饔萌細(xì)獾淖罡邷囟瓤蛇_(dá)因而活塞頂?shù)臏囟纫埠芨呋钊粌H溫度高而且溫度分布不均勻各點(diǎn)間有很大的溫度梯度就成為熱應(yīng)力的根源正是這些熱應(yīng)力對(duì)活塞頂部表面發(fā)生的開(kāi)裂起了重要作用 3 磨損強(qiáng)烈 發(fā)動(dòng)機(jī)在工作中所產(chǎn)生的側(cè)作用力是較大的同時(shí)活塞在氣缸中的高速往復(fù)運(yùn)動(dòng)活塞組與氣缸表面之間產(chǎn)生強(qiáng)烈磨損由于此處潤(rùn)滑條件較差磨損情況比較嚴(yán)重 4 活塞組的設(shè)計(jì)要求 1 要選用熱強(qiáng)度好耐磨比重小熱膨脹系數(shù)小導(dǎo)熱性好具有良好減磨性工藝性的材料 2 有合理的形狀和壁厚使散熱良好強(qiáng)度剛度符合要求盡量減輕重量避免應(yīng)力集中 3 保證燃燒 室氣密性好竄氣竄油要少又不增加活塞組的摩擦損失 4 在不同工況下都能保持活塞與缸套的最佳配合 5 減少活塞從燃?xì)馕盏臒崃慷盐盏臒崃縿t能順利地散走 6 在較低的機(jī)油耗條件下保證滑動(dòng)面上有足夠的潤(rùn)滑油 活塞的材料 根據(jù)上述對(duì)活塞設(shè)計(jì)的要求活塞材料應(yīng)滿足如下要求 1 熱強(qiáng)度高即在高溫下仍有足夠的機(jī)械性能使零件不致?lián)p壞 2 導(dǎo)熱性好吸熱性差以降低頂部及環(huán)區(qū)的溫度并減少熱應(yīng)力 3 膨脹系數(shù)小使活塞與氣缸間能保持較小間隙 4 比重小以降低活塞組的往復(fù)慣性力從而降低了曲軸連桿組的機(jī)械負(fù)荷和平衡配重 5 有良好的減磨性能即與 缸套材料間的摩擦系數(shù)較小耐磨耐蝕 6 工藝性好低廉 在發(fā)動(dòng)機(jī)中灰鑄鐵由于耐磨性耐蝕性好膨脹系數(shù)小熱強(qiáng)度高成本低工藝性好等原因曾廣泛地被作為活塞材料但近幾十年來(lái)由于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速日益提高工作過(guò)程不斷強(qiáng)化灰鑄鐵活塞因此比重大和導(dǎo)熱性差兩個(gè)根本缺點(diǎn)而逐漸被鋁基輕合金活塞所淘汰 鋁合金的優(yōu)缺點(diǎn)與灰鑄鐵正相反鋁合金比重小約占有灰鑄鐵的 13 結(jié)構(gòu)重量?jī)H占鑄鐵活塞的因此其慣性小這對(duì)高速發(fā)動(dòng)機(jī)具有重大意義鋁合金另一突出優(yōu)點(diǎn)是導(dǎo)熱性好其熱傳導(dǎo)系數(shù)約為鑄鐵的倍使活塞溫度顯著下降對(duì)汽油機(jī)來(lái)說(shuō)采用鋁活塞還為提高壓縮比改善發(fā)動(dòng)機(jī)性能創(chuàng)造了重 要的條件 共晶鋁硅合金是目前國(guó)內(nèi)外應(yīng)用最廣泛的活塞材料既可鑄造也可鍛造含硅9 左右的亞共晶鋁硅合金熱膨脹系數(shù)稍大一些但由于鑄造性能好適應(yīng)大量生產(chǎn)工藝的要求應(yīng)用也很廣 該發(fā)動(dòng)機(jī)活塞采用鋁硅合金材料鑄造而成 活塞頭部的設(shè)計(jì) 1 設(shè)計(jì)要點(diǎn) 活塞頭部包括活塞頂和環(huán)帶部分其主要功用是承受氣壓力并通過(guò)銷座把它傳給連桿同時(shí)與活塞環(huán)一起配合氣缸密封工質(zhì)因此活塞頭部的設(shè)計(jì)要點(diǎn)是 1 保證它具有足夠的機(jī)械強(qiáng)度與剛度以免開(kāi)裂和產(chǎn)生過(guò)大變形因?yàn)榄h(huán)槽的變形過(guò)大勢(shì)必影響活塞環(huán)的正常工作 2 保證溫度不過(guò)高溫差小防止產(chǎn)生過(guò)大的熱變形和熱 應(yīng)力為活塞環(huán)的正常工作創(chuàng)造良好條件并避免頂部熱疲勞開(kāi)裂 3尺寸盡可能緊湊因?yàn)橐话銐嚎s高度縮短 1單位整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)高度就可以縮短單位并顯著減輕活塞重量而則直接受頭部尺寸的影響