【導讀】濟性能、控制廢氣排放和噪聲污染的要求也越來越高。柴油機發(fā)動機的工作過程研究是應用的基礎。WD175型柴油機是單缸、臥式、四沖程。機動三輪車等方面的配套動力，具有廣闊的應用領域。所以進行柴油發(fā)動機的工作過程建。模與動力分析，改進其參數和結構，以使其更好的服務于應用，具有明顯的實際意義。當前大功率柴油機（包括低速、中

　　

【正文】 由圖 43 可見，活塞的加速度隨曲軸轉角的變化關系曲線近似為弦函數曲線。 圖 4 3 額定工況點單工作循環(huán)活塞加速度 曲柄連桿機構的受力分析 研究曲柄連桿機構的受力，主要在于闡明曲柄連桿機構中各種力的作用情況，從而分析內燃機的平衡情況及輸出轉矩合轉速的均勻情況。 當內燃機工作時，在曲柄連桿機構中 的 作用力 有 ： （ 1） 氣缸中氣體壓力； （ 2） 運動質量的慣性力； （ 3） 外界負荷對內燃機的阻力； （ 4） 相對運動件表面的摩擦力等。 以上各力中摩擦力比其他 力小很多，故在進行受力分析時一般不予考慮。 氣體壓力和慣性力是曲柄連桿機構中最主要的也是數值最大的力，它們應當與每一瞬時的外界反作用力相平衡，同時也是曲柄連桿機構各零件受載的主要原因。因此，曲柄連桿機構受力分析主要是研究氣體壓力和慣性力的作用情況 [21]。 柴油 發(fā)動機 及其曲柄連桿機構 動力分析 28 氣體壓力的作用 作用在活塞上總的氣體壓力 gF 等于活塞上下倆側空間內的氣體壓力差與活塞頂面積的乘積： ? ? 639。2 104 ???? ppDFgg ? （ 45） 式中 D —— 氣缸直徑（ mm）； gp —— 氣缸內的氣體壓力（ kPa）； 39。p —— 曲柄箱內的氣體壓力（ kPa） 。 對于一定的內燃機， D 值是一定的，故作用在活塞上總的氣體壓力完全取決于活塞上下兩面氣體壓力差（ gp 39。p ），即分別取決于 gp 和 39。p 的變化規(guī)律。 慣性力的作用 曲柄連桿機構的慣性力有兩種：一種是由往復運動質量 jm 所產生的慣性力，簡稱往復慣性力，以 jF 表示；二是由旋轉質量 rm 所產生的慣性力，簡稱旋轉慣性力或離心力，以 rF表示，如圖 44 表示 [22]。 圖 44 代替曲柄連桿機構的簡化質量系統(tǒng)和慣性力 rm 為集中在連桿軸頸中心處并作旋轉運動的質量，它等于簡化到曲柄半徑處的曲柄不平衡質量與連桿組簡化到大端的一部分質量之和。 jm 為集中到活塞銷中心處并作往復直線運動的質量，它等于活塞組質量與簡化到連桿小端的連桿組質量之和。 (1) 往復 慣性力 柴油 發(fā)動機 及其曲柄連桿機構 動力分析 29 當曲柄連桿機構運動時，往復運動質量所產生的慣性力等于： ? ?212222c o sc o s2c o sc o sjjjjjjj FFRmRm RmamF ????? ????? ????? ???? (46) 式中 jF —— 往復慣性力； jm —— 往復運動質量； R —— 曲柄半徑； ?? c o s21 RmF jj ?? ； ??? 2c o s22 RmF jj ?? 。 圖 45 活塞往復慣性力 jF 的方向與活塞加速度方向相反（公式中負號表示）。當內燃機轉速一定時， ? 大小不變，上式中 2?Rmj? =常數 當 0?? 時（活塞位于上止點位置），往復慣性力 jF 的絕對值為最大，其值為： ? ??? ??? 12m a x RmF jj 由式（ 46）看出， jF 的變化情況與加速度的變化情況相似，也是由倆部分組成的。 1jF稱為一級往復慣性力（簡稱一級慣性力），它是曲軸轉角的余弦函數，曲軸旋轉一周，它變化一個周期； 2jF 稱為二級往復慣性力（簡稱二級慣性力），它是曲軸轉角二倍的曲線函數，曲軸旋轉一周，它變化兩個周期。 柴油 發(fā)動機 及其曲柄連桿機構 動力分析 30 (2) 旋轉慣性力 當曲柄連桿機構運動時，旋轉質量所產生的旋轉慣性力（離心力）的大小為： 2?RmF rr ?? （ 47） 當曲軸轉速一定時， rF 的大小一定，其方向則始終沿曲柄方向向外。 作用在活塞上的合力及其分解 WD175 曲柄連桿機構的力和力矩如圖 46 所示 [23]。 圖 46 作用在曲柄連桿機構中的力和力矩 (1) 作用于活塞上的合力 作用于活塞上的氣體壓力 gF 和慣性力 jF ，由于作用方向都是沿氣缸中心線，故作用于活塞上的合力 F 是氣體壓力與往復慣性力的代數和 (2)： jg FFF ?? （ 48） 合力將在曲柄連桿機構中產生一系列的力和力矩，如圖 46 所示。 (2) 合力 F 的分解 由于連桿的擺動， F 除了對連桿產生拉壓力 1F 以外，還對氣缸壁產生側向力 cF ，這時可得 ?cos/1 FF ? （ 49） ?tanFFc? （ 410） 力 cF 使氣缸在連桿傾斜時受到活塞的側向推壓，故稱為側向力。 柴油 發(fā)動機 及其曲柄連桿機構 動力分析 31 連桿力 1F 使連桿軸承受載 ， 并在曲柄銷中心產生切向力 tF 和 nF ： ? ????co ss in ?? FFt ? ?? ??co sco s ?? FF n 法向力 nF 使曲柄受彎曲，并使主軸承 O 受載。切向力 tF 與 39。tF 構成力偶 T ，這個力偶使內燃機曲軸得以克服外界力矩而旋轉，它即為內燃機一個氣缸所發(fā)出的指示轉矩，其值為： ? ?? ??co ss in ??? FRRFT t 同時，力 39。nF 又和 39。tF 合成為 39。1F 。從圖（ 48）中可以看出 39。1F 和 1F 與 39。1F 大小相等方向平行。 下式表 39。1F 又可分解為沿氣缸中心線方向的 39。F 和垂直于氣缸中心線的 39。cF 兩個分力，并以示： FFFF ??? ?? co sco s 139。39。139。 cc FFFF ??? ?? s ins in 139。39。139。 由此看出作用在氣缸壁上的側壓力 cF 和作用在主軸頸軸承上的側壓力 39。cF 大小相等而方向相反，這樣就構成了一個與方向相反的力偶 kT ，其值為 ? ?? ? TRFRFhFhFT ck????????????????????c o ss i ns i ns i nt a nt a n 上式說明， cF 和 39。cF 構成的反力矩 kT 與 tF 所產生的指示扭矩 T 大小相等，但方向相反。也就是說當內燃機曲軸向外輸出力矩 T 時也受到一個與外界輸出力矩大小相同的反作用力矩 kT 。它使內燃機產生傾覆，故稱之為傾覆力矩。這一力矩不可能在內燃機內部平衡掉，而只能由內燃機支承來承受，因而它是使內燃機整機不平衡的因素。 柴油 發(fā)動機 及其曲柄連桿機構 動力分析 32 圖 47 額定工況單工作循環(huán)活塞與氣缸間的摩擦力 額定工況點活塞與缸套之間的摩擦力如圖 47 所示，圖中出現階越是因為活塞運動方向改變，摩擦力方向也發(fā)生改變 所致 [24]。 額定工況點 R175 單循環(huán)輸出扭矩如圖 48 所示。 圖 48 額定工況下 WD175 柴油機輸出扭矩圖 曲柄銷的切向、徑向及合力如圖 4 410 所示。 (a) 曲柄銷所受切向力 (b) 曲柄銷所受徑向力 柴油 發(fā)動機 及其曲柄連桿機構 動力分析 33 圖 49 曲柄銷中心切向、徑向受力特性曲線 圖 410 曲柄銷中心所受合力特性曲線 圖 49 (a)所示，曲柄銷所受切向力是由連桿的所受力所傳遞過去的，此力對主軸頸中心簡化后將得到一力偶，即柴油機的指示扭矩。 49 (b)為曲柄銷中心所受徑向力曲線，該力沿曲柄臂傳到主軸頸，再傳到軸承上。圖 410 為兩力的合力曲線關系。 小結 本章對 曲柄連桿機構 的運動情況和 受力 情況做了詳細、全面的 分析 ， 研究 了 氣體壓力和慣性力的作用情況 ， 為 分析內燃機的平衡情況及輸出轉矩合轉速的均勻情況 提供理論依據。 柴油 發(fā)動機 及其曲柄連桿機構 動力分析 34 第 5 章 結論 對 柴油發(fā)動機 的熱力學 過程進行了 分析 ；建立了其 工作過程的具有氣、固耦合的動力學模型；用 Matlab 語言編制仿真軟件，對 柴油發(fā)動機 的 工作過程 受力 特征，及動力性和經濟性進行了 分析。 柴油 發(fā)動機 額定工況點運轉不均勻度為 %，滿足一般使用場合。油門開度為 30%～ 100%，轉速為 1200r/min～ 3400r/min 的工況內，運轉不均勻度為 %～,平均為 %；燃油消耗率為 ～ ；機械效率為 %～81%；輸出功率為 ～ ， 絕大多數工況下的經濟性、動力性較好。但熱效率和機械效率有進一步提高的潛力，這需要利用本設計對 柴油發(fā)動機 的特性進行全面、深入的分析，由于時間所限，本設計沒有展開這方面的工作。 柴油 發(fā)動機 及其曲柄連桿機構 動力分析 35 謝 辭 本課題是在 惠民電大任光利 老師的 細 心指導下完成的。 任老 師 為我指點迷津，幫助我開拓研究思路，精心點撥、熱忱鼓勵 ，他 淵博的學識、嚴謹的治學態(tài)度 ， 一絲不茍的作風，踏踏實實的精神 使我終身受益。在畢業(yè)設計完成之際，謹向 任老師 致以最崇高的敬意和衷心的感謝！ 謹向其他幫助和關心我的老師和同學表示誠摯的謝意！ 最后，感謝 惠民電大 為我的畢業(yè)設計提供優(yōu)越的條件！對辛勤培養(yǎng)我的各位老師表示最誠懇的敬意和感激之情！ 柴油 發(fā)動機 及其曲柄連桿機構 動力分析 36 參考文獻 [1] 周龍保，劉巽 俊，高宗英 .內燃機學 .北京：機械工業(yè)出版社， 20xx， 7： 36～ 38. [2] 劉永長 .內燃機熱力過程模擬 .北京：機械工業(yè)出版社， 20xx： 53～ 58. [3] 吳兆漢 .內燃機設計 .北京：北京理工大學出版社， 1990： 75～ 76. [4] 蔣德明 .內燃機原理 .北京：機械工業(yè)出版社， 1988： 4951. [5] 陸耀祖，田維鐸主編 . 內燃機構造與原理 . 北京：中國建筑工業(yè)出版社， 1986： 134～139. [6] 李飛鵬 .內燃機構造與原理 .北京：中國鐵道出版社， 1992， 4： 18～ 20. [7] 劉穎 .柴油 機原理 .武昌：華中工學院出版社， 1984： 43～ 45. [8] 鎮(zhèn)江農業(yè)機械學院編 .內燃機構造 .北京：中國農業(yè)機械設計出版社， 1981： 138～ 142. [9] 宋守信主編 . 內燃機增壓技術 . 上海：同濟大學出版社， 1993： 116～ 124. [10] 徐瀛 .機械設計手冊（ 1~5） .北京：機械工業(yè)出版社， 1991： 63～ 64. [11] 濮良貴主編 .機械設計 (第 5 版 ). 北京：高等教育出版社， 1989： 286～ 289. [12] 張繼忠，張鐵柱，戴作強等 . 內燃式柱塞泵原理方案設計 . 中國機械工程， 20xx，（ 21）：18811885 [13] 陳秀寧，施高義 .機械設計課程設計 .杭州：浙江大學出版社 ,1995： 81～ 82. [14] 劉鴻文 .材料力學 .北京：高等教育出版社 ,1992： 74～ 76. [15] 柴油機設計手冊編輯委員會編 .柴油機設計手冊 .北京：中國農業(yè)出版社， 1984： 86～89. [16] 陳家瑞 .汽車構造（上、下冊） .北京：機械工業(yè)出版社 ,20xx： 147～ 148. [17] 張鐵柱，張繼忠，張洪信等 .直線內燃式動力裝置綜述 .山東機械 ,20xx,(1):8～ 12,17. [18] 張鐵柱， 張洪信，張繼忠等 . 約束活塞型內燃式柔性動力系統(tǒng) . 內燃機科技（中國內燃機學會 20xx 年學術年會會議論文集，特邀報告） . 武漢：華中科技大學出版社， 20xx：92～ 95.