【正文】 一旦得到汽車制造廠家認可，將很快進入市場。（ 4）從連桿的生產(chǎn)開展歷程可看出，粉末冶金零件的開發(fā)與應用，和汽車制造業(yè)所追求 的輕量化、改進零件性能、降低生產(chǎn)成本、保護環(huán)境等目標息息相關(guān)。 從研究方向來看，目前國內(nèi)外對發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)的動力學分析的方法很多，而且已經(jīng)完善和成熟，其中機構(gòu)運動學分析是研究兩個或兩個以上山 東科技大學泰山科技學院學士學位論文 2 物體間的相對運動，即位移、速度和加速度的變化關(guān)系，動力學則是研究產(chǎn)生運動的力。 解析法 解析法是對構(gòu)件逐個 列出方程，通過各個構(gòu)件之間的聯(lián)立線性方程組來求解運動副約束反力和平衡力矩，解析法又包括單位向量法、直角坐標法等。圖解法作為解析法的輔助手段，可用于對計算機結(jié)果的判斷和選擇。不經(jīng)任何計算，對曲柄連桿機構(gòu)直接圖解其速度和加速度的方法最早由克萊茵提出，但方法十分復雜。該方法是機構(gòu)運動分析的較好方法。但是過去由于手段的原因，大部分復雜的機械運動盡管能夠給出解析表達式，卻難以計算出供工程設計使用的結(jié)果，不得不用粗糙近似的圖解法求得數(shù)據(jù)。 縱 觀世界汽車產(chǎn)品技術(shù)的發(fā)展態(tài)勢，汽車發(fā)動機技術(shù)正以優(yōu)異的性能，更好的經(jīng)濟性和動力性為方向得到日益廣泛的重視和發(fā)展。 研究的目的及意義 曲柄連桿機構(gòu)是往復式內(nèi)燃機中的動力傳遞系統(tǒng)。在作功沖程中，燃料燃燒產(chǎn)生的高溫高壓燃氣推動活塞向下運動，活塞通過連桿帶動曲軸作旋轉(zhuǎn)運動，從而將燃料燃燒的熱能轉(zhuǎn)變?yōu)榍S轉(zhuǎn)動的機械能而對外輸出動力；在其它沖程中，則依靠曲柄和飛輪的轉(zhuǎn)動慣性、通過連桿帶動活塞上下運動 ，為下一次作功創(chuàng)造條件。 曲柄連桿機構(gòu)由機體組、活塞連桿組、曲軸飛輪組三部分組成。 通過設計，確定發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)的總體結(jié)構(gòu)和零部件結(jié)構(gòu)，包括必要的結(jié)構(gòu)尺寸確定、運動學和動力學分析、材料的選取等，以滿足實際生產(chǎn)的需要。 研究的主要內(nèi)容 以桑塔納 20xxAJR型發(fā)動機為例對內(nèi)燃機運行過程中曲柄連桿機構(gòu)受力分析進行深入研究，其主要的研究內(nèi)容有： （ 1）對曲柄連桿機構(gòu)進行運動學和動力學分析，分析曲柄連桿機構(gòu)中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機構(gòu)的主要零部件進行強度、山 東科技大學泰山科技學院學士學位論文 4 剛度等方面的計算和校核，以便達到設計要求； （ 2）分析曲柄連桿機構(gòu) 中主要零部件如活塞，曲軸，連桿等的工作條件和設計要求，進行合理選材，確定出主要的結(jié)構(gòu)尺寸，并進行相應的尺寸檢驗校核，以符合零件實際加工的要求； （ 3）應用 Pro/E 軟件對曲柄連桿機構(gòu)的零件分別建立實體模型，并將其分別組裝成活塞組件，連桿組件，然后定義相應的連接關(guān)系，最后裝配成完整的機構(gòu)，并進行運動仿真分析，檢測其運動干涉，獲取分析結(jié)果； （ 4）應用 Pro/E 軟件將零件模型圖轉(zhuǎn)化為相應的工程圖，并結(jié)合使用AutoCAD 軟件，系統(tǒng)地反應工程圖上的各類信息，以便實現(xiàn)對機構(gòu)的進一步精確設計和檢驗。m) 155(3800 r/min) 點火順序 1— 3— 4— 2 山 東科技大學泰山科技學院學士學位論文 6 表 2 四缸機工作循環(huán)表 曲軸轉(zhuǎn)角（ 176。由 機體組 :氣缸體、氣缸蓋、曲軸箱體、氣缸套、氣缸墊；活塞連桿組：活塞、活塞環(huán)、活塞銷、連桿、連 桿大頭蓋；曲軸飛輪組：曲軸、飛輪、曲軸正時齒輪三大部分組成。為了吸入新鮮 空氣 和排除廢氣，設有進、排氣系統(tǒng)等?；钊斆骐x曲軸中心線最遠時的止點，稱為上止點 ， 活塞頂面離曲軸中心線最近時的止點稱為下止點，活塞運行的上、下兩個止點之間的距離 s 稱為活塞行程。 四沖程發(fā)動機的工作循環(huán)包括四個活塞行程：進氣行程、壓縮沖程、作功行程、和排氣行程。壓縮行程 ： 為使吸入氣缸的可燃混合氣能迅速燃燒，以產(chǎn)生較大的壓力，從而使發(fā)動機發(fā)出較大功率， 必須在燃燒前將可燃混合氣壓縮，使其容積縮小，密度加大，溫度升高，故需要有壓縮過程。 作功行程 ： 在這個行程中，進、排氣門關(guān)閉 ， 當活塞接近上止點時，裝在氣缸體 (或氣缸蓋 )上的火化塞即發(fā)出電火花，點燃被壓縮的可燃混合氣?；钊缴现裹c附近時，排氣行程結(jié)束。 結(jié)構(gòu)性方案設計 曲柄連桿機構(gòu)的型式很多，按運動學觀點可分為三類，即 :中心曲柄連桿機構(gòu)、偏心曲柄連桿機構(gòu)和主副連桿式曲柄連桿機構(gòu)。這種型式的曲柄連桿機構(gòu)在內(nèi)燃機中應用最為廣泛。 偏心曲柄連桿機構(gòu) 其特點是氣缸中心線垂直于曲軸的回轉(zhuǎn)中心線，但不通過曲軸的回轉(zhuǎn)中心，氣缸中心線距離曲軸的回轉(zhuǎn)軸線具有一偏移量 e。 主副連桿式曲柄連桿機構(gòu) 其特點是內(nèi)燃機的一列氣缸用主連桿，其它各列氣缸則用副連桿，這些連桿的下端不是直接接在曲柄銷上，而是通過副連桿銷裝在主連桿的大頭上，形成了“關(guān)節(jié)式”運動，所以這種機構(gòu)有時也稱為“關(guān)節(jié)曲柄連桿機構(gòu)”。 設計方案的確定 經(jīng)過比較，設計的型式選擇為中心曲柄連桿機構(gòu)，中心曲柄連桿機構(gòu)簡圖如圖 所示，圖 中氣缸中心線通過曲軸中心 O， OB 為曲柄， AB 為連桿， B為曲柄銷中心， A為連桿小頭孔中心或活塞銷中心。在實際分析中，為使問題簡單化，一般將連桿簡化為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個集中質(zhì)量，認為它們分別做旋轉(zhuǎn)和往復運動，這樣就不需要對連桿的運動規(guī)律進行單獨研究。它的速度和加速度的數(shù)值以及變化規(guī)律對曲柄連桿機構(gòu)以及發(fā)動機整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機構(gòu)運動規(guī)律的主要任務就是研究活塞的運動規(guī)律。 山 東科技大學泰山科技學院學士學位論文 10 3 曲柄連桿機構(gòu)受力分析 研究曲柄連桿機構(gòu)的受力，關(guān)鍵在于分析曲柄連桿機構(gòu)中各種力的作用情況，并根據(jù)這些 力對曲柄連桿機構(gòu)的主要零件進行強度、剛度、磨損等方面的分析、計算和設計，以便達到發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速的要求。它的速度和加速度的數(shù)值以及變化規(guī)律對曲柄連桿機構(gòu)以及發(fā)動機整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機構(gòu)運動規(guī)律的主要任務就是研究活塞的運動規(guī)律。 當 ? = ?0 時，活塞銷中心 A 在最上面的位置 A1，此位置稱為上止點。 此時活塞的位移 x 為 : x= AA1 = AOOA ?1 =(r+ l ) )c o sc o s( ?? lr ?? = )]c o s1(1)c o s1[( ??? ???r（ ） 式中： ? — 連桿比。只保留前兩項，則 ???? 2222 s in211s in1 ??? （ ） 將式（ ）帶入式（ ）得 )s in2c o s1( 2 ??? ??? rx （ ） 活塞的速度 將活塞位移公式（ ）對時間 t進行微分，即可求得活塞速度 v 的精確值為 ?v )co s2s in2( s in ????? ???? rdtdadadxdtdx () 將式（ ）對時間 t 微分，便可求得活塞速度得近似公式為： 212s i n2s i n)2s i n2( s i n vvrrrv ?????? ????????? （ ） 從式（ ）可以看出，活塞速度可視為由 ??sin1 rv ? 與 ??? 2sin)2(2 rv ?兩部分簡諧運動所組成。當??90? 時， ?rv? ，此時活塞得速 度等于曲柄銷中心的圓周速度。 曲柄連桿機構(gòu)中的作用力 作用于曲柄連桿機構(gòu)的力分為：缸內(nèi)氣壓力、運動質(zhì)量的慣性力、摩擦阻力和作用在發(fā)動機曲軸上的負載阻力。而負載阻力與主動力處于平衡狀態(tài)，無需另外計算，因此主要研究氣壓力和運動質(zhì)量慣性力變化規(guī)律對機構(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 gP 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 )(4 39。 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、下兩面的山 東科技大學泰山科技學院學士學位論文 13 空間內(nèi)氣體壓力差 pp ?? ，對于四沖程發(fā)動機來說，一般取 p? = ，mmD ? ,對于缸內(nèi)絕對壓力 p ，在發(fā)動機的四個沖程中，計算結(jié)果如表 所示： 則由式（ ）計算氣壓力 gP 如表 所示。加速度從運動學中已經(jīng)知道，現(xiàn)在需要知道質(zhì)量分布。為此進行質(zhì)量換算。質(zhì)量換算的目的是計算零件的運動質(zhì)量，以便進一步計算它們在運動中所產(chǎn)生的慣性力 。)~( pp de ? 壓縮終點壓力 cop 1nedeco pp ?? 膨脹終點壓力 exp 2maxnex pp ?? 排氣終點壓力 rp 39。 表 氣壓力 gP 計算結(jié)果 四 個 沖 程 gP /N 進氣終點 壓縮終點 膨脹終點 排氣終點 （ 1）連桿質(zhì)量的換算 連桿是做復雜平面運動的零件。 ② 連桿重心 G 的位置不變，即 )( 1211 llmlm ?? 。 其中， l 連桿長度， 1l 為連桿重心 G 至小頭中心的距離。將連桿分成若干簡單的幾何圖形，分別計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，求出整個連桿的重心位置以及折算到連桿大小頭中心的重量 1G 和2G ，如圖 所示： 山 東科技大學泰山科技學院學士學位論文 16 圖 索多邊形法 （ 2）往復直線運動部分的質(zhì)量 jm 活塞（包括活塞上的零件）是沿氣缸中心做往復直線運動的。質(zhì)量 hm 與換算到連桿小頭中心的質(zhì)量 1m 之和，稱為往復運動質(zhì)量 jm ，即 1mmm hj ?? 。為了便于計算，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 r 的連桿軸頸中心處，以 km 表示，換算質(zhì)量km 為： 山 東科技大學泰山科技學院學士學位論文 17 remmm bgk 2?? 式中： km — 曲拐換算質(zhì)量， kg； gm — 連桿軸頸的質(zhì)量， kg； bm — 一個曲柄臂的質(zhì)量， kg； e — 曲柄臂質(zhì)心位置與曲拐中心的距離， m 。 曲柄連桿機構(gòu)的慣性力 把曲柄連桿機構(gòu)運動件的質(zhì)量簡化為二質(zhì)量 jm 和 rm 后，這些質(zhì)量的慣性力可以從運動條件求出，歸結(jié)為兩個力。 （ 1）往復慣性力 ????????? 2c o sc o s)2c o sc o s( 2222 rmrmrrmamP jjjj ????????，（ ） 式中： jm — 往復運動質(zhì)量， kg； ? — 連桿比； r — 曲柄半徑， m ； ? — 曲柄旋轉(zhuǎn)角速度， srad/ ； ? — 曲軸轉(zhuǎn)角。 其中曲柄的角速度 ? 為： 30602 nn ??? ?? （ ） 式中： n — 曲軸轉(zhuǎn)數(shù)， min/r ； 已知額定轉(zhuǎn)數(shù) n =5200 min/r ，則 2 0 0 ??? ?? srad/ ； 曲柄半徑 r = ，連桿比 ? =~，取 ? =，參照附錄表 2：四缸機工作循環(huán)表，將每一工況的曲軸轉(zhuǎn)角 ? 代入式（ ），計算得單位活塞面積上往復慣性力 jP ，結(jié)果如表 所示： 表 往復慣性力 jP 計算結(jié)果 四 個 沖 程 jP /N 進氣終點 壓縮終點 膨脹終點 排氣終點 （ 2）旋轉(zhuǎn)慣性力 2?rmP rr ?? （ ） 33 .59 404 2 ?????? N 作用在活塞上的總作用力 由前述可知，在活塞銷中心處，同時作用著氣體作用力 gP 和往復 慣性力山 東科技大學泰山科技學院學士學位論文 19 jP ，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 jg PPP ??? （ ） 計算結(jié)果如表 所示。 當 ? = ?13 時，根據(jù)正弦定理，可得： ?? sinsin rl ? 求得 ?????? 13s i r c s i ns i na r c s i n lr ?? 將 ? 分別代入式（ ）、式（ ），計算結(jié)果如表 所示： 山 東科技大學泰山科技學院學士學位論文 21 表 連桿力 K 、側(cè)向力 N 的計算結(jié)果 四個沖程 連 桿力 K /N 側(cè)向力 N /N 進氣終點 ? 42 .5315? 壓縮終點 33682 .13 2273 .30 膨脹終點 .6971814? .984846? 排氣終點 35591 .43 力 K 通過連桿作用在曲軸的曲柄臂上，此力也分解成兩個力，即推動曲軸旋轉(zhuǎn)的切向力 T ， 即 ? ???? co s )s in ()s in ( ???? ?PKT （ ） 和壓縮曲柄臂的徑向力 Z ，即 ? ???? co s )co s