柴油機的曲柄連桿機構(gòu)運動及動力特性分析解讀

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1、曲柄連桿機構(gòu)運動及動力特性分析 學生姓名： 學號： 專業(yè)： 院（系）: 完成時間： 摘要 本文針對柴油機曲柄連桿機構(gòu)運動和動力特性分析，運用自己在理論力 學、高等數(shù)學、線性代數(shù)、工程力學等科目的知識，深入的分析了曲柄連桿機 構(gòu)在運動過程中的運動規(guī)律，并且用代數(shù)的方法精確地了得出了機構(gòu)在運動過 程中機構(gòu)中主要零件的運動規(guī)律和所承愛的力及力矩變化關(guān)系式，并且以 EA111喋油機為例，進行了精確的計算。從而為設計曲柄連桿機構(gòu)和減小發(fā)動 機震動提供了理論支持。 關(guān)鍵詞：曲柄連桿機構(gòu)；運動分析；力學分析特性 目錄 第1章柴油機介紹 4 1.1 柴油機概述 4 1.2 柴油機系統(tǒng)的

2、機構(gòu)及工作原理 4 第2章柴油機的運動和力析 5 2.1 曲柄連桿機構(gòu)的類型 5 2.2 曲柄連桿機構(gòu)運動分析 6 2.2.1 活塞位移 2.2.2 活塞的速度 8 2.2.3 活塞的加速度 9 2.3 曲柄連桿機構(gòu)中的作用力 9 1 .3.1 氣缸內(nèi)工作物質(zhì)的作用力 9 2 .3. 2機構(gòu)的慣性力 11 2.4 本章小結(jié) 17 第3章 國內(nèi)外柴油機的發(fā)展現(xiàn)狀 17 9 人們想起柴油車，總會想起濃煙滾滾、噪音大等等問題，其實隨著 2003 年第三代電控高壓共軌噴射系統(tǒng)的發(fā)展， 噪音問題和柴油機震動問題都有了改 善，新一代的柴油發(fā)動機在保障噪音低和

3、震動小的前提下，還擁有經(jīng)濟性好， 動力大等優(yōu)點。這吸引了國際上有關(guān)大公司對柴油發(fā)動機的熱情，也大大促進 了柴油車在國外的銷售，如今歐洲柴油車已經(jīng)搶奪了汽油車的半壁江山，而部 分車型，比如路虎在歐洲90%都是柴油版本。 柴油車的優(yōu)點如此突出， 然而振動問題和噪聲問題卻日益突出，致使其 零部件磨損加重、噪聲升高、壽命降低、工作條件惡化。柴油機的曲軸是整個 發(fā)動機中最重要的零件之一。它的受損及破壞可能引起柴油機其它零件的損 壞，特別是隨著發(fā)動機的強化與技術(shù)發(fā)展，使曲軸的工作條件愈發(fā)苛刻。曲軸 是柴油機最重要的零部件之一，它的任務是將活塞的往復運動轉(zhuǎn)換為旋轉(zhuǎn)運 動，并向外輸出功率。柴油機的可靠性和

4、壽命很大程度取決與曲軸的可靠性。 在周期性變化的動載荷的作用下，柴油機的主要零部件在柴油機工作轉(zhuǎn)速范圍 內(nèi)發(fā)生強烈共振，嚴重影響柴油機工作的可靠性，在深入研究柴油機曲柄連桿 機構(gòu)工作過程與原理基礎上，分析其運動過程于受力情況。本文針對柴油機曲 柄連桿機構(gòu)運動和動力特性分析，運用自己在理論力學、高等數(shù)學、線性代數(shù)、 工程力學等科目的知識，深入的分析了曲柄連桿機構(gòu)在運動過程中的運動規(guī) 律，并且用代數(shù)的方法精確地了得出了機構(gòu)在運動過程中機構(gòu)中主要零件的運 動規(guī)律和所承愛的力及力矩變化關(guān)系式，并且以 EA1113柴油機為例，進行了 精確的計算。在本文的末尾還將最近幾年在柴油機領(lǐng)域的發(fā)展現(xiàn)狀做了一個大

5、 致的概括和總結(jié)，讓我們可以更好地了解柴油機的發(fā)展趨勢，從而為設計曲柄 連桿機構(gòu)和減小發(fā)動機震動提供了理論支持。 第1章柴油機的介紹 1.1 柴油機概述 柴油機是用柴油作燃料的內(nèi)燃機。柴油機屬于壓縮點火式發(fā)動機，它又常 以主要發(fā)明者狄塞爾的名字被稱為狄塞爾引擎。 柴油機在工作時，吸入柴油機氣缸內(nèi)的空氣，因活塞的運動而受到較高程 度的壓縮，達到500?700c的高溫。然后將燃油以霧狀噴入高溫空氣中，與高 溫空氣混合形成可燃混合氣，自動著火燃燒。燃燒中釋放的能量作用在活塞頂 面上，推動活塞并通過連桿和曲軸轉(zhuǎn)換為旋轉(zhuǎn)的機械功。 柴油機可按不同特征分類：按轉(zhuǎn)速分為高速、中速和低速柴油機；按燃

6、燒 室的型式分為直接噴射式、渦流室式和預燃室式柴油機等；按氣缸進氣方式分 為增壓和非增壓柴油機；按氣體壓力作用方式分為單作用式、雙作用式和對置 活塞式柴油機等；按用途分為船用柴油機、工程機械柴油機等。 柴油機燃料主要是柴油，通常高速柴油機用輕柴油；中、低速柴油機用輕 柴油或重柴油。柴油機用噴油泵和噴油器將燃油以高壓噴入氣缸，噴入的燃油 呈霧狀，與空氣混合燃燒。因此柴油機可用揮發(fā)性較差的重質(zhì)燃料或劣質(zhì)燃料， 如原油和渣油等。 1.2 柴油機結(jié)構(gòu)及工作原理 (1)結(jié)構(gòu) 柴油機的基本組成部分包括：曲柄連桿機構(gòu)；配氣機構(gòu)及進排氣系統(tǒng)；燃 燒與燃料供給系統(tǒng)；潤滑系統(tǒng)；冷卻系統(tǒng)；起動系統(tǒng)； 增壓系

7、統(tǒng)； (2)工作原理 柴油機是內(nèi)燃機的一種，它的工作原理與內(nèi)燃機中的壓燃機完全相同。內(nèi) 燃機的工作過程，就是按照一定的規(guī)律，不斷的將燃料和空氣送入氣缸，并在 氣缸內(nèi)著火燃燒，放出熱能。燃氣在吸收熱量后產(chǎn)生高溫高壓，推動著活塞做 功降熱能轉(zhuǎn)化為機械能。 燃料的燃燒，必須有充足的氧氣(來自空氣)和一定的溫度條件下才能實 現(xiàn)。因此，要保證內(nèi)燃機能夠連續(xù)的工作，就要不斷地將已燃燒做功的廢氣排 出氣缸，然后引進新鮮空氣和燃料，并通過壓縮以獲得著火所必需的溫度。 1、進氣過程一一將新鮮空氣吸入氣缸，提供燃料燃燒時所需要的氧氣。燃 燒公斤柴油，理論上需要14.3公斤空氣，但由于柴油與空氣的混合總是

8、很不 均勻，為了使柴油得到充分燃燒，空氣總是要供應的富裕些，一公斤柴油往往 要供給20多公斤空氣。 2、壓縮過程一一將吸入氣缸的空氣進行壓縮，使其溫度升高。對柴油機來 講，壓縮后的溫度，必須超過柴油的自然點溫度（約大于 350攝氏度） 3、燃燒膨脹過程一一將燃料噴入氣缸，與氧氣急劇的氧化作用（即燃燒） 放出大量的熱量，使氣體溫度和壓力急劇上升，推動活塞做功。 4、排氣過程一一將膨脹做功后的廢氣排出，以便再吸入新鮮空氣。 上述過程周而復始的不斷重復進行著，每個過程依次完成一遍稱為一個工 作循環(huán)。 第二章 柴油機的運動和力分析 2.1曲柄連桿機構(gòu)的類型 內(nèi)燃機中采用曲柄連桿機構(gòu)的型式

9、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)。 1、中心曲柄連桿機構(gòu) 其特點是氣缸中心線通過曲軸的旋轉(zhuǎn)中心，并垂直于曲柄的回轉(zhuǎn)軸線。這 種型式的曲柄連桿機構(gòu)在內(nèi)燃機中應用最為廣泛。一般的單列式內(nèi)燃機，采用 并列連桿與叉形連桿的V形內(nèi)燃機，以及對置式活塞內(nèi)燃機的曲柄連桿機構(gòu)都 屬于這一類。 2、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。這種曲柄連桿機構(gòu)可以 減小膨脹行程中活塞與氣缸壁間的最大側(cè)壓力，使活塞在膨脹行程與壓縮行程 時作用在氣缸壁兩側(cè)的側(cè)

10、壓力大小比較均勻。 3、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)”。在關(guān) 節(jié)曲柄連桿機構(gòu)中，一個曲柄可以同時帶動幾套副連桿和活塞，這種結(jié)構(gòu)可使 內(nèi)燃機長度縮短，結(jié)構(gòu)緊湊，廣泛的應用于大功率的坦克和機車用 V形內(nèi)燃機。 2.2曲柄連桿機構(gòu)運動分析 在這兒我們主要討論中心曲柄連桿機構(gòu)，其特點是氣缸中心線通過曲軸 的旋轉(zhuǎn)中心，并垂直于曲柄的回轉(zhuǎn)軸線。這種型式的曲柄連桿機構(gòu)在內(nèi)燃機中 應用最為廣泛。一般的單列式內(nèi)燃機

11、，采用并列連桿與叉形連桿的 V形內(nèi)燃機, 以及對置式活塞內(nèi)燃機的曲柄連桿機構(gòu)都屬于這一類。 中心曲柄連桿機構(gòu)簡圖如圖2-1所示，圖2-1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。 當曲柄按等角速度。旋轉(zhuǎn)時，曲柄OB上任意點都以O點為圓心做等速旋 轉(zhuǎn)運動,活塞A點沿氣缸中心線做往復運動,連桿 AB則做復合的平面運動, 其大頭B點與曲柄一端相連，做等速的旋轉(zhuǎn)運動，而連桿小頭與活塞相連，做 往復運動。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

12、連桿的運動規(guī)律進行單獨研究。 圖2-1曲柄連桿機構(gòu)運動簡圖 活塞做往復運動時，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。 2.2.1活塞位移 假設在某一時刻，曲柄轉(zhuǎn)角為a ,并按順時針方向旋轉(zhuǎn)，連桿軸線在其運 動平面內(nèi)偏離氣缸軸線的角度為P ,如圖2-1所示。 當口=0 口時，活塞銷中心A在最上面的位置 A,此位置稱為上止點。當 ==180口時，A點在最下面的位置A2,此位置稱為下止點。 此時活塞的位移x為： x=A1A= A1O a AO =

13、(r+ l ) -(r cos 二 l cos :) 1 = r[( 1 - cosa) + — (1 - cos P)] (2-1) 九 式中：九一連桿比。 式(2-1)可進一步簡化，由圖2-1可以看出： r sin -- - l sin : r . 即 sin - = sin ：■ = ■ sin ; l 又由于 cos P =由—sin2 P = i1-九2 sin2 u (2-2) 將式(2-2)帶入式(2-1 )得： 1 x= r[1 - cos a + —(1 一 J九2 sin 2 ot )] (2-3) 九 式(2-3)是計算活塞位移x的精確公式

14、，為便于計算，可將式(2-3)中 的根號按牛頓二項式定理展開，得： 2 2 2 2 _ 14 1 6 6 _ 41 一 九 sin a =1 —九 sin a since -一 九 sin a _ … (2-4 ) 8 16 把式(2-4)代入式(2-3),并利用三角函數(shù)的倍角公式予以化簡，最后可得 (2-5) x = r (a0 a1 cos： a2 cos2- a4 cos4 % cos6 I 川 11 a[ = _ 1 a2 a4 a6 1 1 3 15 —h 九 4 16 512 工工. 64 256 + 川 III 5 -nun (2-6)

15、1 512 5-hihi 連桿比九是一個重要的結(jié)構(gòu)設計參數(shù)。采用較大的 九(即較短連桿)，可使發(fā) 動機高度減小，重量減輕，但同時也使活塞的加速度和連桿的擺角加大，相應 的往復運動質(zhì)量的慣性力和活塞的測推力加大。與得失相比，對汽車發(fā)動機來 說，更重要的是發(fā)動機的高度和重量上的得益。所以設計時總要選用短連桿。 即使對于較大的連桿來說，式(2-5)中含九的三次以上個高次項的數(shù)值也很小， 可略去不計，即得活塞位移近似式為 x = r(1 -cosa + —sin 2a) (2-7) 2 1.1.2 活塞的速度 將活塞位移公式(2.1 )對時間t進行微分，即可求得活塞速度v的精確值

16、為 dx dx da ，.一 , sin 2： 、 0 v 二一二一 一二 r (sin- (2-8) dt da dt 2 cos - 將式(2-7)對時間t微分，便可求得活塞速度得近似公式為: (2-11) v : r (sin : ? sin 2： ) = r，sin = ?r ■ sin 2： = v1 v2 2 2 從式(2-9)可以看出，活塞速度可視為由v1 = rs since與v2 =(九/2)rcc sin 2a 兩部分簡諧運動所組成 當0( =0 或180 ’時，活塞速度為零，活塞在這兩點改變運動方向。當0( =90 時，v = r^,此時活塞得速

17、度等于曲柄銷中心的圓周速度。 1.1.3 活塞的加速度 將式(2-8)對時間t微分，可求得活塞加速度的精確值為: dv a = dt 3 ?2 一 dv da 2r cos2-( . sin 2：、 (2-10) r ■ [cos 二 一 3 一] da dt cos: 4 cos : 將式(2.9)對時間t為微分，可求得活塞加速度的近似值為： 2 2 2 a 讓 r。(cosa + 九cos2a) = rec cosa+rco 兒cos2u =a1+a2 (2-11) 因此，活塞加速度也可以視為兩個簡諧運動加速度之和，即由 a1 =r62cos口 與22 = rw2

18、 cos2 兩部分組成。 2.3 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。由于摩擦力的數(shù)值較小且變化規(guī)律很難 掌握，受力分析時把摩擦阻力忽略不計。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。計算過程中所需的相關(guān)數(shù)據(jù)參照 EA1113柴油機。 則由式(2-10)計算氣壓力Pg如表2-2所示 2.3.1 氣缸內(nèi)工質(zhì)的作用力 作用在活塞上的氣體作用力Pg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 二D2 , / 、 Pg

19、 =0(p-p ) (2-12) 4 式中：Pg—活塞上的氣體作用力，N； 9 p一缸內(nèi)絕對壓力，MPa； p‘一大氣壓力，MPa; D—活塞直徑，mm。 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p-p\對于四沖程發(fā)動機來說，一般取 p，=0.1 MPa , D = 80.985mm,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 2-1所示： 表2-1缸內(nèi)絕對壓力p計算結(jié)果 四個沖程終點壓力 計算公式 計算結(jié)果/ MPa 進氣終點壓力pde pde = (0.75~ 0.90)p 0.08

20、 壓縮終點壓力pco pco - pde ^e 1.46 膨脹終點壓力pex _ pmax pex — j n2 0.45 排氣終點壓力pr ，，一 pr =1.15p 0.115 注：必一平均壓縮指數(shù)，ni=1.32~1.38 ;8一壓縮比，名=9.3; n2—平均膨脹 指數(shù)，n2=1.2~1.30; ; pmax一最大爆發(fā)壓力，pmax=3~5MPa ,取 pmax=4.5 Mpa；此時壓力角 a=10；15］取 a =13 1 表2-2氣壓力Pg計算結(jié)果 四個沖程 Pg / N 進氣終點 77.23 壓縮終點 -102.97 膨脹終點 700

21、1.933  排氣終點 1801.968 2.3.2 機構(gòu)的慣性力 慣性力是由于運動不均勻而產(chǎn)生的，為了確定機構(gòu)的慣性力，必須先 知道其加速度和質(zhì)量的分布。加速度從運動學中已經(jīng)知道，現(xiàn)在需要知道質(zhì)量 分布。實際機構(gòu)質(zhì)量分布很復雜，必須加以簡化。為此進行質(zhì)量換算。 1、機構(gòu)運動件的質(zhì)量換算 質(zhì)量換算的原則是保持系統(tǒng)的動力學等效性。 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。 (1)連桿質(zhì)量的換算 連桿是做復雜平面運動的零件。為了方便計算，將整個連桿(包括有關(guān)附 屬零件)的質(zhì)量mL用兩個換算質(zhì)量m^Dm2來代換，并假設是明集中作用在連

22、 桿小頭中心處，并只做往復運動的質(zhì)量；m2是集中作用在連桿大頭中心處，并 只沿著圓周做旋轉(zhuǎn)運動的質(zhì)量，如圖 2-2所示： 圖2-2連桿質(zhì)量的換算簡圖 為了保證代換后的質(zhì)量系統(tǒng)與原來的質(zhì)量系統(tǒng)在力學上等效， 必須滿足下 列三個條件： ①連桿總質(zhì)量不變，即mL =m1 +m2。 13 W連桿重心G的位置不變，即mill =m2(l -l1) 2 2 ③連桿相對重心G的轉(zhuǎn)動慣量IG不變，即m111 +m2(l-l2)=%。 其中，1連桿長度，li為連桿重心G至小頭中心的距離。由條件可得下列 換算公式： l —li li mi = mL m2 = mL — l

23、l 用平衡力系求合力的索多邊形法求出重心位置 G 0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 Gi和G2 ,如圖 2-3所示： T女yG1業(yè) 圖2-3索多邊形法[ ] (2)往復直線運動部分的質(zhì)量mj 活塞(包括活塞上的零件)是沿氣缸中心做往復直線運動的。它們的質(zhì)量 可以看作是集中在活塞銷中心上，并以 mh表示。質(zhì)量mh與換算到連桿小頭中 心的質(zhì)量mi之和，稱為往復運動質(zhì)量mj ,即mj = mh +m1。 (3)不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量mr 曲拐的不平衡質(zhì)量及其代換質(zhì)量如圖

24、2-4所示： 圖2-4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，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mk表示，換算質(zhì)量mk為: c e mk =mg 2mb 一 r 式中：mk一曲拐換算質(zhì)量，kg ； mg 一連桿軸頸的質(zhì)量，kg ； mb——個曲柄臂的質(zhì)量，kg ； e 一曲柄臂質(zhì)心位置與曲拐中心的距離， m。 質(zhì)量mk與換算到大頭中心的連桿質(zhì)量m2之和稱為不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量mr,即 m「二 mk m2 由上述換算方法計算得： 往復

25、直線運動部分的質(zhì)量 mj =0.583 kg ,不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量mr =0.467 kg。 2、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 mj和以后，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。往復質(zhì)量 辦的往復慣性力Pj和旋轉(zhuǎn) 質(zhì)量皿的旋轉(zhuǎn)慣性力R。 (1)往復慣性力 Pj - -mja - -m(r 2 cos/，r 2cos2： ) - -mjr 2cos- - mjr 2cos2： 15 (2-13) 式中：mj一往復運動質(zhì)量，心； 九一連桿比； r一曲柄半徑，m; 仍一曲柄旋轉(zhuǎn)角速度，rad /s; a 一曲軸轉(zhuǎn)角。 Pj是沿

26、氣缸中心線方向作用的， 加速度a的方向相反。 其中曲柄的角速度金為: 2 二 n 二 n 0 = =— 60 30 式中：n一曲軸轉(zhuǎn)數(shù)，r/min ； 已知額定轉(zhuǎn)數(shù)n =5800r /min , 公式（2-13）刖的負號表示j萬向與活塞 二 5800 30 (2-14) = 607.07 rad / s ? 16 曲柄半徑r =40.23 mm ,連桿比= =0.25~0.315 ,取九=0.27 ,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1a代入式（2-13）,計算得往復慣 性力Pj ,結(jié)果如表2-3所示 表2-3往復慣性力Pj

27、計算結(jié)果 四個沖程 Pj / N 進氣終點 -10519.68 壓縮終點 6324.5 膨脹終點 -10519.68 排氣終點 6324.51 (2)旋轉(zhuǎn)慣性力 ?葉 (2-15) 2 =-0.467 0.04023 607.07 =-6923.799 N 3、作用在活塞上的總作用力 由前述可知，在活塞銷中心處，同時作用著氣體作用力 Pg和往復慣性力 Pj ,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 pZ = Pg+R (2-16) 計算結(jié)果如表2-4所示。 4、活塞上的總作用力 p分解與傳遞 如圖2-5所示，首先，將以分解成

28、兩個分力：沿連桿軸線作用的力 K ,和 把活塞壓向氣缸壁的側(cè)向力N , 其中沿連桿的作用力K為： 1 . 、 K-PZ b (2-17) cos戶 而側(cè)向力N為： N = P^tan P (2-18) 表2-4作用在活塞上的總作用力也 四個沖程 氣壓力 Pg/N 往復慣性力 Pj/ N 總作用力 P：/N 進氣終點 77.23 -10519.681 -10442.45 壓縮終點 -102.97 6324.5 6221.54 膨脹終點 7001.933 -10519.681 -3517.747 排氣終點 1801.968 6324.5

29、 8126.478  圖2-5作用在機構(gòu)上的力和力矩 連桿作用力K的方向規(guī)定如下：使連桿受壓時為正號，使連桿受 拉時為負號，缸壁的側(cè)向力N的符號規(guī)定為：當側(cè)向力所形成的反扭矩與曲軸 旋轉(zhuǎn)方向相反時，側(cè)向力為正值，反之為負值。 當a=13 口時，根據(jù)正弦定理，可得: l _ r sin 二 sin : 求得 .rsin 二 .40.23 sin13 =arcsin = arcsin = 3.48 l 149 將P分別代入式（2-17）、式（2-18）,計算結(jié)果如表2-5所示: 表2-5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

30、進氣終點 -10717.128 -2410.83 壓縮終點 6385.19 1436.356 膨脹終點 -3610.278 -812.136 排氣終點 8340.237 1896.923 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 T =Ksin(ct +P) = Pysn"詈) (2-19) cos : 和壓縮曲柄臂的徑向力Z ,即 Z = K cos(a + P)=七竺吃二 (2-20) cos : 規(guī)定力T和曲軸旋轉(zhuǎn)方向一致為正，力Z指向曲軸為正。 求得切向力T、徑向力Z見如表2-6所示： 表2-

31、6切向力T、徑向力Z的計算結(jié)果 四個沖程 切向力T/ N 徑向力Z/ N 進氣終點 -3040.242 -10276.856 壓縮終點 1811.355 6122.8789 膨脹終點 -1024.17 -346.964 排氣終點 2365.96 7997.61 2.4 本章小結(jié) 本章首先分析了曲柄連桿機構(gòu)的運動情況，重點分析了活塞的運動，在此 基礎上分析了每個工作過程的氣體壓力變化情況， 進一步推導出各過程氣體力 的理論計算公式，進行了機構(gòu)中運動質(zhì)量的換算，并根據(jù)一個給定的柴油機的 具體結(jié)構(gòu)參數(shù)計算出了各過程的氣體力，為后面的探討柴油機的運動及制造過

32、程提供了理論支持。 第3章 國內(nèi)外柴油機的發(fā)展現(xiàn)狀 法國出生的德裔工程師狄塞爾，在1897年研制成功可供實用的四沖程柴油 機。由于它明顯地提高了熱效率而引起人們的重視。起初，柴油機用空氣噴射 燃料，附屬裝置龐大笨重，只用于固定作業(yè)。二十世紀初，開始用于船舶，1905 年制成第一臺船用二沖程柴油機。 1922年，德國的博施發(fā)明機械噴射裝置，逐漸替代了空氣噴射。二十世紀 20年代后期出現(xiàn)了高速柴油機，并開始用于鉆井。到了 50年代，一些結(jié)構(gòu)性能 更加完善的新型系列化、通用化的柴油機發(fā)展起來，從此柴油機進入了專業(yè)化 大量生產(chǎn)階段。特別是在采用了廢氣渦輪增壓技術(shù)以后，柴油機已成為現(xiàn)代動 力機械中

33、最重要的部分。 1956年由德國的莫勒所發(fā)明油膜式燃燒室。燃燒室位于活塞頂內(nèi)，呈球形 燃料噴向燃燒室壁面，大部分燃油在強渦流作用下噴涂在燃燒室壁面上，形成 很薄的油膜，小部分燃油霧化分布在燃燒室空間并首先著火，隨后即引燃從壁 面上蒸發(fā)的燃料。這種燃燒室可使工作過程柔和，燃燒完全，聲輕無煙，并可 使用輕質(zhì)燃料；缺點是低溫時起動較困難。 現(xiàn)在柴油機發(fā)展過程中常見的應用技術(shù)有： 一、渦流式燃燒室由渦流室和主燃燒室組成。渦流室位于氣缸蓋上，呈球 形或倒鐘形，占總壓縮容積的50?80%,有切向通道與主燃燒室相通。在壓縮 行程時，壓入渦流室的空氣產(chǎn)生強烈的渦流運動，促使噴入其中的燃料與空氣 混合。著

34、火后混合物流入主燃燒室，形成二次流動，進一步與主燃燒室內(nèi)的空 氣混合燃燒 二、電控燃油噴射系統(tǒng)帶來更大的功率、更少的碳煙排放、更小的噪音和 更佳的經(jīng)濟性。此技術(shù)可在cat3508B型柴油機上見到應用。其相關(guān)參數(shù)如表 2-1。 表2-1 3508B型發(fā)動機技術(shù)規(guī)格 3508B發(fā)動機技術(shù)規(guī)格 額定轉(zhuǎn)速（轉(zhuǎn)/分） 1500到 1800 空轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速（轉(zhuǎn)/分） 650 汽缸數(shù)和排列 60 V8缸 缸徑 170毫米（6.7英寸） 行程 190毫米（7.5英寸） 型式 4行程 壓縮比 14 ： 1 空氣吸入方式 渦輪增壓式 冷卻渦輪增壓空氣的方法 單獨回路后冷器

35、 汽缸排量 4.3升（263立方英寸） 總排量 34.5升（2105立方英寸） 旋轉(zhuǎn)力向（從飛輪端看） 逆時針方向 燃油 參看操作和保養(yǎng)手冊保養(yǎng)部分 中“燃油技術(shù)規(guī)格” 吸油方法 電子式單體噴油器 起動力法 電啟動 排氣系統(tǒng)設計背壓 2.5千帕（10英寸水柱） 最大容許背壓 5.0千帕（20英寸水柱） 進氣的最大阻力 6.2千帕（25英寸水柱） 空氣濾消器 單濾芯 進氣門間隙 0.50毫米（ 0.020英寸） 排氣門間隙 1.00毫米（ 0.039英寸） 三、一體式燃燒室比以前的預燃式燃燒室減少了熱量損失，冷啟動變得更 容易，以前選裝的缸體

36、加熱裝置也沒有必要再安裝了。即使在零下 10度，新加 熱塞設計能使加熱周期縮短10秒。一體式燃燒室允許更低的壓縮比（18.5 : 1或 19.5: 1對老機型的22: 1或23: 1）,可以降低發(fā)動機的噪音和震動，進而提升 耐久性。 四、最后一種是高壓共軌噴射系統(tǒng)，它的概念有點類似于汽油機噴射系統(tǒng)， 只不過油軌內(nèi)的壓力提高了 1000^。中央油泵把高壓油送入油軌，在油軌上對 應每缸有相應的電磁閥控制燃油進入噴嘴。盡管說起來簡單，但超高壓使系統(tǒng) 建造并不容易。這套系統(tǒng)應用在180馬力2.5升V6M和3.3升V8M型上。 五、渦輪增壓。渦輪增壓器的作用是增加發(fā)動機的進氣量，使功率和扭矩 都有

37、較大幅度的增長。它工作起來就像一臺微型航空發(fā)動機，渦輪位于柴油機 排氣系統(tǒng)上，把排氣能量轉(zhuǎn)換成旋轉(zhuǎn)動能，驅(qū)動壓縮機把更多的進氣送入燃燒 室。增壓器與發(fā)動機沒有任何的機械連接，因此不會消耗發(fā)動機的能量，其潤 滑和冷卻由發(fā)動機上引出的機油來完成。 六、安全控制智能化。柴油機的正常運轉(zhuǎn)要求有符合規(guī)格的柴油、機油、 冷卻水足量的供應和進排氣系統(tǒng)的暢通， 否則在柴油機運行過程中容易出現(xiàn)各 種事故損壞柴油機，國外生產(chǎn)的柴油機如沃爾沃、卡特兩款柴油機在電控的基 礎上加裝了智能配件，在機油不足冷卻水溫度過高、及進排氣系統(tǒng)堵塞的情況 下自動停車，避免了對柴油機的損壞 柴油機具有熱效率高的顯著優(yōu)點，其應用范

38、圍越來越廣。隨著強化程度的 提高，柴油機單位功率的重量也顯著降低。為了節(jié)能，各國都在注重改善燃燒 過程，研究燃用低質(zhì)燃油和非石油制品燃料。止匕外，降低摩擦損失、廣泛采用 廢氣渦輪增壓并提高增壓度、進一步輕量化、高速化、低油耗、低噪聲和低污 染，都是柴油機的重要發(fā)展方向。 結(jié)論 1、通過對國內(nèi)外柴油機發(fā)展概況的研究，在以后的柴油機設計方面給我 們指明了方向，柴油機系統(tǒng)發(fā)展的越來越趨向于小型化、全自動智能化和混合 燃料方向，能適應更惡劣的陸地和海洋環(huán)境，節(jié)約能源，提高效率。 2、通過對柴油機機構(gòu)的認識，有助于我們更容易的查找、排除驅(qū)動系統(tǒng) 的故障。通過對柴油機系統(tǒng)的機構(gòu)故障分析，有助于我們在

39、將來的工作當中更 迅速排除柴油機系統(tǒng)常見故障，從而提供工作效率。 3、通過對柴油機系統(tǒng)運動和受力分析，使我們更清楚地認識到故障容易 發(fā)生的部位以及故障原因，有助于我們提前預防故障的發(fā)生，從而降低故障發(fā) 生的幾率，提高工作效率。 致謝 在此感謝在本篇論文中幫助的老師和同學們。 感謝你們給我提出的寶貴意 見和建議使我論文的質(zhì)量得到很大的提升。首先特別要感謝的是我的輔導老師 ~~~~老師，感謝你在百忙之中能夠不計回報的幫我修改論文中的錯誤和不足 之處。其次特別要感謝的是我的 ，感謝你在我準備論文期間不辭勞苦的幫 助我查找資料以及提供一些非常有用的書籍，報紙等。 謝謝你們，因為有了你們才會有

40、了這篇論文成功！ 參考文獻: [1]葉 奇.發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)多體動力學建模的若干問題 [J].機電工程， 2007. 12. [2]尤小梅.發(fā)動機曲軸動力學仿真研究[J].沈陽工業(yè)學院學報，2004. 4. [3]高秀華.內(nèi)燃機[M].北京：化學工業(yè)出版社，2005. 9. [4]楊連生.內(nèi)燃機設計[M].北京：中國農(nóng)業(yè)機械出版社，1980. 6. [5]周松鶴.工程力學（教程篇）[M].北京：機械工業(yè)出版社.2003. 2. [6]王東華.曲軸強度計算若干問題的探討[J] .天津大學學報，2002. 3. [7]郝寶林.發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)建模與仿真[J] .哈爾濱工業(yè)大學學報，2006. 6 [8]孫恒.機械原理[M].高等教育出版社，2006.5 [9]施興之.連續(xù)梁計算計算曲軸應力的研究[J].內(nèi)燃機學報，2001. 2. [10]朱和軍，蔣金云.CAD/CA啾件應用技術(shù)[j]. 2012.6 [11]韓玉良，于永勝.李宏艷微積分.清華大學出版社.2012.1 23