畢業(yè)論文-汽車四缸汽油機的曲柄連桿機構(gòu)設(shè)計

摘要本文以捷達EA113汽油機的相關(guān)參數(shù)作為參考，對四缸汽油機的曲柄連桿機構(gòu)的主要零部件進行了結(jié)構(gòu)設(shè)計計算，并對曲柄連桿機構(gòu)進行了有關(guān)運動學和動力學的理論分析與計算機仿真分析。首先，以運動學和動力學的理論知識為依據(jù)，對曲柄連桿機構(gòu)的運動規(guī)律以及在運動中的受力等問題進行詳盡的分析，并得到了精確的分析結(jié)果。其次分別對活塞組、連桿組以及曲軸進行詳細的結(jié)立了曲柄連桿機構(gòu)各零部件的幾何模型，在此工作的基礎(chǔ)上，利用PRO/E軟件的裝配功能，將曲柄連桿機構(gòu)的各組成零件裝配成活塞組件、連桿組件和曲軸組件，然后利用PRO/E軟件的機構(gòu)分析模塊PRO/MECHANISM，建立曲柄連桿機構(gòu)的多剛體動力學模型，進行運動學分析和動力學分析模擬，研究了在不考慮外力作用并使曲軸保持勻速轉(zhuǎn)動的情況下，活塞和連桿的運動規(guī)律以及曲柄連桿機構(gòu)的運動包絡(luò)。仿真結(jié)果的分析表明，仿真結(jié)果與發(fā)動機的實際工作狀況基本一致，文章介紹的仿真方法為曲柄連桿機構(gòu)的選型、優(yōu)化設(shè)計提供了一種新思路。關(guān)鍵詞發(fā)動機；曲柄連桿機構(gòu)；受力分析；仿真建模；運動分析；PRO/EABSTRACTTHISARTICLEREFERSTOBYTHEJEETAEA113GASOLINEENGINESRELATEDPARAMETERACHIEVEMENT,ITHASCARRIEDONTHESTRUCTURALDESIGNCOMPUTIONFORMAINPARTSOFTHECRANKLINKMECHANISMINTHEGASOLINEENGINEWITHFOURCYLINDERS,ANDHASCARRIEDONTHEORETICALANALYSISANDSIMULATIONANALYSISINCOMPUTERINKINEMATICSANDDYNAMICSFORTHECRANKLINKMECHANISMFIRST,MOTIONLAWSANDSTRESSINMOVEMENTABOUTTHECRANKLINKMECHANISMAREANALYZEDINDETAILANDTHEPRECISEANALYSISRESULTSAREOBTAINEDNEXTSEPARATELYTOTHEPISTONGROUP,THELINKAGEASWELLASTHECRANKCARRIESONTHEDETAILEDSTRUCTURALDESIGN,ANDHASCARRIEDONTHESTRUCTURALSTRENGTHANDTHERIGIDITYEXAMINATIONONCEMORE,APPLYSTHREEDIMENSIONALCADSOFTWAREPRO/ENGINEERESTABLISHINGTHEGEOMETRYMODELSOFALLKINDSOFPARTSINTHECRANKLINKMECHANISM,THENUSEINGTHEPRO/ESOFTWAREASSEMBLINGFUNCTIONASSEMBLESTHECOMPONENTSOFCRANKLINKINTOTHEPISTONMODULE,THECONNECTINGRODMODULEANDTHECRANKMODULE,THENUSINGPRO/ESOFTWAREMECHANISMANALYSISMODULEPRO/MECHANISM,ESTABLISHESTHEMULTIRIGIDDYNAMICSMODELOFTHECRANKLINK,ANDCARRIESONTHEKINEMATICSANALYSISANDTHEDYNAMICSANALYSISSIMULATION,ANDITSTUDIESTHEPISTONANDTHECONNECTINGRODMOVEMENTRULEASWELLASCRANKLINKMOTIONGEARMOVEMENTENVELOPMENTTHEANALYSISOFSIMULATIONRESULTSSHOWSTHATTHOSESIMULATIONRESULTSAREMEETTOTRUEWORKINGSTATEOFENGINEITALSOSHOWSTHATTHESIMULATIONMETHODINTRODUCEDHERECANOFFERANEWEFFICIENTANDCONVENIENTWAYFORTHEMECHANISMCHOOSINGANDOPTIMIZEDDESIGNOFCRANKCONNECTINGRODMECHANISMINENGINEKEYWORDSENGINE；CRANKSHAFTCONNECTINGRODMECHANISM；ANALYSISOFFORCE；MODELINGOFSIMULATION；MOVEMENTANALYSIS；PRO/E目錄摘要IABSTRACTII第1章緒論111選題的目的和意義112國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀113設(shè)計研究的主要內(nèi)容3第2章曲柄連桿機構(gòu)受力分析421曲柄連桿機構(gòu)的類型及方案選擇422曲柄連桿機構(gòu)運動學4211活塞位移5212活塞的速度6213活塞的加速度622曲柄連桿機構(gòu)中的作用力7221氣缸內(nèi)工質(zhì)的作用力7222機構(gòu)的慣性力723本章小結(jié)14第3章活塞組的設(shè)計1531活塞的設(shè)計15311活塞的工作條件和設(shè)計要求15312活塞的材料16313活塞頭部的設(shè)計16314活塞裙部的設(shè)計2132活塞銷的設(shè)計23321活塞銷的結(jié)構(gòu)、材料23322活塞銷強度和剛度計算2333活塞銷座24331活塞銷座結(jié)構(gòu)設(shè)計24332驗算比壓力2434活塞環(huán)設(shè)計及計算25341活塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)計25342活塞環(huán)強度校核2535本章小結(jié)26第4章連桿組的設(shè)計2741連桿的設(shè)計27411連桿的工作情況、設(shè)計要求和材料選用27412連桿長度的確定27413連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度、剛度計算27414連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度計算30415連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度、剛度計算3342連桿螺栓的設(shè)計35421連桿螺栓的工作負荷與預緊力35422連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算3543本章小結(jié)36第5章曲軸的設(shè)計3751曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇37511曲軸的工作條件和設(shè)計要求37512曲軸的結(jié)構(gòu)型式37513曲軸的材料3752曲軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細節(jié)設(shè)計38521曲柄銷的直徑和長度38522主軸頸的直徑和長度38523曲柄39524平衡重39525油孔的位置和尺寸40526曲軸兩端的結(jié)構(gòu)40527曲軸的止推4053曲軸的疲勞強度校核41531作用于單元曲拐上的力和力矩41532名義應力的計算4554本章小結(jié)47第6章曲柄連桿機構(gòu)的創(chuàng)建4861對PRO/E軟件基本功能的介紹4862活塞的創(chuàng)建48621活塞的特點分析48622活塞的建模思路48623活塞的建模步驟4963連桿的創(chuàng)建50631連桿的特點分析50632連桿的建模思路50633連桿體的建模步驟51634連桿蓋的建模5264曲軸的創(chuàng)建52641曲軸的特點分析52642曲軸的建模思路52643曲軸的建模步驟5365曲柄連桿機構(gòu)其它零件的創(chuàng)建55651活塞銷的創(chuàng)建55652活塞銷卡環(huán)的創(chuàng)建55653連桿小頭襯套的創(chuàng)建55654大頭軸瓦的創(chuàng)建55655連桿螺栓的創(chuàng)建5666本章小結(jié)56第7章曲柄連桿機構(gòu)運動分析5771活塞及連桿的裝配57711組件裝配的分析與思路57712活塞組件裝配步驟57713連桿組件的裝配步驟5872定義曲軸連桿的連接5973定義伺服電動機6074建立運動分析6075進行干涉檢驗與視頻制作6176獲取分析結(jié)果6277對結(jié)果的分析6478本章小結(jié)64結(jié)論65參考文獻66致謝67附錄68第1章緒論11選題的目的和意義曲柄連桿機構(gòu)是發(fā)動機的傳遞運動和動力的機構(gòu)，通過它把活塞的往復直線運動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運動而輸出動力。因此，曲柄連桿機構(gòu)是發(fā)動機中主要的受力部件，其工作可靠性就決定了發(fā)動機工作的可靠性。隨著發(fā)動機強化指標的不斷提高，機構(gòu)的工作條件更加復雜。在多種周期性變化載荷的作用下，如何在設(shè)計過程中保證機構(gòu)具有足夠的疲勞強度和剛度及良好的動靜態(tài)力學特性成為曲柄連桿機構(gòu)設(shè)計的關(guān)鍵性問題1。通過設(shè)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。在傳統(tǒng)的設(shè)計模式中，為了滿足設(shè)計的需要須進行大量的數(shù)值計算，同時為了滿足產(chǎn)品的使用性能，須進行強度、剛度、穩(wěn)定性及可靠性等方面的設(shè)計和校核計算，同時要滿足校核計算，還需要對曲柄連桿機構(gòu)進行動力學分析。為了真實全面地了解機構(gòu)在實際運行工況下的力學特性，本文采用了多體動力學仿真技術(shù)，針對機構(gòu)進行了實時的，高精度的動力學響應分析與計算，因此本研究所采用的高效、實時分析技術(shù)對提高分析精度，提高設(shè)計水平具有重要意義，而且可以更直觀清晰地了解曲柄連桿機構(gòu)在運行過程中的受力狀態(tài)，便于進行精確計算，對進一步研究發(fā)動機的平衡與振動、發(fā)動機增壓的改造等均有較為實用的應用價值。12國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀多剛體動力學模擬是近十年發(fā)展起來的機械計算機模擬技術(shù)，提供了在設(shè)計過程中對設(shè)計方案進行分析和優(yōu)化的有效手段，在機械設(shè)計領(lǐng)域獲得越來越廣泛的應用。它是利用計算機建造的模型對實際系統(tǒng)進行實驗研究，將分析的方法用于模擬實驗，充分利用已有的基本物理原理，采用與實際物理系統(tǒng)實驗相似的研究方法，在計算機上運行仿真實驗。目前多剛體動力學模擬軟件主要有PRO/MECHANICS，WORKINGMODEL3D，ADAMS等。多剛體動力學模擬軟件的最大優(yōu)點在于分析過程中無需編寫復雜仿真程序，在產(chǎn)品的設(shè)計分析時無需進行樣機的生產(chǎn)和試驗。對內(nèi)燃機產(chǎn)品的部件裝配進行機構(gòu)運動仿真，可校核部件運動軌跡，及時發(fā)現(xiàn)運動干涉；對部件裝配進行動力學仿真，可校核機構(gòu)受力情況；根據(jù)機構(gòu)運動約束及保證性能最優(yōu)的目標進行機構(gòu)設(shè)計優(yōu)化，可最大限度地滿足性能要求，對設(shè)計提供指導和修正2。目前國內(nèi)大學和企業(yè)已經(jīng)已進行了機構(gòu)運動、動力學仿真方面的研究和局部應用，能在設(shè)計初期及時發(fā)現(xiàn)內(nèi)燃機曲柄連桿機構(gòu)干涉，校核配氣機構(gòu)運動、動力學性能等，為設(shè)計人員提供了基本的設(shè)計依據(jù)34。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。發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)的動力學分析主要包括氣體力、慣性力、軸承力和曲軸轉(zhuǎn)矩等的分析，傳統(tǒng)的內(nèi)燃機工作機構(gòu)動力學、運動學分析方法主要有圖解法和解析法5。1、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。2、圖解法圖解法形象比較直觀，機構(gòu)各組成部分的位移、速度、加速度以及所受力的大小及改變趨勢均能通過圖解一目了然。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。解析法取點數(shù)值較少，繪制曲線精度不高。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6。3、復數(shù)向量法復數(shù)向量法是以各個桿件作為向量，把在復平面上的連接過程用復數(shù)形式加以表達，對于包括結(jié)構(gòu)參數(shù)和時間參數(shù)的解析式就時間求導后，可以得到機構(gòu)的運動性能。該方法是機構(gòu)運動分析的較好方法。通過對機構(gòu)運動學、動力學的分析，我們可以清楚了解內(nèi)燃機工作機構(gòu)的運動性能、運動規(guī)律等，從而可以更好地對機構(gòu)進行性能分析和產(chǎn)品設(shè)計。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(shè)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)。近年來隨著計算機的發(fā)展，可以利用復雜的計算表達式來精確求解各種運動過程和動態(tài)過程，從而形成了機械性能分析和產(chǎn)品設(shè)計的現(xiàn)代理論和方法。通過對機構(gòu)運動學和動力學分析，我們可以清楚了解內(nèi)燃機工作機構(gòu)的運動性能、運動規(guī)律等，從而可以更好地對機構(gòu)進行性能分析和產(chǎn)品設(shè)計。但是過去由于手段的原因，大部分復雜的機構(gòu)運動盡管能夠給出解析式，卻難以計算出供工程使用的計算結(jié)果，不得不用粗糙的圖解法求得數(shù)據(jù)。隨著計算機的發(fā)展，可以利用復雜的計算表達式來精確求解各種運動過程和動態(tài)過程，從而形成機械性能分析和產(chǎn)品設(shè)計的現(xiàn)代理論和方法。機械系統(tǒng)動態(tài)仿真技術(shù)的核心是利用計算機輔助技術(shù)進行機械系統(tǒng)的運動學和動力學分析，以確定系統(tǒng)各構(gòu)件在任意時刻的位置、速度和加速度，進而確定系統(tǒng)及其及其各構(gòu)件運動所需的作用力5。目前，在對內(nèi)燃機曲柄連桿機構(gòu)進行動力學分析時，大多采用的是專業(yè)的虛擬樣機商業(yè)軟件，如ADAMS等。這些軟件的功能重點是在力學分析上，在建模方面還是有很多不足，尤其是對這些復雜的曲柄連桿機構(gòu)零部件的三維建模很難實現(xiàn)。因而在其仿真分析過程中對于結(jié)構(gòu)復雜的模型就要借助CAD軟件來完成，如PRO/E、UG、SOLIDWORKS等4。當考慮到對多柔體系統(tǒng)進行動力學分析時，有時還需要結(jié)合ANSYS等專業(yè)的有限元分析軟件來進行7。這一過程十分復雜，不僅需要對這些軟件有一定了解，還需要處理好軟件接口之間的數(shù)據(jù)傳輸問題，而且軟件使用成本也很高。13設(shè)計研究的主要內(nèi)容對內(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、剛度等方面的計算和校核，以便達到設(shè)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(shè)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(shè)計和檢驗。第2章曲柄連桿機構(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(shè)計，以便達到發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速的要求。21曲柄連桿機構(gòu)的類型及方案選擇內(nèi)燃機中采用曲柄連桿機構(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)。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)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V22曲柄連連桿機構(gòu)簡圖如圖21所示，圖21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(shè)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，這樣就不需要對連桿的運動規(guī)律進行單獨研究9。圖21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。211活塞位移假設(shè)在某一時刻，曲柄轉(zhuǎn)角為，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，如圖21所示。當時，活塞銷中心A在最上面的位置A1，此位置稱為上止點。當1800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XR1LCOSLR1COSR（21）式中連桿比。式（21）可進一步簡化，由圖21可以看出SINILR即SNL又由于（22）將式（22）帶入式（21）得XSIN1COS12R（23）式（23）是計算活塞位移X的精確公式,為便于計算，可將式（23）中的根號按牛頓二項式定理展開，得6422SIN1SI8SIN1SIN1考慮到13，其二次方以上的數(shù)值很小，可以忽略不計。只保留前兩項，則22SISI（24）將式（24）帶入式（23）得（25）212活塞的速度將活塞位移公式（21）對時間T進行微分，即可求得活塞速度的精確值為V26VCOS2INSIRDTAXT將式（25）對時間微分，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SIN1RV2SIN2RV簡諧運動所組成。當或時，活塞銷中心的圓周速度。018213活塞的加速度將式（26）對時間微分，加速度的精確值為TCOS2IN4CS2O32RDTAVTA（28）將式（27）對時間為微分，可求得活塞加速度的近似值為T21222COSCOSCOSARRRA（29）因此，活塞加速度也可以視為兩個簡諧運動加速度之和，即由與COS21R兩部分組成。2COS2RA22曲柄連桿機構(gòu)中的力分為缸內(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汽油機，如附表1所示。221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GP頂面積的乘積，即42PDPG（210）式中活塞上的，；GPMPA大氣壓力，；P活塞直徑，。DM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，對于四沖程發(fā)動機來說，一般取01，,對于缸內(nèi)PPMPAMD9850絕對壓力，在發(fā)動機的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進氣終點壓力DEP9075PPDE008壓縮終點壓力COP1NEDCO146膨脹終點壓力EX2MAXNEXP045排氣終點壓力RP15R0115注平均壓縮指數(shù)，132138；壓縮比，93；平均膨脹指數(shù)，1N1N2N12130；最大爆發(fā)壓力，35，取45；此時壓2MAXMAXPMPMAXPP力角，取。503表22氣壓力計算結(jié)果G四個沖程/GPN進氣終點772310297膨脹終點7001933排氣終點1801968（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)量用兩個換算質(zhì)量和來代換，并假設(shè)是集中作用在連桿小頭中心處，LM1M21M并只做往復運動的質(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)運動的質(zhì)量，如圖22所示圖22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連桿總質(zhì)量不變，即。21ML連桿重心的位置不變，即。G1LL連桿相對重心G的轉(zhuǎn)動慣量不變，即。GIGIL22其中，連桿長度，為連桿重心至小頭中心的距離。由條件可得下列換算公L1L式LML11LL12用平衡力系求合力的索多邊形法求出重心位置。將連桿分成若干簡單的幾何圖G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和，如圖23所示12圖23索多邊形法4（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。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HH1M和，稱為往復運動質(zhì)量，即。J1J（3）不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量RM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，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)半徑為的連桿軸頸中心處，以表示，換算質(zhì)量為RKMKMREMBGK2式中曲拐換算質(zhì)量，；KM連桿軸頸的質(zhì)量，；GK一個曲柄臂的質(zhì)量，；BG曲柄臂質(zhì)心位置與曲拐中心的距離，。EM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KM2RM2KR由上述換算方法計算得往復直線運動部分的質(zhì)量0583，不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量0467。JMGRKG2、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)量和后，這些質(zhì)量的慣性力可以JMR從運動條件求出，歸結(jié)為兩個力。往復質(zhì)量的往復慣性力和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的旋轉(zhuǎn)JJPRM慣性力。RP（1）往復慣性力2COSCOS2COSCS22RRMRRMAJJJJ（211）式中往復運動質(zhì)量，；JKG連桿比；曲柄半徑，；RM曲柄旋轉(zhuǎn)角速度，；SRAD/曲軸轉(zhuǎn)角。是沿氣缸中心線方向作用的，公式（211）前的負號表示方向與活塞加速度JPJP的方向相反。A其中曲柄的角速度為3062N（212）式中曲軸轉(zhuǎn)數(shù)，；NMIN/R已知額定轉(zhuǎn)數(shù)5800，則；73058SRAD/曲柄半徑4023，連桿比0250315，取027，參照附錄表2四缸R機工作循環(huán)表，將每一工況的曲軸轉(zhuǎn)角代入式（211），計算得往復慣性力，結(jié)JP果如表23所示表23往復慣性力計算結(jié)果JP四個沖程/JN進氣終點1051968壓縮終點63245膨脹終點1051968排氣終點632451（2）旋轉(zhuǎn)慣性力2RMPR（213）796307430672N3、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和往復慣性力，由GPJP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（214）計算結(jié)果如表24所示。4、活塞上的總作用力分解與傳遞P如圖25所示，首先，將分解成兩個分力沿連桿軸線作用的力，和把活K塞壓向氣缸壁的側(cè)向力，N其中沿連桿的作用力為KCOS1PK（215）而側(cè)向力為NTANPN（216）表24作用在活塞上的總作用力四個沖程氣壓力/GPN往復慣性力/JPN總作用力/PN進氣終點772368105945102壓縮終點10297632456膨脹終點700193373排氣終點1801968632454812圖25作用在機構(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為正號，使連桿受拉時為負號，缸K壁的側(cè)向力的符號規(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)N向力為正值，反之為負值。當時，根據(jù)正弦定理，可得13SINIRL求得48319240ARCSNARCIL將分別代入式（215）、式（216），計算結(jié)果如表25所示表25連桿力、側(cè)向力的計算結(jié)果KN四個沖程