汽車曲柄連桿機構畢業(yè)設計

黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 本文 以 捷達 EA113 汽油機 的相關參數(shù)作為參考 ， 對四缸汽油機的曲柄連桿機構的主要零部件進行了結構設計計算，并對曲柄連桿機構進行了 有關 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果。其次分別對活塞組、連桿組以及曲軸進行詳細的結構設計 ， 并進行了結構強度和剛度的校核。再次，應用三維 CAD 軟件： Pro/Engineer 建立了曲柄連桿機構 各零部件 的幾何模型，在此工作的基礎上，利用 Pro/E 軟件的裝配功能，將曲柄連桿機構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 軟件的機構分析模塊 (Pro/Mechanism)，建立曲柄連桿機構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 速轉動的情況下，活塞和連桿的運動規(guī)律以及曲柄連桿機構的運動包絡 。 仿真結果的 分析表明 ， 仿真結果與 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的選型 、 優(yōu)化設計提供了一種新思路 。 關鍵詞： 發(fā)動機；曲柄連桿機構；受力分析； 仿真建模 ； 運動分 析 ； Pro/E 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 ABSTRACT This article refers to by the Jeeta EA113 gasoline engines related parameter achievement, it has carried on the structural design compution for main parts of the crank link mechanism in the gasoline engine with four cylinders, and has carried on theoretical analysis and simulation analysis in computer in kinematics and dynamics for the crank link mechanism. First, motion laws and stress in movement about the crank link mechanism are analyzed in detail and the precise analysis results are obtained. Next separately to the piston group, the linkage as well as the crank carries on the detailed structural design, and has carried on the structural strength and the rigidity examination. Once more, applys three-dimensional CAD software Pro/Engineer establishing the geometry models of all kinds of parts in the crank link mechanism, then useing the Pro/E software assembling function assembles the components of crank link into the piston module, the connecting rod module and the crank module, then using Pro/E software mechanism analysis module (Pro/Mechanism), establishes the multi-rigid dynamics model of the crank link, and carries on the kinematics analysis and the dynamics analysis simulation, and it studies the piston and the connecting rod movement rule as well as crank link motion gear movement envelopment. The analysis of simulation results shows that those simulation results are meet to true working state of engine. It also shows that the simulation method introduced here can offer a new efficient and convenient way for the mechanism choosing and optimized design of crank-connecting rod mechanism in engine. Key words: Engine； Crankshaft-Connecting Rod Mechanism； Analysis of Force； Modeling of Simulation； Movement Analysis； Pro/E 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘要 I Abstract II 第 1 章 緒論 1 1.1 選題的目的和意義 1 1.2 國內外的研究現(xiàn)狀 1 1.3 設計研究的主要內容 3 第 2 章 曲柄連桿機構受力分析 4 2.1 曲柄連桿機構的類型及方案選擇 4 2.2 曲柄連桿機構運動學 4 2.1.1 活塞位移 5 2.1.2 活塞的速度 6 2.1.3 活塞的加速度 6 2.2 曲柄連桿機構中的作用力 7 2.2.1 氣缸內工質的作用力 7 2.2.2 機構的慣 性力 7 2.3 本章小結 14 第 3 章 活塞組的設計 15 3.1 活塞的設計 15 3.1.1 活塞的工作條件和設計要求 15 3.1.2 活塞的材料 16 3.1.3 活塞頭部的設計 16 3.1.4 活塞裙部的設計 21 3.2 活塞銷的設計 23 3.2.1 活塞銷的結構、材料 23 3.2.2 活塞銷強度和剛度計算 23 3.3 活塞銷座 24 3.3.1 活塞銷座結構設計 24 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3.3.2 驗算比壓力 24 3.4 活塞環(huán)設計及計算 25 3.4.1 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設計 25 3.4.2 活塞環(huán)強度校核 25 3.5 本章小結 26 第 4 章 連桿組的設計 27 4.1 連桿的設計 27 4.1.1 連桿的工作情況、設計要求和材料選用 27 4.1.2 連桿長度的確定 27 4.1.3 連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算 27 4.1.4 連桿桿身的結構設計與強度計算 30 4.1.5 連桿大頭的結構設計與強度、剛度計算 33 4.2 連桿螺栓的設計 35 4.2.1 連桿螺栓的工作負荷與預緊力 35 4.2.2 連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算 35 4.3 本章小結 36 第 5 章 曲軸的設計 37 5.1 曲軸的結構型式和材料的選擇 37 5.1.1 曲軸的工作條件和設計要求 37 5.1.2 曲軸的結構型式 37 5.1.3 曲軸的材料 37 5.2 曲軸的主要尺寸的確定和結構細節(jié)設計 38 5.2.1 曲柄銷的直徑和長度 38 5.2.2 主軸頸的直徑和長度 38 5.2.3 曲柄 39 5.2.4 平衡重 39 5.2.5 油孔的位置和尺寸 40 5.2.6 曲軸兩端的結構 40 5.2.7 曲軸的止推 40 5.3 曲軸的疲勞強度校核 41 5.3.1 作用于單元曲拐上的力和力矩 41 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5.3.2 名義應力的計算 45 5.4 本章小結 47 第 6 章 曲柄連桿機構的創(chuàng)建 48 6.1 對 Pro/E 軟件基本功 能的介紹 48 6.2 活塞的創(chuàng)建 48 6.2.1 活塞的特點分析 48 6.2.2 活塞的建模思路 48 6.2.3 活塞的建模步驟 49 6.3 連桿的創(chuàng)建 50 6.3.1 連桿的特點分析 50 6.3.2 連桿的建模思路 50 6.3.3 連桿體的建模步驟 51 6.3.4 連桿蓋的建模 52 6.4 曲軸的創(chuàng)建 52 6.4.1 曲軸的特點分析 52 6.4.2 曲軸的建模思路 52 6.4.3 曲軸的建模步驟 53 6.5 曲柄連桿機構其它零件的創(chuàng)建 55 6.5.1 活塞銷的創(chuàng)建 55 6.5.2 活塞銷卡環(huán)的創(chuàng)建 55 6.5.3 連桿小頭襯套的創(chuàng)建 55 6.5.4 大頭軸瓦的創(chuàng)建 55 6.5.5 連桿螺栓的創(chuàng) 建 56 6.6 本章小結 56 第 7 章 曲柄連桿機構運動分析 57 7.1 活塞及連桿的裝配 57 7.1.1 組件裝配的分析與思路 57 7.1.2 活塞組件裝配步驟 57 7.1.3 連桿組件的裝配步驟 58 7.2 定義曲軸連桿的連接 59 7.3 定義伺服電動機 60 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 7.4 建立運動分析 60 7.5 進行干涉檢驗與視頻制作 61 7.6 獲取分析結果 62 7.7 對結果的分析 64 7.8 本章小結 64 結論 65 參考文獻 66 致謝 67 附錄 68 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第 1 章 緒 論 1.1 選 題的目的和意義 曲柄連桿機構是 發(fā)動 機的傳遞運動和動力的機構，通過它把活塞的往復直線運動轉變?yōu)榍S的旋轉運動而輸出動力。因此，曲柄連桿機構是 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，如何在設計過程中保證機構具有足夠的 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設計的關鍵性問題 1。 通過設計，確定發(fā)動機 曲柄連桿機構 的總體結構和零部件結構，包括必要的結構尺寸確定、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)的設計模式中，為了滿足設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 要對曲柄連桿機構進行動力學分析。 為了真實全面地了解機構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，針對機構進行了 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、實時分析技術對提高分析精度，提高設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。 1.2 國內外的研究現(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，提供了在設計過程中對設計方案進行分析和優(yōu)化的有效手段，在機械設計領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， Working model 3D， 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)品的設計分析時無需進行樣機的生產(chǎn)和試驗。對內燃機產(chǎn)品的部件裝配進行機構運動仿真，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， 可校核機構受力情況；根據(jù)機構運動約束及保證性能最優(yōu)的目標進行機構設計優(yōu)化，可最大限度地滿足性能要求， 對設計提供指導和修正 2。目前國內大學和企黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 業(yè)已經(jīng)已進行了機構運動、動力學仿真方面的研究和局部應用 ，能在設計初期及時發(fā)現(xiàn)內燃機曲柄連桿機構干涉，校核配氣機構運動、動力學性能等，為設計人員提供了基本的設計依據(jù) 3-4。 目前國內外對 發(fā)動 機 曲柄連桿機構 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 機曲柄連桿機構的動力學分析主要包括氣體力、慣性力、軸承力和曲軸轉矩等的分析，傳統(tǒng)的內燃機工作機構動力學、運動學分析方法主要有圖解法和解析法 5。 1、解析法 解析法是對構件逐個列出方程，通過各個構件之間的聯(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 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，對于包括結構參數(shù)和時間參數(shù)的解析式就時間求導后，可以得到機構的運動性能。該方法是機構運動分析的較好方法。 通過對機構運動學、動力學的分析，我們可以清楚了解內燃機工作機構的運動性能、運動規(guī)律等，從而可以更好地對機構進行性能分析和產(chǎn)品設計。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計使用的結果，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)品設計的現(xiàn)代理論和方法。 通過對機構運動學和動力學分析，我們可以清楚了解內燃機工作機構的運動性能、運動規(guī)律等，從而可以更好地對機構進行性能分析和產(chǎn)品設計。但是過去由于手段的原因，大部分復雜的機構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)品設計的現(xiàn)代理論和方法。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 機械系統(tǒng)動態(tài)仿真技術的核心是利用計算機 輔助技術進行機械系統(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)及其及其各構件運動所需的作用力 5。 目前 ， 在對內燃機曲柄連桿機構進行動力學分析時 ，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構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 。 1.3 設計 研究的 主要 內容 對內燃機運行過程中曲柄連桿機構受力分析 進行 深入研究，其主要的研究內容有 ： （ 1） 對曲柄連桿機構進行運動學和動力學分析， 分析曲柄連桿機構中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機構的主要零 部 件進行強度、剛度等方面的 計算和校核 ，以便 達到設計要求； （ 2） 分析 曲柄連桿機構 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，確定出主要的結構尺寸，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系，最后裝配成完整的機構，并進行運動仿真分析，檢測其運動干涉，獲取分析結果 ； （ 4） 應用 Pro/E 軟件將零件模型圖轉化為相應的工程圖，并結合使用 AutoCAD軟件， 系統(tǒng)地反應工程圖上的各類信息，以便實現(xiàn)對 機構的進一步精確設計和檢驗。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第 2 章 曲柄連桿機構受力分析 研究曲柄連桿機構的受力， 關鍵在于分析曲柄連桿機構中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機構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 機輸出轉矩及轉速的要求。 2.1 曲柄連桿機構的類型 及方案選擇 內燃機中采用曲柄連桿機構的型式很多，按運動學觀點可分為三類，即 :中心曲柄連桿機構、偏心曲柄連桿機構和主副連桿式曲柄連桿機構。 1、中心曲柄連桿機構 其 特點是氣缸中心線通過曲軸的旋轉中心，并垂直于曲柄的回轉軸線。這種型式的曲柄連桿機構在內燃機中應用最為廣泛。一般的單列式內燃機，采用并列連桿與叉形連桿的 V 形內燃機 ，以及對置式活塞內燃機的曲柄連桿機構都屬于這一類。 2、偏心曲柄連桿機構 其 特點是氣缸中心線垂直于曲軸的回轉中心線，但不通過曲軸的回轉中心，氣缸中心線距離曲軸的回轉軸線具有一偏移量 e。這種曲柄連桿機構可以減小膨脹行程中活塞與氣缸壁間的最大側壓力，使活塞在膨脹行程與壓縮行程時作用在氣缸壁兩側的側壓力大小比較均勻。 3、主副連桿式曲柄連桿機構 其 特點 是 內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 “ 關節(jié)式 ”運動，所以這種機 構有時也稱為 “ 關節(jié)曲柄連桿機構 ” 。 在關節(jié)曲柄連桿機構中，一個曲柄可以同時 帶動 幾 套 副連桿和活塞，這種結構可使內燃機長度縮短，結構緊湊，廣泛的應用于大功率的坦克和機車用 V 形內燃機 8。 經(jīng)過比較，本設計的型式選擇為中心曲柄連桿機構。 2.2 曲柄連桿機構運動學 中心曲柄連桿機構簡圖如 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 旋轉時，曲柄 OB 上任意點都以 O 點為圓心做等速 旋轉運動，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，做等速的旋轉運動，而連桿小頭與活塞相連，做往復運動。在實際分析黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 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量，認為它們 分別做旋轉和往復運動，這樣就不需要對連桿的運動規(guī)律進行單獨研究 9。 圖 2.1 曲柄連桿機構運動簡圖 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，研究曲柄連桿機構運動規(guī)律的主要任務就 是研究活塞的運動規(guī)律。 2.1.1 活塞位移 假設在某一時刻，曲柄轉角為 ，并按順時針方向旋轉，連桿軸線在其運動平面內偏離氣缸軸線的角度為 ，如圖 2.1 所示 。 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。當 =180 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= AA1 = AOOA 1 =(r+l ) )c osc os( lr = )c o s1(1)c o s1( r（ 2.1） 式中 ： 連桿比。 式（ 2.1）可進一步簡化，由圖 2.1 可以看出 ： sinsin lr 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 即 s ins ins in lr又由于 222 s i n1s i n1c o s （ 2.2） 將 式 （ 2.2） 帶入式（ 2.1）得 ： x= )s in1(1c os1 22 r（ 2.3） 式 （ 2.3） 是計算活塞位移 x 的精確公式 ,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 ： 6642222 s i n161s i n81s i n1s i n1 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 2222 s i n211s i n1 （ 2.4） 將式（ 2.4）帶入式（ 2.3）得 )s in2c o s1( 2 rx （ 2.5） 2.1.2 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 的精確值為 v )c o s2s i n2( s i n rdtdadadxdtdx(2.6) 將式（ 2.5）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 （ 2.7） 從式 （ 2.7） 可以看出，活塞速度可視為由 sin1 rv 與 2s in)2(2 rv 兩部分簡諧運動所組成。 當 0 或 180 時，活塞速度為零，活塞在這兩點改變運動方向。當 90 時，rv ，此時活塞得速度等于曲柄銷中心的圓周速度。 2.1.3 活塞的加速度 將式（ 2.6）對時間 t 微分，可求得活塞加速度的 精確值為 ： c o s 2s i n4c o s 2c o s c o s 3232 rdtdadadvdtdva （ 2.8） 將式（ 2.7）對時間 t 為微分，可求得活塞加速度的近似值為 ： 21222 2c o sc o s)2c o s( c o s aarrra （ 2.9） 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 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 cos21 ra 與 2cos22 ra 兩部分組成。 2.2 曲柄連桿機構中的作用力 作用于曲柄連桿機構的力分為：缸內氣壓力、運動質量的慣性力 、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量慣性力變化規(guī)律對機構構件的作用。 計算過程中所需的相關數(shù)據(jù)參照 EA1113 汽油機，如附表 1 所示。 2.2.1 氣缸內工質的作用力 作用在活塞上的氣體作用力gP等于活塞上、下兩面的空間內氣體壓力差與活塞頂面積的乘積，即 )(4 2 ppDPg （ 2.10） 式中 ：gP活塞上的氣體作用力 ， N ； p 缸內絕對壓力 ， MPa ； p 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、下兩面的空間內氣體壓力差 pp ，對于四沖程發(fā)動機來說，一般取 p =0.1MPa ， mmD 985.80 ,對于缸內絕對壓力 p ， 在發(fā)動機的四個沖程中， 計算結果 如 表 2.1 所示 ： 則 由式（ 2.10） 計算氣 壓力gP如 表 2.2 所示 。 2.2.2 機構的慣性力 慣性力是由于運動不均勻而產(chǎn)生的，為了確定機構的慣性力，必須先知道其加速度和質量的分布。加速度從運動學中已經(jīng)知道，現(xiàn)在需要知道質量分布。實際機構質量分布很復雜，必須加以簡化。為此進行質量換算。 1、機構運動件的質量換算 質量換算的原則是保持系統(tǒng)的動力學等效性。質量換算的目的是計算零件的運動黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 質量，以便進一步計算它們在運動中所產(chǎn)生的慣性力 9。 表 2.1 缸內絕對壓力 p 計算結 果 四個沖程終點壓力 計算公式 計算結果 /MPa 進氣終點壓力dep)90.075.0( ppde 0.08 壓縮終點壓力cop1nedeco pp 1.46 膨脹終點壓力exp2maxnex pp 0.45 排氣終點壓力 rp 15.1 ppr 0.115 注： 1n 平均壓縮指數(shù)， 1n =1.32 1.38； 壓縮比， =9.3； 2n 平均膨脹指數(shù)，2n =1.2 1.30； ； maxp 最大爆發(fā)壓力， maxp =3 5MPa ，取 maxp =4.5MPa ； 此時壓力角 = 1510 ，取 = 13 。 表 2.2 氣壓力gP計算結果 四 個 沖 程 gP /N 進氣終點 77.23 壓縮終點 -102.97 膨脹終點 7001.933 排氣終點 1801.968 （ 1） 連桿質量的換算 連桿是做復雜平面運動的零件。為了方便計算，將整個連桿（包括有關附屬零件）的質量 Lm 用兩個換算質量 1m 和 2m 來代換，并假設是 1m 集中作用在連桿小頭中心處，并只做往復運動的質量； 2m 是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓周做旋轉運動的質量 ， 如圖 2.2 所示 ： 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 圖 2.2 連桿質量的換算簡圖 為了保證代換后的質量系統(tǒng)與原來的質量系統(tǒng)在力學上等效，必須滿足下列三個條件： 連桿總質量不變，即 21 mmm L 。 連桿重心 G 的位置不變，即 )( 1211 llmlm 。 連桿相對重心 G 的轉動慣量GI不變，即GIllmlm 222211 )(。 其中， l 連桿長度， 1l 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 llmm L 11 llmm L 12 用平衡力系求合力的索多邊形法求出重心位置 G 。 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 2.3 所示 ： 圖 2.3 索多邊形法 4 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 ww