曲柄連桿機構(gòu)設(shè)計說明書

1、課 程 設(shè) 計 說 明 書2115柴油機連桿設(shè)計學(xué)生學(xué)號： 學(xué)生姓名： 專業(yè)班級： 指導(dǎo)教師姓名： 杜家益/張登攀 2018年 1 月目錄第1章 緒論11.1 選題的目的和意義11.2 設(shè)計研究的主要內(nèi)容1第2章 曲柄連桿機構(gòu)受力分析22.1 曲柄連桿機構(gòu)的類型及方案選擇22.2 曲柄連桿機構(gòu)運動學(xué)32.1.1 活塞位移32.1.2 活塞的速度42.1.3 活塞的加速度52.2 曲柄連桿機構(gòu)中的作用力52.2.1 氣缸內(nèi)工質(zhì)的作用力52.2.2 機構(gòu)的慣性力62.3 本章小結(jié)11第3章 活塞組的設(shè)計113.1 活塞的設(shè)計113.1.1 活塞的工作條件和設(shè)計要求113.1.2 活塞的材料12第4

2、章 連桿組的設(shè)計134.1 連桿的設(shè)計134.1.1 連桿的工作情況、設(shè)計要求和材料選用134.1.2 連桿長度的確定134.1.3 連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度、剛度計算134.1.4 連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度計算154.1.5 連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度、剛度計算174.2 連桿螺栓的設(shè)計184.2.1 連桿螺栓的工作負荷與預(yù)緊力184.2.2 連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算184.3 本章小結(jié)18第5章 曲軸的設(shè)計195.1 曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇195.1.1 曲軸的工作條件和設(shè)計要求195.1.2 曲軸的結(jié)構(gòu)型式195.1.3 曲軸的材料195.2 曲軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細節(jié)設(shè)計

3、205.2.1 曲柄銷的直徑和長度205.2.2 主軸頸的直徑和長度205.2.3 曲柄215.2.4 平衡重215.2.5 油孔的位置和尺寸215.2.6 曲軸兩端的結(jié)構(gòu)225.2.7 曲軸的止推225.3 曲軸的疲勞強度校核225.3.1 作用于單元曲拐上的力和力矩235.3.2 名義應(yīng)力的計算245.4 本章小結(jié)26動力計算及圖表28結(jié)論41致謝41參考文獻41第1章 緒論1.1 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(fù)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

4、機強化指標(biāo)的不斷提高，機構(gòu)的工作條件更加復(fù)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(xué)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(xué)和動力學(xué)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(xué)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(xué)特性，本文采用了多體動力學(xué)仿真技術(shù)，針

5、對機構(gòu)進行了實時的，高精度的動力學(xué)響應(yīng)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(yīng)用價值。1.2 設(shè)計研究的主要內(nèi)容發(fā)動機結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)發(fā)動機型號2115活塞行程(mm)120連桿長度(mm)185缸徑（mm）115汽缸數(shù)4發(fā)動機轉(zhuǎn)速(r/min)2400質(zhì)量 活塞1240g連桿大頭1853g，小頭705g課程設(shè)計任務(wù)要求1、 每小組繪制一種2115發(fā)動機連桿機構(gòu)圖紙。2、 課程設(shè)計說明書一份。具體要求如下：

6、1、 了解連桿的設(shè)計基準(zhǔn)、工藝基準(zhǔn)和加工基準(zhǔn)。2、 正確表達零件的形狀，合理地布置視圖。3、 正確理解和標(biāo)注尺寸公差與形狀公差。4、 能讀懂圖樣上的技術(shù)要求。5、 正確編寫課程設(shè)計說明書。6、 熟練掌握AutoCad繪制工程圖紙。課程設(shè)計實施環(huán)節(jié)(18-20周)1、 上課 2、 上機 3、考核（交圖紙及說明書電子文檔和紙質(zhì)文檔+上機操作）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。2.1 曲柄連桿機構(gòu)的類型及方案選擇內(nèi)燃機中采

7、用曲柄連桿機構(gòu)的型式很多，按運動學(xué)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(yīng)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)壓力大小比較均

8、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(yīng)用于大功率的坦克和機車用V形內(nèi)燃機8。經(jīng)過比較，本設(shè)計的型式選擇為中心曲柄連桿機構(gòu)。2.2 曲柄連桿機構(gòu)運動學(xué)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(dāng)曲柄按等角

9、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(fù)運動，連桿AB則做復(fù)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(fù)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(fù)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(gòu)運動簡圖活塞做往復(fù)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(wù)就是研究活塞的運動規(guī)律。2.1.1 活塞位移假設(shè)在某一

10、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2.1 所示。當(dāng)=時，活塞銷中心A在最上面的位置A1，此位置稱為上止點。當(dāng)=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=(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：即 又由于 （2.2）將式（2.2）帶入式（2.1）得： x= （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：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 （2.4）將式（2.4）帶入式（

11、2.3）得 （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，即可求得活塞速度的精確值為 (2.6)將式（2.5）對時間微分，便可求得活塞速度得近似公式為： （2.7）從式（2.7）可以看出，活塞速度可視為由與兩部分簡諧運動所組成。當(dāng)或時，活塞速度為零，活塞在這兩點改變運動方向。當(dāng)時，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）對時間微分，可求得活塞加速度的精確值為： （2.8）將式（2.7）對時間為微分，可求得活塞加速度的近似值為： （2.9）因此，活塞加速度也可以視為兩個簡諧運動加速度之和，即由與兩部分組成。2.2 曲柄連桿機構(gòu)中

12、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汽油機，如附表1所示。2.2.1 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)氣體壓力差與活塞頂面積的乘積，即 （2.10）式中：活塞上的氣體作用力，； 缸內(nèi)絕對壓力，； 大氣壓力，； 活塞直徑，。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

13、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=0.1，,對于缸內(nèi)絕對壓力.2.2.2 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(xué)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(fù)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(xué)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9。（1）連桿質(zhì)量的換算連桿是做復(fù)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，并只

14、做往復(fù)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(xué)上等效，必須滿足下列三個條件： 連桿總質(zhì)量不變，即。 連桿重心的位置不變，即。 連桿相對重心G的轉(zhuǎn)動慣量不變，即。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式：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2.3所示：圖2.3 索多邊形法4（2）往復(fù)直線運動部分的

15、質(zhì)量活塞（包括活塞上的零件）是沿氣缸中心做往復(fù)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)量之和，稱為往復(fù)運動質(zhì)量，即。（3）不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量曲拐的不平衡質(zhì)量及其代換質(zhì)量如圖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)半徑為的連桿軸頸中心處，以表示，換算質(zhì)量為：式中：曲拐換算質(zhì)量，； 連桿軸頸的質(zhì)量，； 一個曲柄臂的質(zhì)量，；曲柄臂質(zhì)心位置與曲拐中心的距離，。質(zhì)量與換算到大頭中心的連桿質(zhì)量之和稱為

16、不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量，即由上述換算方法計算得：往復(fù)直線運動部分的質(zhì)量=0.583，不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量=0.467。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)量和后，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(fù)質(zhì)量的往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的旋轉(zhuǎn)慣性力。（1）往復(fù)慣性力 （2.11）式中：往復(fù)運動質(zhì)量，； 連桿比； 曲柄半徑，； 曲柄旋轉(zhuǎn)角速度，； 曲軸轉(zhuǎn)角。是沿氣缸中心線方向作用的，公式（2.11）前的負號表示方向與活塞加速度的方向相反。其中曲柄的角速度為： （2.12）式中：曲軸轉(zhuǎn)數(shù)，；已知額定轉(zhuǎn)數(shù)=5800，則；曲柄半徑=40.23，連桿比=0.250.315，取=0.27，

17、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（2.11），計算得往復(fù)慣性力，結(jié)果（2）旋轉(zhuǎn)慣性力 （2.13）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和往復(fù)慣性力，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 （2.14）計算結(jié)果如表2.4所示。4、活塞上的總作用力分解與傳遞如圖2.5所示，首先，將分解成兩個分力：沿連桿軸線作用的力，和把活塞壓向氣缸壁的側(cè)向力，其中沿連桿的作用力為： （2.15）而側(cè)向力為： （2.16）圖2.5 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，缸壁的側(cè)向力的

18、符號規(guī)定為：當(dāng)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(dāng)=時，根據(jù)正弦定理，可得：求得 力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，即 （2.17）和壓縮曲柄臂的徑向力，即 （2.18）規(guī)定力和曲軸旋轉(zhuǎn)方向一致為正，力指向曲軸為正。2.3 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(chǔ)上分析了每個工作過程的氣體壓力變化情況，進一步推導(dǎo)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。第3章 活塞組的設(shè)計3.1 活塞的設(shè)計活塞組包括活塞、活塞銷和活塞環(huán)等在氣缸里作往復(fù)運動的零件，它們是發(fā)動機中工作條

19、件最嚴酷的組件。發(fā)動機的工作可靠性與使用耐久性，在很大程度上與活塞組的工作情況有關(guān)。3.1.1 活塞的工作條件和設(shè)計要求1、活塞的機械負荷在發(fā)動機工作中,活塞承受的機械載荷包括周期變化的氣體壓力、往復(fù)慣性力以及由此產(chǎn)生的側(cè)向作用力。在機械載荷的作用下，活塞各部位了各種不同的應(yīng)力：活塞頂部動態(tài)彎曲應(yīng)力；活塞銷座承受拉壓及彎曲應(yīng)力；環(huán)岸承受彎曲及剪應(yīng)力。此外，在環(huán)槽及裙部還有較大的磨損。為適應(yīng)機械負荷，設(shè)計活塞時要求各處有合適的壁厚和合理的形狀，即在保證足夠的強度、剛度前提下，結(jié)構(gòu)要盡量簡單、輕巧，截面變化處的過渡要圓滑，以減少應(yīng)力集中。2、活塞的熱負荷活塞在氣缸內(nèi)工作時，活塞頂面承受瞬變高溫燃氣

20、的作用，燃氣的最高溫度可達。因而活塞頂?shù)臏囟纫埠芨摺；钊粌H溫度高，而且溫度分布不均勻，各點間有很大的溫度梯度，這就成為熱應(yīng)力的根源，正是這些熱應(yīng)力對活塞頂部表面發(fā)生的開裂起了重要作用9。3、磨損強烈發(fā)動機在工作中所產(chǎn)生的側(cè)向作用力是較大的，同時，活塞在氣缸中的高速往復(fù)運動，活塞組與氣缸表面之間會產(chǎn)生強烈磨損，由于此處潤滑條件較差，磨損情況比較嚴重。4、活塞組的設(shè)計要求（1）要選用熱強度好、耐磨、比重小、熱膨脹系數(shù)小、導(dǎo)熱性好、具有良好減磨性、工藝性的材料；（2）有合理的形狀和壁厚。使散熱良好，強度、剛度符合要求，盡量減輕重量，避免應(yīng)力集中；（3）保證燃燒室氣密性好，竄氣、竄油要少又不增加活塞

21、組的摩擦損失；（4）在不同工況下都能保持活塞與缸套的最佳配合；（5）減少活塞從燃氣吸收的熱量，而已吸收的熱量則能順利地散走；（6）在較低的機油耗條件下，保證滑動面上有足夠的潤滑油。3.1.2 活塞的材料根據(jù)上述對活塞設(shè)計的要求，活塞材料應(yīng)滿足如下要求：（1）熱強度高。即在高溫下仍有足夠的機械性能，使零件不致?lián)p壞；（2）導(dǎo)熱性好，吸熱性差。以降低頂部及環(huán)區(qū)的溫度，并減少熱應(yīng)力；（3）膨脹系數(shù)小。使活塞與氣缸間能保持較小間隙；（4）比重小。以降低活塞組的往復(fù)慣性力，從而降低了曲軸連桿組的機械負荷和平衡配重；（5）有良好的減磨性能（即與缸套材料間的摩擦系數(shù)較?。?，耐磨、耐蝕；（6）工藝性好，低廉。在

22、發(fā)動機中，灰鑄鐵由于耐磨性、耐蝕性好、膨脹系數(shù)小、熱強度高、成本低、工藝性好等原因，曾廣泛地被作為活塞材料。但近幾十年來，由于發(fā)動機轉(zhuǎn)速日益提高，工作過程不斷強化，灰鑄鐵活塞因此比重大和導(dǎo)熱性差兩個根本缺點而逐漸被鋁基輕合金活塞所淘汰。鋁合金的優(yōu)缺點與灰鑄鐵正相反，鋁合金比重小，約占有灰鑄鐵的1/3，結(jié)構(gòu)重量僅占鑄鐵活塞的。因此其慣性小，這對高速發(fā)動機具有重大意義。鋁合金另一突出優(yōu)點是導(dǎo)熱性好，其熱傳導(dǎo)系數(shù)約為鑄鐵的倍，使活塞溫度顯著下降。對汽油機來說，采用鋁活塞還為提高壓縮比、改善發(fā)動機性能創(chuàng)造了重要的條件。共晶鋁硅合金是目前國內(nèi)外應(yīng)用最廣泛的活塞材料，既可鑄造，也可鍛造。含硅9%左右的亞共

23、晶鋁硅合金，熱膨脹系數(shù)稍大一些，但由于鑄造性能好，適應(yīng)大量生產(chǎn)工藝的要求，應(yīng)用也很廣。綜合分析，該發(fā)動機活塞采用鋁硅合金材料鑄造而成。第章 連桿組的設(shè)計4.1 連桿的設(shè)計4.1.1 連桿的工作情況、設(shè)計要求和材料選用1、工作情況連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復(fù)運動，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運動。因此，連桿體除有上下運動外，還左右擺動，做復(fù)雜的平面運動。2、設(shè)計要求 連桿主要承受氣體壓力和往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，因此，在設(shè)計時應(yīng)首先保證連桿具有在足夠的疲勞強度和結(jié)構(gòu)鋼度。如果強度不足，就會發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成嚴重事故，同樣，如果連桿組剛度不足，也會對曲柄

24、連桿機構(gòu)的工作帶來不好的影響。所以設(shè)計連桿的一個主要要求是在盡可能輕巧的結(jié)構(gòu)下保證足夠的剛度和強度。為此，必須選用高強度的材料；合理的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。3、材料的選擇 為了保證連桿在結(jié)構(gòu)輕巧的條件下有足夠的剛度和強度，采用精選含碳量的優(yōu)質(zhì)中碳結(jié)構(gòu)鋼45模鍛，表面噴丸強化處理，提高強度。4.1.2 連桿長度的確定 設(shè)計連桿時首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長度它通常是用連桿比來說明的，通常0.3125，取，則。4.1.3 連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度、剛度計算1、連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計連桿小頭主要結(jié)構(gòu)尺寸如圖4.1所示，小頭襯套內(nèi)徑和小頭寬度已在活塞組設(shè)計中確定。為了改善磨損，小頭孔中以一定過盈量壓

25、入耐磨襯套，襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，這種襯套的厚度一般為，取。2、連桿小頭的強度校核以過盈壓入連桿小頭的襯套，使小頭斷面承受拉伸壓力。若襯套材料的膨脹系數(shù)比連桿材料的大，則隨工作時溫度升高，過盈增大，小頭斷面中的應(yīng)力也增大。此外，連桿小頭在工作中還承受活塞組慣性力的拉伸和扣除慣性力后氣壓力的壓縮，可見工作載荷具有交變性。上述載荷的聯(lián)合作用可能使連桿小頭及其桿身過渡處產(chǎn)生疲勞破壞，故必須進行疲勞強度計算9。圖4.1 連桿小頭主要結(jié)果尺寸（1）襯套過盈配合的預(yù)緊力及溫度升高引起的應(yīng)力計算時把連桿小頭和襯套當(dāng)作兩個過盈配合的圓筒，則在兩零件的配合表面，由于壓入過盈及受熱膨脹，小頭所受的徑向壓力為：

26、 （4.1）式中：襯套壓入時的過盈，； 一般青銅襯套，取，其中：工作后小頭溫升,約；連桿材料的線膨脹系數(shù)，對于鋼 ；襯套材料的線膨脹系數(shù)，對于青銅；、連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)，可??；連桿材料的彈性模數(shù)，鋼10；襯套材料的彈性模數(shù)，青銅；由徑向均布力引起小頭外側(cè)及內(nèi)側(cè)纖維上的應(yīng)力，可按厚壁筒公式計算，外表面應(yīng)力 （4.2）內(nèi)表面應(yīng)力 （4.3）的允許值一般為，校核合格。（2）連桿小頭的疲勞安全系數(shù)連桿小頭的應(yīng)力變化為非對稱循環(huán)，最小安全系數(shù)在桿身到連桿小頭的過渡處的外表面上為： （4.4）連桿小頭的疲勞強度的安全系數(shù)，一般約在范圍之內(nèi)4。3、連桿小頭的剛度計算當(dāng)采用浮動式活塞銷時，必須計算連

27、桿小頭在水平方向由于往復(fù)慣性力而引起的直徑變形，其經(jīng)驗公式為: （4.5）式中：連桿小頭直徑變形量，；連桿小頭的平均直徑，； 連桿小頭斷面積的慣性矩，對于一般發(fā)動機，此變形量的許可值應(yīng)小于直徑方向間隙的一半，標(biāo)準(zhǔn)間隙一般為，則校核合格。4.1.4 連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度計算1、連桿桿身結(jié)構(gòu)的設(shè)計連桿桿身從彎曲剛度和鍛造工藝性考慮，采用工字形斷面，桿身截面寬度約等于(為氣缸直徑)。為使連桿從小頭到大頭傳力比較均勻，在桿身到小頭和大頭的過渡處用足夠大的圓角半徑。2、連桿桿身的強度校核連桿桿身在不對稱的交變循環(huán)載荷下工作，它受到位于計算斷面以上做往復(fù)運動的質(zhì)量的慣性力的拉伸，在爆發(fā)行程，則受燃氣壓

28、力和慣性力差值的壓縮，為了計算疲勞強度安全系數(shù)，必須現(xiàn)求出計算斷面的最大拉伸、壓縮應(yīng)力。（1）最大拉伸應(yīng)力由最大拉伸力引起的拉伸應(yīng)力為： （4.6）式中：連桿桿身的斷面面積，汽油機。（2）桿身的壓縮與縱向彎曲應(yīng)力桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃氣作用力時，并可認為是在上止點，最大壓縮力為： （4.7）連桿承受最大壓縮力時，桿身中間斷面產(chǎn)生縱向彎曲。此時連桿在擺動平面內(nèi)的彎曲，可認為連桿兩端為鉸支，在垂直擺動平面內(nèi)的彎曲可認為桿身兩端為固定支點，因此在擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為： （4.8）式中：系數(shù)，對于常用鋼材，??；計算斷面對垂直于擺動平面的軸線的慣性矩，。將式（4.8）改為： （4

29、.9）式中 連桿系數(shù)，；同理，在垂直于擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為： （4.10）將式（4.10）改成 （4.11）式中：連桿系數(shù)，。和的許用值為 ，所以校核合格。4.1.5 連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度、剛度計算1、連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與主要尺寸連桿大頭的結(jié)構(gòu)與尺寸基本上決定于曲柄銷直徑、長度、連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。其中在、在曲軸設(shè)計中確定。2、連桿大頭的強度校核假設(shè)通過螺栓的緊固連接，把大頭與大頭蓋近似視為一個整體，彈性的大頭蓋支承在剛性的連桿體上，固定角為，通常取，作用力通過曲柄銷作用在大頭蓋上按余弦規(guī)律分布，大頭蓋的斷面假定是不變的，且其大小與中間斷面一致，大頭的曲率半徑為。 連桿蓋的最大載

30、荷是在進氣沖程開始的，計算得：在中間斷面的應(yīng)力為：4.2 連桿螺栓的設(shè)計4.2.1 連桿螺栓的工作負荷與預(yù)緊力根據(jù)氣缸直徑初選連桿螺紋直徑，根據(jù)統(tǒng)計，取。發(fā)動機工作時連桿螺栓受到兩種力的作用：預(yù)緊力和最大拉伸載荷，預(yù)緊力由兩部分組成：一是保證連桿軸瓦過盈度所必須具有的預(yù)緊力；二是保證發(fā)動機工作時，連桿大頭與大頭蓋之間的結(jié)合面不致因慣性力而分開所必須具有的預(yù)緊力15。連桿上的螺栓數(shù)目為2，則每個螺栓承受的最大拉伸載荷為往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力在氣缸中心線上的分力之和，軸瓦過盈量所必須具有的預(yù)緊力由軸瓦最小應(yīng)力，由實測統(tǒng)計可得一般為，取30，由于發(fā)動機可能超速，也可能發(fā)生活塞拉缸，應(yīng)較理論計算值大些

31、。4.2.2 連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算連桿螺栓預(yù)緊力不足不能保證連接的可靠性，但預(yù)緊力過大則可能引起材料超出屈服極限，則應(yīng)校核屈服強度，滿足式中：螺栓最小截面積，螺栓的總預(yù)緊力，安全系數(shù)，材料的屈服極限，一般在800以上16。4.3 本章小結(jié)本章在設(shè)計連桿的過程中，首先分析了連桿的工作情況，設(shè)計要求，并選擇了適當(dāng)?shù)牟牧?，然后分別確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，并進行了強度了剛度的校核，使其滿足實際加工的要求，最后根據(jù)工作負荷和預(yù)緊力選擇了連桿螺栓，并行檢驗校核。第5章 曲軸的設(shè)計5.1 曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇5.1.1 曲軸的工作條件和設(shè)計要求曲軸是在不斷周期性變

32、化的氣體壓力、往復(fù)和旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量的慣性力以及它們的力矩作用下工作的，使曲軸既扭轉(zhuǎn)又彎曲，產(chǎn)生疲勞應(yīng)力狀態(tài)。由于曲軸彎曲與扭轉(zhuǎn)振動而產(chǎn)生附加應(yīng)力，再加上曲軸形狀復(fù)雜，結(jié)構(gòu)變化急劇，產(chǎn)生的嚴重的應(yīng)力集中。特別在曲柄至軸頸的圓角過渡區(qū)、潤滑油孔附近以及加工粗糙的部位應(yīng)力集中現(xiàn)象尤為突出。所以在設(shè)計曲軸時，要使它具有足夠的疲勞強度，盡量減小應(yīng)力集中現(xiàn)象，克服薄弱環(huán)節(jié)，保證曲軸可靠工作。如果曲軸彎曲剛度不足，就會大大惡化活塞、連桿的工作條件，影響它們的工作可靠性和耐磨性，曲軸扭轉(zhuǎn)剛度不足則可能在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)產(chǎn)生強烈的扭轉(zhuǎn)振動，所以設(shè)計曲軸時，應(yīng)保證它有盡可能高的彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度。此外，曲軸主軸頸與曲

33、柄銷時再高比壓下進行高速轉(zhuǎn)動的，因而還會產(chǎn)生強烈的磨損。所以設(shè)計曲軸時，要使其各摩擦表面耐磨，各軸頸應(yīng)具有足夠的承壓面積同時給予盡可能好的工作條件。5.1.2 曲軸的結(jié)構(gòu)型式曲軸的設(shè)計從總體結(jié)構(gòu)上選擇整體式，它具有工作可靠、質(zhì)量輕的特點，而且剛度和強度較高，加工表面也比較少。為了提高曲軸的彎曲剛度和強度，采用全支撐半平衡結(jié)構(gòu)11，即四個曲拐，每個曲拐的兩端都有一個主軸頸，如圖5.1所示：圖5.1 曲軸的結(jié)構(gòu)型式5.1.3 曲軸的材料在結(jié)構(gòu)設(shè)計和加工工藝正確合理的條件下，主要是材料強度決定著曲軸的體積、重量和壽命，作為曲軸的材料，除了應(yīng)具有優(yōu)良的機械性能以外，還要求高度的耐磨性、耐疲勞性和沖擊韌

34、性。同時也要使曲軸的加工容易和造價低廉。在保證曲軸有足夠強度的前提下，盡可能采用一般材料。以鑄代鍛，以鐵代鋼。高強度球墨鑄鐵的出現(xiàn)為鑄造曲軸的廣泛采用提供了前提。球墨鑄鐵就其機械性能和使用性能而言，比其它多種鑄鐵都要好。球墨鑄鐵曲軸可以鑄成復(fù)雜的合理的結(jié)構(gòu)形狀，使其應(yīng)力分布均勻，金屬材料更有效地利用，加上球鐵材料對斷面缺口的敏感性小，使得球鐵曲軸的實際彎曲疲勞強度與正火中碳鋼相近。該發(fā)動機曲軸采用球墨鑄鐵鑄造而成。5.2 曲軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細節(jié)設(shè)計5.2.1 曲柄銷的直徑和長度 在考慮曲軸軸頸的粗細時，首先是確定曲柄銷的直徑。在現(xiàn)代發(fā)動機設(shè)計中，一般趨向于采用較大的值，以降低曲柄銷比壓

35、，提高連桿軸承工作的可靠性，提高曲軸的剛度。但是，曲柄銷加粗伴隨著連桿大頭加大，使不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的離心力增大，隨曲軸及軸承的工作帶來不利。曲柄銷的長度是在選定的基礎(chǔ)上考慮的。從增加曲軸的剛性和保證軸承的工作能力出發(fā)，應(yīng)使控制在一定范圍內(nèi)，同時注意曲拐各部分尺寸協(xié)調(diào)。軸頸的尺寸，最后可以根據(jù)承壓面的投影面積與活塞投影面積之比來校核，此比值據(jù)統(tǒng)計在范圍內(nèi)，而且汽油機偏下限。那么由，則長度取值合適。5.2.2 主軸頸的直徑和長度為了最大限度地增加曲軸的剛度，適當(dāng)?shù)丶哟种鬏S頸，這樣可以增加曲軸軸頸的重疊度，從而提高曲軸剛度，其次，加粗主軸頸后可以相對縮短其長度，從而給加厚曲柄提高其強度提供可能。從曲軸

36、各部分尺寸協(xié)調(diào)的觀點，建議取。由于主軸承的負荷比連桿軸承輕，主軸頸的長度一般比曲柄銷的長度短，這樣可滿足增強剛性及保證良好潤滑的要求。據(jù)統(tǒng)計。5.2.3 曲柄曲柄應(yīng)選擇適當(dāng)?shù)暮穸?、寬度，以使曲軸有足夠的剛度和強度。為提高曲柄的抗彎能力，適當(dāng)增加曲柄的厚度，曲柄的形狀采用橢圓形，為了能最大限度地減輕曲軸的重量，并減小曲柄相對于主軸頸中心的不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量，將曲柄上肩部多余的金屬削去。根據(jù)統(tǒng)計，曲柄的寬度。厚度。曲柄臂以凸肩接主軸頸和曲柄銷。凸肩的厚度根據(jù)曲軸加工工藝決定。全加工曲軸的只有0.51。曲柄銷和主軸頸至曲柄臂凸肩的過渡圓角對應(yīng)力集中程度影響最大，加大圓角半徑可使圓角應(yīng)力峰值降低，故宜取大

37、，至少不能小于0.05或2.5，取=3。5.2.4 平衡重對四拐曲軸來說，作用在第1、2拐和第3、4拐上的離心慣性力互成力偶。這兩個力偶大小相等、方向相反，所以從整體上講是平衡的，但是這兩個力偶卻還是作用在曲袖上了，曲軸這兩個對稱力偶的作用下可能發(fā)生彎曲變形。由于曲軸是安裝在機體的主軸承中的，所以曲軸發(fā)生彎曲變形時上述力偶就將也部分地作用在機體上，使機體承受附加彎曲力偶的作用，尤其是在此情況下主軸承的工作條件也要變壞。安裝平衡重，改善曲軸本身和機體的受力情況，尤其改善了主軸承的工作條件。設(shè)計時，平衡重對主軸承工作情況的影響是利用主軸頸載荷圖來進行估算的。沒有平衡重時，由于離心慣性力的影響，主軸

38、頸表面所受載荷的分布可能很不均勻，一部分軸頸表面所受載荷很大，但另一部分軸頸表面卻完全不承受載荷。通過安裝平衡重可以抵消一部分離心慣性力，從而使軸頸表面的載荷分布比較均勻些，與此同時軸頸和軸承表面的平均載荷也可以相應(yīng)下降。它意味著軸頸的磨損也可以比較均勻，而不是集中磨一處，防止因偏磨而很決失圓損壞10。設(shè)計平衡重時，應(yīng)盡可能使平衡重的重心遠離曲軸旋轉(zhuǎn)中心，即用較輕的重量達到較好的效果，以便盡可能減輕曲軸重量。平衡重的徑向尺寸和厚度以不碰活塞裙底和連桿大頭能通過為限度。將平衡重與曲軸鑄成一體，時加工較簡單，并且工作可靠。5.2.5 油孔的位置和尺寸為保證曲軸軸承工作可靠，對它們必需有充分的潤滑。

39、曲軸中油道的尺寸和布置直接影響它的強度和剛度，同時也影響軸承工作的可靠性。潤滑油一般從機體上的主油道通過主軸承的上軸瓦引入。從主軸頸向曲柄銷供油采用斜油道，主軸頸上的油孔入口應(yīng)保證向曲柄銷供油足夠充分，曲柄銷上油孔的出口應(yīng)設(shè)在負荷較低區(qū)，用以提高向曲柄銷的供油能力。曲柄銷油孔選擇在曲拐平面運轉(zhuǎn)前方的范圍內(nèi)。由于油道位于曲拐平面內(nèi)，油道出口處應(yīng)力集中現(xiàn)象嚴重，當(dāng)油道中心線與軸頸中心線的夾角時，最大應(yīng)力增加很快，因此油孔設(shè)在小于處10。油道的孔徑一般在左右，取為4。5.2.6 曲軸兩端的結(jié)構(gòu)曲軸上帶動輔助系統(tǒng)的正時齒輪和皮帶輪一般裝在曲軸的前端，因為結(jié)構(gòu)簡單，維修方便。發(fā)動機的配氣機構(gòu)也是由曲軸自

40、由端驅(qū)動。這是應(yīng)為曲軸自由端的軸頸允許較細，可以采用節(jié)圓直徑小的齒輪，消除扭轉(zhuǎn)振動的減振器裝在曲軸前端，因為這里的振幅最大。在曲軸自由端從曲軸箱伸出去額地方必須考慮密封。一方面防止曲軸箱中的機油由這里漏出去，另一方面也防止外面的塵土等進入。密封是用甩油環(huán)和密封裝置所組成，密封裝置可以是密封圈，也可以是螺紋迷宮槽。所謂迷宮槽是在軸上或在曲軸箱的對應(yīng)孔壁上制出螺紋，螺紋的螺旋方向與軸的螺旋方向相反。當(dāng)機油漏入軸與孔之間的間隙中時，依靠機油的粘性和螺紋，把機油像個螺母一樣地退了回去，不使它漏出機體外17。曲軸后端（功率輸出端）設(shè)有法蘭，飛輪與后端用螺栓和定位銷連接。螺栓應(yīng)擰得足夠緊，以便能夠依靠飛輪

41、與法蘭之間的摩擦力矩傳輸出曲軸的最大轉(zhuǎn)矩。定位銷用來保證重裝飛輪時保持飛輪與曲軸的裝配位置。故定位銷的布置是不對稱的或只有一個。這種連接方式結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠。為了提高曲軸的扭轉(zhuǎn)剛度，從最后一道主軸承到飛輪法蘭這一軸段應(yīng)該盡量粗短13。5.2.7 曲軸的止推曲軸由于受熱膨脹而伸長或受斜齒輪即離合器等的軸向力會產(chǎn)生軸向移動，為了控制發(fā)動機在工作時曲軸的軸向竄動，在曲軸上設(shè)置有軸向定位裝置，同時為了保證曲軸在受熱膨脹時有一定的自由伸長量，所以曲軸上只能有一處軸向定位。從降低曲軸和機體加工尺寸鏈精度要求出發(fā)，止推軸承設(shè)在中間主軸承的兩邊。在第三主軸頸處設(shè)置軸向止推片，止推片為四片。曲軸軸向間隙應(yīng)保持

42、，其它各主軸承端面間隙應(yīng)保證曲軸受熱伸長時能自由延伸。5.3 曲軸的疲勞強度校核由于曲軸工作時承受交變載荷，它的破壞往往都由疲勞產(chǎn)生，因此，需要進行疲勞驗算。由于實際的曲軸是一個多支承的靜不定系統(tǒng)，理論上應(yīng)按照連續(xù)梁的概念來求解支承彎矩和支反力，因為它考慮了支承的彈性安裝不同心度以及支座彎矩等因素對曲軸應(yīng)力的影響。連續(xù)梁計算方法為：把曲軸簡化為支承在剛性支承上的圓柱形連續(xù)直梁，根據(jù)連續(xù)梁支承處偏轉(zhuǎn)角相等的變形協(xié)調(diào)條件，推導(dǎo)出各支承偏轉(zhuǎn)角變化總和為零的連續(xù)方程，這種方法在各單位曲拐長度相等的情況下認為它們的剛度相等，免去繁雜的曲拐剛度計算，同時又由于不考慮支座彈性等，得到三彎矩方程，借助三彎矩方

43、程進行計算，得各支承處在曲拐平面和曲拐平面的垂直面內(nèi)的彎矩，然后把第支承和第支承點處的主軸頸截面的彎矩（曲拐平面內(nèi)）、（曲拐平面的垂直面內(nèi)）和、作為載荷加到圖5.2中的曲拐受力模型上，再根據(jù)此新模型確定各支反力、各危險截面的內(nèi)力矩，進而計算各名義應(yīng)力17。5.3.1 作用于單元曲拐上的力和力矩1、計算公式及其推導(dǎo)如圖5.2所示，把曲軸簡化為等圓截面梁，且由于假設(shè)各軸頸按等高度剛性點支承，即不考慮支座彈性及加工形成的不同軸度，以集中方式加載，且各拐集中力作用在各曲柄銷中央，平衡重離心力作用在平衡塊寬度中，為了保持轉(zhuǎn)換前后的一致，需在鉸鏈處作用彎矩，再根據(jù)支承二端轉(zhuǎn)角相等的變形協(xié)調(diào)條件，保證各中間

44、支承的連續(xù)性。由材料力學(xué)知：在支承處左端梁轉(zhuǎn)角和右端梁轉(zhuǎn)角為（若）： （5.1） （5.2）由變形協(xié)調(diào)條件=，圖5.2 連續(xù)梁受力圖=又因為，所以 （5.3）設(shè)第一支承和最后一個支承處的彎矩為零，即。上式中包含，三個支承處的內(nèi)彎矩，故稱三彎矩方程。連續(xù)梁有多少個內(nèi)支承就可以建立多少各這樣的三彎矩方程，以此可求出支承處的內(nèi)彎矩18。2、曲拐平面內(nèi)支承彎矩計算已知=28+25.11+18.082=89.27，當(dāng)=2，=3，=4時，由式（5.3）得三彎矩方程組（5.4）： （5.4）根據(jù)表2.2四缸機工作循環(huán)表，參照表3.6知如表5.1所示。將、分別代入方程組，得工況下各支承處的彎矩如表5.2所示。

45、同理根據(jù)表5.3各工況下載荷計算曲拐平面的垂直平面內(nèi)彎矩，計算結(jié)果如表5.4所示。求得各支承彎矩后，就可用圖5.3所示的模型來計算各個支座的支反力。圖5.3 支反力計算模型得到支反力表達式如下： （5.5） （5.6）式中：作用在曲柄銷上的徑向力；作用在曲柄銷上的切向力； 連桿旋轉(zhuǎn)質(zhì)量、曲柄銷、曲柄臂的總的離心慣性力； 5.3.2 名義應(yīng)力的計算應(yīng)力計算的任務(wù)是求出曲拐上曲柄銷圓角處的名義應(yīng)力幅、和名義應(yīng)力的平均值、。由于疲勞破壞總是發(fā)生在曲柄臂截面上，扭轉(zhuǎn)疲勞破壞總是發(fā)生在軸頸上，因此彎曲和扭轉(zhuǎn)時的名義應(yīng)力應(yīng)分別取為曲柄臂中央截面和曲柄銷軸頸橫截面上的彎曲和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力17。一般情況，四缸機是在

46、第二、三缸受到最大爆發(fā)壓力作用時曲軸所受的應(yīng)力最大，現(xiàn)選擇對第三缸曲拐進行名義應(yīng)力計算：曲軸材料：QT900-2，極限強度，對稱循環(huán)彎曲疲勞極限，對稱循環(huán)扭轉(zhuǎn)疲勞極限，單拐計算模型見圖5.4。圖5.4 單拐計算模型181、彎曲應(yīng)力 首先由表5.5和圖5.3可知，最大支反力，對應(yīng)的支承彎矩，最小支反力，對應(yīng)的支承彎矩，然后計算曲拐平面內(nèi)曲柄臂中央處彎矩，彎矩最大值為： （5.7）彎矩最小值為： （5.8）曲柄臂抗彎截面模量為： （5.9）圓角名義彎曲應(yīng)力為： （5.10）最后得到，圓角彎曲應(yīng)力幅和平均應(yīng)力為： （5.11） （5.12）5.4 本章小結(jié)本章首先分析了曲軸的工作條件和設(shè)計要求，在合

47、理選擇材料的基礎(chǔ)上，對曲軸的各個部分進行結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計，并進行有關(guān)的尺寸校核，使其符合實際加工的要求，還對曲軸的一些細節(jié)進行了設(shè)計，如油孔的位置以及曲軸的軸向定位等問題，給予了合理的解釋，最后對曲軸進行了疲勞強度校核。位移x（mm）速度v（m/s）加速度a（m/s²）氣缸內(nèi)氣體壓力P（bar）氣體力Pg(N)往復(fù)慣性力Pj(N)合力F（N）連桿力FL（N）側(cè)壓力FN（N）切向力Ft（N）徑向力Fk(N)單缸輸出轉(zhuǎn)矩M（N·m）總轉(zhuǎn)矩M（N·m）-3600.00 0.00 0.00 5017.86 2.962035.83 -9759.75 -7723.92 -772

48、3.92 0.00 0.00 -7723.92 0.00 0.00 -3570.97 0.11 1.04 5005.94 2.841911.19 -9736.56 -7825.37 -7826.50 -132.71 -542.08 -7807.70 -32.52 432.50 -3541.94 0.43 2.08 4970.27 2.651713.84 -9667.17 -7953.34 -7957.90 -269.51 -1099.39 -7881.60 -65.96 885.55 -3512.91 0.98 3.11 4911.10 2.41454.16 -9552.10 -8097.93

49、 -8108.36 -410.97 -1672.71 -7933.95 -100.36 1367.22 -3483.86 1.73 4.13 4828.89 2.151194.49 -9392.18 -8197.69 -8216.35 -553.48 -2245.78 -7903.47 -134.75 1831.35 -3454.81 2.70 5.12 4724.21 1.991028.30 -9188.60 -8160.29 -8189.14 -686.72 -2775.36 -7704.50 -166.52 2225.29 -3425.75 3.87 6.09 4597.86 1.949

50、76.37 -8942.83 -7966.47 -8006.70 -801.64 -3224.18 -7328.84 -193.45 2494.78 -3396.67 5.23 7.04 4450.74 1.86893.27 -8656.68 -7763.41 -7816.28 -907.56 -3629.44 -6922.53 -217.77 2625.16 -3367.57 6.80 7.95 4283.92 1.84872.50 -8332.23 -7459.73 -7525.36 -991.71 -3940.12 -6411.44 -236.41 2645.76 -3338.46 8.54 8.82 4098.61 1.87903.66 -7971.80 -7068.14 -7145.87 -1051.11 -4145.41 -5820.57 -248.72 2587.09 -3309.32 10.47 9.65 3896.14 1.89924.43 -7578.00 -6653.56 -6742.63 -1092.31 -4272.75 -5216.00 -256.