曲柄连杆机构受力分析

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五、曲轴轴颈和轴承的负荷 1，曲柄销负荷矢量固
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2．连杆轴承负荷矢量固
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第二章 曲柄连杆机构受力分析
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第二章 曲柄连杆机构受力分析
本章分析曲柄连杆机构的运动规律和作用在主要 零件上的力，作为分析计算强度、刚度、振动和磨损 问题的依据。 第一节 曲柄连杆机构运动学
一、中心曲柄连杆机构
1．活塞位移
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2．活塞速度、最大活塞速度和平均活塞速度
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Vmax和Vm是影响活塞和气缸磨损的重要指标。 3.活塞加速度、最大加速度
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扭矩不均匀度μ 扭矩不均匀度用来评价发动机曲轴输出扭矩变 化的均匀程度。通常按发动机的最大功率工况计算。 ∑Mmax-∑Mmin μ= ———————— ∑Mm ∑Mmax、∑Mmin 、∑Mm 为输出扭矩的最大、最小和 平均值。
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影响扭矩不均匀度的因素： 1、对于同一台发动机，μ值随工况而变化，标定工况 下的μ值最小，往复惯性力仅影响上式分子，而平均 扭矩与示功图有关。 2、对于不同的发动机，μ值的大小取决于发动机的行 程数，气缸数，转速，气体压力，往复运动质量，曲 柄排列载型式，气缸夹角和发火顺序。 一般转速，功率相同时，二行程发动机较四行程发动 机μ值为小，相同类型的发动机气缸数越多μ值越小。
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多缸发动机曲轴的输出扭矩。
多缸发动机各个缸的工作情况稍有不同，但可 近似地用其中一个气缸的扭矩曲线来求多发动机的 合成扭矩曲线。 先在一个循环周期内绘制第一缸的扭矩曲线， 再按发火相位差绘制第2、3、．．．．．．缸的扭 矩曲线，并放在第一缸的扭矩曲线与之相应的曲轴 转角的位置，然后求出同一曲轴转角的各个气缸的 扭矩曲线纵坐标的代数和，即得到多缸发动机的合 成扭矩。 根椐各种曲轴转角时的每个主轴颈上的累计扭 矩值，即可确定受力情况最为严重的曲柄及其所位 23 于的曲轴转角。
3．发动机指示功率和平均指示压力
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计算精度的判断： 根据发动机曲轴的输出扭矩曲线得到的平均扭 矩∑Mm应于公式∑Mm=9549．3Pi/n得到的平均扭矩 值之误差不得大于±2%。Ni为工作过程计算得到的 指标功率。
多缸发动机曲轴的输出扭矩最大值∑Mmax一般 发生在位于曲轴中间的各个主轴颈（而不是靠近功 率输出端的主轴颈上）
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4．连杆的运动
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二、偏心曲柄连杆机构
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实用上的偏心曲柄连杆机构有图2—3所示三种。 图中a，活塞销中心向主推力边偏置是为了减轻活塞 对气缸壁的敲击，多用于汽油机。图中b，活塞销中 心向次推力边偏置，多用于柴油机。柴油机用中心曲 柄连杆机构可能发生这详的情况：次推力边顶环隙不 结碳，而主推力边严重结碳，导致活塞环粘着。若将 活塞销向次推力边偏置一个小距离，运行中可使主推 力边边活塞顶岸与缸壁问的间隙比燃烧开始时的值变 小，从而改善导热，减轻了主推力边的热负荷，使顶 环隙整个圆周上不结碳。图中c曲轴中心与气缸中心 线偏置的曲柄连杆偏置机构，上、下止点的曲柄转角 分别为：
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第二节 曲柄连杆机构上的作用力 一、气体压力
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二、惯性力
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1．往复惯性力
2．旋转惯性力
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三、作用在曲柄连杆机构上的力
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四、发动机的扭矩 1．单缸扭矩
发动机的翻倒力矩M’
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2．多缸机扭矩、各主轴颈和曲柄销扭矩 知道了单缸扭短在一个循环的变化规律,考虑 各缸的着火间隔角将各缸扭矩作移相叠加就得多缸 扭矩。