柴油機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)虛擬運(yùn)動(dòng)仿真

《柴油機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)虛擬運(yùn)動(dòng)仿真》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《柴油機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)虛擬運(yùn)動(dòng)仿真（67頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、2009屆機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 第1章 緒 論 1.1虛擬樣機(jī)仿真發(fā)展簡(jiǎn)史 虛擬樣機(jī)技術(shù)是上世紀(jì)80年逐漸興起、基于計(jì)算機(jī)技術(shù)的一個(gè)新概念。它是建立在計(jì)算機(jī)上的原型系統(tǒng)或子系統(tǒng)模型，它在一定程度上具有與物理樣機(jī)相當(dāng)?shù)墓δ苷鎸?shí)度。利用虛擬樣機(jī)代替物理樣機(jī)來(lái)對(duì)其候選設(shè)計(jì)的各種特性進(jìn)行測(cè)試和評(píng)價(jià)。虛擬樣機(jī)設(shè)計(jì)環(huán)境是模型、仿真和仿真者的一個(gè)集合，它主要用于引導(dǎo)產(chǎn)品從思想到樣機(jī)的設(shè)計(jì)，強(qiáng)調(diào)子系統(tǒng)的優(yōu)化與組合，而不是實(shí)際的硬件系統(tǒng)。從國(guó)內(nèi)外對(duì)虛擬樣機(jī)技術(shù)的研究可以看出，虛擬樣機(jī)技術(shù)的概念還處于發(fā)展的階段，在不同應(yīng)用領(lǐng)域中存在不同定義。 虛擬樣機(jī)技術(shù)不僅是計(jì)算機(jī)技術(shù)在工程領(lǐng)域

2、的成功應(yīng)用，更是一種全新的機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計(jì)理念。與傳統(tǒng)的仿真分析相比，傳統(tǒng)的仿真是針對(duì)單個(gè)子系統(tǒng)的仿真，而虛擬樣機(jī)技術(shù)則是強(qiáng)調(diào)整體的優(yōu)化，它通過(guò)虛擬整機(jī)與虛擬環(huán)境的融合，對(duì)產(chǎn)品多種設(shè)計(jì)方案進(jìn)行測(cè)試、評(píng)估，并不斷改進(jìn)設(shè)計(jì)方案，直到獲得最優(yōu)的整機(jī)性能。另一方面，傳統(tǒng)的產(chǎn)品設(shè)計(jì)方法是一個(gè)串行的過(guò)程，各子系統(tǒng)的設(shè)計(jì)都是獨(dú)立的，忽略了各子系統(tǒng)之間的動(dòng)態(tài)交互與協(xié)同求解，因此設(shè)計(jì)的不足往往到產(chǎn)品開(kāi)發(fā)的后期才被發(fā)現(xiàn)，造成嚴(yán)重浪費(fèi)。運(yùn)用虛擬樣機(jī)技術(shù)可以快速地建立包括控制系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)、氣動(dòng)系統(tǒng)在內(nèi)的多體動(dòng)力學(xué)虛擬樣機(jī)，實(shí)現(xiàn)產(chǎn)品的并行設(shè)計(jì)，可在產(chǎn)品設(shè)計(jì)初期及時(shí)發(fā)現(xiàn)問(wèn)題、解決問(wèn)題，把系統(tǒng)的測(cè)試分析作為整個(gè)產(chǎn)品設(shè)計(jì)過(guò)程的

3、驅(qū)動(dòng)[10]。 1.2 虛擬樣機(jī)技術(shù)的應(yīng)用范圍 虛擬樣機(jī)技術(shù)已被廣泛應(yīng)用在航空航天、汽車(chē)制造、工程機(jī)械、鐵道、造船、軍事裝備、機(jī)械電子，以及娛樂(lè)設(shè)備等各個(gè)領(lǐng)域。虛擬樣機(jī)技術(shù)在工程機(jī)械領(lǐng)域可應(yīng)用的方面有：履帶式和輪式車(chē)輛穩(wěn)定性、操作性能研究，液壓系統(tǒng)、牽引設(shè)備性能預(yù)測(cè)，推土機(jī)、挖掘機(jī)、林業(yè)機(jī)械等動(dòng)態(tài)性能研究，零部件和發(fā)動(dòng)機(jī)載荷預(yù)測(cè)與尺寸確定，駕駛員視野研究，預(yù)測(cè)挖掘機(jī)所需要的功率，工作效率研究，可靠性分析等。 1.3 設(shè)計(jì)研究的主要內(nèi)容 對(duì)內(nèi)燃機(jī)運(yùn)行過(guò)程中曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析進(jìn)行深入研究，其主要的研究?jī)?nèi)容有： （1）對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析，分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)中各種力的作用情

4、況，并根據(jù)這些力對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要零部件進(jìn)行強(qiáng)度、剛度等方面的計(jì)算和校核，以便達(dá)到設(shè)計(jì)要求； （2）分析曲柄連桿機(jī)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(jì)要求，進(jìn)行合理選材，確定出主要的結(jié)構(gòu)尺寸，并進(jìn)行相應(yīng)的尺寸檢驗(yàn)校核，以符合零件實(shí)際加工的要求； （3）應(yīng)用UG軟件對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的零件分別建立實(shí)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(yīng)的連接關(guān)系，最后裝配成完整的機(jī)構(gòu)，并進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真。 （4）應(yīng)用UG軟件將零件模型圖轉(zhuǎn)化為相應(yīng)的工程圖，并結(jié)合使用AutoCAD軟件，系統(tǒng)地反應(yīng)各類信息，以便實(shí)現(xiàn)對(duì)機(jī)構(gòu)的進(jìn)一步精確設(shè)計(jì)和檢驗(yàn)。 1.4本課題的意義 曲柄連桿機(jī)構(gòu)

5、是發(fā)動(dòng)機(jī)的傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的機(jī)構(gòu)，通過(guò)它把活塞的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)并輸出動(dòng)力。通過(guò)設(shè)計(jì)，確定發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)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(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析、材料的選取等，以滿足實(shí)際生產(chǎn)的需要。 為了真實(shí)全面地了解機(jī)構(gòu)在實(shí)際運(yùn)行工況下的運(yùn)動(dòng)特性，本文采用了仿真技術(shù)，針對(duì)機(jī)構(gòu)可以更直觀清晰地了解曲柄連桿機(jī)構(gòu)在運(yùn)行過(guò)程中的受力狀態(tài)，便于進(jìn)行精確計(jì)算，對(duì)進(jìn)一步研究發(fā)動(dòng)機(jī)的平衡與振動(dòng)、發(fā)動(dòng)機(jī)增壓的改造等均有較為實(shí)用的應(yīng)用價(jià)值。 第2章 曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析 研究曲柄連桿機(jī)構(gòu)的受力，關(guān)鍵在于分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)中各種力的作用情況，并根

6、據(jù)這些力對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的主要零件進(jìn)行強(qiáng)度、剛度、磨損等方面的分析、計(jì)算和設(shè)計(jì)，以便達(dá)到發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速的要求。 2.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的類型及方案選擇 內(nèi)燃機(jī)中采用曲柄連桿機(jī)構(gòu)的型式很多，按運(yùn)動(dòng)學(xué)觀點(diǎn)可分為三類，即:中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)、偏心曲柄連桿機(jī)構(gòu)和主副連桿式曲柄連桿機(jī)構(gòu)。 1、中心曲柄連桿機(jī)構(gòu) 其特點(diǎn)是氣缸中心線通過(guò)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(jī)構(gòu)在內(nèi)燃機(jī)中應(yīng)用最為廣泛。一般的單列式內(nèi)燃機(jī)，采用并列連桿與叉形連桿的V形內(nèi)燃機(jī)，以及對(duì)置式活塞內(nèi)燃機(jī)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)都屬于這一類。 2、偏心曲柄連桿機(jī)構(gòu) 其特點(diǎn)是氣缸中心線垂直于曲軸的回轉(zhuǎn)中心線，但不通過(guò)

7、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(jī)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(shí)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(jī)構(gòu) 其特點(diǎn)是內(nèi)燃機(jī)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(xiāo)上，而是通過(guò)副連桿銷(xiāo)裝在主連桿的大頭上，形成了“關(guān)節(jié)式”運(yùn)動(dòng)，所以這種機(jī)構(gòu)有時(shí)也稱為“關(guān)節(jié)曲柄連桿機(jī)構(gòu)”。在關(guān)節(jié)曲柄連桿機(jī)構(gòu)中，一個(gè)曲柄可以同時(shí)帶動(dòng)幾套副連桿和活塞，這種結(jié)構(gòu)可使內(nèi)燃機(jī)長(zhǎng)度縮短，結(jié)構(gòu)緊湊，廣泛的應(yīng)用于大功率的坦克和機(jī)車(chē)用V形內(nèi)燃機(jī)。 經(jīng)過(guò)比較，本設(shè)計(jì)的型式選擇為

8、中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)。 2.2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué) 中心曲柄連桿機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖2.1所示，圖2.1中氣缸中心線通過(guò)曲軸中心O，OB為曲柄，AB為連桿，B為曲柄銷(xiāo)中心，A為連桿小頭孔中心或活塞銷(xiāo)中心。 當(dāng)曲柄按等角速度旋轉(zhuǎn)時(shí)，曲柄OB上任意點(diǎn)都以O(shè)點(diǎn)為圓心做等速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，活塞A點(diǎn)沿氣缸中心線做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，連桿AB則做復(fù)合的平面運(yùn)動(dòng)，其大頭B點(diǎn)與曲柄一端相連，做等速的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，而連桿小頭與活塞相連，做往復(fù)運(yùn)動(dòng)。在實(shí)際分析中，為使問(wèn)題簡(jiǎn)單化，一般將連桿簡(jiǎn)化為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個(gè)集中質(zhì)量，認(rèn)為它們分別做旋轉(zhuǎn)和往復(fù)運(yùn)動(dòng)，這樣就不需要對(duì)連桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律進(jìn)行單獨(dú)研究。 圖2.1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)

9、簡(jiǎn)圖 活塞做往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)，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(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)以及發(fā)動(dòng)機(jī)整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)規(guī)律的主要任務(wù)就是研究活塞的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。 2.2.1 活塞位移 假設(shè)在某一時(shí)刻，曲柄轉(zhuǎn)角為，并按順時(shí)針?lè)较蛐D(zhuǎn)，連桿軸線在其運(yùn)動(dòng)平面內(nèi)偏離氣缸軸線的角度為，如圖2.1 所示。 當(dāng)=時(shí)，活塞銷(xiāo)中心A在最上面的位置A1，此位置稱為上止點(diǎn)。當(dāng)=180時(shí)，A點(diǎn)在最下面的位置A2，此位置稱為下止點(diǎn)。 此時(shí)活塞的位移x為: 式（2.1） 式中：—連桿比。（取值小于等于三分之一） 式（2.1）可進(jìn)一步簡(jiǎn)化，由圖

10、2.1可以看出： 即 又由于 式（2.2） 將式（2.2）帶入式（2.1）得： x= 式（2.3） 式（2.3）是計(jì)算活塞位移x的精確公式,為便于計(jì)算，可將式（2.3）中的根號(hào)按牛頓二項(xiàng)式定理展開(kāi)，得： … 考慮到≤ 1∕3，其二次方以上的數(shù)值很小，可以忽略不計(jì)。只保留前兩項(xiàng)，則 式（2.4） 將式（2.4）帶入式（2.3）得

11、 式（2.5） 2.2.2 活塞的速度 將式（2.5）對(duì)時(shí)間微分，便可求得活塞速度得近似公式為： 式（2.6） 從式（2.6）可以看出，活塞速度可視為由與兩部分簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)所組成。 當(dāng)或時(shí)，活塞速度為零，活塞在這兩點(diǎn)改變運(yùn)動(dòng)方向。當(dāng)時(shí)，，此時(shí)活塞得速度等于曲柄銷(xiāo)中心的圓周速度。 2.2.3 活塞的加速度 將式（2.6）對(duì)時(shí)間微分，可求得活塞加速度的近似值為： 式（2.7） 因此，活塞加速度也可以視為兩個(gè)簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)加速度之和，即由與兩部分組成。 2.3 曲柄連桿機(jī)構(gòu)中的作用力 作用于曲柄連桿機(jī)構(gòu)的力分為：缸內(nèi)氣

12、壓力、運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的慣性力、摩擦阻力和作用在發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸上的負(fù)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(shí)把摩擦阻力忽略不計(jì)。而負(fù)載阻力與主動(dòng)力處于平衡狀態(tài)，無(wú)需另外計(jì)算，因此主要研究氣壓力和運(yùn)動(dòng)質(zhì)量慣性力變化規(guī)律對(duì)機(jī)構(gòu)構(gòu)件的作用。計(jì)算過(guò)程中所需的相關(guān)數(shù)據(jù)參照EA1113柴油機(jī)，如附表1所示。 2.3.1 氣缸內(nèi)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 式（2.8） 式中：—活塞上的氣體作用力，； —缸內(nèi)絕對(duì)壓力，； —大

13、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、下兩面的空間內(nèi)氣體壓力差，對(duì)于四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)來(lái)說(shuō)，一般取=0.1，,對(duì)于缸內(nèi)絕對(duì)壓力，在發(fā)動(dòng)機(jī)的四個(gè)沖程中[9]，計(jì)算結(jié)果如表2.1所示： 則由式（2.8）計(jì)算氣體壓力如表2.2所示。 表2.1 缸內(nèi)絕對(duì)壓力計(jì)算結(jié)果 四個(gè)沖程終點(diǎn)壓力 計(jì)算公式 計(jì)算結(jié)果/ 進(jìn)氣終點(diǎn)壓力 0.08 壓縮終點(diǎn)壓力 1.46 膨脹終點(diǎn)壓力 0.45 排氣終點(diǎn)壓力 0.115 注：—平均壓縮指數(shù)，=1.321.38；—壓縮比，=9.3；

14、—平均膨脹指數(shù)，=1.21.30；；—最大爆發(fā)壓力，=35，取=4.5；此時(shí)壓力角=，取=。 表2.2 氣壓力計(jì)算結(jié)果 四 個(gè) 沖 程 / 進(jìn)氣終點(diǎn) 77.23 壓縮終點(diǎn) -102.97 膨脹終點(diǎn) 7001.933 排氣終點(diǎn) 1801.968 2.3.2 機(jī)構(gòu)的慣性力 慣性力是由于運(yùn)動(dòng)不均勻而產(chǎn)生的，為了確定機(jī)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(yùn)動(dòng)學(xué)中已經(jīng)知道，現(xiàn)在需要知道質(zhì)量分布。實(shí)際機(jī)構(gòu)質(zhì)量分布很復(fù)雜，必須加以簡(jiǎn)化。為此進(jìn)行質(zhì)量換算。 1、機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)件的質(zhì)量換算 質(zhì)量換算的原則是保持系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)等效性。質(zhì)量換算的目的是計(jì)算零件的運(yùn)動(dòng)質(zhì)量

15、，以便進(jìn)一步計(jì)算它們?cè)谶\(yùn)動(dòng)中所產(chǎn)生的慣性力。 （1）連桿質(zhì)量的換算 連桿是做復(fù)雜平面運(yùn)動(dòng)的零件。為了方便計(jì)算，將整個(gè)連桿（包括有關(guān)附屬零件）的質(zhì)量用兩個(gè)換算質(zhì)量和來(lái)代換，并假設(shè)是集中作用在連桿小頭中心處，并只做往復(fù)運(yùn)動(dòng)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(yùn)動(dòng)的質(zhì)量，如圖2.2所示： 圖2.2 連桿質(zhì)量的換算簡(jiǎn)圖 為了保證代換后的質(zhì)量系統(tǒng)與原來(lái)的質(zhì)量系統(tǒng)在力學(xué)上等效，必須滿足下列三個(gè)條件： ① 連桿總質(zhì)量不變，即。 ② 連桿重心的位置不變，即。 ③ 連桿相對(duì)重心G的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量不變，即。 其中，連桿長(zhǎng)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：

16、 用平衡力系求合力的索多邊形法[9]求出重心位置。將連桿分成若干簡(jiǎn)單的幾何圖形，分別計(jì)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(gè)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 （2）往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)部分的質(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(yùn)動(dòng)的。它們的質(zhì)量可以看作是集中在活塞銷(xiāo)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(yùn)動(dòng)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(shí)，曲柄銷(xiāo)和一部分曲

17、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(jì)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(gè)曲柄臂的質(zhì)量，； —曲柄臂質(zhì)心位置與曲拐中心的距離，。 曲軸換算質(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 由上述換算方法計(jì)算得： 往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)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(jī)構(gòu)的慣性力 把曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)件的質(zhì)量簡(jiǎn)化為二質(zhì)量和后，這些質(zhì)量的慣性力可以從運(yùn)動(dòng)條件求出，歸結(jié)為兩個(gè)力。往復(fù)質(zhì)量的往復(fù)慣性力

18、和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的旋轉(zhuǎn)慣性力。 （1）往復(fù)慣性力 式（2.9） 式中：—往復(fù)運(yùn)動(dòng)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（2.9）前的負(fù)號(hào)表示方向與活塞加速度的方向相反。 其中曲柄的角速度為： 式（2.10） 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=0.25~0.315，取=0.27，參照附錄表2：四缸機(jī)工作循環(huán)表，將每一工況的曲軸

19、轉(zhuǎn)角代入式（2.9），計(jì)算得往復(fù)慣性力，結(jié)果如表2.3所示： 表2.3 往復(fù)慣性力計(jì)算結(jié)果 四 個(gè) 沖 程 / 進(jìn)氣終點(diǎn) -10519.68 壓縮終點(diǎn) 6324.5 膨脹終點(diǎn) -10519.68 排氣終點(diǎn) 6324.51 （2）旋轉(zhuǎn)慣性力 式（2.11） 3、作用在活塞上的總作用力 由前述可知，在活塞銷(xiāo)中心處，同時(shí)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

20、 式（2.12） 計(jì)算結(jié)果如表2.4所示。 表2.4作用在活塞上的總作用力 四個(gè)沖程 氣壓力/ 往復(fù)慣性力/ 總作用力/ 進(jìn)氣終點(diǎn) 77.23 壓縮終點(diǎn) -102.97 6324.5 膨脹終點(diǎn) 7001.933 排氣終點(diǎn) 1801.968 6324.5 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(gè)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。 圖2.5 作用在機(jī)構(gòu)上的

21、力和力矩 沿連桿的作用力為： 式（2.13） 而側(cè)向力為： 式（2.14） 連桿作用力的方向規(guī)定如下：使連桿受壓時(shí)為正號(hào)，使連桿受拉時(shí)為負(fù)號(hào)，缸壁的側(cè)向力的符號(hào)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(shí)，側(cè)向力為正值，反之為負(fù)值。 當(dāng)=時(shí)，根據(jù)正弦定理，可得： 求得 將分別代入式（2.13）、式（2.14），計(jì)算結(jié)果如表2.5所示： 表2

22、.5 連桿力、側(cè)向力的計(jì)算結(jié)果 四個(gè)沖程 連桿力/ 側(cè)向力/ 進(jìn)氣終點(diǎn) 壓縮終點(diǎn) 6385.19 1436.356 膨脹終點(diǎn) 排氣終點(diǎn) 8340.237 1896.923 力通過(guò)連桿作用在曲軸的曲柄臂上，此力也分解成兩個(gè)力，即推動(dòng)曲軸旋轉(zhuǎn)的切向力，和壓縮曲柄臂的徑向力。 式（2.15） 式（2.16） 規(guī)定力和曲軸旋轉(zhuǎn)方向一致為正，力指向曲軸為正。 求得切向力、徑向力見(jiàn)如表2.6所示: 表2.6 切

23、向力、徑向力的計(jì)算結(jié)果 四個(gè)沖程 切向力/ 徑向力/ 進(jìn)氣終點(diǎn) 壓縮終點(diǎn) 1811.355 6122.8789 膨脹終點(diǎn) 排氣終點(diǎn) 2365.96 7997.61 2.4 本章小結(jié) 本章首先分析了曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)情況，重點(diǎn)分析了活塞的運(yùn)動(dòng)，在此基礎(chǔ)上分析了每個(gè)工作過(guò)程的氣體壓力變化情況，進(jìn)一步推導(dǎo)出各過(guò)程氣體力的理論計(jì)算公式，進(jìn)行了機(jī)構(gòu)中運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的換算，并根據(jù)EA113型柴油機(jī)的具體結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算出了各過(guò)程的氣體力，為后面章節(jié)的動(dòng)力仿真提供了理論數(shù)據(jù)的依據(jù)。 第3章

24、活塞組的設(shè)計(jì) 3.1 活塞的設(shè)計(jì) 活塞組包括活塞、活塞銷(xiāo)和活塞環(huán)等在氣缸里作往復(fù)運(yùn)動(dòng)的零件，它們是發(fā)動(dòng)機(jī)中工作條件最嚴(yán)酷的組件。發(fā)動(dòng)機(jī)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(jì)要求 1、活塞的機(jī)械負(fù)荷 在發(fā)動(dòng)機(jī)工作中,活塞承受的機(jī)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(jī)械載荷的作用下，活塞各部位承受了不同的應(yīng)力：活塞頂部承受動(dòng)態(tài)彎曲應(yīng)力；活塞銷(xiāo)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(jī)械負(fù)荷，設(shè)計(jì)活塞時(shí)要求各處有合適的壁厚和合理的形狀，即在保證足夠的強(qiáng)度

25、、剛度前提下，結(jié)構(gòu)要盡量簡(jiǎn)單、輕巧，截面變化處的過(guò)渡要圓滑，以減少應(yīng)力集中。 2、活塞組的設(shè)計(jì)要求 （1）要選用熱強(qiáng)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(qiáng)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?xì)馕盏臒崃浚盐盏臒崃縿t能順利地散走； （6）在較低的機(jī)油耗條件下，保證滑動(dòng)面上有足夠的潤(rùn)滑油。 3.1.2 活塞的材料 在發(fā)動(dòng)機(jī)中，灰鑄鐵由于耐磨性、耐蝕性好

26、、膨脹系數(shù)小、熱強(qiáng)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(lái)，由于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速日益提高，工作過(guò)程不斷強(qiáng)化，灰鑄鐵活塞因此比重大和導(dǎo)熱性差兩個(gè)根本缺點(diǎn)而逐漸被鋁基輕合金活塞所淘汰。 鋁合金的優(yōu)缺點(diǎn)與灰鑄鐵正相反，鋁合金比重小，約為灰鑄鐵的1/3，結(jié)構(gòu)重量?jī)H占鑄鐵活塞的。因此其慣性小，這對(duì)高速發(fā)動(dòng)機(jī)具有重大意義。鋁合金另一突出優(yōu)點(diǎn)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(duì)汽油機(jī)來(lái)說(shuō)，采用鋁活塞還為提高壓縮比、改善發(fā)動(dòng)機(jī)性能創(chuàng)造了重要的條件。 共晶鋁硅合金是目前國(guó)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%左右的亞共晶鋁硅合金，熱膨脹系數(shù)稍大一些

27、，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(dòng)機(jī)活塞采用鋁硅合金材料鑄造而成。 3.1.3 活塞頭部的設(shè)計(jì) 1、設(shè)計(jì)要點(diǎn) 活塞頭部包括活塞頂和環(huán)帶部分，其主要功用是承受氣壓力，并通過(guò)銷(xiāo)座把它傳給連桿，同時(shí)與活塞環(huán)一起配合氣缸密封工質(zhì)。因此，活塞頭部的設(shè)計(jì)要點(diǎn)是： （1）保證它具有足夠的機(jī)械強(qiáng)度與剛度，以免開(kāi)裂和產(chǎn)生過(guò)大變形，因?yàn)榄h(huán)槽的變形過(guò)大勢(shì)必影響活塞環(huán)的正常工作； （2）保證溫度不過(guò)高，溫差小，防止產(chǎn)生過(guò)大的熱變形和熱應(yīng)力，為活塞環(huán)的正常工作創(chuàng)造良好條件，并避免頂部熱疲勞開(kāi)裂； （3）尺寸盡可能緊湊，因?yàn)橐话銐嚎s高度縮短1單位，整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)高度就可以

28、縮短單位，并顯著減輕活塞重量。而則直接受頭部尺寸的影響。 2、壓縮高度的確定 活塞壓縮高度（指銷(xiāo)孔中心到活塞頂面的距離）的選取將直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)的總高度，以及氣缸套、機(jī)體的尺寸和質(zhì)量。盡量降低活塞壓縮高度是現(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)活塞設(shè)計(jì)的一個(gè)重要原則，壓縮高度是由火力岸高度、環(huán)帶高度和上裙尺寸構(gòu)成的，即 =++ 為了降低壓縮高度，應(yīng)在保證強(qiáng)度的基礎(chǔ)上盡量壓縮環(huán)岸、環(huán)槽的高度及銷(xiāo)孔的直徑。 （1）第一環(huán)位置 根據(jù)活塞環(huán)的布置確定活塞壓縮高度時(shí)，首先須定出第一環(huán)的位置，即所謂火力岸高度。為縮小，當(dāng)然希望盡可能小，但過(guò)小會(huì)使第一環(huán)溫度過(guò)高，導(dǎo)致活塞環(huán)彈性松弛、粘結(jié)等故障。因此火力岸高度的選取原則是：在

29、滿足第一環(huán)槽熱載荷要求的前提下，盡量取得小些。一般柴油機(jī)，為活塞直徑，該發(fā)動(dòng)機(jī)的活塞標(biāo)準(zhǔn)直徑，確定火力岸高度為： （2）環(huán)帶高度 為減小活塞高度，活塞環(huán)槽軸向高度應(yīng)盡可能小，這樣活塞環(huán)慣性力也小，會(huì)減輕對(duì)環(huán)槽側(cè)面沖擊，有助于提高環(huán)槽耐久性。但太小，使制環(huán)工藝?yán)щy。在小型高速內(nèi)燃機(jī)上，一般氣環(huán)高，油環(huán)高。 該發(fā)動(dòng)機(jī)采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)稱之為壓縮環(huán)（氣環(huán)），第三環(huán)稱之為油環(huán)。取，，。 環(huán)岸的高度，應(yīng)保證它在氣壓力造成的負(fù)荷下不會(huì)破壞。當(dāng)然，第二環(huán)岸負(fù)荷要比第一環(huán)岸小得多，溫度也低，只有在第一環(huán)岸已破壞的情況下，它才可能被破壞。因此，環(huán)岸高度一般第一環(huán)最大，其它較小。實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)

30、的統(tǒng)計(jì)表明，，。 則 ， 。 因此，環(huán)帶高度。 （3）上裙尺寸 確定好活塞頭部環(huán)的布置以后，壓縮高度H1最后決定于活塞銷(xiāo)軸線到最低環(huán)槽（油環(huán)槽）的距離h1。為了保證油環(huán)工作良好，環(huán)在槽中的軸向間隙是很小的，環(huán)槽如有較大變形就會(huì)使油環(huán)卡住而失效。所以在一般設(shè)計(jì)中，選取活塞上裙尺寸一般應(yīng)使銷(xiāo)座上方油環(huán)槽的位置處于銷(xiāo)座外徑上面，并且保證銷(xiāo)座的強(qiáng)度不致因開(kāi)槽而削弱，同時(shí)也不致因銷(xiāo)座處材料分布不均引起變形，影響油環(huán)工作。 綜上所述，可以決定活塞的壓縮高度。對(duì)于柴油機(jī)，所以。

31、 。 3、活塞頂和環(huán)帶斷面 （1）活塞頂 活塞頂?shù)男螤钪饕Q于燃燒室的選擇和設(shè)計(jì)。僅從活塞設(shè)計(jì)角度，為了減輕活塞組的熱負(fù)荷和應(yīng)力集中，希望采用受熱面積最小、加工最簡(jiǎn)單的活塞頂形狀，即平頂。大多數(shù)汽油機(jī)正是采用平頂活塞，由于EA113 5V 1.6L發(fā)動(dòng)機(jī)為高壓縮比，因而采用近似于平頂?shù)幕钊?。?shí)際統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)表明，活塞頂部最小厚度，汽油機(jī)為，即。活塞頂接受的熱量，主要通過(guò)活塞環(huán)傳出。專門(mén)的實(shí)驗(yàn)表明，對(duì)無(wú)強(qiáng)制冷卻的活塞來(lái)說(shuō)，經(jīng)活塞環(huán)傳到氣缸壁的熱量占70～80%，經(jīng)活塞本身傳到氣缸壁的占10～20%，而傳給曲軸箱空氣和機(jī)油的僅占10%左右。所以活塞頂厚度應(yīng)從中央到四周逐漸加大，而且過(guò)渡圓角

32、應(yīng)足夠大，使活塞頂吸收的熱量能順利地被導(dǎo)至第二、三環(huán)，以減輕第一環(huán)的熱負(fù)荷，并降低了最高溫度。 活塞頭部要安裝活塞環(huán)，側(cè)壁必須加厚，一般取，取為6.16mm，活塞頂與側(cè)壁之間應(yīng)該采用較大的過(guò)渡圓角，一般取，取0.074為5.993mm.為了減少積炭和受熱，活塞頂表面應(yīng)光潔，在個(gè)別情況下甚至拋光。復(fù)雜形狀的活塞頂要特別注意避免尖角，所有尖角均應(yīng)仔細(xì)修圓，以免在高溫下熔化。 （2）環(huán)帶斷面 為了保證高熱負(fù)荷活塞的環(huán)帶有足夠的壁厚使導(dǎo)熱良好，不讓熱量過(guò)多地集中在最高一環(huán)，其平均值為。正確設(shè)計(jì)環(huán)槽斷面和選擇環(huán)與環(huán)槽的配合間隙，對(duì)于環(huán)和環(huán)槽工作的可靠性與耐久性十分重要。槽底圓角一般為0.2-0.5

33、mm?；钊h(huán)岸銳邊必須有適當(dāng)?shù)牡菇?，否則當(dāng)岸部與缸壁壓緊出現(xiàn)毛刺時(shí)，就可能把活塞環(huán)卡住，成為嚴(yán)重漏氣和過(guò)熱的原因，但倒角過(guò)大又使活塞環(huán)漏氣增加。一般該倒角為。 （3）環(huán)岸和環(huán)槽 環(huán)岸和環(huán)槽的設(shè)計(jì)應(yīng)保持活塞、活塞環(huán)正常工作，降低機(jī)油消耗量，防止活塞環(huán)粘著卡死和異常磨損，氣環(huán)槽下平面應(yīng)與活塞軸線垂直，以保證環(huán)工作時(shí)下邊與缸桶接觸，減小向上竄機(jī)油的可能性?；钊h(huán)側(cè)隙在不產(chǎn)生上述損傷的情況下愈小愈好，目前，第一環(huán)與環(huán)槽側(cè)隙一般為0.05~0.1mm，二、三環(huán)適當(dāng)小些，為0.03~0.07mm，油環(huán)則更小些，這有利于活塞環(huán)工作穩(wěn)定和降低機(jī)油消耗量，側(cè)隙確定油環(huán)槽中必須設(shè)有回油孔，并均勻地布置再主次推

34、力面?zhèn)?，回油孔?duì)降低機(jī)油消耗量有重要意義，三道活塞環(huán)的開(kāi)口間隙及側(cè)隙如表3.1所示: 表3.1 活塞環(huán)的開(kāi)口間隙及側(cè)隙 活塞環(huán) 開(kāi)口間隙/ 側(cè)隙/ 第一道環(huán) 第二道環(huán) 第三道環(huán) 活塞環(huán)的背隙比較大，以免環(huán)與槽底圓角干涉。一般氣環(huán)=0.5毫米，油環(huán)的則更大些，如圖3.1所示。 （4）環(huán)岸的強(qiáng)度校核 在膨脹沖程開(kāi)始時(shí)，在爆發(fā)壓力作用下，第一道活塞環(huán)緊壓在第一環(huán)岸上。由于節(jié)流作用，第一環(huán)岸上面的壓力比下面壓力大得多，不平衡力會(huì)在岸根產(chǎn)生很大的彎曲和剪切應(yīng)力，當(dāng)應(yīng)力值超過(guò)鋁合金在其工作溫度下的強(qiáng)度極限或疲勞極限時(shí)，岸根有可能斷裂，

35、專門(mén)的試驗(yàn)表明，當(dāng)活塞頂上作用著最高爆發(fā)壓力時(shí)，，，如圖3.2所示。 已知=4.5，則，， 圖3.1 環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及環(huán)槽結(jié)構(gòu) 圖3.2第一環(huán)岸的受力情況 環(huán)岸是一個(gè)厚、內(nèi)外圓直徑為、的圓環(huán)形板，沿內(nèi)圓柱面固定，要精確計(jì)算固定面的應(yīng)力比較復(fù)雜，可以將其簡(jiǎn)化為一個(gè)簡(jiǎn)單的懸臂梁進(jìn)行大致的計(jì)算。在通常的尺寸比例下，可假定槽底（岸根）直徑，環(huán)槽深為： 于是作用在岸根的彎矩為 式（3.1） 而環(huán)岸根斷面的抗彎斷面系數(shù)近似等于 所以環(huán)岸根部危險(xiǎn)斷面上的彎曲應(yīng)力

36、 式（3.2） 同理得剪切應(yīng)力為： 式（3.3） 接合成應(yīng)力公式為： 式（3.4） 考慮到鋁合金在高溫下的強(qiáng)度下降以及環(huán)岸根部的應(yīng)力集中，鋁合金的許用應(yīng)力，，校核合格[9]。 3.1.4 活塞裙部的設(shè)計(jì) 活塞裙部是指活塞頭部最低一個(gè)環(huán)槽以下的那部分活塞?；钊貧飧淄鶑?fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)，依靠裙部起導(dǎo)向作用，并承受由于連桿擺動(dòng)所產(chǎn)生的側(cè)壓力。所以裙部的設(shè)計(jì)要求，是保證活塞得到良好的導(dǎo)向，具有足夠的實(shí)際承壓面積，能形成足夠厚的潤(rùn)滑油膜，既不因間隙過(guò)大發(fā)生敲缸，引起噪音和加速損傷，

37、也不因間隙過(guò)小而導(dǎo)致活塞拉傷。 分析活塞在發(fā)動(dòng)機(jī)中工作時(shí)裙部的變形情況。首先，活塞受到側(cè)向力的作用。承受側(cè)向力作用的裙部表面，一般只是在兩個(gè)銷(xiāo)孔之間的弧形表面。這樣，裙部就有被壓偏的傾向，使它在活塞銷(xiāo)座方向上的尺寸增大；其次，由于加在活塞頂上的爆發(fā)壓力和慣性力的聯(lián)合作用，使活塞頂在活塞銷(xiāo)座的跨度內(nèi)發(fā)生彎曲變形，使整個(gè)活塞在銷(xiāo)座方向上的尺寸變大；再次，由于溫度升高引起熱膨脹，其中銷(xiāo)座部分因壁厚較其它部分要厚，所以熱膨脹比較嚴(yán)重。三種情況共同作用的結(jié)果都使活塞在工作時(shí)沿銷(xiāo)座方向漲大，使裙部截面的形狀變成為“橢圓”形，使得在橢圓形長(zhǎng)軸方向上的兩個(gè)端面與氣缸間的間隙消失，以致造成拉毛現(xiàn)象。在這些因素

38、中，機(jī)械變形影響一般來(lái)說(shuō)并不嚴(yán)重，主要還是受熱膨脹產(chǎn)生變形的影響比較大。 因此，為了避免拉毛現(xiàn)象，在活塞裙部與氣缸之間必須預(yù)先流出較大的間隙。當(dāng)然間隙也不能留得過(guò)大，否則又會(huì)產(chǎn)生敲缸現(xiàn)象。解決這個(gè)問(wèn)題的比較合理的方法應(yīng)該使盡量減少?gòu)幕钊^部流向裙部的熱量，使裙部的膨脹減低至最?。换钊共啃螤顟?yīng)與活塞的溫度分布、裙部壁厚的大小等相適應(yīng)。 本文采用托板式裙部，這樣不僅可以減小活塞質(zhì)量，而且裙部具有較大的彈性，可使裙部與氣缸套裝配間隙減小很多，也不會(huì)卡死。 把活塞裙部的橫斷面設(shè)計(jì)成與裙部變形相適應(yīng)的形狀。在設(shè)計(jì)時(shí)把裙部橫斷截面制成長(zhǎng)軸是在垂直與活塞銷(xiāo)中心線方向上，短軸平行于銷(xiāo)軸方向的橢圓形。常

39、用的橢圓形狀是按下列公式設(shè)計(jì)的： 式 （3.4） 式中、分別為橢圓的長(zhǎng)短軸，如圖3.3所示。 缸徑小于的裙部開(kāi)槽的活塞，橢圓度（）的大小，一般為。 圖3.3 活塞銷(xiāo)裙部的橢圓形狀 1、裙部的尺寸 活塞裙部是側(cè)壓力的主要承擔(dān)者。為保證活塞裙表面能保持住必要厚度的潤(rùn)滑油膜，其表面比壓不應(yīng)超過(guò)一定的數(shù)值。因此，在決定活塞裙部長(zhǎng)度是應(yīng)保持足夠的承壓面積，以減少比壓和磨損。 在確定裙部長(zhǎng)度時(shí)，首先根據(jù)裙部比壓最大的允許值，決定需要的最小長(zhǎng)度，然后按照結(jié)構(gòu)上的要求加以適當(dāng)修改。 裙部單位面積壓力（裙部

40、比壓）按下式計(jì)算： 式（3.5） 式中：—最大側(cè)作用力，由動(dòng)力計(jì)算求得，=2410.83 —活塞直徑，； —裙部高度，。 取。 一般發(fā)動(dòng)機(jī)活塞裙部比壓值約為，所以設(shè)計(jì)合適。 2、銷(xiāo)孔的位置 活塞銷(xiāo)與活塞裙軸線不相交，而是向承受膨脹側(cè)壓力的一面（稱為主推力面，相對(duì)的一面稱為次推力面）偏移了，這是因?yàn)?，如果活塞銷(xiāo)中心布置，即銷(xiāo)軸線與活塞軸線相交，則在活塞越過(guò)上止點(diǎn)，側(cè)壓力作用方向改變時(shí)，活塞從次推力面貼緊氣缸壁的一面突然整個(gè)地橫掃過(guò)來(lái)變到主推力面貼緊氣缸壁的另一面，與氣

41、缸發(fā)生“拍擊”，產(chǎn)生噪音，有損活塞耐久性。如果把活塞銷(xiāo)偏心布置，則能使瞬時(shí)的過(guò)渡變成分布的過(guò)渡，并使過(guò)渡時(shí)刻先于達(dá)到最高燃燒壓力的時(shí)刻，因此改善了發(fā)動(dòng)機(jī)的工作平順性。 3.2 活塞銷(xiāo)的設(shè)計(jì) 3.2.1 活塞銷(xiāo)的結(jié)構(gòu)、材料 1、活塞銷(xiāo)的結(jié)構(gòu)和尺寸 活塞銷(xiāo)的結(jié)構(gòu)為一圓柱體，中空形式，可減少往復(fù)慣性質(zhì)量，有效利用材料?；钊N(xiāo)與活塞銷(xiāo)座和連桿小頭襯套孔的連接配合，采用“全浮式”。活塞銷(xiāo)的外直徑，取，活塞銷(xiāo)的內(nèi)直徑，取活塞銷(xiāo)長(zhǎng)度，取 2、活塞銷(xiāo)的材料 活塞銷(xiāo)材料為低碳合金鋼，表面滲碳處理，硬度高、耐磨、內(nèi)部沖擊韌性好。表面加工精度及粗糙度要求極高，高溫下熱穩(wěn)定性好。 3.2.2 活

42、塞銷(xiāo)強(qiáng)度和剛度計(jì)算 由運(yùn)動(dòng)學(xué)知，活塞銷(xiāo)表面受到氣體壓力和往復(fù)慣性力的共同作用，總的作用力，活塞銷(xiāo)長(zhǎng)度，連桿小頭高度，活塞銷(xiāo)跨度。 1、最大彎曲應(yīng)力計(jì)算 活塞銷(xiāo)中央截面的彎矩為 式（3.6） 空心銷(xiāo)的抗彎斷面系數(shù)為， 其中 所以彎曲應(yīng)力為 即 式（3.7） 2、最大剪切應(yīng)力計(jì)算 最大剪切應(yīng)

43、力出現(xiàn)在銷(xiāo)座和連桿小頭之間的截面上。橫斷截面的最大剪切應(yīng)力發(fā)生在中性層上，其值按下式計(jì)算： 式（3.8） 已知許用彎曲應(yīng)力；許用剪切應(yīng)力，那么校核合格[9]。 3.3 活塞銷(xiāo)座 3.3.1 活塞銷(xiāo)座結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 活塞銷(xiāo)座用以支承活塞，并由此傳遞功率。銷(xiāo)座應(yīng)當(dāng)有足夠的強(qiáng)度和適當(dāng)?shù)膭偠?，使銷(xiāo)座能夠適應(yīng)活塞銷(xiāo)的變形，避免銷(xiāo)座產(chǎn)生應(yīng)力集中而導(dǎo)致疲勞斷裂；同時(shí)要有足夠的承壓表面和較高的耐磨性。 活塞銷(xiāo)座的內(nèi)徑，活塞銷(xiāo)座外徑一般等于內(nèi)徑的倍，取， 活塞銷(xiāo)的彎曲跨度越小，銷(xiāo)的彎曲變形就越小，銷(xiāo)—銷(xiāo)座系統(tǒng)的工作越

44、可靠，所以，一般設(shè)計(jì)成連桿小頭與活塞銷(xiāo)座開(kāi)擋之間的間隙為，但當(dāng)制造精度有保證時(shí)，兩邊共就足夠了，取間隙為。 3.3.2 驗(yàn)算比壓力 銷(xiāo)座比壓力為： 式（3.9） 一般。 3.4 活塞環(huán)設(shè)計(jì)及計(jì)算 3.4.1 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)計(jì) 該發(fā)動(dòng)機(jī)采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)為氣環(huán)，第三環(huán)為油環(huán)。 活塞環(huán)的主要尺寸為環(huán)的高度、環(huán)的徑向厚度。氣環(huán)，油環(huán)，取，，?；钊h(huán)的徑向厚度，一般推薦值為：當(dāng)缸徑為時(shí)，，取。 3.4.2 活塞環(huán)強(qiáng)度校核 1、工作狀態(tài)下的彎曲應(yīng)力 活塞斷面的最大彎矩為：

45、 式（3.10） 由此可得最大彎曲應(yīng)力為： 式（3.11） 對(duì)于斷面均壓環(huán)其開(kāi)口間隙與活塞環(huán)平均接觸壓力之間有如下關(guān)系： 式（3.12） 將式（3.12）帶入（3.11）并整理得： 式（3.13） 式中：—材料的彈性模量，對(duì)合金鑄鐵； —活塞環(huán)的開(kāi)口間隙，，取； —?dú)飧字睆剑? —活塞環(huán)徑向厚度，。 則 活塞環(huán)工作時(shí)的許用彎曲應(yīng)力為，則校核合格。 2、套裝應(yīng)力 活塞環(huán)往活塞上套裝時(shí)，要把切口扳得比自由

46、狀態(tài)的間隙還大，對(duì)于均壓環(huán)，此時(shí)的正對(duì)切口處的最大套裝彎曲應(yīng)力為： 式（3.14） 式中：—與套裝方法有關(guān)的系數(shù)，根據(jù)套裝方法的不同，其值為，一般取， 則 因環(huán)的套裝時(shí)在常溫下進(jìn)行的，承受的應(yīng)力時(shí)間甚短，所以套裝應(yīng)力的許用值大于工作應(yīng)力的許用值，所以校核合格[9]。 3.5 本章小結(jié) 在活塞的設(shè)計(jì)過(guò)程中，分別確定了活塞、活塞銷(xiāo)、活塞銷(xiāo)座和活塞環(huán)的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，分析了其工作條件，總結(jié)了設(shè)計(jì)要求，選擇合適的材料，并分別進(jìn)行了相關(guān)的強(qiáng)度和剛度校核。

47、 第４章 連桿組的設(shè)計(jì) 4.1 連桿的設(shè)計(jì) 4.1.1 連桿的工作情況、設(shè)計(jì)要求和材料選用 1、工作情況 連桿小頭與活塞銷(xiāo)相連接，與活塞一起做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，連桿大頭與曲柄銷(xiāo)相連和曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。因此，連桿體除有上下運(yùn)動(dòng)外，還左右擺動(dòng)，做復(fù)雜的平面運(yùn)動(dòng)。 2、設(shè)計(jì)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(jì)時(shí)應(yīng)首先保證連桿具有在足夠的疲勞強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)剛度。所以設(shè)計(jì)連桿的一個(gè)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(qiáng)度。為此，必須選用高強(qiáng)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

48、度和強(qiáng)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(qiáng)化處理，提高強(qiáng)度。 4.1.2 連桿長(zhǎng)度的確定 設(shè)計(jì)連桿時(shí)首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長(zhǎng)度。它通常是用連桿比來(lái)說(shuō)明的，通常0.3125，取，，則。 4.1.3 連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度、剛度計(jì)算 1、連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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(jì)中確定，，。 為了改善磨損，小頭孔中以一定過(guò)盈量壓入耐磨襯套，襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，這種襯套的厚度一般為，取，則小頭孔直徑，小頭外徑，取。 2、連桿小頭的強(qiáng)度校核 圖4.1 連桿小頭主要結(jié)果尺寸 （1）襯套過(guò)盈配

49、合的預(yù)緊力及溫度升高引起的應(yīng)力 計(jì)算時(shí)把連桿小頭和襯套當(dāng)作兩個(gè)過(guò)盈配合的圓筒，則在兩零件的配合表面，由于壓入過(guò)盈及受熱膨脹，小頭所受的徑向壓力為： 　　 式（4.1） 式中：—襯套壓入時(shí)的過(guò)盈，； 一般青銅襯套，取， —工作后小頭溫升,約； —連桿材料的線膨脹系數(shù)，對(duì)于鋼 ； —襯套材料的線膨脹系數(shù)，對(duì)于青銅； 、—連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)，可取； —連桿材料的彈性模數(shù)，鋼； —襯套材料的彈性模數(shù)，青銅。 計(jì)算小頭承受的徑向壓力為： 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(jì)算， 外表面應(yīng)力

50、式（4.2） 內(nèi)表面應(yīng)力 式（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(duì)稱循環(huán)，最小安全系數(shù)在桿身到連桿小頭的過(guò)渡處的外表面上為： 式（4.4） 式中：—材料在對(duì)稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限， （合金鋼），?。? —材料對(duì)應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱的敏感系數(shù)，取=0.2； —應(yīng)力幅， ； —平均應(yīng)力，； —工藝系數(shù)，，取0.5。 則 連桿小頭的疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)，一般約在范圍之內(nèi)。 3、連桿小頭的剛度計(jì)算 當(dāng)采用浮動(dòng)式活塞銷(xiāo)時(shí)，必須

51、計(jì)算連桿小頭在水平方向由于往復(fù)慣性力而引起的直徑變形，其公式為: 式（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。 則 對(duì)于一般發(fā)動(dòng)機(jī)，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(jì)與強(qiáng)度計(jì)算 1、連桿桿身結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 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)，取，截面高度，取。 2、連桿桿身的強(qiáng)度校核 （1）最大拉伸應(yīng)力 由最大拉伸力引起的拉伸應(yīng)力為：

52、 式（4.6） 式中：—連桿桿身的斷面面積，為活塞投影面積，取。 則最大拉伸應(yīng)力為： （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?xì)庾饔昧r(shí)，并可認(rèn)為是在上止點(diǎn)，最大壓縮力為： 式（4.7） 連桿承受最大壓縮力時(shí)，桿身中間斷面產(chǎn)生縱向彎曲。此時(shí)連桿在擺動(dòng)平面內(nèi)的彎曲，可認(rèn)為連桿兩端為鉸支，長(zhǎng)度為；在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)的彎曲可認(rèn)為桿身兩端為固定支點(diǎn)，長(zhǎng)度為，因此在擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：

53、 式（4.8） 式中：—系數(shù)，對(duì)于常用鋼材，，??； —計(jì)算斷面對(duì)垂直于擺動(dòng)平面的軸線的慣性矩，。 ； 將式（4.8）改為： 　　　　　　　　　 　　　　　　　　　　　 式（4.9） 式中 —連桿系數(shù)，； 則擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為： 同理，在垂直于擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為： 式（4.10） 　　 將式（4.10）改成

54、 式（4.11） 式中：—連桿系數(shù)，。 則在垂直于擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為： 和的許用值為 ，所以校核合格。 （3）連桿桿身的安全系數(shù) 連桿桿身所受的是非對(duì)稱的交變循環(huán)載荷，把或看作循環(huán)中的最大應(yīng)力，看作是循環(huán)中的最小應(yīng)力，即可求得桿身的疲勞安全系數(shù)。 循環(huán)的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力，在連桿擺動(dòng)平面為： 式（4.12） 式（4.13） 在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)為：

55、 式（4.14） 連桿桿身的安全系數(shù)為： 式（4.15） 式中：—材料在對(duì)稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），??； —材料對(duì)應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱的敏感系數(shù)，取=0.2； —工藝系數(shù)，，取0.45。 則在連桿擺動(dòng)平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為： 在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為： 桿身安全系數(shù)許用值在的范圍內(nèi)，則校核合格。 4.1.5 連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度、剛度計(jì)算 1、連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與主要尺寸 連桿大頭的結(jié)構(gòu)與尺寸基本上決

56、定于曲柄銷(xiāo)直徑、長(zhǎng)度、連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。其中在、在曲軸設(shè)計(jì)中確定，，，則大頭寬度，軸瓦厚度，取，大頭孔直徑。 連桿大頭與連桿蓋的分開(kāi)面采用平切口，大頭凸臺(tái)高度，取， ，為了提高連桿大頭結(jié)構(gòu)剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離，取，一般螺栓孔外側(cè)壁厚不小于2毫米，取3毫米，螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過(guò)渡采用盡可能大的圓角。 2、連桿大頭的強(qiáng)度校核 作用力通過(guò)曲柄銷(xiāo)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，固定角為，通常取。 連桿蓋的最大載荷是在進(jìn)氣沖程開(kāi)始的，計(jì)算得： 作用在危險(xiǎn)斷面上的彎矩和法向力由經(jīng)驗(yàn)公式求得：

57、 式（4.16） 由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為： 式（4.17） 作用于大頭蓋中間斷面的法向力為： 式（4.18） 式中：，—大頭蓋及軸瓦的慣性矩，， ， ，—大頭蓋及軸瓦的斷面面積，， ， ， 在中間斷面的應(yīng)力為： 式（4.19） 式中：—大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)， 計(jì)算連桿大頭蓋的應(yīng)力為： 一般發(fā)動(dòng)機(jī)連桿大頭蓋的應(yīng)力許

58、用值為，則校核合格。 4.2 連桿螺栓的設(shè)計(jì) 4.2.1 連桿螺栓的工作負(fù)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(jì)，取。 發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)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。連桿上的螺栓數(shù)目為2，則每個(gè)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， 即 式（4.20） 軸瓦過(guò)盈量所必須具有的預(yù)緊力由軸瓦最小應(yīng)力，由實(shí)測(cè)統(tǒng)計(jì)可得一般為，取30，由于發(fā)動(dòng)機(jī)可能超速，也可能發(fā)生活塞拉缸，應(yīng)較理論計(jì)算值大些，一般取，取。 4.2.2 連桿螺栓的屈服強(qiáng)度校核和疲勞計(jì)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

59、過(guò)大則可能引起材料超出屈服極限，則應(yīng)校核屈服強(qiáng)度，滿足 式（4.21） 式中：—螺栓最小截面積，； —螺栓的總預(yù)緊力，； —安全系數(shù)，，取1.7； —材料的屈服極限，一般在800以上。 那么連桿螺栓的屈服強(qiáng)度為： 則校核合格[9]。 4.3 本章小結(jié) 本章在設(shè)計(jì)連桿的過(guò)程中，首先分析了連桿的工作情況，設(shè)計(jì)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(jìn)行了強(qiáng)度和剛度的校核，最后根據(jù)工作負(fù)荷和預(yù)緊力選擇了連桿螺栓，并行檢驗(yàn)校核。

60、 第5章 曲軸的設(shè)計(jì) 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(jì)要求 曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力、往復(fù)和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)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(dòng)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(yán)重的應(yīng)力集中。特別在曲柄至軸頸的圓角過(guò)渡區(qū)、潤(rùn)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(jì)曲軸時(shí)，要使它具有足夠的疲勞強(qiáng)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(huì)

61、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(qiáng)烈的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，所以設(shè)計(jì)曲軸時(shí)，應(yīng)保證它有盡可能高的彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度。 此外，曲軸主軸頸與曲柄銷(xiāo)時(shí)再高比壓下進(jìn)行高速轉(zhuǎn)動(dòng)的，因而還會(huì)產(chǎn)生強(qiáng)烈的磨損。所以設(shè)計(jì)曲軸時(shí)，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(shí)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(jì)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(diǎn)，而且剛度和強(qiáng)度較高，加工表面也比較少。為了提高曲軸的彎曲剛度和強(qiáng)度，采用全支撐半平衡結(jié)構(gòu)，即四個(gè)曲拐，每個(gè)曲拐的兩端都有一個(gè)主軸頸，如圖5.1所示：

62、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(jì)和加工工藝正確合理的條件下，主要是材料強(qiáng)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(jī)械性能以外，還要求高度的耐磨性、耐疲勞性和沖擊韌性。同時(shí)也要使曲軸的加工容易和造價(jià)低廉。在保證曲軸有足夠強(qiáng)度的前提下，盡可能采用一般材料。以鑄代鍛，以鐵代鋼。高強(qiáng)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(jī)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(duì)斷面缺口的敏感性小，使得球鐵曲軸的實(shí)際彎曲疲勞強(qiáng)度與正火中碳鋼

63、相近。 該發(fā)動(dòng)機(jī)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(xì)節(jié)設(shè)計(jì) 5.2.1 曲柄銷(xiāo)的直徑和長(zhǎng)度 在考慮曲軸軸頸的粗細(xì)時(shí)，首先是確定曲柄銷(xiāo)的直徑。在現(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)中，一般趨向于采用較大的值，以降低曲柄銷(xiāo)比壓，提高連桿軸承工作的可靠性，提高曲軸的剛度。但是，曲柄銷(xiāo)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(lái)不利，對(duì)于汽油機(jī)，，為氣缸直徑，已知=80.985，則，曲柄銷(xiāo)直徑取為=0.60=47.80。 曲柄銷(xiāo)的長(zhǎng)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(shí)注意曲拐各部分尺寸協(xié)調(diào)，根據(jù)

64、統(tǒng)計(jì)/=，取=0.59=28。 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(lái)校核，此比值據(jù)統(tǒng)計(jì)在范圍內(nèi)，而且汽油機(jī)偏下限。 那么由，則長(zhǎng)度取值合適。 5.2.2 主軸頸的直徑和長(zhǎng)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(duì)縮短其長(zhǎng)度，從而給加厚曲柄提高其強(qiáng)度提供可能。從曲軸各部分尺寸協(xié)調(diào)的觀點(diǎn)，建議取，取=1.13=54。 由于主軸承的負(fù)荷比連桿軸承輕，主軸頸的長(zhǎng)度一般比曲柄銷(xiāo)的長(zhǎng)度短，這樣可滿足增強(qiáng)剛性及保證良好潤(rùn)滑的要求。 據(jù)統(tǒng)計(jì)，取=0.31=25.11。 5.2.3 曲柄

65、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(qiáng)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(duì)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(jì)，曲柄的寬度，取，厚度，取。 曲柄臂以凸肩接主軸頸和曲柄銷(xiāo)。凸肩的厚度根據(jù)曲軸加工工藝決定。全加工曲軸的只有0.5~1，取=1。 曲柄銷(xiāo)和主軸頸至曲柄臂凸肩的過(guò)渡圓角對(duì)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，至少不能小于0.05或2.5，取=3。 5.2.4 平衡重 對(duì)四拐曲軸來(lái)說(shuō)，作用在第1、2拐和第3、4拐上的離心慣性力互成力偶

66、。這兩個(gè)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(gè)力偶卻還是作用在曲袖上了，曲軸這兩個(gè)對(duì)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(jī)體的主軸承中的，所以曲軸發(fā)生彎曲變形時(shí)上述力偶就將也部分地作用在機(jī)體上，使機(jī)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(jī)體的受力情況，尤其改善了主軸承的工作條件。 設(shè)計(jì)時(shí)，平衡重對(duì)主軸承工作情況的影響是利用主軸頸載荷圖來(lái)進(jìn)行估算的。沒(méi)有平衡重時(shí)，由于離心慣性力的影響，主軸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(guò)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(shí)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。 設(shè)計(jì)平衡重時(shí)，應(yīng)盡可能使平衡重的重心遠(yuǎn)離曲軸旋轉(zhuǎn)中心，即用較輕的重量達(dá)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(guò)為限度。將平衡重與曲軸鑄成一體，時(shí)加工較簡(jiǎn)單，并且工作可