捷達EA113汽油機汽車曲柄連桿機構(gòu)設(shè)計【畢業(yè)論文+CAD圖紙全套】

買文檔就送您 紙全套， Q 號交 流 401339828 或 11970985 I 摘 要 本文 以 捷達 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(xué)和動力學(xué)的理論分析與計算機 仿真 分析。 首先，以運動學(xué)和動力學(xué)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)構(gòu)設(shè)計 ， 并進行了結(jié)構(gòu)強度和剛度的校核。再次，應(yīng)用三維 件： 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 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 軟件的機構(gòu)分析模塊 (建立曲柄連桿機構(gòu)的多剛體動力學(xué)模型，進行運動學(xué)分析和動力學(xué)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 ； 買文檔就送您 紙全套， Q 號交 流 401339828 或 11970985 to by s it on of in on in in in in to as as on on AD of of in of of on it as as of to of It a of in 買文檔就送您 紙全套， Q 號交 流 401339828 或 11970985 目 錄 摘要 I 1 章 緒論 1 題的目的和意義 1 內(nèi)外的研究現(xiàn)狀 1 計研究的主要內(nèi)容 3 第 2 章 曲柄連桿機構(gòu) 受力分析 4 柄連桿機構(gòu)的類型及方案選擇 4 柄連桿機構(gòu)運動學(xué) 4 塞位移 5 塞的速度 6 塞的加速度 6 柄連桿機構(gòu)中的作用力 7 缸內(nèi)工質(zhì)的作用力 7 構(gòu)的慣性力 7 章小結(jié) 14 第 3 章 活塞組的設(shè)計 15 塞的設(shè)計 15 塞的工作條件和設(shè)計要求 15 塞的材料 16 塞頭部的設(shè)計 16 塞裙部的設(shè)計 21 塞銷的設(shè) 計 23 塞銷的結(jié)構(gòu)、材料 23 塞銷強度和剛度計算 23 塞銷座 24 塞銷座結(jié)構(gòu)設(shè)計 24 買文檔就送您 紙全套， Q 號交 流 401339828 或 11970985 算比壓力 24 塞環(huán)設(shè)計及計算 25 塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)計 25 塞環(huán)強度校核 25 章小結(jié) 26 第 4 章 連桿組的設(shè)計 27 桿的設(shè)計 27 桿的工作情況、設(shè)計要求和材料選用 27 桿長度的確定 27 桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度、剛度計算 27 桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度計算 30 桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度、剛度計算 33 桿螺栓的設(shè)計 35 桿螺栓的工作負荷與預(yù)緊力 35 桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算 35 章小結(jié) 36 第 5 章 曲軸的設(shè)計 37 軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇 37 軸的工作條件和設(shè)計要求 37 軸的結(jié)構(gòu)型式 37 軸的材料 37 軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細節(jié)設(shè)計 38 柄銷的直徑和長度 38 軸頸的直徑和長度 38 柄 39 衡重 39 孔的位置和尺寸 40 軸兩端的結(jié)構(gòu) 40 軸的止推 40 軸的疲勞強度校核 41 用于單元曲拐上的力和力矩 41 買文檔就送您 紙全套， Q 號交 流 401339828 或 11970985 義應(yīng)力的計算 45 章小結(jié) 47 第 6 章 曲柄連桿機構(gòu)的創(chuàng)建 48 軟件基本功能的介紹 48 塞的創(chuàng)建 48 塞的特點分析 48 塞的建模思路 48 塞的建模步驟 49 桿的創(chuàng)建 50 桿的特點分析 50 桿的建模思路 50 桿體的建模步驟 51 桿蓋的建模 52 軸的創(chuàng)建 52 軸的特點分析 52 軸的建模思路 52 軸的建模步驟 53 柄連桿機構(gòu)其它零件的創(chuàng)建 55 塞銷的創(chuàng)建 55 塞銷卡環(huán)的創(chuàng)建 55 桿小頭襯套的創(chuàng)建 55 頭軸瓦的創(chuàng)建 55 桿螺栓的創(chuàng)建 56 章小結(jié) 56 第 7 章 曲柄連桿機構(gòu)運動分析 57 塞及連桿的裝配 57 件裝配的分析與思路 57 塞組件裝配步驟 57 桿組件的裝配步驟 58 義曲軸連桿的連接 59 義伺服電動機 60 買文檔就送您 紙全套， Q 號交 流 401339828 或 11970985 立運動分析 60 行干涉檢驗與視頻制作 61 取分析結(jié)果 62 結(jié)果的分析 64 章小結(jié) 64 結(jié)論 65 參考文獻 66 致謝 67 附錄 68 買文檔就送您 紙全套， Q 號交 流 401339828 或 11970985 1 第 1 章 緒 論 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)動機強化指標的不斷提高，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。 內(nèi)外的研究現(xiàn)狀 多剛體動力學(xué)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(yīng)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(xué)模擬軟件主要有 D， 。多剛體動力學(xué)模擬軟件的最大優(yōu)點在于分析過程中無需編寫 復(fù)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(xué)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(dǎo)和修正 2。目前國內(nèi)大學(xué)和企業(yè)已經(jīng)已進行了機構(gòu)運動、動力學(xué)仿真方面的研究和局部應(yīng)用 ，能在設(shè)計初期及時發(fā)買文檔就送您 紙全套， Q 號交 流 401339828 或 11970985 2 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(xué)性能等，為設(shè)計人員提供了基本的設(shè)計依據(jù) 3 目前國內(nèi)外對 發(fā)動 機 曲柄連桿機構(gòu) 的動力學(xué)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(xué)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(xué)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(xué)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(xué)、運動學(xué)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(fù)雜 6。 3、復(fù)數(shù)向量法 復(fù)數(shù)向量法是以各個桿件作為向量，把在復(fù)平面上的連接過程用復(fù)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(dǎo)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(xué)、動力學(xué)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(fù)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(fù)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(xué)和動力學(xué)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(fù)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(fù)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(xué)和動買文檔就送您 紙全套， Q 號交 流 401339828 或 11970985 3 力學(xué)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(xué)分析時 ，大多采用的是專業(yè)的虛擬樣機商業(yè)軟件 ， 如 。 這些軟件的功 能重點是在力學(xué)分析上 ， 在建模方面還是有很多不足 ， 尤其是對這些復(fù)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(fù)雜的模型就要借助 件來完成 ， 如 、 4。 當(dāng)考慮到對多柔體系統(tǒng)進行動力學(xué)分析時 ，有時還需要結(jié)合 專業(yè)的有限元分析軟件來進行 7。 這一過程十分復(fù)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 。 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(xué)和動力學(xué)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(yīng)的尺寸檢驗校核，以符合零件實際加工的要求 ； （ 3） 應(yīng)用 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(yīng)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(yīng)用 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 系統(tǒng)地反應(yīng)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。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交 流 401339828 或 11970985 4 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。 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(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)。 柄連桿機 構(gòu)運動學(xué) 中心曲柄連桿機構(gòu)簡圖如 圖 示， 圖 氣缸中心線通過曲軸中心 O， 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)曲柄按等角速度 旋轉(zhuǎn)時，曲柄 任意點都以 O 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 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。在實際分析買文檔就送您 紙全套， Q 號交 流 401339828 或 11970985 5 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 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。 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 示 。 當(dāng) = 0 時，活塞銷中心 A 在最上面的位置 位置稱為上止點。當(dāng) =180 時，A 點在最下面的位置 位置稱為下止點。 此時活塞的位移 x 為 : x= 1 =(r+l ) )c = )c o )c o r（ 式中 ： 連桿比。 式（ 進一步簡化，由圖 以看出 ： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交 流 401339828 或 11970985 6 即 s 222 s i i o s （ 將 式 （ 帶入式（ ： x= )s c 22 r（ 式 （ 是計算活塞位移 x 的精確公式 ,為便于計算，可將式（ 的根號按牛頓二項式定理展開，得 ： 6642222 s i i i i 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 i （ 將式（ 入式（ )s o 2 （ 塞的速度 將活塞位移公式（ 時間 t 進行微分，即可求得活塞速度 v 的精確值為 v )c o i s i n 將式（ 時間 t 微分，便可求得活塞速度得近似公式為 ： 212s i i n)2s i s i n （ 從式 （ 可以看出，活塞速度可視為由 與 2s (2 兩部分簡諧運動所組成。 當(dāng) 0 或 180 時，活塞速度為零，活塞在這兩點改變運動方 向。當(dāng) 90 時，此時活塞得速度等于曲柄銷中心的圓周速度。 塞的加速度 將式（ 時間 t 微分，可求得活塞加速度的精確值為 ： c o s 2s i o s 2c o s c o s 3232 （ 將式（ 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 （ 買文檔就送您 紙全套， Q 號交 流 401339828 或 11970985 7 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 2 兩部分組成。 柄連桿機構(gòu)中的作用力 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 油機，如附表 1 所示。 缸內(nèi)工質(zhì)的作用力 作用在活塞上的氣體作用力兩面的空間內(nèi)氣體壓力差與活塞頂面積的乘積，即 )(4 2 （ 式中 ：塞上的氣體作用力 ， N ； p 缸內(nèi)絕對壓力 ， p 大氣壓力 ， D 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 ，對于四沖程發(fā)動機來說，一般取 p = ,對于缸內(nèi)絕對壓力 p ， 在發(fā)動機的四個沖程中， 計算結(jié)果 如 表 示 ： 則 由式（ 計算氣壓力 示 。 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買文檔就送您 紙全套， Q 號交 流 401339828 或 11970985 8 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。 表 內(nèi)絕對壓力 p 計算結(jié)果 四個沖程終點壓力 計算公式 計算結(jié)果 /進氣終點壓力縮終點壓力 脹終點壓力 氣終點壓力 15.1 ： 1n 平均壓縮指數(shù)， 1n = 壓縮比， =2n 平均膨脹指數(shù)，2n = ； 最大爆發(fā)壓力， 3 5取 此時壓力角 = 1510 ，取 = 13 。 表 壓力四 個 沖 程 N 進氣終點 縮終點 脹終點 氣終點 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 兩個換算質(zhì)量 1m 和 2m 來代換，并假設(shè)是 1m 集中作用在連桿小頭中心處，并只做往復(fù)運動的質(zhì)量； 2m 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 示 ： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交 流 401339828 或 11970985 9 圖 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 21 。 連桿重心 G 的位置不變，即 )( 1211 。 連桿相對重心 G 的轉(zhuǎn)動 慣量 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 11 12 用