柴油发动机及其曲柄连杆机构动力分析(7)

柴油发动机及其曲柄连杆机构

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连杆力F1使连杆轴承受载，并在曲柄销中心产生切向力Ft和Fn：

Ft?Fsin????? cos?Fn?Fcos????? cos?'法向力Fn使曲柄受弯曲，并使主轴承O受载。切向力Ft与Ft构成力偶T，这个力偶使内燃机曲轴得以克服外界力矩而旋转，它即为内燃机一个气缸所发出的指示转矩，其值为：

T?FtR?FRsin????? cos? 同时，力Fn'又和Ft''合成为F1''。从图（4-8）中可以看出F1''和F1与F1'大小相等方向平行。

下式表F1''又可分解为沿气缸中心线方向的F'和垂直于气缸中心线的Fc'两个分力，并以示：

F'?F1''cos??F1cos??F Fc'?F1''sin??F1sin??Fc

由此看出作用在气缸壁上的侧压力Fc和作用在主轴颈轴承上的侧压力Fc'大小相等而方向相反，这样就构成了一个与方向相反的力偶Tk，其值为

Tk??Fch??Ftan?h??Ftan???Fsin?????R??Tcos?sin?????Rsin?

上式说明，Fc和Fc'构成的反力矩Tk与Ft所产生的指示扭矩T大小相等，但方向相反。也就是说当内燃机曲轴向外输出力矩T时也受到一个与外界输出力矩大小相同的反作用力矩Tk。它使内燃机产生倾覆，故称之为倾覆力矩。这一力矩不可能在内燃机内部平衡掉，而只能由内燃机支承来承受，因而它是使内燃机整机不平衡的因素。

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图4-7 额定工况单工作循环活塞与气缸间的摩擦力

额定工况点活塞与缸套之间的摩擦力如图4-7所示，图中出现阶越是因为活塞运动方向改变，摩擦力方向也发生改变所致[24]。

额定工况点R175单循环输出扭矩如图4-8所示。

图4-8 额定工况下WD175柴油机输出扭矩图

曲柄销的切向、径向及合力如图4-9、4-10所示。

(a) 曲柄销所受切向力 (b) 曲柄销所受径向力

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图4-9 曲柄销中心切向、径向受力特性曲线

图4-10 曲柄销中心所受合力特性曲线

图4-9 (a)所示，曲柄销所受切向力是由连杆的所受力所传递过去的，此力对主轴颈中

心简化后将得到一力偶，即柴油机的指示扭矩。4-9 (b)为曲柄销中心所受径向力曲线，该力沿曲柄臂传到主轴颈，再传到轴承上。图4-10为两力的合力曲线关系。

4.3 小结

本章对曲柄连杆机构的运动情况和受力情况做了详细、全面的分析，研究了气体压力和惯性力的作用情况，为分析内燃机的平衡情况及输出转矩合转速的均匀情况提供理论依据。

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第5章 结论

对柴油发动机的热力学过程进行了分析；建立了其工作过程的具有气、固耦合的动力学模型；用Matlab语言编制仿真软件，对柴油发动机的工作过程受力特征，及动力性和经济性进行了分析。柴油发动机额定工况点运转不均匀度为2.36%，满足一般使用场合。油门开度为30%～100%，转速为1200r/min～3400r/min的工况内，运转不均匀度为0.7%～10.56,平均为3.27%；燃油消耗率为238.87g/kW.h～393.45g/kW.h；机械效率为47.9%～81%；输出功率为0.49kW～6.73kW，绝大多数工况下的经济性、动力性较好。但热效率和机械效率有进一步提高的潜力，这需要利用本设计对柴油发动机的特性进行全面、深入的分析，由于时间所限，本设计没有展开这方面的工作。

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谢 辞

本课题是在惠民电大任光利老师的细心指导下完成的。任老师为我指点迷津，帮助我开拓研究思路，精心点拨、热忱鼓励，他渊博的学识、严谨的治学态度，一丝不苟的作风，踏踏实实的精神使我终身受益。在毕业设计完成之际，谨向任老师致以最崇高的敬意和衷心的感谢！

谨向其他帮助和关心我的老师和同学表示诚挚的谢意！

最后，感谢惠民电大为我的毕业设计提供优越的条件！对辛勤培养我的各位老师表示最诚恳的敬意和感激之情！

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参考文献

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