柴油发动机及其曲柄连杆机构动力分析

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

目录

目录 ........................................................................ 1 第1章 绪 论 .............................................................. 3 1.1 研究意义 ............................................................. 3 1.2 发展现状 ............................................................. 3 1.3 研究方法与内容 ....................................................... 4 第2章 柴油机的热力学分析 .................................................. 5 2.1 柴油机的理论热循环 ................................................... 5 2.2 柴油机的实际热循环 ................................................... 8 2.3 热力学计算即求平均指示压力 ........................................... 9 2.4 小结 ................................................................ 11 第3章 柴油机的动力性和经济性分析 ......................................... 12 3.1 柴油机的指示参数 .................................................... 12 3.1.1 平均指示压力 .................................................... 12 3.1.2 指示功率 ........................................................ 13 3.1.3 指示热效率与指示燃油油耗 ........................................ 14 3.2 柴油机的有效指标 .................................................... 15 3.2.1 有效功率和机械效率 .............................................. 15 3.2.2 平均有效压力和升功率 ............................................ 16 3.2.3 有效热效率和有效燃油消耗率 ...................................... 18 3.2.4 根据吸入空气量计算平均有效压力 .................................. 19 3.3 标志柴油机整机性能的其他参数 ........................................ 21 3.3.1 活塞的平均速度 .................................................. 21 3.3.2 强化系数 ........................................................ 22 3.3.3 比质量 .......................................................... 22 3.4 提高柴油机动力性能和经济性能的主要措施 .............................. 22 3.5 小结 ................................................................. 24 第4章 曲柄连杆机构的运动与受力分析 ....................................... 25 4.1 曲柄连杆机构的运动分析 .............................................. 25

4.1.1 活塞的位移 ...................................................... 25 4.1.2 活塞速度 ........................................................ 26 4.1.3 活塞加速度 ...................................................... 27 4.2 曲柄连杆机构的受力分析 .............................................. 27 4.2.1 气体压力的作用 .................................................. 28 4.2.2 惯性力的作用 .................................................... 28 4.2.3 作用在活塞上的合力及其分解 ...................................... 30 4.3 小结 ................................................................. 33

1

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

第5章 结论 ............................................................... 33 谢 辞 ...................................................................... 34 参考文献 ................................................................... 35

2

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

第1章 绪 论

1.1 研究意义

柴油机具备高扭矩、高寿命、低油耗、低排放、热效率高、功率范围广、起动迅速、运行安全、维修方便、使用寿命较长等特点，成为解决工程机械能源问题最现实和最可靠的手段。因此柴油机的使用范围越来越广，数量越来越多，同时对柴油机的动力性能、经济性能、控制废气排放和噪声污染的要求也越来越高。

柴油机发动机的工作过程研究是应用的基础。WD175型柴油机是单缸、卧式、四冲程水冷柴油机，该机重量轻、体积小、马力大、耗油省，工作可靠、性能稳定、操作维护方便，适应多种用途，可作为小型发电、排灌、喷灌、收割、脱粒、手扶拖拉机、小型船舶、机动三轮车等方面的配套动力，具有广阔的应用领域。所以进行柴油发动机的工作过程建模与动力分析，改进其参数和结构，以使其更好的服务于应用，具有明显的实际意义。

1.2 发展现状

柴油机虽然已经有了百余年的发展历史，其技术也日趋完善，但是他仍然在不断地发展和改进之中。当前大功率柴油机（包括低速、中速和高速机）研究和发展的主要趋势是：降低柴油机燃油和润滑油的消耗；研究在柴油机上使用非石油产品的代用燃料，以保证石油供应枯竭时，柴油机仍能依靠代用燃料工作；提高柴油机的可靠性和耐久性；提高柴油机单机功率或单缸功率，降低单位功率的重量；采用普通材料，降低生产成本；减少机型，加强通用化、系列化和标准化工作；简化维护和维修工作；加强自动监护和遥控操纵研究；降低噪音、振动、冒烟及排气中有毒物质的排放；加强某些理论的研究工作，例如对燃油雾化、着火过程及反应动力学的研究，对气缸内燃油分布与气流运动的研究，气缸内传热问题的研究，气缸内燃烧问题数学模拟的研究等。

在电子计算机用于内燃机研究以前，为了定性估计内燃机性能，并进行有限的定量估算，不得不对内燃机的实际热力循环给出一些简化的假定，其中认为内燃机的正常运行工况一般是稳态的，将工质的状态参数看成是一个循环的算术平均值等。而在设计中则根据经验和类比，在大量选取参数的基础上，对热力循环中的几个特征点进行计算，以便给出数量上的估计。这种简单的热力计算虽然能够得出比较直观的、可作定性或初步定量分析的数据，但却十分粗略，不能全面地反映内燃机燃烧放热过程、缸内工质的流动及传热过程、进排气系统中热力学和气体动力学过程以及与涡轮增压器的配合性能等，更不能对变化的工况性能进行预算。随着内燃机性能的不断提高，产品更新的周期不断缩短，采用常规热力计算进行这种经验设计，已远远满足不了现代高性能内燃机研制工作的需要。事实上，内燃机实际运行工况每瞬时并不是稳态的。

3

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

随着大容量电子计算机和数据处理系统在内燃机研究中的应用，加上试验技术和测量仪器以及测试装备的改进，使内燃机在试验和理论研究上有了一个较大的发展，使内燃机热力循环模拟成为可能，使内燃机设计由过去比较粗糙的经验、半经验设计向着模拟计算、优化设计和内燃机CAD方面过渡，并取得了令人耳目一新的进展。那些由内燃机运行状态所决定的内部过程，如燃烧过程、气体流动过程、热交换过程以及进排气系统与涡轮增压器匹配的气动过程等，有可能在计算中予以考虑，能够建立起比较符合实际的物理模型，通过数学模拟予以表达，求得各热力参数随时间变化的规律，用以分析内燃机的性能及其影响因素；也能系统地模拟结构参数、燃烧规律、配气相位、进排气系统中的流动阻力、中冷器特性以及涡轮增压器特性等与内燃机性能间的相互关系，并进行参数优化，寻求最佳的方案组合，为内燃机的设计、试验和性能改进提供理论依据，因而使现代内燃机的理论研究建立在一个全新的基础上[1]。

内燃机热力循环模拟，不仅可以计算设计工况点，而且也可以计算非设计工况和变工况点，估计环境参数变化对内燃机性能的影响，不仅可以计算内燃机的稳态过程，而且也可以计算瞬态过程；研究各结构参数及性能参数与瞬态响应特性的关系，探求改善瞬态特性的技术措施；不仅在内燃机设计阶段通过计算模拟可以进行方案的比较，而且在内燃机调试阶段与测试相结合，可以指明调整的参数及其值的大小；同时，在热力循环模拟的基础上还可以进行热力循环模拟优化，使内燃机热力循环模拟研究向优化设计推进一步[2]。

用于内燃机研究的软件有很多，例如：VB、VC、FORTRAN、MATLAB等等，但目前应用最广泛的是MATLAB语言。因为MATLAB的语法规则与结构化高基编程语言如C语言等大同小异，而且使用更为简便，具有一般语言基础的用户很快就可以掌握。使用MATLAB编程运算与人进行科学计算的思路和表达方式完全一致，犹如在演算纸上排列出公式与求解问题。本文的所有程序均是由MATLAB语言编写的，最后的结果也是在MATLAB中运行得出的。

1.3 研究方法与内容

先采用实测法获取现有柴油发动机的数据，然后通过简单的常规热力学模拟各工况下燃烧室内燃料燃烧的热力学过程，再分析柴油发动机的运动和受力，最后编制软件对发动机的性能进行仿真。

主要研究内容有：

(1) 柴油发动机的热力学分析；

(2) 柴油发动机运动学与动力学分析，建立发动机工作过程的具有气、固耦合的动力学模型；

(3) 用MATLAB语言编制仿真软件，对柴油发动机工作过程建模与动力分析，提出改进建议。

4

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

第2章 柴油机的热力学分析

2.1 柴油机的理论热循环

柴油机是热力发动机，燃料的化学能先通过燃烧变为热能，然后再通过工质的状态变化使热能变为机械能。

柴油机的实际循环是由一系列非常复杂的物理化学变化过程所组成的。为了掌握内燃机热功转换的主要规律，需要对实际循环作某些简化和假定，抽象成为理论循环，这样才有利于分析和研究。这些假定条件是：

(1) 以空气作为循环的工质，其比热容为常数，不随温度变化；

(2) 研究的体系是封闭的。以热源的传热代替燃料燃烧的放热，以向冷源传热代替排气过程向大气放热，工质的质量和成份自始至终都保持不变；

(3) 构成循环的各个过程均是可逆的[3]。

理论循环和实际循环虽然存在一定的差别，但这种从实际到理论的抽象、概括和简化是合理的，并接近实际，这样对理论循环的分析和计算结果不仅具有一般的理论指导意义，而且也具有一定的精确性。通过对内燃机理论循环的研究，可以确定出最大可能的热量利用率（循环热效率）和气缸容积利用程度（循环平均压力），由此可以分析出来影响内燃机工作循环的经济性和动力性的主要因素，从而找到提高内燃机性能指标的基本途径。在内燃机的理论循环中，工质的放热过程一般在等容积方式下进行，而吸热过程则有三种不同的方式：一是先在等容后在等压方式下进行；二是在等容积方式下进行；三是在等压方式下进行[4]。

因此，在内燃机理论循环中有三种不同循环可供考虑，即混合循环、等容循环和等压循环。

图2-1

理论循环示功图

图2-1(a)表示混合循环的燃料在气缸中的变化情况，这是将燃料压力容积的变化画在

P-V坐标纸上，称为P-V示功图。在压缩过程中燃料的容积变化以压缩比表示，即

??VaVs?Vc? VcVc式中，Vs为全压缩行程中活塞排量容积，Vc为燃烧室容积。

5

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

在压缩行程后，燃料先以等容积方式沿cy线自热源吸入热量Q1'，之燃料气体压力达到pz值；然后燃料以等压方式自热源吸入另一部分热量Q1''，这一吸热过程是沿zy线进行的。Q1'?Q1''?Q1即循环从热源吸入的总热量。沿cy等容线的压力升高以压力升高比表示，即??pz/pc；而沿yz线的容积变化以初膨胀比?表示，即??Vz/Vc。

当活塞自z点继续向外运动时，燃料沿zb线膨胀至b点。这一膨胀过程可用方程式

pVk?C表示，膨胀的容积比叫做后膨胀比，以?表示，即??Vb/Vz。?与?及?的关系

如下式所示：

??VbVbVc???? VzVcVz?在膨胀行程的终了，燃料中的热量Q2排出至冷源，燃料的压力沿等容积线ba变化。

比值?、?、?及?是与循环性能有关的主要参数。

循环所做的功以Wt表示，若示功图按照一定的比例绘制时，则面积acyzba表示Wt。循环所做功的热当量等于吸入热量与排出热量之差，即

AWt?Q1?Q2

式中，A——单位功的热当量，A=1/427千卡/公斤.米。

循环的热效率以?t表示，即

?t?AWtQ1?Q2 ?Q1Q1 (2-1)

循环热效率表示在一个理想发动机中热量转换为功的完善程度。在工程热力学课程中已知

混合循环的热效率用下式表示：

??k?1?t?1?k?1?

??1?k?(??1)?1 (2-2)

式中，K为绝热指数,k?Cp/Cv；Cp为气体在等压下的比热；Cv为气体在等容下的比热。

公式（2-2）为理想的燃料（比热不随温度变化的气体）在一个理想发动机混合循环所达到的热效率。

等容循环的示功图如图2-1（b） 所示。图中所示的热力过程说明如下： ac线——气体等温压缩，pVk?C；

6

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

cz线——气体在等容下由热源吸入热量Q1； zb线——气体等温膨胀，pVk?C；

ba线——气体在等容下排出热量Q2至冷源。

等容循环与混合循环的差别仅在于吸入热量Q1的规律不同。在等容循环中，因为Vz?Vc所以初膨胀比为

??其后膨胀比为

Vz?1 Vc??VbVb??? VzVc即循环压缩比?等于膨胀比?。将??1代入式（2-2）中，可得等容循环的热效率为

?等压循环的示功图如图2-1(c)所示，图中所示的热力过程说明如下： ac线——气体等温压缩，pVk?C； cz线——气体在等压下由热源吸入热量Q1； zb线——气体等温膨胀，pVk?C； ba线——气体在等容下排出热量Q2至冷源。

?t?1?1k?1 （2-3）

等压循环与混合循环的差别仅在于吸入热量Q1的规律不同。在等压循环中，由于热量

Q1加入时压力不变，即pz?pc，因此其压力升高比为：

??pz?1 pc将??1代入式（2-2），可得等压循环的热效率为

?t?1?1?k?1?k?1

k(??1) （2-4）

对上述三种理论循环的热效率进行比较得知，在当压缩比相同时，等容循环的热效率大于等压循环的，而混合循环的热效率界于两者之间，即

?t等容??t混合??t等压

如果三种理论循环在最大压力相同、加入热量相同而不同进行比较，则等压循环的热效率将大于等容循环的，而混合循环的热效率居两者之间，即

7

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

?t等压??t混合??t等容

这是由于在温度不变的情况下等压循环的最大而等容循环的最小的缘故[5]。

2.2 柴油机的实际热循环

内燃机理论循环的分析是以各种假定条件为前提的，但在实际的内燃机循环中不可避

免的有许多方面的损失，使其不能达到理论循环的指标。为了改善内燃机的实际循环，必须分析比较实际循环和理论循环之间的差距，以及引起各种差距的原因[6]。

(1) 工质变化的影响

在理论循环中，假定工质为空气，而在实际循环中，燃烧前的工质是新鲜空气与上一循环残留废气的混合物，燃烧后的工质变为燃烧产物——废气。

在理论循环中，假定工质的比热容为定值，而在实际上空气和燃气具有其比热容随温度的上升而增大的性质，其结果是使循环热效率和平均压力有所降低。

(2) 换气损失

理论循环假定研究的体系是封闭的，以向冷源定容放热代替排气过程，即不考虑进气和排气过程，无需进行工质的替换。但事实上，燃烧废气的排出和新鲜空气的吸入是维持实际循环得以周而复始地进行所必不可少的。在换气过程中，排气门必须提前打开，让废气在下止点前便利用本身的压力排出，这将使有用功面积有所减少；接下去进行排气和进气过程时，由于进排气系统的流动阻力，又需要消耗一部分功，这俩者之和就是实际循环的换气损失。

(3) 传热损失

在理论循环中，假定构成循环的各过程是可逆的，即假定燃料与气缸盖、活塞顶、气缸壁、进排气阀等受热件完全没有热交换。但在实际循环中，汽缸壁（包括汽缸套、汽缸盖、活塞、活塞环、气门、喷油嘴等）和工质之间始终存在着热量的交换，特别是在燃烧和膨胀期间具有强烈的传热损失，减少了有用功的面积；另一方面，在压缩过程初期，由于汽缸壁温度较高而使工质加热，而在压缩过程后期，随着工质温度超过汽缸壁温度便发生了从工质向汽缸壁相反的热量传递。此外，由于工质比热容的变化以及工质与汽缸壁之间的热量交换，是实际的压缩过程和膨胀过程不是绝热的，而是按照平均多变指数进行。

(4) 燃烧损失

燃烧损失包括时间损失和后燃及不完全燃烧损失两项： (a)时间损失

在时间概念上，理论循环假定活塞以无限缓慢的速度运动，以保持汽缸内的工质始终处于平衡状态，并且假定由热源向工质进行等容加热的速度极快，是瞬时完成的。在等压加热时，加热的速度又能与活塞的速度密切配合，以实现等压加热。但是，实际柴油机的活塞都具有相当高的运动速度，而且燃料着火至完全燃烧需要一定的时间。为了使整个燃烧过程能在上止点后不久即结束，以保证燃料输入的热量能充分的膨胀而有效利用，实际上总是将燃料提前喷入汽缸，以使着火能在上止点以前开始，其结果增加了压缩消耗功；此外，由于燃烧期间存在着传热损失，活塞的高速运动以及不完全燃烧现象，使循环最高压力和初期膨胀比有所降低，减少了膨胀有用功。

(b) 后燃及不完全燃烧损失

在理论循环中，全部热量是在Z点以前输入完毕，然后转入绝热膨胀过程。但是在实际循环中，当接近Z点时，由于氧气浓度的降低而引起燃烧速度下降，因而直到膨胀线以前还在继续燃烧着，这就是所谓的后燃现象。后燃期间热功转换的效率，由于膨胀比小和

8

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

传热损失大而大大下降，造成了燃烧中的后燃损失，使燃烧膨胀线位置下移。此外，由于空气不足，或者混合气形成不良多引起的不完全燃烧，使燃料的热值未得到充分利用，这也促使燃烧膨胀线下移，产生不完全燃烧损失。

(5) 气流运动及泄露损失

活塞的高速运动使工质在汽缸内产生涡流而造成压力损失。当采用分开式燃烧室时，工质在主、副燃烧室之间的流入和喷出将引起强烈的节流损失。但这些损失由于气流运动对混合气形成和燃烧的改善可以部分地弥补过来[7]。

活塞环在往复运动中不可避免地会造成少量工质的泄露，而产生泄露损失。以上各项损失中，除了工质影响这一项人们很难加以改变外，使实际循环遭受较大损失的是传热损失和燃烧损失。因此，对四冲程的柴油机来说，理论循环的热效率一般可达60%左右，但是，由于各项损失的存在，使实际循环的的热效率一般仅为40%左右，即实际循环的热效率约为理论循环的70%左右。

2.3 热力学计算即求平均指示压力

在进行柴油机的热计算时，常用分析法求出平均指示压力[2]。因为，进行设计柴油机的热力计算时，柴油机还没有制造出来，当然无法量取示功图。有时连计算的示功图也没有画出来，这时分析方法就显得方便些。平均指示压力pmi的计算分为两步：第一步先求出理论示功图的平均指示压力的值的丰满系数?，得出近似实际值

'pmi；第二步再将理论平均指示压力的值

'pmi乘以示功图

pmi[8]

。

图2-2 理论示功图

'(1) pmi值的计算

在图2-2的理论示功图上，一个循环的理论指示功Wi'为

Wi'?Wyz?Wzb?Wac （2-5）

由热力学知

9

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

Wyz?pzVz?pzVc?pzVc(Vz为前膨胀比 VcWzb?Vb为后膨胀比。 VzWac?pcVcVpV1[1?(c)n1?1]?cc(1?n1?1) n2?1Van1?1?pzVzV??1[1?(z)n2?1]?pcVc(1?n2?1) n2?1Vbn2?1?Vz?1)??pcVc(??1) Vc式中，?pc?pz;??式中，??式中??Va为压缩比。 Vc将上列Wyz、Wzb及Wac的式子代入式（2-5）中得

Wi'?pcVc[?(??1)???n2?1(1?1?n2)??111(1?n?1)]Kg?m/n （2-6） n1?1?1上式等号两层各以Vs相除并以

V1代c，得 ??1Vsp'miWi'p??111??e[?(??1)?(1?n2?1)?(1?n1?1)]kg/m2 Vs??1n2?1n1?1?? （2-7）

'式（2-7）为四冲程等容-等压混合循环的理论平均指示压力pmi的计算式。这一式子对

增压柴油机和非增压柴油机都是适用的。

''上述的pmi计算式是以气缸的单位工作容积为准，而与气缸的几何尺寸无关，所以pmi是

便于作为各种气缸尺寸的柴油机相互间进行比较的依据[9]。

(2) 示功图的丰满系数?及pmi值

由图2-2可以看出，理论示功图（带方棱的实线部分）大于实际示功图（图中虚线部分），主要是由于：

(a) cyz部分圆整所损失的面积。这是由于喷油不是在上止点，而是有一定的喷油提前角；燃烧也不是瞬时完成，而是需要延续一定时间所引起的。

(b) ba部分圆整损失的面积。这是由于排气阀开启不是在下止点，而是在下止点前提前开启所引起的。

实际示功图面积Fp与理论示功图面积FT之比叫做示功图丰满系数?，即

10

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

??FpFT

在四冲程非增压柴油机中，?=0.92~0.96，这一丰满系数不包括进气排气行程的泵气损失，一般，将泵气损失计算在机械损失之内，所以非增压四冲程柴油机的pi值为

'pmi??pmi

/式中，pmi为从理论示功图求得平均指示压力。

（2-8）

在四冲程增压柴油机中，理论示功图cyz部分圆整和四冲程非增压柴油机一样。但是由于增压柴油机有较大的气阀重叠角，计算示功图时不是以全行程为准，而是以有效行程容积为准，即以有效压缩比代替几何压缩比，所以示功图的尾部还要单独加以考虑[10]。

2.4 小结

本章对WD175的热力学过程进行了理论分析，对其实际循环与理论循环作了全面的阐述，为以后动力学过程分析中缸内压力随曲轴转角(或时间)变化的计算提供依据。

11

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

第3章 柴油机的动力性和经济性分析

3.1 柴油机的指示参数

柴油机的指示参数是表示燃料在气缸内经历的循环各过程完善程度的一组参数。它只考虑燃料在气缸内有关参数的各种损失，而不考虑燃料膨胀对活塞做功传到曲轴输出端所引起的各种摩擦损失。柴油机的指示参数主要包括柴油机的平均指示压力pmi、指示功率

pi、指示效率?it及指示油耗bi[12]。

3.1.1 平均指示压力

平均指示压力pmi为内燃机单位气缸工作容积的指示功。

pmi=

Wi Vs (kPa) （3-1）

式中 Wi —— 指示功（J）

Vs—— 气缸工作容积（L）

由上式（3-1）可以看出，平均指示压力就是柴油机在一个工作循环中每单位气缸工作

容积（即活塞排量）活塞所获得的指示功Wi/Vs。这样，平均指示压力pmi就与气缸的工作容积大小无关了，使之成为从柴油机实际工作循环的角度来衡量气缸工作容积Vs利用率高低的一个参数。pmi愈高，表示单位气缸工作容积的利用率也高。因此，平均指示压力是衡量柴油机实际循环做功能力大小的一个很重要的性能参数。在柴油机额定功率及额定转速下，平均指示压力的大小，基本上表征了柴油机的强载程度和工作循环各阶段进行的完善程度[6]。额定工况下的pmi值一般为：

四冲程增压柴油机 四冲程非增压柴油机

pmi=850~2600kPa； pmi =686~981kPa；

二冲程柴油机 pmi =350~1300kPa；

影响柴油机平均指示压力pmi的主要因素一般有如下五个方面：

(1)增压度

当柴油机的过量空气系数α不变时，提高增压度即提高进缸空气质量，并相应地提高

12

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

每循环的喷油量，平均指示压力pmi将随着pk的提高成正比的提高。

(2)过量空气系数

当每循环喷油量不变而增压度提高时，随着pk的提高，α也随着pk的提高而增大。α增大意味着空气的燃油比逐渐变大。在α≤2以前，随着α的增大，混合气中的氧气成分增加，可促进燃烧的改善，并且pmi值也随着α的提高而有所提高。当2.6≥α＞2时，随着α的提高，混合气逐渐变的比较稀薄，pmi的增加就变得很缓慢。到α＞2.6后，如供油量仍保持不变的话，空气燃油混合气变得过于稀薄，使燃烧前期的燃烧速度dx/dφ（x表示缸内燃油已燃烧的百分数）大大下降，后燃增加，ηi下降，pmi也随之下降。

(3)换气质量

柴油机的换气质量愈好，残余废气就愈少，气缸中新鲜空气填充愈充分，燃油燃烧速度愈高，在膨胀点z的利用系数ξz愈高，pmi值也就愈大。

(4)油气混合的完善程度

柴油机燃油空气混合完善程度愈高，完全燃烧所需的α值愈小，而pmi值也就愈大；反之，油气混合不好，所需的α值就大，则pmi值小。

(5)燃烧完全程度

柴油机燃烧完善程度主要可以从完全、及时、柔和、无烟、低排污等几个方面来加以衡量，燃烧愈完善，膨胀始点的 热利用系数就愈高，pmi值也就愈大，这也就是研究燃烧过程所努力追求的目标。但是，由于种种因素的影响，柴油机的燃烧过程往往难于达到理想完善的程度，其中主要与换气质量、压缩终点的温度、最大喷油压力、燃油雾化质量等因素的影响有关。所以，组织好一个较为良好的燃烧过程并非容易，往往要在理论上和实验上下很大的工夫，即使这样，有时还难于取得预想的结果，这就是组织好一个燃烧过程的困难所在[13]。

3.1.2 指示功率

柴油机单位时间内所作的指示功称为指示功率的指示功率Pi。设一台内燃机的缸数为

i，缸径为D，行程为S，每个气缸的工作容积为Vs，转速为n，平均指示压力为pmi。则每缸、每循环工质所作的指示功为：

?D2Wi =pmiVs=pmiS (J)

4内燃机指示功率（每秒所作的指示功）为：

13

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

Pi?WiipVin2n?mis?10?3 （kW） (3-2) 60?30?式中 ?—— 冲程数；四冲程?=4；二冲程?=2； pmi—— 平均指示压力（kPa）； Vs—— 气缸工作容积（L）； n—— 曲轴转速（r/min）。 对于四冲程内燃机

对于二冲程柴油机

Pi?pmiVsin?10?3 (kW) （3-4） 60Pi?pmiVsin?10?3 120（kW） （3-3）

3.1.3 指示热效率与指示燃油油耗

指示热效率?it是内燃机实际循环的指示功与所消耗的燃料热量之比值。 ?it?Wi （3-5） Q式中 Q—— 为得到指示功Wi所消耗的热量（kJ）； Wi—— 指示功(kJ)

若一台内燃机，当测得其指示功率为Pi(kW)时，每小时燃油消耗量为B（kg/h） 时，根据?it的定义，可得：

3.6?103Pi ?it? （3-6）

BHu式中 3.6?103—— 1kW·h的热当量[KJ/(kW·h)]； Hu—— 所用燃料的低热值（kJ/kg）

指示燃油消耗率bi（简称指示油耗率）是指单位指示功的耗油量。通常以每指示千瓦小时功的耗油量表示。当测得内燃机的指示功率Pi（kW）,每小时燃油消耗量为B（kg/h）

14

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

时，则指示燃油消耗率为：

bi?根据bi的定义

Bh） (3-7) ?103 （g/kW·

Pi?it?3.6?106 （3-8） biHubi、?it是评定内燃机实际工作循环经济性能的重要指标。它们的大致范围是[14]：

四冲程柴油机 ?it=0.43～0.50 bi=175～210 [g/(kW·h)] 二冲程柴油机 ?it=0.43～0.50 bi=175～210 [g/(kW·h)]

3.2 柴油机的有效指标

3.2.1 有效功率和机械效率

(1) 有效功率Pe

内燃机的指示功率Pi并不能完全对外输出。在内燃机内部的传递过程中，不可避免地

有许多损失，这些损失主要有：内燃机内部运动件的摩擦损失，驱动附属机构的损失等。

这些损失所消耗的功率总合即为机械损失功率Pm。内燃机的指示功率减去机械损失功

率所得到的是功率输出轴上所能输出的净功率，称之为有效功率。

Pe?Pi?Pm (kW) （3-9）

内燃机有效功率Pe是利用测功器和转速计进行测量计算而得到的。运用下列公式即可

求出内燃机的有效功率Pe。

Pe?2?nTtq?10?3?0.1047Ttqn?10?3 （kW） （3-10） 60式中 Ttq—— 有效转矩（N·m）； n—— 转速（r/min）。

(2) 机械效率?m

有效功率与指示功率之比称为机械效率?m

15

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

?m?PeP?1?m PiPi （3-11）

?m值越高，表示Pe接近于Pi，说明机械损失功率小。 机械效率?m值的一般范围是：

汽油机

?m=0.70~0.90 ?m=0.78~0.85 ?m=0.80~0.92

四冲程非增压柴油机 四冲程增压柴油机

3.2.2 平均有效压力和升功率

(1) 平均有效压力pme

内燃机单位气缸工作容积所作的有效功，称为平均有效压力pme。与平均指示压力一样，pme与有效功率Pe之间的关系式为：

Pe?式中 Pe—— 有效功率（kW）；

pme—— 平均有效压力(kPa)；

pmeVsin?10?3（kW） (3-12) 30? Vs—— 气缸工作容积（L）。 对于四冲程内燃机

Pe?peVsin?10?3 （kW ） 120 (3-13)

对于二冲程内燃机

Pe?由式（3-12）得

pme?30?Pe?103 Vsin16

pmeVsin?10?3 (kW) 60 (3-14)

(kPa)

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

将式（3-10）代入上式得

pme?0.1047Ttq?Vsi?30?3.14?TtqVsi(kPa) (3-15)

对于排量（ivs）一定的内燃机来说，pme正比于Ttq，所以pme业反映了内燃机单位气缸工作容积输出转矩的大小。排量一定的内燃机，pme值越大，则对外输出功越多，转矩越大。pme值是内燃机重要的动力性指标。

平均有效压力pme值一般范围是：

农用柴油机 pme=600～800（kPa）

车用柴油机 pme=650～1000（kPa） 强化高速柴油机 pme=1000～2900（kPa） 四冲程载货汽车用汽油机 pme=600～700（kPa） 四冲程小客车用汽油机 pme=650～1200（kPa） 二冲程小型风冷汽油机 pme=400～750（kPa）

(2) 升功率PL

升功率PL是指在标定工况下，发动机每升气缸工作容积所发出的有效功率。

式中

PL?PepVin1pn?mes??10?3?me?10?3(kW/L) iVs30?iVh30? （3-16）

Pe——发动机的标定功率（kW）；

i——气缸数；

Vs——每个气缸的工作容积（L）；

pme——在标定工况下的平均有效压力（MPa）；

n——标定转速（r/min）。

升功率PL的大小与平均有效压力pme和转速n的乘积成正比。

升功率是内燃机的强化指标之一。升功率大，每升气缸工作容积发出的有效功率大，

同时内燃机的热负荷和机械负荷大，表示内燃机的强化程度高[15]。

升功率PL的一般范围是：

17

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

农用柴油机 PL=9～15（kPa） 汽车用柴油机 PL=11～25.8（kPa） 强化高速柴油机 PL=15～40（kPa） 载货汽车用汽油机 PL=22～26（kPa） 小客车用汽油机 PL=40～70（kPa） 二冲程小型风冷汽油机 PL=18.4～73.5（kPa）

3.2.3 有效热效率和有效燃油消耗率

(1) 有效燃油消耗率be

有效热效率be是指单位有效功的耗油量。通常以每千瓦小时的耗油量表示。 bBe?P?1000 [g/(kW·h)] e式中 be—— 有效燃油消耗率[g/(kW·h)]； B—— 每小时耗油量（kg/h）；

(2) 有效热效率?et

有效热效率是内燃机有效功We与所消耗的热量Q之比值。

?WeWi?met?Q?Q 将公式（3-5）代入得

?et??it?m

与前述?it一样，可得

?3.6et?bH?106 eube可写为

18

3-17） (3-18)

（ 柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

be?3.6h)] （3-20） ?106 [g/(kW·

?etHube、?et是标志整个内燃机经济性能的指标。be、?et可根据实测Pe、B计算出来，其

大致范围：

低速柴油机 ?et=0.38～0.45 be=190～225 [g/(kW·h)] 中速柴油机 ?et=0.36～0.43 be=195～240 [g/(kW·h)] 高速柴油机 ?et=0.30～0.40 be=215～285 [g/(kW·h)] 四冲程汽油机 ?et=0.2～0.3 be=274～410 [g/(kW·h)] 二冲程汽油机 ?et=0.15～0.2 be=410～545 [g/(kW·h)]

图 3-1 燃油消耗率外特性曲线

WD175柴油机的燃油消耗率随发动机转速变化的关系曲线示于图3-1，当发动机的转速为2600 r/min时，发动机的燃油消耗率基本最低，而WD175柴油机在额定工况下的转速也为2600rpm，可见WD175在额定工况点经济性非常好。

3.2.4 根据吸入空气量计算平均有效压力

为了导出吸入空气量计算平均有效压力的公式，先给出两个重要定义[16]。 (1) 充量系数?c：

充量系数是实际进入气缸的充量与进气状态下能充满气缸工作容积的充量之比值。

19

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

?c?m1V1? mshVs （3-21）

式中 m1、 V1——分别为实际进入气缸的新鲜充量的质量、在进气状况下所占有的体积。 msh、Vs——分别为进气状态下所能充满气缸工作容积的充量质量、气缸工作容积。 进气状态是指进气管内的气体状态。在非增压内燃机上一般采用当时的大气状态；在增压柴油机上采用进气管状态。 充量系数是用来表征内燃机实际换气过程进行的完善程度的一个重要参数。

(2) 过量空气系数?a和空燃比?

内燃机工作过程中，为使燃料完全燃烧，供给的空气数量应该等于理论空气量，但实际上供给的空气量往往大于或者小于理论空气量。因此，为了评定内燃机工作过程中混合气的浓稀程度，常引用过量空气系数?a这一概念。若以l表示内燃机工作过程中每千克燃料燃烧实际供给的空气量，而每千克燃料完全燃烧需要的理论空气量为l0，则

?a?l l0 （3-22）

混和气浓稀程度还可以用空燃比表示。混合气中空气质量与燃油质量之比称为空燃比

?，即

??空气质量

燃油质量 按照化学反应方程式的当量关系，可求出1kg汽油完全燃烧所需空气质量约为14.8kg，按此比例的混合气的空燃比?=14.8，称为理论混合气。

根据内燃机工作条件的要求，过量空气系数?a值可以大于1（稀混合气，实际供给的空气量大于理论空气量），小于1（浓混合气，实际供给的空气量小于理论空气量），等于1（实际供给的空气量等于理论空气量）。

在柴油机中，因燃料难以与空气均匀混合，所以需要多供给些空气，往往?a〉1。 柴油机全负荷时，?a值一般的范围如下：

高速非增压柴油机为 ?a=1.2～1.5 增压柴油机为 ?a=1.7～2.2

根据充量系数?a的定义，每循环的实际充气量可写成：

mi??cmsh??cVs?s（kg）

20

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

式中 ?s——进气管状态下空气密度（kg/m3）

根据过量空气系数的?a的定义

?a?ml?1 l0gbl0式中，gb——为每循环燃料供给量（kg）。

则

gb??V?m1?css（kg） ?al0?al0得每循环加热量Q为

Q?gbHu??cVs?s（kJ） （3-23） ?al0式中 ?al0——燃烧每公斤燃料实际充入汽缸的空气量（kg）； Hu——燃烧低热值（kJ/kg）。

根据平均有效压力pme的定义

pme?We?etQ?（kPa） VsVs将（3-23）代入上式得 pme??et?c?sHuH?u?s?c?m?it (kPa) （3-24）

?al0?al0式（3-24）建立了动力性能指标和经济性能指标之间的关系，它是分析内燃机性能的一个

重要依据。

3.3 标志柴油机整机性能的其他参数

为了从各个不同的 角度反映柴油机的整机性能，还采用其他一些参数。

3.3.1 活塞的平均速度

活塞平均速度Cm是在曲轴每一转的两个行程中活塞的速度平均值[3]，即

21

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

式中

Cm?Sn30?10?3(m/s)

（3-25）

S——活塞行程（mm）；

n——内燃机的标定转速（r/min）。

活塞平均速度是表征发动机高速性的指标，它对发动机的性工作可靠性及使用寿命都

有很大的影响。Cm值愈高，表明发动机的功率和升功率由高，但发动机所受的机械负荷和热负荷也越大。

3.3.2 强化系数

平均有效压力pme和活塞的平均速度Cm的乘积通常为强化系数，如果考虑冲程系数?的影响，则可写成pmeCm/τ。它一方面代表了发动机功率和转速的强化，表征了性能指标

的先进性；另一方面又代表了发动机所受的热负荷和机械负荷的大小，将影响到发动机的使用寿命和工作可靠性。目前，四冲程中小功率柴油机的强化系数pmeCm/τ一般为7.5~15。

3.3.3 比质量

比质量是指发动机的整机质量与其标定功率的比值。

式中

gN?G(kg/kw) Neb (3-26)

G——发动机整机质量（kg）；

Neb——发动机的标定功率（kW）。

比质量表明了金属材料在发动机中的利用程度，它与发动机的用途、寿命、材料性能

和工艺水平等因素有关。gN值小，表明发动机的质量轻、而功率大。通常值小的发动机也都是强化程度高、升功率较大的发动机[17]。

3.4 提高柴油机动力性能和经济性能的主要措施

为了分析提高柴油机动力性能和经济性能的各种措施，可先分析影响单位气缸工作容积的输出功率，即升功率PL的各种因素[18]。 由公式（3-16）和（3-24）可得： PL?1?sHu1?it?m?cn（kW/L） （3-27） 43?10?al0?22

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

对于柴油机来说，燃料的

Hu之值变化不大，故上式可以写成 l0PL?K1Hu1? l03?104?s?it?m?cn（kW/L） ?a? (3-28)

式中 K1?

另外，be作为衡量发动机经济性能的重要指标，根据公式（3-20）得：

K23.6?106K2be??? g/(kW?h)

?etHu?et?it?m (3-29)

通过以上两式，可以看出，提高发动机动力性能指标和经济性能指标的基本途径有下

面几种：

(1) 采用增压技术

增压技术就是使空气进入气缸前进行预压缩，增加吸入气缸空气的密度，可以使发动机的功率按比例增长。同时，它还是改善经济性、节约原材料、降低排气污染最有效的一项技术措施。这一措施已在柴油机是获得了广泛的应用[19]。

(2) 合理组织燃烧过程

以提高工作循环的指示热效率?it，并求得最大限度利用气缸内的空气。提高指示热效率不仅改善了内燃机动力性能，而且也改善其经济性能，这需要从研究内燃机实际循环和理论循环入手，切实掌握各种因素对热力损失的影响程度，从而寻找提高?it的具体技术措施，而其最主要的方面就是对内燃机燃烧过程的改进。

(3) 提高气缸的充量系数?c

同样大小的气缸容积，如能吸入更多的空气，则将允许进入更多的燃料，就可获得更多的有用功。改善进气过程不仅对提高?c有利，且可减少换气损失。

(4) 提高发动机的转速

提高发动机的转速即增加单位时间内每个气缸作功的次数，从而提高内燃机的功率输出。但转速过多增加会使燃烧恶化，充量系数和机械效率急剧下降，使内燃机的可靠性和工作寿命减少，因此转速的提高受到一定限制。

(5) 提高发动机的机械效率

提高发动机的机械效率可使其动力性和经济性有所提高。在这方面，主要是依靠合理选定各种参数，在结构上、工艺上采取措施减少摩擦损失水泵、润滑油泵等附属机构所消耗的功率，改善内燃机的润滑、冷却条件等方法来达到。

(6) 采用二冲程来提高升功率

由式（3-28）可知，采用二冲程可以提高升功率。但实际上在相同工作容积和转速下，

pme值达不到四冲程的水平，与此同时，在结构上不得不予以特殊的考虑，不然的话，若

23

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

仍用简单的结构，其升功率不易超过四冲程，而且燃油消耗率却显著上升。

用MATLAB语言编制系统仿真软件，计算得到柴油发动机额定工况n=2600r/min、α=100%下的数据为：

发动机机械效率：0.8 发动机指示热效率：44% 发动机燃油率：238.87% 发动机转动不均匀度：2.36% 发动机输出功率：5.17kW

WD175曲轴与轴瓦之间摩擦系数为μc=0.00324

WD175活塞与缸套之间摩擦系数为μp=1.2961e-001[20]

3.5 小结

本章经对影响柴油机动力性和经济性进行分析，有利于今后在维修、保养、调整和

使用中，扬长避短，尽可能的提高其动力性和经济性，提高工作效率和效益，使其优质、高效、低耗地发挥作用。

24

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

第4章 曲柄连杆机构的运动与受力分析

4.1 曲柄连杆机构的运动分析

4.1.1 活塞的位移

由图4-1的几何关系可得

x=AA’=A’O-AO=(l+R)-(lcosβ+ rcos?)

(4-1)

为了分析方便,将上式中的变量消去一个,以?代替β .为此,在ΔOAB中,由正弦定理可得：

Rsin? ?lsin?即

sin??Rsin? l令

R??,得 lsin???sin?

由三角公式

cos??1?sin2??1??2sin2? 现代内燃机连杆比λ一般为0.23~0.31，而sin??1,所以上式取展开式前两项就足够精确，即

1cos??1??2sin2?

2将上式及

R，并简化： ??代入公式（4-1）

l1l??x?l?R??l(1??2sin2?)?Rcos???R(1?cos?)??2sin2?22??l1?cos2???R(1?cos?)??2?R[(1?cos?)?(1?cos2?)]

22425

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

图4-1 曲柄连杆机构

?-曲柄转角；β-连杆摆角；R-曲柄半径；s-活塞行程；l-连杆长度；x-活塞位移

4.1.2 活塞速度

将活塞的位移x对时间求导数，即得活塞的速度v。

v?dxdxd?????r?(sin??sin2?) dtd?dt2Cm? (4-3)

活塞平均速度

Sn(m/s) 30WD175柴油机的活塞速度曲线如图4-2所示。可见活塞速度随曲轴转角成正弦规律变化。

26

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

图4-2 额定工况点单工作循环活塞速度

4.1.3 活塞加速度

将活塞的速度v对时间求导数，即得活塞的加速度j

dvdvd??r?2(cos???cos2?) (4-4) ??dtd?dt WD175柴油机的活塞加速度曲线如图4-3所示，由图4-3可见，活塞的加速度随曲轴转角的变化关系曲线近似为弦函数曲线。

j?

图4 -3 额定工况点单工作循环活塞加速度

4.2 曲柄连杆机构的受力分析

研究曲柄连杆机构的受力，主要在于阐明曲柄连杆机构中各种力的作用情况，从而分析内燃机的平衡情况及输出转矩合转速的均匀情况。

当内燃机工作时，在曲柄连杆机构中的作用力有： （1） 气缸中气体压力； （2） 运动质量的惯性力；

（3） 外界负荷对内燃机的阻力； （4） 相对运动件表面的摩擦力等。

以上各力中摩擦力比其他力小很多，故在进行受力分析时一般不予考虑。

气体压力和惯性力是曲柄连杆机构中最主要的也是数值最大的力，它们应当与每一瞬时的外界反作用力相平衡，同时也是曲柄连杆机构各零件受载的主要原因。因此，曲柄连杆机构受力分析主要是研究气体压力和惯性力的作用情况[21]。

27

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

4.2.1 气体压力的作用

作用在活塞上总的气体压力Fg等于活塞上下俩侧空间内的气体压力差与活塞顶面积的乘积：

Fg?式中 D —— 气缸直径（mm）； pg —— 气缸内的气体压力（kPa）； p' —— 曲柄箱内的气体压力（kPa） 。

对于一定的内燃机，D值是一定的，故作用在活塞上总的气体压力完全取决于活塞上下两面气体压力差（pg-p'），即分别取决于pg和p'的变化规律。

?D24?pg?p'?10?6 （4-5）

?4.2.2惯性力的作用

曲柄连杆机构的惯性力有两种：一种是由往复运动质量mj所产生的惯性力，简称往复惯性力，以Fj表示；二是由旋转质量mr所产生的惯性力，简称旋转惯性力或离心力，以Fr表示，如图4-4表示[22]。

图4-4 代替曲柄连杆机构的简化质量系统和惯性力

mr为集中在连杆轴颈中心处并作旋转运动的质量，它等于简化到曲柄半径处的曲柄不mj为集中到活塞销中心处并作往复直线平衡质量与连杆组简化到大端的一部分质量之和。

运动的质量，它等于活塞组质量与简化到连杆小端的连杆组质量之和。

(1) 往复惯性力

28

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

当曲柄连杆机构运动时，往复运动质量所产生的惯性力等于：

Fj??mja??mjR?2?cos???cos2????mjR?cos??mjR??cos2??Fj1?Fj2式中 Fj —— 往复惯性力； mj —— 往复运动质量； R —— 曲柄半径；

s； Fj1??mjR?2co?Fj2??mjR?2?cos2?。

22 (4-6)

图4-5 活塞往复惯性力

Fj的方向与活塞加速度方向相反（公式中负号表示）。当内燃机转速一定时，?大小不变，上式中

?mjR?2=常数

当??0时（活塞位于上止点位置），往复惯性力Fj的绝对值为最大，其值为：

Fjmax??mjR?2?1???

由式（4-6）看出，Fj的变化情况与加速度的变化情况相似，也是由俩部分组成的。Fj1称为一级往复惯性力（简称一级惯性力），它是曲轴转角的余弦函数，曲轴旋转一周，它变化一个周期；Fj2称为二级往复惯性力（简称二级惯性力），它是曲轴转角二倍的曲线函数，曲轴旋转一周，它变化两个周期。

29

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

(2) 旋转惯性力

当曲柄连杆机构运动时，旋转质量所产生的旋转惯性力（离心力）的大小为：

Fr??mrR?2

（4-7）

当曲轴转速一定时，Fr的大小一定，其方向则始终沿曲柄方向向外。

4.2.3作用在活塞上的合力及其分解

WD175曲柄连杆机构的力和力矩如图4-6所示[23]。

图4-6 作用在曲柄连杆机构中的力和力矩

(1) 作用于活塞上的合力

作用于活塞上的气体压力Fg和惯性力Fj，由于作用方向都是沿气缸中心线，故作用

于活塞上的合力F是气体压力与往复惯性力的代数和(2)：

F?Fg?Fj （4-8）

合力将在曲柄连杆机构中产生一系列的力和力矩，如图4-6 所示。

(2) 合力F的分解

由于连杆的摆动，F除了对连杆产生拉压力F1以外，还对气缸壁产生侧向力Fc，这时可得

? （4-9） F1?F/cos? （4-10） Fc?Ftan力Fc使气缸在连杆倾斜时受到活塞的侧向推压，故称为侧向力。

30

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

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。

31

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

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

32

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

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。

33

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

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。

34

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

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！

35

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

参考文献

[1] 周龙保，刘巽俊，高宗英.内燃机学.北京：机械工业出版社，2000，7：36～38. [2] 刘永长.内燃机热力过程模拟.北京：机械工业出版社，2001：53～58. [3] 吴兆汉.内燃机设计.北京：北京理工大学出版社，1990：75～76. [4] 蒋德明.内燃机原理.北京：机械工业出版社，1988：49-51.

[5] 陆耀祖，田维铎主编. 内燃机构造与原理. 北京：中国建筑工业出版社，1986：134～

139.

[6] 李飞鹏.内燃机构造与原理.北京：中国铁道出版社，1992，4：18～20. [7] 刘颖.柴油机原理.武昌：华中工学院出版社，1984：43～45.

[8] 镇江农业机械学院编.内燃机构造.北京：中国农业机械设计出版社，1981：138～142. [9] 宋守信主编. 内燃机增压技术. 上海：同济大学出版社，1993：116～124. [10] 徐瀛.机械设计手册（1~5）.北京：机械工业出版社，1991：63～64.

[11] 濮良贵主编.机械设计(第5版). 北京：高等教育出版社，1989：286～289. [12] 张继忠，张铁柱，戴作强等. 内燃式柱塞泵原理方案设计. 中国机械工程，2005，（21）：

1881-1885

[13] 陈秀宁，施高义.机械设计课程设计.杭州：浙江大学出版社,1995：81～82. [14] 刘鸿文.材料力学.北京：高等教育出版社,1992：74～76.

[15] 柴油机设计手册编辑委员会编.柴油机设计手册.北京：中国农业出版社，1984：86～

89.

[16] 陈家瑞.汽车构造（上、下册）.北京：机械工业出版社,2000：147～148.

[17] 张铁柱，张继忠，张洪信等.直线内燃式动力装置综述.山东机械,2004,(1):8～12,17. [18] 张铁柱，张洪信，张继忠等. 约束活塞型内燃式柔性动力系统. 内燃机科技（中国内

燃机学会2005年学术年会会议论文集，特邀报告）. 武汉：华中科技大学出版社，2005：92～95.

36

柴油发动机及其曲柄连杆机构

动力分析

参考文献

[1] 周龙保，刘巽俊，高宗英.内燃机学.北京：机械工业出版社，2000，7：36～38. [2] 刘永长.内燃机热力过程模拟.北京：机械工业出版社，2001：53～58. [3] 吴兆汉.内燃机设计.北京：北京理工大学出版社，1990：75～76. [4] 蒋德明.内燃机原理.北京：机械工业出版社，1988：49-51.

[5] 陆耀祖，田维铎主编. 内燃机构造与原理. 北京：中国建筑工业出版社，1986：134～

139.

[6] 李飞鹏.内燃机构造与原理.北京：中国铁道出版社，1992，4：18～20. [7] 刘颖.柴油机原理.武昌：华中工学院出版社，1984：43～45.

[8] 镇江农业机械学院编.内燃机构造.北京：中国农业机械设计出版社，1981：138～142. [9] 宋守信主编. 内燃机增压技术. 上海：同济大学出版社，1993：116～124. [10] 徐瀛.机械设计手册（1~5）.北京：机械工业出版社，1991：63～64.

[11] 濮良贵主编.机械设计(第5版). 北京：高等教育出版社，1989：286～289. [12] 张继忠，张铁柱，戴作强等. 内燃式柱塞泵原理方案设计. 中国机械工程，2005，（21）：

1881-1885

[13] 陈秀宁，施高义.机械设计课程设计.杭州：浙江大学出版社,1995：81～82. [14] 刘鸿文.材料力学.北京：高等教育出版社,1992：74～76.

[15] 柴油机设计手册编辑委员会编.柴油机设计手册.北京：中国农业出版社，1984：86～

89.

[16] 陈家瑞.汽车构造（上、下册）.北京：机械工业出版社,2000：147～148.

[17] 张铁柱，张继忠，张洪信等.直线内燃式动力装置综述.山东机械,2004,(1):8～12,17. [18] 张铁柱，张洪信，张继忠等. 约束活塞型内燃式柔性动力系统. 内燃机科技（中国内

燃机学会2005年学术年会会议论文集，特邀报告）. 武汉：华中科技大学出版社，2005：92～95.

36

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/d19.html