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第一章 緒論
1.1 研究背景
1.1.1 大功率低速船用柴油機曲軸
柴油機是目前世界上船舶使用最為普遍的動力裝置。根據(jù)其曲軸轉速可分為低速機(轉速為75-300r／min)、中速機(轉速為300—1000r／min)和高速機(轉速為1000-2100r／min)。其中，大功率低速柴油機由于其單機功率大、經(jīng)濟性好、可靠性高等特點，在大中型民用船舶上得到普遍應用。據(jù)統(tǒng)計，在一般大中型民用船舶中，有90％使用大功率低速柴油機作為主推進裝置。同時，柴油機主機是一般民用船舶中價值最高的配套設備，其價格占到了船價的10％左右。而曲軸作為柴油機的關鍵運動件之一。其動力學行為不僅在很大程度上決定著柴油機的工作可靠性，而且對柴油機的振動和噪聲也有著重要的影響。
大功率低速船用柴油機是船舶的心臟，曲軸是柴油機最主要的關鍵附件。世界先進造船國家日本、韓國等在大力發(fā)展造船能力的同時都相應地努力發(fā)展大功率低速船用柴油機及主要關鍵附件曲軸的制造能力。為實現(xiàn)我國在2015年成為世界第一造船大國的目標，近年來國內造船業(yè)有了飛快的發(fā)展。柴油機性能不僅與曲軸—軸承系統(tǒng)中的摩擦學行為與動力學行為有關，而且與它們之間的耦合作用密切相關。大功率低速半組合式船用柴油機曲軸轉子—軸承系統(tǒng)動力學研究將有助于人們對曲軸轉子一軸承系統(tǒng)有更完善的認識、有助于建立多缸柴油機各設計參數(shù)之間更加準確的相互依賴關系，為柴油機性能的進一步提高提供理論上的指導。
1.1.2 曲軸關鍵問題研究
為了提高曲軸的生產(chǎn)率，必須提高曲軸精加工時的轉速，以提高切削速度。但是，當曲軸轉子高速運行時，必然出現(xiàn)質量偏心引起的振動問題。研究不同轉速下大型船用柴油機曲軸轉子的動力學特點，研究切削力大小和位置變化時，曲軸轉子的振動規(guī)律，就可以為曲軸精加工時切削用量的選擇提供理論指導；另一方面，對曲軸轉子系統(tǒng)動力學性能的研究，對曲軸的使用、監(jiān)測、維修等工作也具有實用價值。
曲軸是柴油機、內燃機、蒸汽機等發(fā)動機中最重要的部件之一?；钊耐鶑瓦\動通過連桿轉變?yōu)榍S的旋轉運動，柴油機、內燃機、蒸汽機的功率通過曲軸輸出，并直接或間接地驅動配氣系統(tǒng)、噴油泵、機油泵、水泵等部件。隨著現(xiàn)代動力裝備向大功率、高效率、高可靠性、低噪音等方向的發(fā)展，對曲軸系統(tǒng)動力學性能的要求越來越高。
由于曲軸屬于典型的非對稱結構零件，具有各向異性及各向耦合的特點。因此，曲柄的偏心質量不僅能激起彎曲振動，而且也可以激起扭轉振動、軸向振動及三者的耦合振動。大型船用柴油機曲軸又具有其自身的特點。在機械加工過程中，特別是精加工過程中，不能采用高速加工方法，否則，將使曲軸轉速接近或處于共振區(qū)，產(chǎn)生大幅振動．導致加工質最下降。
1.2 國內外發(fā)展現(xiàn)狀
近年來，我國船舶工業(yè)飛速發(fā)展，中國已經(jīng)躋身于世界造船國一級梯隊。但船用配套設備一直是我國船舶業(yè)的軟肋，相比日本、韓國85％以上的船用配套設備自給率，我國作為世界第三大造船國，船用配套設備80％都依賴進口，大型船用配套設備國內供貨問題仍未解決。而低速柴油機的核心部件曲軸的緊缺，更是嚴重制約了我國船舶業(yè)的發(fā)展。
曲軸作為船用發(fā)動機的關鍵部件，被視為船用柴油機的“心臟”，對船舶的安全起著至關重要的作用。由于其重量大、加工精度要求高、制造技術難度高，因而業(yè)內常用“是否具備曲軸制造能力，從某種程度上代表了一個國家的造船工業(yè)水平”，來說明船用曲軸制造技術之于造船工業(yè)的重要性。目前日本、韓國、捷克、西班牙等少數(shù)幾個具備制造大型船用半組合式曲軸能力的國家高度壟斷著國際上大型船用曲軸市場。
由于國內不具備大型船用柴油發(fā)動機曲軸生產(chǎn)經(jīng)驗，造船所需的船用大功率低速柴油機曲軸一直依賴進口?！按葯C、機等軸”的現(xiàn)狀成了制約我國船舶工業(yè)持續(xù)發(fā)展的瓶頸。
為改變我國造船業(yè)“船等機、機等軸”的現(xiàn)狀，2001年，在國家領導人的有關指示下，國家發(fā)改委批準上馬船用半組合曲軸國產(chǎn)化項目，并安排了部分國債資金予以支持。
2002年5月，上海電氣(集團)總公司、滬東中華造船(集團)有限公司、中國船舶重工集團公司和上海工業(yè)投資公司共同投資組建上海船用曲軸有限公司，投資1.86億元開展船用半組合曲軸的科技攻關。
2005年1月，中國自己制造的第一根船用半組合曲軸在上海船用曲軸有限公司廠房下線，這根7.5米長、約60噸重的船用柴油機半組合曲軸實現(xiàn)了我國在該領域零的突破。
中國船舶工業(yè)協(xié)會2006年3月份公布的2005年全國船舶工業(yè)經(jīng)濟運行報告中指出，我國船舶工業(yè)重點配套能力有所提高，研制生產(chǎn)取得突破。船用大型低速柴油機曲軸實現(xiàn)了完全自主生產(chǎn)，已獲得65根訂單。盡管如此，但整個產(chǎn)業(yè)的形勢依然嚴峻。專家稱，中國的造船技術與國外先進水平相比，至少相差10年，差距在于核心設備自給還跟不上。
大型船用曲軸在使用和加工過程中，必須支承在滑動軸承上，形成曲軸轉子—滑動軸承系統(tǒng)。當曲軸旋轉時，不平衡質量及其他激勵導致曲軸振動，同時滑動軸承的油膜力與軸頸發(fā)生流固耦合作用，使該系統(tǒng)的振動規(guī)律不同于其他系統(tǒng)的振動規(guī)律。
1.3 經(jīng)濟效益與社會效益
大功率低速船用柴油機是船舶的心臟，曲軸是柴油機最主要的關鍵附件。船用曲軸是廣泛用于民用船舶、國防船舶等領域的關鍵裝備。世界先進造船國家日本、韓國等在大力發(fā)展造船能力的同時都相應地努力發(fā)展大功率低速船用柴油機及主要關鍵附件曲軸的制造能力，為實現(xiàn)我國在2015年成為世界第一造船大國的目標，近年來國內造船業(yè)有了飛快的發(fā)展。
但是，隨著原材料成本上升以及其他國家自身需求量的猛增，每根船用曲軸價格目前己達50萬美元以上。該關鍵部件自造能力的缺失一度制約著我國船舶工業(yè)的發(fā)展，也讓中國在榮獲“世界第三造船大國“之名的同時付出了高昂的代價。有統(tǒng)計資料顯示，1978-1997年，中國在進口曲軸上花費高達9000多萬美元。而近年來。由于曲軸價格持續(xù)飛漲，以及中國造船業(yè)對曲軸需求量的增加，每年進口曲軸的費用已經(jīng)高達4000～5000萬美元。近幾年來，半組合曲軸供求矛盾更為突出，價格逐年提高．并且交貨期也經(jīng)常得不到保證。因此，迅速建立中國自己的曲軸生產(chǎn)基地，實現(xiàn)船用大功率低速柴油機曲軸國產(chǎn)化已經(jīng)成為我國經(jīng)濟建設中的一項戰(zhàn)略任務。
雖然，大型半組合曲軸國產(chǎn)化標志著我國曲軸制造能力達到了真正意義的自主化，實現(xiàn)了具有自主知識產(chǎn)權的船用曲軸制造能力，打破了國外的技術壟斷，并具備了批量生產(chǎn)的能力，但是，要趕上、超過世界先進水平，還有很長的路要走，還需要在各個方面進行技術創(chuàng)新。
1.4 本課題的研究內容
根據(jù)大功率低速船用柴油機的特點，設計曲軸轉子－滑動軸承系統(tǒng)的動力學試驗臺。在理論分析的基礎上，研究設計該系統(tǒng)的動力學試驗臺，用于研究曲軸在機械加工過程和使用過程中的振動問題，以提高曲軸的加工精度，減少柴油機的振動，提高其工作效率和壽命，減少對環(huán)境的影響。
試驗臺中最重要的結構即為活塞連桿機構，下面將著重對此機構進行詳細的設計分析。
第二章 曲柄連桿機構受力分析
曲柄連桿機構是發(fā)動機傳遞運動和動力的機構，通過它把活塞的往復直線運動轉變?yōu)榍S的旋轉運動而輸出動力。因此，曲柄連桿機構是發(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，機構的工作條件更加復雜。在多種周期性變化載荷的作用下，如何在設計過程中保證機構具有足夠的疲勞強度和剛度及良好的動靜態(tài)力學特性成為曲柄連桿機構設計的關鍵性問題。
通過設計，確定本次試驗臺所需曲柄連桿機構的總體結構和零部件結構，包括必要的結構尺寸確定、運動學和動力學分析、材料的選取等，以滿足試驗的需要。
在傳統(tǒng)的設計模式中，為了滿足設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進行動力學分析。
研究曲柄連桿機構的受力，關鍵在于分析曲柄連桿機構中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機構的主要零件進行強度、剛度、磨損等方面的分析、計算和設計，以便達到發(fā)動機輸出轉矩及轉速的要求。
2.1 曲柄連桿機構的類型及方案選擇
內燃機中采用曲柄連桿機構的型式很多，按運動學觀點可分為三類，即：中心曲柄連桿機構、偏心曲柄連桿機構和主副連桿式曲柄連桿機構。
1、中心曲柄連桿機構
其特點是氣缸中心線通過曲軸的旋轉中心，并垂直于曲柄的回轉軸線。這種型式的曲柄連桿機構在內燃機中應用最為廣泛。一般的單列式內燃機，采用并列連桿與叉形連桿的V形內燃機，以及對置式活塞內燃機的曲柄連桿機構都屬于這一類。
2、偏心曲柄連桿機構
其特點是氣缸中心線垂直于曲軸的回轉中心線，但不通過曲軸的回轉中心，氣缸中心線距離曲軸的回轉軸線具有一偏移量e。這種曲柄連桿機構可以減小膨脹行程中活塞與氣缸壁間的最大側壓力，使活塞在膨脹行程與壓縮行程時作用在氣缸壁兩側的側壓力大小比較均勻。
3、主副連桿式曲柄連桿機構
其特點是內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“關節(jié)式”運動，所以這種機構有時也稱為“關節(jié)曲柄連桿機構”。在關節(jié)曲柄連桿機構中，一個曲柄可以同時帶動幾套副連桿和活塞，這種結構可使內燃機長度縮短，結構緊湊，廣泛的應用于大功率的坦克和機車用V形內燃機。
經(jīng)過比較，本試驗臺所選擇的型式為中心曲柄連桿機構。
2.2 曲柄連桿機構運動學
中心曲柄連桿機構簡圖如圖2.1所示，圖2.1中氣缸中心線通過曲軸中心O，OB為曲柄，AB為連桿，B為曲柄銷中心，A為連桿小頭孔中心或活塞銷中心。
當曲柄按等角速度旋轉時，曲柄OB上任意點都以O點為圓心做等速旋轉運動，活塞A點沿氣缸中心線做往復運動，連桿AB則做復合的平面運動，其大頭B點與曲柄一端相連，做等速的旋轉運動，而連桿小頭與活塞相連，做往復運動。在實際分析中，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量，認為它們分別做旋轉和往復運動，這樣就不需要對連桿的運動規(guī)律進行單獨研究。
圖2.1 曲柄連桿機構運動簡圖
活塞做往復運動時，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，研究曲柄連桿機構運動規(guī)律的主要任務就是研究活塞的運動規(guī)律。
1. 活塞位移
假設在某一時刻，曲柄轉角為，并按順時針方向旋轉，連桿軸線在其運動平面內偏離氣缸軸線的角度為，如圖2.1所示。
當=時，活塞銷中心A在最上面的位置A1，此位置稱為上止點。當=180時，A點在最下面的位置A2，此位置稱為下止點。
此時活塞的位移x為：
x===(r+)
（2.1）
式中：—連桿比。
式（2.1）可進一步簡化，由圖2.1可以看出：
即
又由于 （2.2）
將式（2.2）帶入式（2.1）得：
（2.3）
式（2.3）是計算活塞位移x的精確公式，為便于計算，可將式（2.3）中的根號按牛頓二項式定理展開，得：
…
考慮到≤ 1∕3，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
（2.4）
將式（2.4）帶入式（2.3）得
（2.5）
2. 活塞的速度
將活塞位移公式（2.1）對時間t進行微分，即可求得活塞速度的精確值為
(2.6)
將式（2.5）對時間微分，便可求得活塞速度得近似公式為：
（2.7）
從式（2.7）可以看出，活塞速度可視為由與兩部分簡諧運動所組成。
當或時，活塞速度為零，活塞在這兩點改變運動方向。當時，，此時活塞得速度等于曲柄銷中心的圓周速度。
3. 活塞的加速度
將式（2.6）對時間微分，可求得活塞加速度的精確值為：
（2.8）
將式（2.7）對時間為微分，可求得活塞加速度的近似值為：
（2.9）
因此，活塞加速度也可以視為兩個簡諧運動加速度之和，即由與兩部分組成。
2.3 曲柄連桿機構中的作用力
作用于曲柄連桿機構的力分為：缸內氣壓力、運動質量的慣性力、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量慣性力變化規(guī)律對機構構件的作用。
1. 氣缸內工質的作用力
作用在活塞上的氣體作用力等于活塞上、下兩面的空間內氣體壓力差與活塞頂面積的乘積，即
（2.10）
式中：—活塞上的氣體作用力，；
—缸內絕對壓力，；
—大氣壓力，；
—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、下兩面的空間內氣體壓力差，對于四沖程發(fā)動機來說，一般取=0.1，,對于缸內絕對壓力，在發(fā)動機的四個沖程中，計算結果如表2.1所示：
表2.1 缸內絕對壓力計算結果
四個沖程終點壓力
計算公式
計算結果/
進氣終點壓力
0.08
壓縮終點壓力
1.46
膨脹終點壓力
0.45
排氣終點壓力
0.115
注：—平均壓縮指數(shù)，=1.321.38；—壓縮比，=9.3；—平均膨脹指數(shù)，=1.21.30；；—最大爆發(fā)壓力，=35，取=4.5；此時壓力角=，取=。
則由式（2.10）計算氣壓力如表2.2所示。
表2.2 氣壓力計算結果
四 個 沖 程
/
進氣終點
77.23
壓縮終點
-102.97
膨脹終點
7001.933
排氣終點
1801.968
2. 機構的慣性力
慣性力是由于運動不均勻而產(chǎn)生的，為了確定機構的慣性力，必須先知道其加速度和質量的分布。加速度從運動學中已經(jīng)知道，現(xiàn)在需要知道質量分布。實際機構質量分布很復雜，必須加以簡化。為此進行質量換算。
1) 機構運動件的質量換算
質量換算的原則是保持系統(tǒng)的動力學等效性。質量換算的目的是計算零件的運動質量，以便進一步計算它們在運動中所產(chǎn)生的慣性力。
a) 連桿質量的換算
連桿是做復雜平面運動的零件。為了方便計算，將整個連桿（包括有關附屬零件）的質量用兩個換算質量和來代換，并假設是集中作用在連桿小頭中心處，并只做往復運動的質量；是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓周做旋轉運動的質量，如圖2.2所示：
圖2.2 連桿質量的換算簡圖
為了保證代換后的質量系統(tǒng)與原來的質量系統(tǒng)在力學上等效，必須滿足下列三個條件：
① 連桿總質量不變，即。
② 連桿重心的位置不變，即。
③ 連桿相對重心G的轉動慣量不變，即。
其中，連桿長度，為連桿重心至小頭中心的距離。由條件可得下列換算公式：
用平衡力系求合力的索多邊形法求出重心位置。將連桿分成若干簡單的幾何圖形，分別計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
b) 往復直線運動部分的質量
活塞（包括活塞上的零件）是沿氣缸中心做往復直線運動的。它們的質量可以看作是集中在活塞銷中心上，并以表示。質量與換算到連桿小頭中心的質量之和，稱為往復運動質量，即。
c) 不平衡回轉質量
曲拐的不平衡質量及其代換質量如圖2.4所示：
圖2.4 曲拐的不平衡質量及其代換質量
曲拐在繞軸線旋轉時，曲柄銷和一部分曲柄臂的質量將產(chǎn)生不平衡離心慣性力，稱為曲拐的不平衡質量。為了便于計算，所有這些質量都按離心力相等的條件，換算到回轉半徑為的連桿軸頸中心處，以表示，換算質量為：
式中：—曲拐換算質量，；
—連桿軸頸的質量，；
—一個曲柄臂的質量，；
—曲柄臂質心位置與曲拐中心的距離，。
質量與換算到大頭中心的連桿質量之和稱為不平衡回轉質量，即
由上述換算方法計算得：
往復直線運動部分的質量=0.583，不平衡回轉質量=0.467。
2) 曲柄連桿機構的慣性力
把曲柄連桿機構運動件的質量簡化為二質量和后，這些質量的慣性力可以從運動條件求出，歸結為兩個力。往復質量的往復慣性力和旋轉質量的旋轉慣性力。
（1）往復慣性力
（2.11）
式中：—往復運動質量，；
—連桿比；
—曲柄半徑，；
—曲柄旋轉角速度，；
—曲軸轉角。
是沿氣缸中心線方向作用的，公式（2.11）前的負號表示方向與活塞加速度的方向相反。
其中曲柄的角速度為： （2.12）
式中：—曲軸轉數(shù)，；
已知額定轉數(shù)=5800，則；
曲柄半徑=40.23，連桿比=0.25~0.315，取=0.27，參照附錄表2：四缸機工作循環(huán)表，將每一工況的曲軸轉角代入式（2.11），計算得往復慣性力，結果如表2.3所示：
表2.3 往復慣性力計算結果
四 個 沖 程
/
進氣終點
-10519.68
壓縮終點
6324.5
膨脹終點
-10519.68
排氣終點
6324.51
（2）旋轉慣性力
（2.13）
3) 作用在活塞上的總作用力
由前述可知，在活塞銷中心處，同時作用著氣體作用力和往復慣性力，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
（2.14）
計算結果如表2.4所示。
表2.4 作用在活塞上的總作用力
四個沖程
氣壓力/
往復慣性力/
總作用力/
進氣終點
77.23
壓縮終點
-102.97
6324.5
膨脹終點
7001.933
排氣終點
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，將分解成兩個分力：沿連桿軸線作用的力，和把活塞壓向氣缸壁的側向力，
其中沿連桿的作用力為：
（2.15）
而側向力為：
（2.16）
圖2.5 作用在機構上的力和力矩
連桿作用力的方向規(guī)定如下：使連桿受壓時為正號，使連桿受拉時為負號，
缸壁的側向力的符號規(guī)定為：當側向力所形成的反扭矩與曲軸旋轉方向相反時，側向力為正值，反之為負值。
當=時，根據(jù)正弦定理，可得：
求得
將分別代入式（2.15）、式（2.16），計算結果如表2.5所示：
表2.5 連桿力、側向力的計算結果
四個沖程
連桿力/
側向力/
進氣終點
壓縮終點
6385.19
1436.356
膨脹終點
排氣終點
8340.237
1896.923
力通過連桿作用在曲軸的曲柄臂上，此力也分解成兩個力，即推動曲軸旋轉的切向力，
即 （2.17）
和壓縮曲柄臂的徑向力，即
（2.18）
規(guī)定力和曲軸旋轉方向一致為正，力指向曲軸為正。
求得切向力、徑向力見如表2.6所示:
表2.6 切向力、徑向力的計算結果
四個沖程
切向力/
徑向力/
進氣終點
壓縮終點
1811.355
6122.8789
膨脹終點
排氣終點
2365.96
7997.61
第三章 活塞組的設計
3.1 活塞的設計
活塞組包括活塞、活塞銷和活塞環(huán)等在氣缸里作往復運動的零件，它們是發(fā)動機中工作條件最嚴酷的組件。發(fā)動機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。
3.1.1 活塞的工作條件和設計要求
1、活塞的機械負荷
在發(fā)動機工作中，活塞承受的機械載荷包括周期變化的氣體壓力、往復慣性力以及由此產(chǎn)生的側向作用力。在機械載荷的作用下，活塞各部位了各種不同的應力：活塞頂部動態(tài)彎曲應力；活塞銷座承受拉壓及彎曲應力；環(huán)岸承受彎曲及剪應力。此外，在環(huán)槽及裙部還有較大的磨損。
為適應機械負荷，設計活塞時要求各處有合適的壁厚和合理的形狀，即在保證足夠的強度、剛度前提下，結構要盡量簡單、輕巧，截面變化處的過渡要圓滑，以減少應力集中。
2、活塞的熱負荷
活塞在氣缸內工作時，活塞頂面承受瞬變高溫燃氣的作用，燃氣的最高溫度可達。因而活塞頂?shù)臏囟纫埠芨??；钊粌H溫度高，而且溫度分布不均勻，各點間有很大的溫度梯度，這就成為熱應力的根源，正是這些熱應力對活塞頂部表面發(fā)生的開裂起了重要作用。
3、磨損強烈
發(fā)動機在工作中所產(chǎn)生的側向作用力是較大的，同時，活塞在氣缸中的高速往復運動，活塞組與氣缸表面之間會產(chǎn)生強烈磨損，由于此處潤滑條件較差，磨損情況比較嚴重。
4、活塞組的設計要求
（1）要選用熱強度好、耐磨、比重小、熱膨脹系數(shù)小、導熱性好、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，強度、剛度符合要求，盡量減輕重量，避免應力集中；
（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）減少活塞從燃氣吸收的熱量，而已吸收的熱量則能順利地散走；
（6）在較低的機油耗條件下，保證滑動面上有足夠的潤滑油。
3.1.2 活塞的材料
根據(jù)上述對活塞設計的要求，活塞材料應滿足如下要求：
（1）熱強度高。即在高溫下仍有足夠的機械性能，使零件不致?lián)p壞；
（2）導熱性好，吸熱性差。以降低頂部及環(huán)區(qū)的溫度，并減少熱應力；
（3）膨脹系數(shù)小。使活塞與氣缸間能保持較小間隙；
（4）比重小。以降低活塞組的往復慣性力，從而降低了曲軸連桿組的機械負荷和平衡配重；
（5）有良好的減磨性能（即與缸套材料間的摩擦系數(shù)較?。?，耐磨、耐蝕；
（6）工藝性好，低廉。
在發(fā)動機中，灰鑄鐵由于耐磨性、耐蝕性好、膨脹系數(shù)小、熱強度高、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，由于發(fā)動機轉速日益提高，工作過程不斷強化，灰鑄鐵活塞因此比重大和導熱性差兩個根本缺點而逐漸被鋁基輕合金活塞所淘汰。
鋁合金的優(yōu)缺點與灰鑄鐵正相反，鋁合金比重小，約占有灰鑄鐵的1/3，結構重量僅占鑄鐵活塞的。因此其慣性小，這對高速發(fā)動機具有重大意義。鋁合金另一突出優(yōu)點是導熱性好，其熱傳導系數(shù)約為鑄鐵的倍，使活塞溫度顯著下降。對汽油機來說，采用鋁活塞還為提高壓縮比、改善發(fā)動機性能創(chuàng)造了重要的條件。
共晶鋁硅合金是目前國內外應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，但由于鑄造性能好，適應大量生產(chǎn)工藝的要求，應用也很廣。
綜合分析，該發(fā)動機活塞采用鋁硅合金材料鑄造而成。
3.1.3 活塞頭部的設計
1、設計要點
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，并通過銷座把它傳給連桿，同時與活塞環(huán)一起配合氣缸密封工質。因此，活塞頭部的設計要點是：
（1）保證它具有足夠的機械強度與剛度，以免開裂和產(chǎn)生過大變形，因為環(huán)槽的變形過大勢必影響活塞環(huán)的正常工作；
（2）保證溫度不過高，溫差小，防止產(chǎn)生過大的熱變形和熱應力，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裂；
（3）尺寸盡可能緊湊，因為一般壓縮高度縮短1單位，整個發(fā)動機高度就可以縮短單位，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
活塞壓縮高度的選取將直接影響發(fā)動機的總高度，以及氣缸套、機體的尺寸和質量。盡量降低活塞壓縮高度是現(xiàn)代發(fā)動機活塞設計的一個重要原則，壓縮高度是由火力岸高度、環(huán)帶高度和上裙尺寸構成的，即=++。
為了降低壓縮高度，應在保證強度的基礎上盡量壓縮環(huán)岸、環(huán)槽的高度及銷孔的直徑。
（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，首先須定出第一環(huán)的位置，即所謂火力岸高度。為縮小，當然希望盡可能小，但過小會使第一環(huán)溫度過高，導致活塞環(huán)彈性松弛、粘結等故障。因此火力岸高度的選取原則是：在滿足第一環(huán)槽熱載荷要求的前提下，盡量取得小些。一般汽油機，為活塞直徑，該發(fā)動機的活塞標準直徑，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)槽軸向高度應盡可能小，這樣活塞環(huán)慣性力也小，會減輕對環(huán)槽側面沖擊，有助于提高環(huán)槽耐久性。但太小，使制環(huán)工藝困難。在小型高速內燃機上，一般氣環(huán)高，油環(huán)高。
該發(fā)動機采用三道活塞環(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，應保證它在氣壓力造成的負荷下不會破壞。當然，第二環(huán)岸負荷要比第一環(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。實際發(fā)動機的統(tǒng)計表明，，，汽油機接近下限。
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使油環(huán)卡住而失效。所以在一般設計中，選取活塞上裙尺寸一般應使銷座上方油環(huán)槽的位置處于銷座外徑上面，并且保證銷座的強度不致因開槽而削弱，同時也不致因銷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。對于汽油機
，所以。
則。
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計。僅從活塞設計角度，為了減輕活塞組的熱負荷和應力集中，希望采用受熱面積最小、加工最簡單的活塞頂形狀，即平頂。大多數(shù)汽油機正是采用平頂活塞，由于EA113 5V 1.6L發(fā)動機為高壓縮比，因而采用近似于平頂?shù)幕钊?。實際統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，活塞頂部最小厚度，汽油機為，即。活塞頂接受的熱量，主要通過活塞環(huán)傳出。專門的實驗表明，對無強制冷卻的活塞來說，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油的僅占10%左右。所以活塞頂厚度應從中央到四周逐漸加大，而且過渡圓角應足夠大，使活塞頂吸收的熱量能順利地被導至第二、三環(huán)，以減輕第一環(huán)的熱負荷，并降低了最高溫度。
活塞頭部要安裝活塞環(huán)，側壁必須加厚，一般取，取為6.16mm，活塞頂與側壁之間應該采用較大的過渡圓角，一般取，取0.074為5.993mm.為了減少積炭和受熱，活塞頂表面應光潔，在個別情況下甚至拋光。復雜形狀的活塞頂要特別注意避免尖角，所有尖角均應仔細修圓，以免在高溫下熔化。
（2）環(huán)帶斷面
為了保證高熱負荷活塞的環(huán)帶有足夠的壁厚使導熱良好，不讓熱量過多地集中在最高一環(huán)，其平均值為。正確設計環(huán)槽斷面和選擇環(huán)與環(huán)槽的配合間隙，對于環(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0.2~0.5mm。活塞環(huán)岸銳邊必須有適當?shù)牡菇牵駝t當岸部與缸壁壓緊出現(xiàn)毛刺時，就可能把活塞環(huán)卡住，成為嚴重漏氣和過熱的原因，但倒角過大又使活塞環(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)槽的設計應保持活塞、活塞環(huán)正常工作，降低機油消耗量，防止活塞環(huán)粘著卡死和異常磨損，氣環(huán)槽下平面應與活塞軸線垂直，以保證環(huán)工作時下邊與缸桶接觸，減小向上竄機油的可能性。活塞環(huán)側隙在不產(chǎn)生上述損傷的情況下愈小愈好，目前，第一環(huán)與環(huán)槽側隙一般為0.05~0.1mm，二、三環(huán)適當小些，為0.03~0.07mm，油環(huán)則更小些，這有利于活塞環(huán)工作穩(wěn)定和降低機油消耗量，側隙確定油環(huán)槽中必須設有回油孔，并均勻地布置再主次推力面?zhèn)龋赜涂讓档蜋C油消耗量有重要意義，三道活塞環(huán)的開口間隙及側隙如表3.1所示:
表3.1 活塞環(huán)的開口間隙及側隙
活塞環(huán)
開口間隙/
側隙/
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)岸的強度校核
在膨脹沖程開始時，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，不平衡力會在岸根產(chǎn)生很大的彎曲和剪切應力，當應力值超過鋁合金在其工作溫度下的強度極限或疲勞極限時，岸根有可能斷裂，專門的試驗表明，當活塞頂上作用著最高爆發(fā)壓力時，，，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)槽結構 圖3.2第一環(huán)岸的受力情況
環(huán)岸是一個厚、內外圓直徑為、的圓環(huán)形板，沿內圓柱面固定，要精確計算固定面的應力比較復雜，可以將其簡化為一個簡單的懸臂梁進行大致的計算。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
（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)岸根部危險斷面上的彎曲應力
（3.2）
同理得剪切應力為：
（3.3）
接合成應力公式為：
（3.4）
考慮到鋁合金在高溫下的強度下降以及環(huán)岸根部的應力集中，鋁合金的許用應力，，校核合格。
3.2 活塞銷的設計
3.2.1 活塞銷的結構、材料
1、活塞銷的結構和尺寸
活塞銷的結構為一圓柱體，中空形式，可減少往復慣性質量，有效利用材料?；钊N與活塞銷座和連桿小頭襯套孔的連接配合，采用“全浮式”?；钊N的外直徑，取，活塞銷的內直徑，取活塞銷長度，取
2、活塞銷的材料
活塞銷材料為低碳合金鋼，表面滲碳處理，硬度高、耐磨、內部沖擊韌性好。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 活塞銷強度和剛度計算
由運動學知，活塞銷表面受到氣體壓力和往復慣性力的共同作用，總的作用力，活塞銷長度，連桿小頭高度，活塞銷跨度。
1、最大彎曲應力計算
活塞銷中央截面的彎矩為
（3.6）
空心銷的抗彎斷面系數(shù)為，
其中
所以彎曲應力為
即 （3.7）
2、最大剪切應力計算
最大剪切應力出現(xiàn)在銷座和連桿小頭之間的截面上。橫斷截面的最大剪切應力發(fā)生在中性層上，其值按下式計算：
（3.8）
已知許用彎曲應力；許用剪切應力，那么校核合格。
第４章 連桿組的設計
4.1 連桿的設計
4.1.1 連桿的工作情況、設計要求和材料選用
1、工作情況
連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復運動，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉運動。因此，連桿體除有上下運動外，還左右擺動，做復雜的平面運動。
2、設計要求
連桿主要承受氣體壓力和往復慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，因此，在設計時應首先保證連桿具有在足夠的疲勞強度和結構鋼度。如果強度不足，就會發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成嚴重事故，同樣，如果連桿組剛度不足，也會對曲柄連桿機構的工作帶來不好的影響。
所以設計連桿的一個主要要求是在盡可能輕巧的結構下保證足夠的剛度和強度。為此，必須選用高強度的材料；合理的結構形狀和尺寸。
3、材料的選擇
為了保證連桿在結構輕巧的條件下有足夠的剛度和強度，采用精選含碳量的優(yōu)質中碳結構鋼45模鍛，表面噴丸強化處理，提高強度。
4.1.2 連桿長度的確定
設計連桿時首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長度它通常是用連桿比來說明的，通常0.3125，取，，則。
4.1.3 連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算
1、連桿小頭的結構設計
連桿小頭主要結構尺寸如圖4.1所示，小頭襯套內徑和小頭寬度已在活塞組設計中確定，，。
為了改善磨損，小頭孔中以一定過盈量壓入耐磨襯套，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、連桿小頭的強度校核
以過盈壓入連桿小頭的襯套，使小頭斷面承受拉伸壓力。若襯套材料的膨脹系數(shù)比連桿材料的大，則隨工作時溫度升高，過盈增大，小頭斷面中的應力也增大。此外，連桿小頭在工作中還承受活塞組慣性力的拉伸和扣除慣性力后氣壓力的壓縮，可見工作載荷具有交變性。上述載荷的聯(lián)合作用可能使連桿小頭及其桿身過渡處產(chǎn)生疲勞破壞，故必須進行疲勞強度計算。
圖4.1 連桿小頭主要結果尺寸
（1）襯套過盈配合的預緊力及溫度升高引起的應力
計算時把連桿小頭和襯套當作兩個過盈配合的圓筒，則在兩零件的配合表面，由于壓入過盈及受熱膨脹，小頭所受的徑向壓力為：
?。?.1）
式中：—襯套壓入時的過盈，；
一般青銅襯套，取，
其中：—工作后小頭溫升,約；
—連桿材料的線膨脹系數(shù)，對于鋼 ；
—襯套材料的線膨脹系數(shù)，對于青銅；
、—連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)，可??；
—連桿材料的彈性模數(shù)，鋼；
—襯套材料的彈性模數(shù)，青銅；
計算小頭承受的徑向壓力為：
由徑向均布力引起小頭外側及內側纖維上的應力，可按厚壁筒公式計算，
外表面應 （4.2）
內表面應力（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)
連桿小頭的應力變化為非對稱循環(huán)，最小安全系數(shù)在桿身到連桿小頭的過渡處的外表面上為：
（4.4）
式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，
（合金鋼），?。?
—材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取=0.2；
—應力幅， ；
—平均應力，；
—工藝系數(shù)，，取0.5；
則
連桿小頭的疲勞強度的安全系數(shù)，一般約在范圍之內[4]。
3、連桿小頭的剛度計算
當采用浮動式活塞銷時，必須計算連桿小頭在水平方向由于往復慣性力而引起的直徑變形，其經(jīng)驗公式為:
（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
對于一般發(fā)動機，此變形量的許可值應小于直徑方向間隙的一半，標準間隙一般為，則校核合格。
4.1.4 連桿桿身的結構設計與強度計算
1、連桿桿身結構的設計
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。
為使連桿從小頭到大頭傳力比較均勻，在桿身到小頭和大頭的過渡處用足夠大的圓角半徑。
2、連桿桿身的強度校核
連桿桿身在不對稱的交變循環(huán)載荷下工作，它受到位于計算斷面以上做往復運動的質量的慣性力的拉伸，在爆發(fā)行程，則受燃氣壓力和慣性力差值的壓縮，為了計算疲勞強度安全系數(shù)，必須現(xiàn)求出計算斷面的最大拉伸、壓縮應力。
（1）最大拉伸應力
由最大拉伸力引起的拉伸應力為：
（4.6）
式中：—連桿桿身的斷面面積，汽油機，為活塞投影面積，取。
則最大拉伸應力為：
（2）桿身的壓縮與縱向彎曲應力
桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃氣作用力時，并可認為是在上止點，最大壓縮力為：
（4.7）
連桿承受最大壓縮力時，桿身中間斷面產(chǎn)生縱向彎曲。此時連桿在擺動平面內的彎曲，可認為連桿兩端為鉸支，長度為；在垂直擺動平面內的彎曲可認為桿身兩端為固定支點，長度為
，因此在擺動平面內的合成應力為：
（4.8）
式中：—系數(shù)，對于常用鋼材，，取；
—計算斷面對垂直于擺動平面的軸線的慣性矩，。
；
將式（4.8）改為：
?。?.9）
式中 —連桿系數(shù)，；
則擺動平面內的合成應力為：
同理，在垂直于擺動平面內的合成應力為：
（4.10）
將式（4.10）改成
（4.11）
式中：—連桿系數(shù)，
。
則在垂直于擺動平面內的合成應力為：
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稱的交變循環(huán)載荷，把或看作循環(huán)中的最大應力，看作是循環(huán)中的最小應力，即可求得桿身的疲勞安全系數(shù)。
循環(huán)的應力幅和平均應力，在連桿擺動平面為：
（4.12）
（4.13）
在垂直擺動平面內為：
（4.13）
（4.14）
連桿桿身的安全系數(shù)為：
（4.15）
式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），?。?
—材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，??；
—工藝系數(shù)，，取0.45。
則在連桿擺動平面內連桿桿身的安全系數(shù)為：
在垂直擺動平面內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，則校核合格。
4.1.5 連桿大頭的結構設計與強度、剛度計算
1、連桿大頭的結構設計與主要尺寸
連桿大頭的結構與尺寸基本上決定于曲柄銷直徑、長度、連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。其中在、在曲軸設計中確定，，，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面采用平切口，大頭凸臺高度，取，取，為了提高連桿大頭結構剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離，取，一般螺栓孔外側壁厚不小于2毫米，取3毫米，螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過渡采用盡可能大的圓角。
2、連桿大頭的強度校核
假設通過螺栓的緊固連接，把大頭與大頭蓋近似視為一個整體，彈性的大頭蓋支承在剛性的連桿體上，固定角為，通常取，作用力通過曲柄銷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。
連桿蓋的最大載荷是在進氣沖程開始的，計算得：
作用在危險斷面上的彎矩和法向力由經(jīng)驗公式求得：
（4.16）
由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為：
（4.17）
作用于大頭蓋中間斷面的法向力為：
（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，，
，
，
在中間斷面的應力為：
（4.19）
式中：—大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)，
計算連桿大頭蓋的應力為：
一般發(fā)動機連桿大頭蓋的應力許用值為，則校核合格。
4.2 連桿螺栓的設計
4.2.1 連桿螺栓的工作負荷與預緊力
根據(jù)氣缸直徑初選連桿螺紋直徑，根據(jù)統(tǒng)計，取。
發(fā)動機工作時連桿螺栓受到兩種力的作用：預緊力和最大拉伸載荷，預緊力由兩部分組成：一是保證連桿軸瓦過盈度所必須具有的預緊力；二是保證發(fā)動機工作時，連桿大頭與大頭蓋之間的結合面不致因慣性力而分開所必須具有的預緊力。
連桿上的螺栓數(shù)目為2，則每個螺栓承受的最大拉伸載荷為往復慣性力和旋轉慣性力在氣缸中心線上的分力之和，
即 （4.19）
軸瓦過盈量所必須具有的預緊力由軸瓦最小應力，由實測統(tǒng)計可得一般為，取30，由于發(fā)動機可能超速，也可能發(fā)生活塞拉缸，應較理論計算值大些，一般取，取。
4.2.2 連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算
連桿螺栓預緊力不足不能保證連接的可靠性，但預緊力過大則可能引起材料超出屈服極限，則應校核屈服強度，滿足
（4.20）
式中：—螺栓最小截面積，；
—螺栓的總預緊力，；
—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度為：
則校核合格。
致 謝
在本文完成之際，首先向我最尊敬的導師致以最誠摯的敬意和最衷心的感謝。幾個月以來，他不遺余力地對我的設計進行了指導。在我畢業(yè)設計這段時間，無論是在學習還是在生活上，恩師都給予了我無微不至的關懷，同時還要感謝老師。他們以其淵博的知識，寬厚的胸懷、無私的敬業(yè)精神以及嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和開拓進取的精神激勵著我，并言傳身教，身體力行地不斷培養(yǎng)我獨立思考，深入探索，解決實際問題的能力，使我受益匪淺。本設計之所以能完成，導師給與了關鍵性的技術指導，并指明了研究的方向，朱老師雖然平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的過程中，特別在說明書的撰寫和修改上給予了我悉心的指導，特此向兩位老師表示衷心的感謝和敬意!
此外還要感謝那些給予過我關心、幫助的老師和同學，正是有了大家的關懷、鼓力和我自己的努力，此設計才得以順利完成。同時還要感謝大學四年來所有的老師，為我們打下良好的汽車專業(yè)知識的基礎；為我們以后的工作實踐做好了鋪墊。
畢業(yè)設計雖已完成了，但由于知識水平的局限，實際經(jīng)驗缺乏，設計還存在許多不足，有很多地方需要改進。對于這些不足，我會在今后的工作、生活中努力去改正，并利用自已所學到的知識，為社會作更多的貢獻，成為一個對社會有用的人。
參考文獻
[1]葉奇，發(fā)動機曲柄連桿機構多體動力學建模的若干問題[J].機電工程，2007.12.
[2]ZHENG-DONG MA，NOEL.C.PERKINS.An Efficient Multi-body Dynamics Model for Internal Combustion Engine SystemsMulti-body System Dynamics，2003.9.
[3]Z.P.Mourelatos，Efficient Crankshaft Dynamic Analysis Using Substructure with Ritz Vectors. Journal of Sound and Vibration，2002．3．
[4]尤小梅. 發(fā)動機曲軸動力學仿真研究[J]. 沈陽工業(yè)學院學報，2004.4.
[5]樊文欣. 高速汽油機曲軸動態(tài)特性研究[J]. 測試技術學報，1997. 1.
[6]王云霞. 單缸內燃機曲柄連桿機構動力學的計算機模擬研究[D]南京農(nóng)業(yè)碩士論文，2001. 6
[7]郝寶林. 發(fā)動機曲柄連桿機構建模與仿真[J]．哈爾濱工業(yè)大學學報，2006.
[8]楊連生. 內燃機設計[M]. 北京：中國農(nóng)業(yè)機械出版社，1980. 6
[9]陳家瑞. 汽車構造[M]. 北京：人民交通出版社，2002. 4
[10]臧杰. 汽車構造：上冊[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2005.7
[11]束永平. 汽車發(fā)動機曲柄連桿機構動力學分析[J]. 東華大學學報，2005. 1
[12]周松鶴. 工程力學（教程篇）[M]. 北京：機械工業(yè)出版社. 2003. 2
[13]石津俊. 發(fā)動機曲軸彎曲疲勞強度的可靠性分析[J]. 武漢工學院學報，2005. 7
[14]王東華. 曲軸強度計算若干問題的探討[J]. 天津大學學報，2002.3
[15]施興之. 連續(xù)梁計算計算曲軸應力的研究[J]. 內燃機學報，2001.2
[16]郝志勇. 多缸機曲軸連續(xù)梁計算法的改進[J]. 內燃機學報，2002. 4
[17]吳楠. 內燃機曲柄連桿機構的多體動力學仿真[D]. MSC.software中國用戶論文集，2004.7
39