（定稿）太阳能巡日控制系统项目投资申请报告7（喜欢就下吧）

图曲柄连杆机构运动简图活塞做往复运动时，其速度和加速度是变化的。

它的速度和加速度的数值以及变化规律对曲柄连杆机构以及发动机整体工作有很大影响，因此，研究曲柄连杆机构运动规律的主要任务就是研究活塞的运动规律。

活塞位移假设在时刻，曲柄转角为，并按顺时针方向旋转，连杆轴线在其运动平面内偏离气缸轴线的角度为，如图所示。

当时，活塞销中心在最上面的位置，此位置称为上止点。

当时，点在最下面的位置，此位置称为下止点。

此时活塞的位移为式中连杆比。

式可进步简化，由图可以看出即又由于将式带入式得式是计算活塞位移的精确公式，为便于计算，可将式中的根号按牛顿二项式定理展开，得考虑到∕，其二次方以上的数值很小，可以忽略不计。

只保留前两项，则将式带入式得活塞的速度将活塞位移公式对时间进行微分，即可求得活塞速度的精确值为将式对时间微分，便可求得活塞速度得近似公式为从式可以看出，活塞速度可视为由与两部分简谐运动所组成。

当或时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。

当时，，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。

活塞的加速度将式对时间微分，可求得活塞加速度的精确值为将式对时间为微分，可求得活塞加速度的近似值为因此，活塞加速度也可以视为两个简谐运动加速度之和，即由与两部分组成。

曲柄连杆机构中的作用力作用于曲柄连杆机构的力分为缸内气压力运动质量的惯性力摩擦阻力和作用在发动机曲轴上的负载阻力。

由于摩擦力的数值较小且变化规律很难掌握，受力分析时把摩擦阻力忽略不计。

而负载阻力与主动力处于平衡状态，无需另外计算，因此主要研究气压力和运动质量惯性力变化规律对机构构件的作用。

计算过程中所需的相关数据参照汽油机，如附表所示。

气缸内工质的作用力作用在活塞上的气体作用力等于活塞上下两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即式中活塞上的气体作用力缸内绝对压力大气压力活塞直径，。

由于活塞直径是定的，活塞上的气体作用力取决于活塞上下两面的空间内气体压力差，对于四冲程发动机来说，般取，，对于缸内绝对压力，在发动机的四个冲程中，计算结果如表所示则由式计算气压力如表所示。

机构的惯性力惯性力是由于运动不均匀而产生的，为了确定机构的惯性力，必须先知道其加速度和质量的分布。

加速度从运动学中已经知道，现在需要知道质量分布。

实际机构质量分布很复杂，必须加以简化。

为此进行质量换算。

机构运动件的质量换算质量换算的原则是保持系统的动力学等效性。

质量换算的目的是计算零件的运动质量，以便进步计算它们在运动中所产生的惯性力。

表缸内绝对压力计算结果四个冲程终点压力计算公式计算结果进气终点压力压缩终点压力膨胀终位工况二三四表各工况下曲拐平面内弯矩计算结果单位工况二三四表各工况下载荷数据单位工况二三四表曲拐平面的垂直平面内弯矩计算结果单位工况二三四支反力计算求得各支承弯矩后，就可用图所示的模型来计算各个支座的支反力。

图支反力计算模型得到支反力表达式如下式中作用在曲柄销上的径向力作用在曲柄销上的切向力连杆旋转质量曲柄销曲柄臂的总的离心惯性力已知，由公式计算得到各个支座反力，其值如表，表所示。

表各工况下曲拐平面内支座反力计算结果单位工况二三四表各工况下曲拐平面的垂直平面内支座反力计算结果单位工况二三四可见，各支座在曲拐平面内的值比曲拐平面的垂直面内的值大得多。

名义应力的计算应力计算的任务是求出曲拐上曲柄销圆角处的名义应力幅和名义应力的平均值。

由于疲劳破坏总是发生在曲柄臂截面上，扭转疲劳破坏总是发生在轴颈上，因此弯曲和扭转时的名义应力应分别取为曲柄臂中央截面和曲柄销轴颈横截面上的弯曲和扭转应力。

般情况，四缸机是在第二三缸受到最大爆发压力作用时曲轴所受的应力最大，现选择对第三缸曲拐进行名义应力计算曲轴材料，极限强度，对称循环弯曲疲劳极限，对称循环扭转疲劳极限，单拐计算模型见图。

类型及方案选择内燃机中采用曲柄连杆机构的型式很多，按运动学观点可分为三类，即中心曲柄连杆机构偏心曲柄连杆机构和主副连杆式曲柄连杆机构。

中心曲柄连杆机构其特点是气缸中心线通过曲轴的旋转中心，并垂直于曲柄的回转轴线。

这种型式的曲柄连杆机构在内燃机中应用最为广泛。

般的单列式内燃机，采用并列连杆与叉形连杆的形内燃机，以及对置式活塞内燃机的曲柄连杆机构都属于这类。

偏心曲柄连杆机构其特点是气缸中心线垂直于曲轴的回转中心线，但不通过曲轴的回转中心，气缸中心线距离曲轴的回转轴线具有偏移量。

这种曲柄连杆机构可以减小膨胀行程中活塞与气缸壁间的最大侧压力，使活塞在膨胀行程与压缩行程时作用在气缸壁两侧的侧压力大小比较均匀。

主副连杆式曲柄连杆机构其特点是内燃机的列气缸用主连杆，其它各列气缸则用副连杆，这些连杆的下端不是直接接在曲柄销上，而是通过副连杆销装在主连杆的大头上，形成了关节式运动，所以这种机构有时也称为关节曲柄连杆机构。

在关节曲柄连杆机构中，个曲柄可以同时带动几套副连杆和活塞，这种结构可使内燃机长度缩短，结构紧凑，广泛的应用于大功率的坦克和机车用形内燃机。

经过比较，本设计的型式选择为中心曲柄连杆机构。

曲柄连杆机构运动学中心曲柄连杆机构简图如图所示，图中气缸中心线通过曲轴中心，为曲柄，为连杆，为曲柄销中心，为连杆小头孔中心或活塞销中心。

当曲柄按等角速度旋转时，曲柄上任意点都以点为圆心做等速旋转运动，活塞点沿气缸中心线做往复运动，连杆则做复合的平面运动，其大头点与曲柄端相连，做等速的旋转运动，而连杆小头与活塞相连，做往复运动。

在实际分析中，为使问题简单化，般将连杆简化为分别集中于连杆大头和小头的两个集中质量，认为它们分别做旋转和往复运动，这样就不需要对连杆点压手算结构可能存在比较大的误差，但是可以用来作为检验和设计的参考。

桩单元轴力图，，深基坑工程图桩单元轴力图图为桩单元轴力图，因为定义桩单元需要全局坐标系统和局部坐标系统，而局部坐标系统用来指定惯性矩和分布荷载，以及定义桩单元上力和力矩的。

上图可以得出以下结论桩单元主要受到的荷载为主动土压力被动土压力和预应力锚索施加的力，其中主动土压力应该等于被动土压力和预应力锚索施加的力之和，使桩单元达到力平衡，正是由于这三个力的作用使桩单元产生轴向压力。

桩单元的轴向压力最大值近似在主动土压力作用点处，图中红色条带最宽的地方，其值为。

桩单元剪力图，，深基坑工程图桩单元剪力图图为桩单元的剪力图，也是由局部坐标系定义的，黑色代表正值，红色代表负值。

通过上图我们可以得出以下结论由第三章的计算可知，桩单元的最大弯矩处也就是剪力为零的特征点有两处，处为处，处为处以桩单元顶部为坐标零点。

这个结论在模拟得到的剪力图中得到了证实，图中可见剪力为零的特征处有两个地方，位置大致和计算相同。

剪力比较大的区段主要集中在基坑壁上半段和基坑地面左右定范围，最大的剪力为。

桩单元弯矩图，，深基坑工程图桩单元弯矩图图为桩单元的弯矩图，而都等于零，通过上图可以得出以下结论由于左壁没有进行预应力锚杆加固，没有锚杆施加的力，所以左壁桩单元的弯矩小于右壁桩单元的弯矩。

图中可以得出桩单元最大弯矩的特征点在基坑坑壁中下部，这和第三章计算的最大弯矩作用点在桩顶以下处相符合，和桩单元剪力图中剪应力为零的位置相适应，说明模拟是比较真实有效的，得出最大弯矩为预应力锚索轴力图，，深基坑工程图预应力锚索轴力图图为预应力锚索轴力图，预应力锚索主要起到抗拉作用，和桩单元结合形成桩锚支护体系。

从图中可以得到以下结论锚索轴力集中在自由段，且大小相等，符合预应力锚索轴力分布规律。

预应力锚索最大拉力为。

土钉轴力图，，深基坑工程图土钉轴力图本次模型的建立主要建立了三根土钉，用于放坡加固，土钉对放坡加固的作用在特征点位移量监测处就说明土钉加固可以良好的加固放坡边坡。

从图中可以看出，三根土钉均受拉力，且最大的拉力为第五章结论与问题第节结论本文对区段基坑坑壁做了支护设计，经过土压力计算确定支护桩桩长最大弯矩配筋以及验算等设计过程。

而对于放坡减载双排深层搅拌桩防水帷幕内支撑等部分的设计只根据原始资料进行了合理的描述。

通过对万达基坑段进行支护结构设计，该段的主要设计成果如下表所示表段支护体系设计成果总表区段深度选用的支护方案放坡减载坡高喷射砼厚度钢筋网规格锚杆长度为，锚管规格为破率支护形式喷锚网施工道路双排深层搅拌桩防水帷幕桩径桩间距桩长桩孔灌注支护桩桩径主筋保护层厚度的螺旋箍筋定位钢筋桩间距桩长内支撑冠梁尺寸对顶撑角撑斜撑联系梁对于对基坑的验算本文只进行了简单对基坑支护的整体性稳定验算基坑底部隆起验算管冲验算和支护体系的配筋验算。

而在模拟里面对验算的成果具有比较强的说服力，在模拟最后的后处理进行了桩顶水平位移监测基坑卸荷回弹隆起位移监测坡顶竖向位的运动规律进行单独研究。

图曲柄连杆机构运动简图活塞做往复运动时，其速度和加速度是变化的。

它的速度和加速度的数值以及变化规律对曲柄连杆机构以及发动机整体工作有很大影响，因此，研究曲柄连杆机构运动规律的主要任务就是研究活塞的运动规律。

活塞位移假设在时刻，曲柄转角为，并按顺时针方向旋转，连杆轴线在其运动平面内偏离气缸轴线的角度为，如图所示。

当时，活塞销中心在最上面的位置，此位置称为上止点。

当时，点在最下面的位置，此位置称为下止点。

此时活塞的位移为式中连杆比。

式可进步简化，由图可以看出即又由于将式带入式得式是计算活塞位移的精确公式，为便于计算，可将式中的根号按牛顿二项式定理展开，得考虑到∕，其二次方以上的数值很小，可以忽略不计。

只保留前两项，则将式带入式得活塞的速度将活塞位移公式对时间进行微分，即可求得活塞速度的精确值为将式对时间微分，便可求得活塞速度得近似公式为从式可以看出，活塞速度可视为由与两部分简谐运动所组成。

当或时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。

当时，，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。

活塞的加速度将式对时间微分，可求得活塞加速度的精确值为将式对时间为微分，可求得活塞加速度的近似值为因此，活塞加速度也可以视为两个简谐运动加速度之和，即由与两部分组成。

曲柄连杆机构中的作用力作用于曲柄连杆机构的力分为缸内气压力运动质量的惯性力摩擦阻力和作用在发动机曲轴上的负载阻力。

由于摩擦力的数值较小且变化规律很难掌握，受力分析时把摩擦阻力忽略不计。

而负载阻力与主动力处于平衡状态，无需另外计算，因此主要研究气压力和运动质量惯性力变化规律对机构构件的作用。

计算过程中所需的相关数据参照汽油机，如附表所示。

气缸内工质的作用力作用在活塞上的气体作用力等于活塞上下两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即式中活塞上的气体作用力缸内绝对压力大气压力活塞直径，。

由于活塞直径是定的，活塞上的气体作用力取决于活塞上下两面的空间内气体压力差，对于四冲程发动机来说，般取，，对于缸内绝对压力，在发动机的四个冲程中，计算结果如表所示则由式计算气压力如表所示。

机构的惯性力惯性力是由于运动不均匀而产生的，为了确定机构的惯性力，必须先知道其加速度和质量的分布。

加速度从运动学中已经知道，现在需要知道质量分布。

实际机构质量分布很复杂，必须加以简化。

为此进行质量换算。

机构运动件的质量换算质量换算的原则是保持系统的动力学等效性。

质量换算的目的是计算零件的运动质量，以便进步计算它们在运动中所产生的惯性力。

表缸内绝对压力计算结果四个冲程终点压力计算公式计算结果进气终点压力压缩终点压力膨胀终