基于相關參數對發(fā)動機曲柄連桿機構主要零部件進行結構設計計算畢業(yè)設計論文.doc

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1、山東科技大學泰山科技學院學士學位論文摘要 以桑塔納2000AJR型發(fā)動機為例，基于相關參數對發(fā)動機曲柄連桿機構主要零部件進行結構設計計算，同時進行強度、剛度等方面的校核，并進行相關運動學分析和機構運動仿真分析，以達到良好的生產經濟效益。目前國內外對發(fā)動機曲柄連桿機構的動力學分析的方法很多，而且已經完善和成熟，但仍缺乏一種基于良好生產效益、經濟效益上的綜合性分析，本次設計在清晰、全面剖析的基礎上，有機地將各研究模塊聯系起來，達到既簡便又清晰的設計目的，力求為發(fā)動機曲柄連桿機構的設計提供一種綜合全面的思路。 分析研究的主要模塊分為以下三個部分：第一，對發(fā)動機曲柄連桿機構進行運動學和動力學分析，著重

2、分析活塞的位移、速度、加速度以及工質的作用力和機構的慣性力；第二，進行曲柄連桿機構活塞組、連桿組以及曲軸的結構設計，并對其強度和剛度進行校核；第三，應用ProEngineer 建立曲柄連桿機構主要零部件的幾何模型，并利用Pro/Mechanism進行機構仿真。 關鍵詞：發(fā)動機；曲柄連桿機構；受力分析；運動學分析；機構仿真 IABSTRACT In Santana 2000AJR engine, for example, based on the relevant parameters of the engine crank main components for structural desi

3、gn calculations, at the same strength, stiffness and other aspects of the check, and associated institutions kinematic analysis and motion simulation analysis, in order to achieve good production cost. At home and abroad on the engine crank dynamics analysis in many ways, and has been perfect and ma

4、ture, but still lacks a well-based production and economic benefits on a comprehensive analysis of this design in a clear and comprehensive analysis of the based on organically linked to each research module, to achieve both simple and clear design purpose, and strive to provide the engine crank lin

5、kage is designed to provide a holistic and comprehensive way of thinking. Analysis of the main module is divided into the following three parts: first, the engine crank kinematic and dynamic analysis, focusing on analysis of piston displacement, velocity, acceleration, as well as the working fluid i

6、nertia forces and institutions; Second, the group performed crank piston, connecting rod and crankshaft design group, and its strength and rigidity to be checked; Third, the application of Pro / Engineer to establish the main components crank geometric model and the use of Pro / Mechanism institutio

7、nal emulation.Keywords: engine; crank linkage; stress analysis; kinematic analysis; mechanism simulation; 目錄摘要IABSTRACTII1緒論11.1 國內外發(fā)展現狀11.2 研究的目的及意義31.3研究的主要內容32 總體方案的設計52.1原始參數的選定52.2原理性方案設計62.3 結構性方案設計72.4 設計方案的確定83 曲柄連桿機構受力分析103.1曲柄連桿機構運動學103.2 曲柄連桿機構中的作用力124 活塞、連桿組的設計224.1 活塞的設計224.2 活塞銷的設計334.

8、3 活塞銷座344.4 活塞環(huán)設計及計算354.5 連桿的設計374.6 連桿螺栓的設計475 曲軸的設計495.1 曲軸的結構型式和材料的選擇495.2 曲軸的主要尺寸的確定和結構細節(jié)設計505.3 曲軸的疲勞強度校核546 曲柄連桿機構的創(chuàng)建626.1 活塞的創(chuàng)建626.2 連桿的創(chuàng)建656.3 曲軸的創(chuàng)建686.4 曲柄連桿機構其它零件的創(chuàng)建717 曲柄連桿機構運動分析737.1 活塞及連桿的裝配747.2 定義曲軸連桿的連接767.3 定義伺服電動機787.4 建立運動分析787.5 進行干涉檢驗與視頻制作797.6 獲取分析結果817.7 對結果的分析83經濟可行性分析84總結85參

9、考文獻87致謝89附錄90 IV1緒論1.1 國內外發(fā)展現狀目前，應用最廣、數量最多的汽車發(fā)動機為水冷、四沖程往復活塞式內燃機，其中汽油機多用于轎車和輕型客貨車上，而大客車和中、重型貨車發(fā)動機多為柴油機。少數轎車和輕型客貨車發(fā)動機也有用柴油機的。還有一種知名度很高，但應用很少的發(fā)動機，即三角活塞旋轉式發(fā)動機，也叫轉子式發(fā)動機。發(fā)動機曲柄連桿機構無論在國內還是在國外三大組成部分還是沒有變，現在還是應用于內燃機領域，曲柄連桿機構從數量方面來說，會朝著多連桿機構方向發(fā)展；從材料方面看，車用發(fā)動機曲軸材質有球墨鑄鐵和鋼兩類。至于新的發(fā)展趨勢，曲軸應該是材料方面的改進，比如碳材質的，高速、高效加工在曲軸

10、制造業(yè)已有相當程度的應用，并成為主要發(fā)展方向，相信曲軸制造技術在將來會有更新、更快的發(fā)展。從汽車發(fā)動機連桿的發(fā)展趨向可看出：（1）就連桿的使用性能與生產成本來看，C 7 0 鋼錘鍛連桿和鐵基粉末鍛造連桿已日趨接近，市場競爭將白熱化。（2）溫壓連桿的生產成本最低，至于使用性能汽車制造廠家能否接受尚待觀察。毫無疑問，溫壓連桿一旦得到汽車制造廠家認可，將很快進入市場。（3）鋁基粉末鍛造連桿若開發(fā)成功，一定會對汽車發(fā)動機的設計產生重大沖擊，值得關注。（4）從連桿的生產開展歷程可看出，粉末冶金零件的開發(fā)與應用，和汽車制造業(yè)所追求的輕量化、改進零件性能、降低生產成本、保護環(huán)境等目標息息相關。因此，汽車制造

11、業(yè)對粉末冶金零件的生產與發(fā)展應給予足夠重視。從研究方向來看，目前國內外對發(fā)動機曲柄連桿機構的動力學分析的方法很多，而且已經完善和成熟，其中機構運動學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系，動力學則是研究產生運動的力。發(fā)動機曲柄連桿機構的動力學分析主要包括氣體力、慣性力、軸承力和曲軸轉矩等的分析，傳統(tǒng)的內燃機工作機構動力學、運動學分析方法主要有圖解法和解析法。1、解析法 解析法是對構件逐個列出方程，通過各個構件之間的聯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，機構各組成部分的位移、速度、加速度

12、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，可用于對計算機結果的判斷和選擇。解析法取點數值較少，繪制曲線精度不高。不經任何計算，對曲柄連桿機構直接圖解其速度和加速度的方法最早由克萊茵提出，但方法十分復雜。 3、復數向量法復數向量法是以各個桿件作為向量，把在復平面上的連接過程用復數形式加以表達，對于包括結構參數和時間參數的解析式就時間求導后，可以得到機構的運動性能。該方法是機構運動分析的較好方法。通過對機構運動學、動力學的分析，我們可以清楚了解內燃機工作機構的運動性能、運動規(guī)律等，從而可以更好地對機構進行性能分析和產品設計。但是過去由于手段的原因，大部分復雜的機械

13、運動盡管能夠給出解析表達式，卻難以計算出供工程設計使用的結果，不得不用粗糙近似的圖解法求得數據。近年來隨著計算機的發(fā)展，可以利用復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品設計的現代理論和方法?？v觀世界汽車產品技術的發(fā)展態(tài)勢，汽車發(fā)動機技術正以優(yōu)異的性能，更好的經濟性和動力性為方向得到日益廣泛的重視和發(fā)展。進一步提高發(fā)動機的環(huán)保與節(jié)能將成為發(fā)動機發(fā)展的方向。1.2 研究的目的及意義曲柄連桿機構是往復式內燃機中的動力傳遞系統(tǒng)。曲柄連桿機構是發(fā)動機實現工作循環(huán)，完成能量轉換的主要運動部分。在作功沖程中，燃料燃燒產生的高溫高壓燃氣推動活塞向下運動，活塞通過連桿帶動曲

14、軸作旋轉運動，從而將燃料燃燒的熱能轉變?yōu)榍S轉動的機械能而對外輸出動力；在其它沖程中，則依靠曲柄和飛輪的轉動慣性、通過連桿帶動活塞上下運動，為下一次作功創(chuàng)造條件。曲柄連桿機構的作用是提供燃燒場所，把燃料燃燒后氣體作用在活塞頂上的膨脹壓力轉變?yōu)榍S旋轉的轉矩，不斷輸出動力。曲柄連桿機構由機體組、活塞連桿組、曲軸飛輪組三部分組成。（1）機體組：氣缸體、氣缸墊、氣缸蓋、曲軸箱及油底殼、曲軸箱、汽缸套；（2）活塞連桿組：活塞、活塞環(huán)、活塞銷、連桿；（3）曲軸飛輪組：曲軸、飛輪、扭轉減振器、平衡軸。通過設計，確定發(fā)動機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

15、選取等，以滿足實際生產的需要。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值計算，同時為了滿足產品的使用性能，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。1.3研究的主要內容以桑塔納2000AJR型發(fā)動機為例對內燃機運行過程中曲柄連桿機構受力分析進行深入研究，其主要的研究內容有：（1）對曲柄連桿機構進行運動學和動力學分析，分析曲柄連桿機構中各種力的作用情況，并根據這些力對曲柄連桿機構的主要零部件進行強度、剛度等方面的計算和校核，以便達到設計要求；（2）分析曲柄連桿機構中主要零部件如活塞，曲軸，連桿等的工作條件和設計要求

16、，進行合理選材，確定出主要的結構尺寸，并進行相應的尺寸檢驗校核，以符合零件實際加工的要求；（3）應用Pro/E軟件對曲柄連桿機構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，然后定義相應的連接關系，最后裝配成完整的機構，并進行運動仿真分析，檢測其運動干涉，獲取分析結果；（4）應用Pro/E軟件將零件模型圖轉化為相應的工程圖，并結合使用AutoCAD軟件，系統(tǒng)地反應工程圖上的各類信息，以便實現對機構的進一步精確設計和檢驗。 2 總體方案的設計2.1原始參數的選定表1 桑塔納2000AJR型發(fā)動機主要性能參數氣缸排列方式直列四缸供油方式電控燃油噴射排量/L1.781缸徑/mm81.0

17、沖程（行程）/mm86.4沖程/缸徑1.0666連桿長/mm144曲軸半徑/mm 43.2轉矩 N.m/r/min150/1300曲軸軸承座5壓縮比9.3額定功率/kW74(5200 r/min)最大扭矩/(Nm)155(3800 r/min)點火順序1342表2 四缸機工作循環(huán)表曲軸轉角（）第一缸第二缸第三缸第四缸0180做功排氣壓縮進氣180360排氣進氣做功壓縮360540進氣壓縮排氣做功540720壓縮做功進氣排氣2.2原理性方案設計曲柄連桿機構是發(fā)動機中的動力傳遞系統(tǒng)，是發(fā)動機實現工作循環(huán)，完成能量轉換的主要運動部分。由機體組:氣缸體、氣缸蓋、曲軸箱體、氣缸套、氣缸墊；活塞連桿組：活

18、塞、活塞環(huán)、活塞銷、連桿、連桿大頭蓋；曲軸飛輪組：曲軸、飛輪、曲軸正時齒輪三大部分組成。工作原理就是：燃料燃燒后的能量推動活塞上下運動，再由連桿帶動曲軸作圓周運動。為了吸入新鮮空氣和排除廢氣，設有進、排氣系統(tǒng)等?；钊鶑瓦\動時，其頂面從一個方向轉為相反方向的轉變點的位置稱為止點。活塞頂面離曲軸中心線最遠時的止點，稱為上止點，活塞頂面離曲軸中心線最近時的止點稱為下止點，活塞運行的上、下兩個止點之間的距離s稱為活塞行程。曲軸與連桿下端的連接中心至曲軸中心的垂直距離月稱為曲柄半徑。四沖程發(fā)動機的工作循環(huán)包括四個活塞行程：進氣行程、壓縮沖程、作功行程、和排氣行程。進氣行程：汽油機將空氣與燃料先在氣缸的

19、外部的化油器中、節(jié)氣門體處或進氣道內進行混合，形成可燃混合氣后被吸入氣缸。壓縮行程：為使吸入氣缸的可燃混合氣能迅速燃燒，以產生較大的壓力，從而使發(fā)動機發(fā)出較大功率，必須在燃燒前將可燃混合氣壓縮，使其容積縮小，密度加大，溫度升高，故需要有壓縮過程。在這個過程中，進、排氣門全部關閉，曲軸推動活塞由下止點向上止點移動一個行程，稱為壓縮行程，壓縮前氣缸中氣體的最大容積與壓縮后的最小容積之比稱為壓縮比。作功行程：在這個行程中，進、排氣門關閉，當活塞接近上止點時，裝在氣缸體(或氣缸蓋)上的火化塞即發(fā)出電火花，點燃被壓縮的可燃混合氣。排氣行程：可燃混合氣燃燒后生成的廢氣，必須從氣缸中排除，以便進行下一個工作

20、循環(huán)，當膨脹接近終了時，排氣門丌啟，靠廢氣的壓力進行自由排氣，活塞到達下止點后再向上止點移動時，繼續(xù)將廢氣強制排到大氣中?；钊缴现裹c附近時，排氣行程結束。經過進氣、壓縮、燃燒作功、排氣四個行程，完成一個工作循環(huán)。2.3 結構性方案設計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

21、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

22、機。2.4 設計方案的確定經過比較，設計的型式選擇為中心曲柄連桿機構，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

23、構運動簡圖計活塞做往復運動時，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。 設方案主要圍繞以下內容展開：以活塞的位移、速度、加速度為主對曲柄連桿機構的運動學進行分析；曲柄連桿機構中的作用力主要以氣缸內工質的作用力和機構的慣性力展開；連桿組的設計分為連桿的工作情況、材料選取、小頭和大頭的強度及剛度計算、螺栓的負荷與預緊力的計算機強度校核和疲勞計算；曲軸設計方面主要以曲軸結構型式、材料的選取、尺寸的確定及疲勞強度校核為主；應用ProE建立曲柄連桿機構主要零件模型并進行裝配，同時

24、進行運動分析。 3 曲柄連桿機構受力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。3.1曲柄連桿機構運動學活塞做往復運動時，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。3.1.1 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A

25、1，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+)=（3.1）式中：連桿比。式（3.1）可進一步簡化，由圖2.1可以看出：即 又由于 （3.2）將式（3.2）帶入式（3.1）得： X= （3.3）式（3.3）是計算活塞位移x的精確公式,為便于計算，可將式（3.3）中的根號按牛頓二項式定理展開，得：考慮到 13，其二次方以上的數值很小，可以忽略不計。只保留前兩項，則 （3.4）將式（3.4）帶入式（3.3）得 （3.5）3.1.2 活塞的速度 將活塞位移公式（3.1）對時間t進行微分，即可求得活塞速度的精確值為 (3.6)將式（3.5）

26、對時間微分，便可求得活塞速度得近似公式為： （3.7）從式（3.7）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。3.1.3 活塞的加速度將式（3.6）對時間微分，可求得活塞加速度的精確值為： （3.8）將式（3.7）對時間為微分，可求得活塞加速度的近似值為：（3.9）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。3.2 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。由于摩擦力的數值較小且變化規(guī)律很難掌

27、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。計算過程中所需的相關數據參照桑塔納2000AJR型發(fā)動機，如附表1所示。3.2.1 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 （3.10）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：則由

28、式（3.10）計算氣壓力如表2.2所示。3.2.2 機構的慣性力慣性力是由于運動不均勻而產生的，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知道，現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生的慣性力。表3.1 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，=1.321.38；壓縮比，=9.3；平

29、均膨脹指數，=1.21.30；最大爆發(fā)壓力，=35，取=4.5；此時壓力角=，取=。表3.2 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（1）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3.2所示：圖3.2 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： 連桿總質量不變，即。 連桿重心

30、的位置不變，即。 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3.3所示：圖3.3 索多邊形法（2）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。（3）不平衡回轉質量曲拐的不平衡質量及其代換質量如圖3.4所示：

31、 圖3.4 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=0.575，不平衡回轉=0.461。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

32、復慣性力和旋轉質量的旋轉慣性力。（1）往復慣性力（3.11）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（3.11）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： （3.12）式中：曲軸轉數，；已知額定轉數=5200，則；曲柄半徑=43.2，連桿比=0.250.315，取=0.3，參照附錄表2：四缸機工作循環(huán)表，將每一工況的曲軸轉角代入式（3.11），計算得單位活塞面積上往復慣性力，結果如表3.3所示：表3.3 往復慣性力計算結果四 個 沖 程/進氣終點-78652.87壓縮終點33708.3膨脹終點-78652.8

33、7排氣終點33708.3（2）旋轉慣性力 （3.13） 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，故只需代數相加，即可求得合力 （3.14）計算結果如表2.4所示。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： （3.15）而側向力為： （3.16）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-102.9733708 .3 33605.33膨脹終點7001.933排氣終點1801.96833708 .3 3

34、5510.268表3.4 作用在活塞上的總作用力圖3.5 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，根據正弦定理，可得：求得 將分別代入式（3.15）、式（3.16），計算結果如表3.5所示：表3.5 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33682 .132273 .30膨脹終點排氣終點35591 .43 2402.17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 （3.17）和壓縮曲

35、柄臂的徑向力，即 （3.18）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3.6所示: 表3.6 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22854.86壓縮終點 9774.5932232.64膨脹終點排氣終點10328.6734059.784 活塞、連桿組的設計4.1 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。4.1.1 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、

36、往復慣性力以及由此產生的側向作用力。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。因而活塞頂的溫度也很高?；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9。3、磨損

37、強烈發(fā)動機在工作中所產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。4.1.2 活塞

38、的材料根據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，使零件不致損壞；（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較小），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，灰鑄鐵活塞因比重大和導熱性差兩個

39、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，熱膨脹系數稍大一些，但由于鑄造性能好，適應大量生產工藝的要求，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。4.1.3 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

40、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代發(fā)動機活塞設計的一個

41、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

42、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

43、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）活塞頂活塞頂的形狀主要取決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。大多數汽油機正是采用平頂活塞，由于AJR型發(fā)動機為高壓縮比，因而采用近似于平頂的活塞。實際統(tǒng)計數據表明，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

44、活塞環(huán)傳到氣缸壁的熱量占7080%，經活塞本身傳到氣缸壁的占1020%，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9?；钊^部要安裝活塞環(huán)，側壁必須加厚，一般取，取為6.15mm，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5.991mm.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

45、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0.20.5mm?；钊h(huán)岸銳邊必須有適當的倒角，否則當岸部與缸壁壓緊出現毛刺時，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0.050.1mm，二、三環(huán)適

46、當小些，為0.030.07mm，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)?，回油孔對降低機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4.1 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4.1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生很大的彎曲和剪切應力，當應力值超過鋁合金在其工作

47、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4.2所示。已知=4.5，則， 圖4.1 環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及環(huán)槽結構 圖4.2第一環(huán)岸的受力環(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 （4.1）而環(huán)岸根斷面的抗彎斷面系數近似等于所以環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應力 （4.2）5同理得剪切應力為： （4.3）接合成應力公式為： （4.4）考慮到鋁合金在高溫下的強度下降以及環(huán)岸根部的應

48、力集中，鋁合金的許用應力，校核合格。4.1.4 活塞裙部的設計活塞裙部是指活塞頭部最低一個環(huán)槽以下的那部分活塞?；钊貧飧淄鶑瓦\動時，依靠裙部起導向作用，并承受由于連桿擺動所產生的側壓力。所以裙部的設計要求，是保證活塞得到良好的導向，具有足夠的實際承壓面積，能形成足夠厚的潤滑油膜，既不因間隙過大發(fā)生敲缸，引起噪音和加速損傷，也不因間隙過小而導致活塞拉傷。分析活塞在發(fā)動機中工作時裙部的變形情況。首先，活塞受到側向力的作用。承受側向力作用的裙部表面，一般只是在兩個銷孔之間的弧形表面。這樣，裙部就有被壓偏的傾向，使它在活塞銷座方向上的尺寸增大；其次，由于加在活塞頂上的爆發(fā)壓力和慣性力的聯合作用，使活

49、塞頂在活塞銷座的跨度內發(fā)生彎曲變形，使整個活塞在銷座方向上的尺寸變大；再次，由于溫度升高引起熱膨脹，其中銷座部分因壁厚較其它部分要厚，所以熱膨脹比較嚴重。三種情況共同作用的結果都使活塞在工作時沿銷座方向漲大，使裙部截面的形狀變成為“橢圓”形，使得在橢圓形長軸方向上的兩個端面與氣缸間的間隙消失，以致造成拉毛現象。在這些因素中，機械變形影響一般來說并不嚴重，主要還是受熱膨脹產生變形的影響比較大11。因此，為了避免拉毛現象，在活塞裙部與氣缸之間必須預先流出較大的間隙。當然間隙也不能留得過大，否則又會產生敲缸現象。解決這個問題的比較合理的方法應該使盡量減少從活塞頭部流向裙部的熱量，使裙部的膨脹減低至最

50、?。换钊共啃螤顟c活塞的溫度分布、裙部壁厚的大小等相適應12。本文采用托板式裙部，這樣不僅可以減小活塞質量，而且裙部具有較大的彈性，可使裙部與氣缸套裝配間隙減小很多，也不會卡死。把活塞裙部的橫斷面設計成與裙部變形相適應的形狀。在設計時把裙部橫斷截面制成長軸是在垂直與活塞銷中心線方向上，短軸平行于銷軸方向的橢圓形。常用的橢圓形狀是按下列公式設計的： （4.4）式中、分別為橢圓的長短軸，如圖4.3所示。缸徑小于的裙部開槽的活塞，橢圓度（）的大小，一般為。圖4.3 活塞銷裙部的橢圓形狀91、裙部的尺寸活塞裙部是側壓力的主要承擔者。為保證活塞裙表面能保持住必要厚度的潤滑油膜，其表面比壓不應超過一定的

51、數值。因此，在決定活塞裙部長度是應保持足夠的承壓面積，以減少比壓和磨損。在確定裙部長度時，首先根據裙部比壓最大的允許值，決定需要的最小長度，然后按照結構上的要求加以適當修改。裙部單位面積壓力（裙部比壓）按下式計算： （4.5）式中：最大側作用力，由動力計算求得，=5315.42活塞直徑，；裙部高度，。取。則 一般發(fā)動機活塞裙部比壓值約為，所以設計合適。2、銷孔的位置活塞銷與活塞裙軸線不相交，而是向承受膨脹側壓力的一面（稱為主推力面，相對的一面稱為次推力面）偏移了，這是因為，如果活塞銷中心布置，即銷軸線與活塞軸線相交，則在活塞越過上止點，側壓力作用方向改變時，活塞從次推力面貼緊氣缸壁的一面突然整

52、個地橫掃過來變到主推力面貼緊氣缸壁的另一面，與氣缸發(fā)生“拍擊”，產生噪音，有損活塞耐久性。如果把活塞銷偏心布置，則能使瞬時的過渡變成分布的過渡，并使過渡時刻先于達到最高燃燒壓力的時刻，因此改善了發(fā)動機的工作平順性13。4.2 活塞銷的設計4.2.1 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。活塞銷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

53、好。4.2.2 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 （4.6）空心銷的抗彎斷面系數為，其中 所以彎曲應力為 即 （4.7） 2、最大剪切應力計算最大剪切應力出現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14，其值按下式計算： （4.8） 已知許用彎曲應力；許用剪切應力，那么校核合格。4.3 活塞銷座4.3.1 活塞銷座結構設計 活塞銷座用以支承活塞，并由此傳遞功率。銷座應當有足夠的強度和適當的剛度，使銷座能夠適應活塞銷的變形，避免銷座產

54、生應力集中而導致疲勞斷裂；同時要有足夠的承壓表面和較高的耐磨性?；钊N座的內徑，活塞銷座外徑一般等于內徑的倍，取，活塞銷的彎曲跨度越小，銷的彎曲變形就越小，銷銷座系統(tǒng)的工作越可靠，所以，一般設計成連桿小頭與活塞銷座開擋之間的間隙為，但當制造精度有保證時，兩邊共就足夠了，取間隙為。4.3.2 驗算比壓力銷座比壓力為： （4.9）一般。4.4 活塞環(huán)設計及計算4.4.1 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設計該發(fā)動機采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)為氣環(huán)，第三環(huán)為油環(huán)。第一道活塞環(huán)為桶形扭曲環(huán)，材料為球墨鑄鐵，表面鍍鉻。桶形環(huán)與缸筒為圓弧接觸，對活塞擺動適應性好，并容易形成楔形潤滑油膜。第二道活塞環(huán)為鼻形環(huán)，材料為

55、鑄鐵，鼻形環(huán)可防止泵油現象，活塞向上運動時潤滑效果好。第三道是油環(huán)，是鋼帶組成環(huán)，重量輕，比壓高，刮油能力強。 活塞環(huán)的主要尺寸為環(huán)的高度、環(huán)的徑向厚度。氣環(huán)，油環(huán)，取，?；钊h(huán)的徑向厚度，一般推薦值為：當缸徑為時，取。4.4.2 活塞環(huán)強度校核活塞環(huán)在工作時，因剪應力和軸向力影響較小，所以只計算彎矩?；钊h(huán)的平均半徑與徑向厚度之比一般都大于5，所以可按直桿彎曲正應力公式計算9。1、工作狀態(tài)下的彎曲應力活塞斷面的最大彎矩為： （4.10）由此可得最大彎曲應力為： （4.11）對于斷面均壓環(huán)其開口間隙與活塞環(huán)平均接觸壓力之間有如下關系： （4.12）將式（4.12）帶入（4.11）并整理得： （

56、4.13）式中：材料的彈性模量，對合金鑄鐵；活塞環(huán)的開口間隙，取為；氣缸直徑，；活塞環(huán)徑向厚度，則 活塞環(huán)工作時的許用彎曲應力為，則校核合格。2、套裝應力活塞環(huán)往活塞上套裝時，要把切口扳得比自由狀態(tài)的間隙還大，對于均壓環(huán)，此時的正對切口處的最大套裝彎曲應力為： （4.14）式中：與套裝方法有關的系數，根據套裝方法的不同，其值為，一般取，則 因環(huán)的套裝時在常溫下進行的，承受的應力時間甚短，所以套裝應力的許用值大于工作應力的許用值，所以校核合格。4.5 連桿的設計4.5.1 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

57、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。4.5.2 連桿長度的

58、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。4.5.3 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。上述載荷的聯合作用可能使連桿小頭及其桿身過渡處產生疲勞破壞，故必須進行疲勞強度計算9。圖4.4 連桿小頭主要結果尺寸（