柴油發動機及其曲柄連桿機構動力分析PAGE37目錄目錄 1第1章緒論 31.1研究意義 31.2發展現狀 31.3研究方法與內容 4第2章柴油機的熱力學分析 52.1柴油機的理論熱循環 52.2柴油機的實際熱循環 82.3熱力學計算即求平均指示壓力 92.4 小結 11第3章柴油機的動力性和經濟性分析 123.1柴油機的指示參數 123.1.1平均指示壓力 123.1.2指示功率 133.1.3指示熱效率與指示燃油油耗 143.2柴油機的有效指標 153.2.1有效功率和機械效率 153.2.2平均有效壓力和升功率 163.2.3有效熱效率和有效燃油消耗率 183.2.4根據吸入空氣量計算平均有效壓力 193.3標志柴油機整機性能的其他參數 213.3.1活塞的平均速度 213.3.2強化系數 213.3.3比質量 223.4提高柴油機動力性能和經濟性能的主要措施 223.5小結 23第4章曲柄連桿機構的運動與受力分析 244.1曲柄連桿機構的運動分析 244.1.1活塞的位移 244.1.2活塞速度 254.1.3活塞加速度 264.2曲柄連桿機構的受力分析 264.2.1氣體壓力的作用 274.2.2慣性力的作用 274.2.3作用在活塞上的合力及其分解 294.3小結 32第5章結論 33謝辭 34參考文獻 35

第1章緒論1.1研究意義 柴油機具備高扭矩、高壽命、低油耗、低排放、熱效率高、功率范圍廣、起動迅速、運行安全、維修方便、使用壽命較長等特點，成為解決工程機械能源問題最現實和最可靠的手段。因此柴油機的使用范圍越來越廣，數量越來越多，同時對柴油機的動力性能、經濟性能、控制廢氣排放和噪聲污染的要求也越來越高。柴油機發動機的工作過程研究是應用的基礎。WD175型柴油機是單缸、臥式、四沖程水冷柴油機，該機重量輕、體積小、馬力大、耗油省，工作可靠、性能穩定、操作維護方便，適應多種用途，可作為小型發電、排灌、噴灌、收割、脫粒、手扶拖拉機、小型船舶、機動三輪車等方面的配套動力，具有廣闊的應用領域。所以進行柴油發動機的工作過程建模與動力分析，改進其參數和結構，以使其更好的服務于應用，具有明顯的實際意義。1.2發展現狀柴油機雖然已經有了百余年的發展歷史，其技術也日趨完善，但是他仍然在不斷地發展和改進之中。當前大功率柴油機（包括低速、中速和高速機）研究和發展的主要趨勢是：降低柴油機燃油和潤滑油的消耗；研究在柴油機上使用非石油產品的代用燃料，以保證石油供應枯竭時，柴油機仍能依靠代用燃料工作；提高柴油機的可靠性和耐久性；提高柴油機單機功率或單缸功率，降低單位功率的重量；采用普通材料，降低生產成本；減少機型，加強通用化、系列化和標準化工作；簡化維護和維修工作；加強自動監護和遙控操縱研究；降低噪音、振動、冒煙及排氣中有毒物質的排放；加強某些理論的研究工作，例如對燃油霧化、著火過程及反應動力學的研究，對氣缸內燃油分布與氣流運動的研究，氣缸內傳熱問題的研究，氣缸內燃燒問題數學模擬的研究等。在電子計算機用于內燃機研究以前，為了定性估計內燃機性能，并進行有限的定量估算，不得不對內燃機的實際熱力循環給出一些簡化的假定，其中認為內燃機的正常運行工況一般是穩態的，將工質的狀態參數看成是一個循環的算術平均值等。而在設計中則根據經驗和類比，在大量選取參數的基礎上，對熱力循環中的幾個特征點進行計算，以便給出數量上的估計。這種簡單的熱力計算雖然能夠得出比較直觀的、可作定性或初步定量分析的數據，但卻十分粗略，不能全面地反映內燃機燃燒放熱過程、缸內工質的流動及傳熱過程、進排氣系統中熱力學和氣體動力學過程以及與渦輪增壓器的配合性能等，更不能對變化的工況性能進行預算。隨著內燃機性能的不斷提高，產品更新的周期不斷縮短，采用常規熱力計算進行這種經驗設計，已遠遠滿足不了現代高性能內燃機研制工作的需要。事實上，內燃機實際運行工況每瞬時并不是穩態的。隨著大容量電子計算機和數據處理系統在內燃機研究中的應用，加上試驗技術和測量儀器以及測試裝備的改進，使內燃機在試驗和理論研究上有了一個較大的發展，使內燃機熱力循環模擬成為可能，使內燃機設計由過去比較粗糙的經驗、半經驗設計向著模擬計算、優化設計和內燃機CAD方面過渡，并取得了令人耳目一新的進展。那些由內燃機運行狀態所決定的內部過程，如燃燒過程、氣體流動過程、熱交換過程以及進排氣系統與渦輪增壓器匹配的氣動過程等，有可能在計算中予以考慮，能夠建立起比較符合實際的物理模型，通過數學模擬予以表達，求得各熱力參數隨時間變化的規律，用以分析內燃機的性能及其影響因素；也能系統地模擬結構參數、燃燒規律、配氣相位、進排氣系統中的流動阻力、中冷器特性以及渦輪增壓器特性等與內燃機性能間的相互關系，并進行參數優化，尋求最佳的方案組合，為內燃機的設計、試驗和性能改進提供理論依據，因而使現代內燃機的理論研究建立在一個全新的基礎上[1]。內燃機熱力循環模擬，不僅可以計算設計工況點，而且也可以計算非設計工況和變工況點，估計環境參數變化對內燃機性能的影響，不僅可以計算內燃機的穩態過程，而且也可以計算瞬態過程；研究各結構參數及性能參數與瞬態響應特性的關系，探求改善瞬態特性的技術措施；不僅在內燃機設計階段通過計算模擬可以進行方案的比較，而且在內燃機調試階段與測試相結合，可以指明調整的參數及其值的大小；同時，在熱力循環模擬的基礎上還可以進行熱力循環模擬優化，使內燃機熱力循環模擬研究向優化設計推進一步[2]。用于內燃機研究的軟件有很多，例如：VB、VC、FORTRAN、MATLAB等等，但目前應用最廣泛的是MATLAB語言。因為MATLAB的語法規則與結構化高基編程語言如C語言等大同小異，而且使用更為簡便，具有一般語言基礎的用戶很快就可以掌握。使用MATLAB編程運算與人進行科學計算的思路和表達方式完全一致，猶如在演算紙上排列出公式與求解問題。本文的所有程序均是由MATLAB語言編寫的，最后的結果也是在MATLAB中運行得出的。1.3研究方法與內容先采用實測法獲取現有柴油發動機的數據，然后通過簡單的常規熱力學模擬各工況下燃燒室內燃料燃燒的熱力學過程，再分析柴油發動機的運動和受力，最后編制軟件對發動機的性能進行仿真。主要研究內容有：(1)柴油發動機的熱力學分析；(2)柴油發動機運動學與動力學分析，建立發動機工作過程的具有氣、固耦合的動力學模型；(3)用MATLAB語言編制仿真軟件，對柴油發動機工作過程建模與動力分析，提出改進建議。第2章柴油機的熱力學分析2.1柴油機的理論熱循環柴油機是熱力發動機，燃料的化學能先通過燃燒變為熱能，然后再通過工質的狀態變化使熱能變為機械能。柴油機的實際循環是由一系列非常復雜的物理化學變化過程所組成的。為了掌握內燃機熱功轉換的主要規律，需要對實際循環作某些簡化和假定，抽象成為理論循環，這樣才有利于分析和研究。這些假定條件是：(1)以空氣作為循環的工質，其比熱容為常數，不隨溫度變化；(2)研究的體系是封閉的。以熱源的傳熱代替燃料燃燒的放熱，以向冷源傳熱代替排氣過程向大氣放熱，工質的質量和成份自始至終都保持不變；(3)構成循環的各個過程均是可逆的[3]。理論循環和實際循環雖然存在一定的差別，但這種從實際到理論的抽象、概括和簡化是合理的，并接近實際，這樣對理論循環的分析和計算結果不僅具有一般的理論指導意義，而且也具有一定的精確性。通過對內燃機理論循環的研究，可以確定出最大可能的熱量利用率（循環熱效率）和氣缸容積利用程度（循環平均壓力），由此可以分析出來影響內燃機工作循環的經濟性和動力性的主要因素，從而找到提高內燃機性能指標的基本途徑。在內燃機的理論循環中，工質的放熱過程一般在等容積方式下進行，而吸熱過程則有三種不同的方式：一是先在等容后在等壓方式下進行；二是在等容積方式下進行；三是在等壓方式下進行[4]。因此，在內燃機理論循環中有三種不同循環可供考慮，即混合循環、等容循環和等壓循環。圖2-1 理論循環示功圖 圖2-1(a)表示混合循環的燃料在氣缸中的變化情況，這是將燃料壓力容積的變化畫在P-V坐標紙上，稱為P-V示功圖。在壓縮過程中燃料的容積變化以壓縮比表示，即式中，為全壓縮行程中活塞排量容積，為燃燒室容積。在壓縮行程后，燃料先以等容積方式沿cy線自熱源吸入熱量，之燃料氣體壓力達到值；然后燃料以等壓方式自熱源吸入另一部分熱量，這一吸熱過程是沿zy線進行的。即循環從熱源吸入的總熱量。沿cy等容線的壓力升高以壓力升高比表示，即；而沿yz線的容積變化以初膨脹比表示，即。 當活塞自z點繼續向外運動時，燃料沿zb線膨脹至b點。這一膨脹過程可用方程式表示，膨脹的容積比叫做后膨脹比，以表示，即。與及的關系如下式所示：在膨脹行程的終了，燃料中的熱量排出至冷源，燃料的壓力沿等容積線ba變化。比值、、及是與循環性能有關的主要參數。循環所做的功以表示，若示功圖按照一定的比例繪制時，則面積acyzba表示。循環所做功的熱當量等于吸入熱量與排出熱量之差，即式中，A——單位功的熱當量，A=1/427千卡/公斤.米。 循環的熱效率以表示，即 (2-1)循環熱效率表示在一個理想發動機中熱量轉換為功的完善程度。在工程熱力學課程中已知混合循環的熱效率用下式表示： (2-2)式中，K為絕熱指數,；為氣體在等壓下的比熱；為氣體在等容下的比熱。公式（2-2）為理想的燃料（比熱不隨溫度變化的氣體）在一個理想發動機混合循環所達到的熱效率。等容循環的示功圖如圖2-1（b）

所示。圖中所示的熱力過程說明如下：ac線——氣體等溫壓縮，；cz線——氣體在等容下由熱源吸入熱量；zb線——氣體等溫膨脹，；ba線——氣體在等容下排出熱量至冷源。等容循環與混合循環的差別僅在于吸入熱量的規律不同。在等容循環中，因為所以初膨脹比為其后膨脹比為即循環壓縮比等于膨脹比。將代入式（2-2）中，可得等容循環的熱效率為 （2-3）等壓循環的示功圖如圖2-1(c)所示，圖中所示的熱力過程說明如下：ac線——氣體等溫壓縮，；cz線——氣體在等壓下由熱源吸入熱量；zb線——氣體等溫膨脹，；ba線——氣體在等容下排出熱量至冷源。等壓循環與混合循環的差別僅在于吸入熱量的規律不同。在等壓循環中，由于熱量加入時壓力不變，即，因此其壓力升高比為：將代入式（2-2），可得等壓循環的熱效率為 （2-4）對上述三種理論循環的熱效率進行比較得知，在當壓縮比相同時，等容循環的熱效率大于等壓循環的，而混合循環的熱效率界于兩者之間，即如果三種理論循環在最大壓力相同、加入熱量相同而不同進行比較，則等壓循環的熱效率將大于等容循環的，而混合循環的熱效率居兩者之間，即這是由于在溫度不變的情況下等壓循環的最大而等容循環的最小的緣故[5]。2.2柴油機的實際熱循環 內燃機理論循環的分析是以各種假定條件為前提的，但在實際的內燃機循環中不可避免的有許多方面的損失，使其不能達到理論循環的指標。為了改善內燃機的實際循環，必須分析比較實際循環和理論循環之間的差距，以及引起各種差距的原因[6]。(1)工質變化的影響在理論循環中，假定工質為空氣，而在實際循環中，燃燒前的工質是新鮮空氣與上一循環殘留廢氣的混合物，燃燒后的工質變為燃燒產物——廢氣。在理論循環中，假定工質的比熱容為定值，而在實際上空氣和燃氣具有其比熱容隨溫度的上升而增大的性質，其結果是使循環熱效率和平均壓力有所降低。(2)換氣損失理論循環假定研究的體系是封閉的，以向冷源定容放熱代替排氣過程，即不考慮進氣和排氣過程，無需進行工質的替換。但事實上，燃燒廢氣的排出和新鮮空氣的吸入是維持實際循環得以周而復始地進行所必不可少的。在換氣過程中，排氣門必須提前打開，讓廢氣在下止點前便利用本身的壓力排出，這將使有用功面積有所減少；接下去進行排氣和進氣過程時，由于進排氣系統的流動阻力，又需要消耗一部分功，這倆者之和就是實際循環的換氣損失。(3)傳熱損失在理論循環中，假定構成循環的各過程是可逆的，即假定燃料與氣缸蓋、活塞頂、氣缸壁、進排氣閥等受熱件完全沒有熱交換。但在實際循環中，汽缸壁（包括汽缸套、汽缸蓋、活塞、活塞環、氣門、噴油嘴等）和工質之間始終存在著熱量的交換，特別是在燃燒和膨脹期間具有強烈的傳熱損失，減少了有用功的面積；另一方面，在壓縮過程初期，由于汽缸壁溫度較高而使工質加熱，而在壓縮過程后期，隨著工質溫度超過汽缸壁溫度便發生了從工質向汽缸壁相反的熱量傳遞。此外，由于工質比熱容的變化以及工質與汽缸壁之間的熱量交換，是實際的壓縮過程和膨脹過程不是絕熱的，而是按照平均多變指數進行。(4)燃燒損失燃燒損失包括時間損失和后燃及不完全燃燒損失兩項： (a)時間損失在時間概念上，理論循環假定活塞以無限緩慢的速度運動，以保持汽缸內的工質始終處于平衡狀態，并且假定由熱源向工質進行等容加熱的速度極快，是瞬時完成的。在等壓加熱時，加熱的速度又能與活塞的速度密切配合，以實現等壓加熱。但是，實際柴油機的活塞都具有相當高的運動速度，而且燃料著火至完全燃燒需要一定的時間。為了使整個燃燒過程能在上止點后不久即結束，以保證燃料輸入的熱量能充分的膨脹而有效利用，實際上總是將燃料提前噴入汽缸，以使著火能在上止點以前開始，其結果增加了壓縮消耗功；此外，由于燃燒期間存在著傳熱損失，活塞的高速運動以及不完全燃燒現象，使循環最高壓力和初期膨脹比有所降低，減少了膨脹有用功。(b)后燃及不完全燃燒損失在理論循環中，全部熱量是在Z點以前輸入完畢，然后轉入絕熱膨脹過程。但是在實際循環中，當接近Z點時，由于氧氣濃度的降低而引起燃燒速度下降，因而直到膨脹線以前還在繼續燃燒著，這就是所謂的后燃現象。后燃期間熱功轉換的效率，由于膨脹比小和傳熱損失大而大大下降，造成了燃燒中的后燃損失，使燃燒膨脹線位置下移。此外，由于空氣不足，或者混合氣形成不良多引起的不完全燃燒，使燃料的熱值未得到充分利用，這也促使燃燒膨脹線下移，產生不完全燃燒損失。(5)氣流運動及泄露損失活塞的高速運動使工質在汽缸內產生渦流而造成壓力損失。當采用分開式燃燒室時，工質在主、副燃燒室之間的流入和噴出將引起強烈的節流損失。但這些損失由于氣流運動對混合氣形成和燃燒的改善可以部分地彌補過來[7]。活塞環在往復運動中不可避免地會造成少量工質的泄露，而產生泄露損失。以上各項損失中，除了工質影響這一項人們很難加以改變外，使實際循環遭受較大損失的是傳熱損失和燃燒損失。因此，對四沖程的柴油機來說，理論循環的熱效率一般可達60%左右，但是，由于各項損失的存在，使實際循環的的熱效率一般僅為40%左右，即實際循環的熱效率約為理論循環的70%左右。2.3熱力學計算即求平均指示壓力 在進行柴油機的熱計算時，常用分析法求出平均指示壓力[2]。因為，進行設計柴油機的熱力計算時，柴油機還沒有制造出來，當然無法量取示功圖。有時連計算的示功圖也沒有畫出來，這時分析方法就顯得方便些。平均指示壓力的計算分為兩步：第一步先求出理論示功圖的平均指示壓力的值；第二步再將理論平均指示壓力的值乘以示功圖的豐滿系數，得出近似實際值[8]。圖2-2理論示功圖(1)值的計算 在圖2-2的理論示功圖上，一個循環的理論指示功為 （2-5）由熱力學知式中，為前膨脹比式中，為后膨脹比。式中為壓縮比。將上列、及的式子代入式（2-5）中得（2-6）上式等號兩層各以相除并以代，得kg/m2 （2-7）式（2-7）為四沖程等容-等壓混合循環的理論平均指示壓力的計算式。這一式子對增壓柴油機和非增壓柴油機都是適用的。上述的計算式是以氣缸的單位工作容積為準，而與氣缸的幾何尺寸無關，所以是便于作為各種氣缸尺寸的柴油機相互間進行比較的依據[9]。(2)示功圖的豐滿系數及值 由圖2-2可以看出，理論示功圖（帶方棱的實線部分）大于實際示功圖（圖中虛線部分），主要是由于：(a)cyz部分圓整所損失的面積。這是由于噴油不是在上止點，而是有一定的噴油提前角；燃燒也不是瞬時完成，而是需要延續一定時間所引起的。(b)ba部分圓整損失的面積。這是由于排氣閥開啟不是在下止點，而是在下止點前提前開啟所引起的。實際示功圖面積與理論示功圖面積之比叫做示功圖豐滿系數，即在四沖程非增壓柴油機中，=0.92~0.96，這一豐滿系數不包括進氣排氣行程的泵氣損失，一般，將泵氣損失計算在機械損失之內，所以非增壓四沖程柴油機的pi值為 （2-8）式中，為從理論示功圖求得平均指示壓力。 在四沖程增壓柴油機中，理論示功圖cyz部分圓整和四沖程非增壓柴油機一樣。但是由于增壓柴油機有較大的氣閥重疊角，計算示功圖時不是以全行程為準，而是以有效行程容積為準，即以有效壓縮比代替幾何壓縮比，所以示功圖的尾部還要單獨加以考慮[10]。小結本章對WD175的熱力學過程進行了理論分析，對其實際循環與理論循環作了全面的闡述，為以后動力學過程分析中缸內壓力隨曲軸轉角(或時間)變化的計算提供依據。第3章柴油機的動力性和經濟性分析3.1柴油機的指示參數柴油機的指示參數是表示燃料在氣缸內經歷的循環各過程完善程度的一組參數。它只考慮燃料在氣缸內有關參數的各種損失，而不考慮燃料膨脹對活塞做功傳到曲軸輸出端所引起的各種摩擦損失。柴油機的指示參數主要包括柴油機的平均指示壓力、指示功率、指示效率及指示油耗[12]。3.1.1平均指示壓力平均指示壓力為內燃機單位氣缸工作容積的指示功。 = (kPa)（3-1）式中Wi——指示功（J）——氣缸工作容積（L） 由上式（3-1）可以看出，平均指示壓力就是柴油機在一個工作循環中每單位氣缸工作容積（即活塞排量）活塞所獲得的指示功Wi/Vs。這樣，平均指示壓力就與氣缸的工作容積大小無關了，使之成為從柴油機實際工作循環的角度來衡量氣缸工作容積Vs利用率高低的一個參數。愈高，表示單位氣缸工作容積的利用率也高。因此，平均指示壓力是衡量柴油機實際循環做功能力大小的一個很重要的性能參數。在柴油機額定功率及額定轉速下，平均指示壓力的大小，基本上表征了柴油機的強載程度和工作循環各階段進行的完善程度[6]。額定工況下的值一般為：四沖程增壓柴油機 =850~2600kPa；四沖程非增壓柴油機 =686~981kPa； 二沖程柴油機 =350~1300kPa； 影響柴油機平均指示壓力的主要因素一般有如下五個方面：(1)增壓度當柴油機的過量空氣系數α不變時，提高增壓度即提高進缸空氣質量，并相應地提高每循環的噴油量，平均指示壓力將隨著pk的提高成正比的提高。(2)過量空氣系數當每循環噴油量不變而增壓度提高時，隨著pk的提高，α也隨著pk的提高而增大。α增大意味著空氣的燃油比逐漸變大。在α≤2以前，隨著α的增大，混合氣中的氧氣成分增加，可促進燃燒的改善，并且值也隨著α的提高而有所提高。當2.6≥α＞2時，隨著α的提高，混合氣逐漸變的比較稀薄，的增加就變得很緩慢。到α＞2.6后，如供油量仍保持不變的話，空氣燃油混合氣變得過于稀薄，使燃燒前期的燃燒速度dx/dφ（x表示缸內燃油已燃燒的百分數）大大下降，后燃增加，ηi下降，也隨之下降。(3)換氣質量柴油機的換氣質量愈好，殘余廢氣就愈少，氣缸中新鮮空氣填充愈充分，燃油燃燒速度愈高，在膨脹點z的利用系數ξz愈高，值也就愈大。(4)油氣混合的完善程度柴油機燃油空氣混合完善程度愈高，完全燃燒所需的α值愈小，而值也就愈大；反之，油氣混合不好，所需的α值就大，則值小。(5)燃燒完全程度柴油機燃燒完善程度主要可以從完全、及時、柔和、無煙、低排污等幾個方面來加以衡量，燃燒愈完善，膨脹始點的熱利用系數就愈高，值也就愈大，這也就是研究燃燒過程所努力追求的目標。但是，由于種種因素的影響，柴油機的燃燒過程往往難于達到理想完善的程度，其中主要與換氣質量、壓縮終點的溫度、最大噴油壓力、燃油霧化質量等因素的影響有關。所以，組織好一個較為良好的燃燒過程并非容易，往往要在理論上和實驗上下很大的工夫，即使這樣，有時還難于取得預想的結果，這就是組織好一個燃燒過程的困難所在[13]。3.1.2指示功率 柴油機單位時間內所作的指示功稱為指示功率的指示功率。設一臺內燃機的缸數為，缸徑為，行程為，每個氣缸的工作容積為，轉速為，平均指示壓力為。則每缸、每循環工質所作的指示功為：Wi==(J)內燃機指示功率（每秒所作的指示功）為： （kW）(3-2)式中——沖程數；四沖程=4；二沖程=2；——平均指示壓力（kPa）；——氣缸工作容積（L）；——曲軸轉速（r/min）。對于四沖程內燃機 （kW） （3-3）對于二沖程柴油機 (kW)（3-4）3.1.3指示熱效率與指示燃油油耗指示熱效率是內燃機實際循環的指示功與所消耗的燃料熱量之比值。（3-5）式中——為得到指示功所消耗的熱量（kJ）；——指示功(kJ)若一臺內燃機，當測得其指示功率為(kW)時，每小時燃油消耗量為B（kg/h）時，根據的定義，可得：（3-6）式中——1kW·h的熱當量[KJ/(kW·h)]；——所用燃料的低熱值（kJ/kg）指示燃油消耗率（簡稱指示油耗率）是指單位指示功的耗油量。通常以每指示千瓦小時功的耗油量表示。當測得內燃機的指示功率（kW）,每小時燃油消耗量為（kg/h）時，則指示燃油消耗率為：（g/kW·h）(3-7)根據的定義（3-8）、是評定內燃機實際工作循環經濟性能的重要指標。它們的大致范圍是[14]：四沖程柴油機=0.43～0.50=175～210[g/(kW·h)]二沖程柴油機=0.43～0.50=175～210[g/(kW·h)]3.2柴油機的有效指標3.2.1有效功率和機械效率(1)有效功率 內燃機的指示功率并不能完全對外輸出。在內燃機內部的傳遞過程中，不可避免地有許多損失，這些損失主要有：內燃機內部運動件的摩擦損失，驅動附屬機構的損失等。 這些損失所消耗的功率總合即為機械損失功率。內燃機的指示功率減去機械損失功率所得到的是功率輸出軸上所能輸出的凈功率，稱之為有效功率。 (kW)（3-9） 內燃機有效功率是利用測功器和轉速計進行測量計算而得到的。運用下列公式即可求出內燃機的有效功率。（kW） （3-10）式中——有效轉矩（N·m）；——轉速（r/min）。(2)機械效率 有效功率與指示功率之比稱為機械效率 （3-11） 值越高，表示接近于，說明機械損失功率小。機械效率值的一般范圍是： 汽油機 =0.70~0.90 四沖程非增壓柴油機 =0.78~0.85 四沖程增壓柴油機 =0.80~0.923.2.2平均有效壓力和升功率(1)平均有效壓力內燃機單位氣缸工作容積所作的有效功，稱為平均有效壓力。與平均指示壓力一樣，與有效功率之間的關系式為：（kW）(3-12)式中 ——有效功率（kW）； ——平均有效壓力(kPa)；——氣缸工作容積（L）。對于四沖程內燃機 （kW ） (3-13)對于二沖程內燃機(kW) (3-14)由式（3-12）得 (kPa) 將式（3-10）代入上式得 (kPa)(3-15)對于排量（ivs）一定的內燃機來說，正比于，所以業反映了內燃機單位氣缸工作容積輸出轉矩的大小。排量一定的內燃機，值越大，則對外輸出功越多，轉矩越大。值是內燃機重要的動力性指標。平均有效壓力值一般范圍是： 農用柴油機=600～800（kPa）車用柴油機=650～1000（kPa）強化高速柴油機=1000～2900（kPa）四沖程載貨汽車用汽油機=600～700（kPa）四沖程小客車用汽油機=650～1200（kPa）二沖程小型風冷汽油機=400～750（kPa）(2)升功率升功率是指在標定工況下，發動機每升氣缸工作容積所發出的有效功率。 (kW/L) （3-16）式中 ——發動機的標定功率（kW）； ——氣缸數； Vs——每個氣缸的工作容積（L）； ——在標定工況下的平均有效壓力（MPa）； n——標定轉速（r/min）。升功率的大小與平均有效壓力和轉速n的乘積成正比。升功率是內燃機的強化指標之一。升功率大，每升氣缸工作容積發出的有效功率大，同時內燃機的熱負荷和機械負荷大，表示內燃機的強化程度高[15]。升功率的一般范圍是：農用柴油機=9～15（kPa）汽車用柴油機=11～25.8（kPa）強化高速柴油機=15～40（kPa）載貨汽車用汽油機=22～26（kPa）小客車用汽油機=40～70（kPa）二沖程小型風冷汽油機=18.4～73.5（kPa）3.2.3有效熱效率和有效燃油消耗率(1)有效燃油消耗率有效熱效率是指單位有效功的耗油量。通常以每千瓦小時的耗油量表示。[g/(kW·h)]（3-17）式中——有效燃油消耗率[g/(kW·h)]；——每小時耗油量（kg/h）；(2)有效熱效率有效熱效率是內燃機有效功與所消耗的熱量之比值。 (3-18)將公式（3-5）代入得與前述一樣，可得可寫為[g/(kW·h)]（3-20）、是標志整個內燃機經濟性能的指標。、可根據實測、計算出來，其大致范圍：低速柴油機=0.38～0.45=190～225[g/(kW·h)]中速柴油機=0.36～0.43=195～240[g/(kW·h)]高速柴油機=0.30～0.40=215～285[g/(kW·h)]四沖程汽油機=0.2～0.3=274～410[g/(kW·h)]二沖程汽油機=0.15～0.2=410～545[g/(kW·h)]圖3-1燃油消耗率外特性曲線WD175柴油機的燃油消耗率隨發動機轉速變化的關系曲線示于圖3-1，當發動機的轉速為2600r/min時，發動機的燃油消耗率基本最低，而WD175柴油機在額定工況下的轉速也為2600rpm，可見WD175在額定工況點經濟性非常好。3.2.4根據吸入空氣量計算平均有效壓力為了導出吸入空氣量計算平均有效壓力的公式，先給出兩個重要定義[16]。(1)充量系數：充量系數是實際進入氣缸的充量與進氣狀態下能充滿氣缸工作容積的充量之比值。 （3-21）式中 m1、V1——分別為實際進入氣缸的新鮮充量的質量、在進氣狀況下所占有的體積。 msh、Vs——分別為進氣狀態下所能充滿氣缸工作容積的充量質量、氣缸工作容積。進氣狀態是指進氣管內的氣體狀態。在非增壓內燃機上一般采用當時的大氣狀態；在增壓柴油機上采用進氣管狀態。 充量系數是用來表征內燃機實際換氣過程進行的完善程度的一個重要參數。(2)過量空氣系數和空燃比內燃機工作過程中，為使燃料完全燃燒，供給的空氣數量應該等于理論空氣量，但實際上供給的空氣量往往大于或者小于理論空氣量。因此，為了評定內燃機工作過程中混合氣的濃稀程度，常引用過量空氣系數這一概念。若以表示內燃機工作過程中每千克燃料燃燒實際供給的空氣量，而每千克燃料完全燃燒需要的理論空氣量為，則 （3-22）混和氣濃稀程度還可以用空燃比表示。混合氣中空氣質量與燃油質量之比稱為空燃比，即 按照化學反應方程式的當量關系，可求出1kg汽油完全燃燒所需空氣質量約為14.8kg，按此比例的混合氣的空燃比=14.8，稱為理論混合氣。根據內燃機工作條件的要求，過量空氣系數值可以大于1（稀混合氣，實際供給的空氣量大于理論空氣量），小于1（濃混合氣，實際供給的空氣量小于理論空氣量），等于1（實際供給的空氣量等于理論空氣量）。在柴油機中，因燃料難以與空氣均勻混合，所以需要多供給些空氣，往往〉1。柴油機全負荷時，值一般的范圍如下：高速非增壓柴油機為=1.2～1.5增壓柴油機為=1.7～2.2根據充量系數的定義，每循環的實際充氣量可寫成：（kg）式中——進氣管狀態下空氣密度（kg/m3） 根據過量空氣系數的的定義式中，——為每循環燃料供給量（kg）。則（kg）得每循環加熱量為（kJ）（3-23）式中——燃燒每公斤燃料實際充入汽缸的空氣量（kg）；——燃燒低熱值（kJ/kg）。根據平均有效壓力的定義（kPa）將（3-23）代入上式得(kPa)（3-24）式（3-24）建立了動力性能指標和經濟性能指標之間的關系，它是分析內燃機性能的一個重要依據。 3.3標志柴油機整機性能的其他參數 為了從各個不同的角度反映柴油機的整機性能，還采用其他一些參數。3.3.1活塞的平均速度活塞平均速度是在曲軸每一轉的兩個行程中活塞的速度平均值[3]，即 (m/s) （3-25）式中 S——活塞行程（mm）； n——內燃機的標定轉速（r/min）。 活塞平均速度是表征發動機高速性的指標，它對發動機的性工作可靠性及使用壽命都有很大的影響。值愈高，表明發動機的功率和升功率由高，但發動機所受的機械負荷和熱負荷也越大。3.3.2強化系數平均有效壓力和活塞的平均速度的乘積通常為強化系數，如果考慮沖程系數的影響，則可寫成pmeCm/τ。它一方面代表了發動機功率和轉速的強化，表征了性能指標的先進性；另一方面又代表了發動機所受的熱負荷和機械負荷的大小，將影響到發動機的使用壽命和工作可靠性。目前，四沖程中小功率柴油機的強化系數pmeCm/τ一般為7.5~15。3.3.3比質量比質量是指發動機的整機質量與其標定功率的比值。 (kg/kw) (3-26)式中 G——發動機整機質量（kg）； ——發動機的標定功率（kW）。比質量表明了金屬材料在發動機中的利用程度，它與發動機的用途、壽命、材料性能和工藝水平等因素有關。值小，表明發動機的質量輕、而功率大。通常值小的發動機也都是強化程度高、升功率較大的發動機[17]。3.4提高柴油機動力性能和經濟性能的主要措施為了分析提高柴油機動力性能和經濟性能的各種措施，可先分析影響單位氣缸工作容積的輸出功率，即升功率的各種因素[18]。由公式（3-16）和（3-24）可得：（kW/L）（3-27） 對于柴油機來說，燃料的之值變化不大，故上式可以寫成（kW/L） (3-28)式中 另外，作為衡量發動機經濟性能的重要指標，根據公式（3-20）得： (3-29)通過以上兩式，可以看出，提高發動機動力性能指標和經濟性能指標的基本途徑有下面幾種：(1)采用增壓技術增壓技術就是使空氣進入氣缸前進行預壓縮，增加吸入氣缸空氣的密度，可以使發動機的功率按比例增長。同時，它還是改善經濟性、節約原材料、降低排氣污染最有效的一項技術措施。這一措施已在柴油機是獲得了廣泛的應用[19]。(2)合理組織燃燒過程以提高工作循環的指示熱效率，并求得最大限度利用氣缸內的空氣。提高指示熱效率不僅改善了內燃機動力性能，而且也改善其經濟性能，這需要從研究內燃機實際循環和理論循環入手，切實掌握各種因素對熱力損失的影響程度，從而尋找提高的具體技術措施，而其最主要的方面就是對內燃機燃燒過程的改進。(3)提高氣缸的充量系數同樣大小的氣缸容積，如能吸入更多的空氣，則將允許進入更多的燃料，就可獲得更多的有用功。改善進氣過程不僅對提高有利，且可減少換氣損失。(4)提高發動機的轉速提高發動機的轉速即增加單位時間內每個氣缸作功的次數，從而提高內燃機的功率輸出。但轉速過多增加會使燃燒惡化，充量系數和機械效率急劇下降，使內燃機的可靠性和工作壽命減少，因此轉速的提高受到一定限制。(5)提高發動機的機械效率提高發動機的機械效率可使其動力性和經濟性有所提高。在這方面，主要是依靠合理選定各種參數，在結構上、工藝上采取措施減少摩擦損失水泵、潤滑油泵等附屬機構所消耗的功率，改善內燃機的潤滑、冷卻條件等方法來達到。(6)采用二沖程來提高升功率由式（3-28）可知，采用二沖程可以提高升功率。但實際上在相同工作容積和轉速下，值達不到四沖程的水平，與此同時，在結構上不得不予以特殊的考慮，不然的話，若仍用簡單的結構，其升功率不易超過四沖程，而且燃油消耗率卻顯著上升。用MATLAB語言編制系統仿真軟件，計算得到柴油發動機額定工況n=2600r/min、α=100%下的數據為：發動機機械效率：0.8發動機指示熱效率：44%發動機燃油率：238.87%發動機轉動不均勻度：2.36%發動機輸出功率：5.17kWWD175曲軸與軸瓦之間摩擦系數為μc=0.00324WD175活塞與缸套之間摩擦系數為μp=1.2961e-001[20]3.5小結本章經對影響柴油機動力性和經濟性進行分析，有利于今后在維修、保養、調整和使用中，揚長避短，盡可能的提高其動力性和經濟性，提高工作效率和效益，使其優質、高效、低耗地發揮作用。第4章曲柄連桿機構的運動與受力分析4.1曲柄連桿機構的運動分析4.1.1活塞的位移 由圖4-1的幾何關系可得x=AA’=A’O-AO=(l+R)-(lcosβ+rcos) (4-1)為了分析方便,將上式中的變量消去一個,以代替β.為此,在ΔOAB中,由正弦定理可得：即令,得由三角公式現代內燃機連桿比λ一般為0.23~0.31，而所以上式取展開式前兩項就足夠精確，即將上式及代入公式（4-1），并簡化：圖4-1曲柄連桿機構-曲柄轉角；β-連桿擺角；-曲柄半徑；s-活塞行程；l-連桿長度；x-活塞位移4.1.2活塞速度將活塞的位移x對時間求導數，即得活塞的速度v。 (4-3)活塞平均速度WD175柴油機的活塞速度曲線如圖4-2所示。可見活塞速度隨曲軸轉角成正弦規律變化。圖4-2額定工況點單工作循環活塞速度4.1.3活塞加速度將活塞的速度v對時間求導數，即得活塞的加速度j (4-4) WD175柴油機的活塞加速度曲線如圖4-3所示，由圖4-3可見，活塞的加速度隨曲軸轉角的變化關系曲線近似為弦函數曲線。圖4-3額定工況點單工作循環活塞加速度4.2曲柄連桿機構的受力分析研究曲柄連桿機構的受力，主要在于闡明曲柄連桿機構中各種力的作用情況，從而分析內燃機的平衡情況及輸出轉矩合轉速的均勻情況。當內燃機工作時，在曲柄連桿機構中的作用力有：（1）氣缸中氣體壓力；（2）運動質量的慣性力；（3）外界負荷對內燃機的阻力；（4）相對運動件表面的摩擦力等。以上各力中摩擦力比其他力小很多，故在進行受力分析時一般不予考慮。氣體壓力和慣性力是曲柄連桿機構中最主要的也是數值最大的力，它們應當與每一瞬時的外界反作用力相平衡，同時也是曲柄連桿機構各零件受載的主要原因。因此，曲柄連桿機構受力分析主要是研究氣體壓力和慣性力的作用情況[21]。4.2.1氣體壓力的作用作用在活塞上總的氣體壓力等于活塞上下倆側空間內的氣體壓力差與活塞頂面積的乘積：（4-5）式中——氣缸直徑（mm）；——氣缸內的氣體壓力（kPa）；——曲柄箱內的氣體壓力（kPa）。對于一定的內燃機，值是一定的，故作用在活塞上總的氣體壓力完全取決于活塞上下兩面氣體壓力差（-），即分別取決于和的變化規律。4.2.2慣性力的作用曲柄連桿機構的慣性力有兩種：一種是由往復運動質量所產生的慣性力，簡稱往復慣性力，以表示；二是由旋轉質量所產生的慣性力，簡稱旋轉慣性力或離心力，以表示，如圖4-4表示[22]。 圖4-4代替曲柄連桿機構的簡化質量系統和慣性力為集中在連桿軸頸中心處并作旋轉運動的質量，它等于簡化到曲柄半徑處的曲柄不平衡質量與連桿組簡化到大端的一部分質量之和。為集中到活塞銷中心處并作往復直線運動的質量，它等于活塞組質量與簡化到連桿小端的連桿組質量之和。(1)往復慣性力當曲柄連桿機構運動時，往復運動質量所產生的慣性力等于：(4-6)式中——往復慣性力；——往復運動質量；——曲柄半徑；；。圖4-5活塞往復慣性力的方向與活塞加速度方向相反（公式中負號表示）。當內燃機轉速一定時，大小不變，上式中=常數當時（活塞位于上止點位置），往復慣性力的絕對值為最大，其值為：由式（4-6）看出，的變化情況與加速度的變化情況相似，也是由倆部分組成的。稱為一級往復慣性力（簡稱一級慣性力），它是曲軸轉角的余弦函數，曲軸旋轉一周，它變化一個周期；稱為二級往復慣性力（簡稱二級慣性力），它是曲軸轉角二倍的曲線函數，曲軸旋轉一周，它變化兩個周期。(2)旋轉慣性力當曲柄連桿機構運動時，旋轉質量所產生的旋轉慣性力（離心力）的大小為： （4-7）當曲軸轉速一定時，的大小一定，其方向則始終沿曲柄方向向外。4.2.3作用在活塞上的合力及其分解WD175曲柄連桿機構的力和力矩如圖4-6所示[23]。 圖4-6作用在曲柄連桿機構中的力和力矩(1)作用于活塞上的合力作用于活塞上的氣體壓力和慣性力，由于作用方向都是沿氣缸中心線，故作用于活塞上的合力是氣體壓力與往復慣性力的代數和(2)：（4-8）合力將在曲柄連桿機構中產生一系列的力和力矩，如圖4-6所示。(2)合力的分解由于連桿的擺動，除了對連桿產生拉壓力以外，還對氣缸壁產生側向力，這時可得（4-9）（4-10）力使氣缸在連桿傾斜時受到活塞的側向推壓，故稱為側向力。連桿力使連桿軸承受載，并在曲柄銷中心產生切向力和：法向力使曲柄受彎曲，并使主軸承受載。切向力與構成力偶，這個力偶使內燃機曲軸得以克服外界力矩而旋轉，它即為內燃機一個氣缸所發出的指示轉矩，其值為：同時，力又和合成為。從圖（4-8）中可以看出和與大小相等方向平行。下式表又可分解為沿氣缸中心線方向的和垂直于氣缸中心線的兩個分力，并以示：由此看出作用在氣缸壁上的側壓力和作用在主軸頸軸承上的側壓力大小相等而方向相反，這樣就構成了一個與方向相反的力偶，其值為上式說明，和構成的反力矩與所產生的指示扭矩大小相等，但方向相反。也就是說當內燃機曲軸向外輸出力矩時也受到一個與外界輸出力矩大小相同的反作用力矩。它使內燃機產生傾覆，故稱之為傾覆力矩。這一力矩不可能在內燃機內部平衡掉，而只能由內燃機支承來承受，因而它是使內燃機整機不平衡的因素。圖4-7額定工況單工作循環活塞與氣缸間的摩擦力額定工況點活塞與缸套之間的摩擦力如圖4-7所示，圖中出現階越是因為活塞運動方向改變，摩擦力方向也發生改變所致[24]。額定工況點R175單循環輸出扭矩如圖4-8所示。圖4-8額定工況下WD175柴油機輸出扭矩圖曲柄銷的切向、徑向及合力如圖4-9、4-10所示。(a)曲柄銷所受切向力(b)曲柄銷所受徑向力圖4-9曲柄銷中心切向、徑向受力特性曲線圖4-10曲柄銷中心所受合力特性曲線圖4-9(a)所示，曲柄銷所受切向力是由連桿的所受力所傳遞過去的，此力對主軸頸中心簡化后將得到一力偶，即柴油機的指示扭矩。4-9(b)為曲柄銷中心所受徑向力曲線，該力沿曲柄臂傳到主軸頸，再傳到軸承上。圖4-10為兩力的合力曲線關系。4.3小結本章對曲柄連桿機構的運動情況和受力情況做了詳細、全面的分析，研究了氣體壓力和慣性力的作用情況，為分析內燃機的平衡情況及輸出轉矩合轉速的均勻情況提供理論依據。第5章結論對柴油發動機的熱力學過程進行了分析；建立了其工作過程的具有氣、固耦合的動力學模型；用Matlab語言編制仿真軟件，對柴油發動機的工作過程受力特征，及動力性和經濟性進行了分析。柴油發動機額定工況點運轉不均勻度為2.36%，滿足一般使用場合。油門開度為30%～100%，轉速為1200r/min～3400r/min的工況內，運轉不均勻度為0.7%～10.56,平均為3.27%；燃油消耗率為238.87g/kW.h～393.45g/kW.h；機械效率為47.9%～81%；輸出功率為0.49kW～6.73kW，絕大多數工況下的經濟性、動力性較好。但熱效率和機械效率有進一步提高的潛力，這需要利用本設計對柴油發動機的特性進行全面、深入的分析，由于時間所限，本設計沒有展開這方面的工作。謝辭本課題是在惠民電大任光利老師的細心指導下完成的。任老師為我指點迷津，幫助我開拓研究思路，精心點撥、熱忱鼓勵，他淵博的學識、嚴謹的治學態度，一絲不茍的作風，踏踏實實的精神使我終身受益。在畢業設計完成之際，謹向任老師致以最崇高的敬意和衷心的感謝！謹向其他幫助和關心我的老師和同學表示誠摯的謝意！最后，感謝惠民電大為我的畢業設計提供優越的條件！對辛勤培養我的各位老師表示最誠懇的敬意和感激之情！參考文獻[1]周龍保，劉巽俊，高宗英.內燃機學.北京：機械工業出版社，2000，7：36～38.[2]劉永長.內燃機熱力過程模擬.北京：機械工業出版社，2001：53～58.[3]吳兆漢.內燃機設計.北京：北京理工大學出版社，1990：75～76.[4]蔣德明.內燃機原理.北京：機械工業出版社，1988：49-51.[5]陸耀祖，田維鐸主編.內燃機構造與原理.北京：中國建筑工業出版社，1986：134～139.[6]李飛鵬.內燃機構造與原理.北京：中國鐵道出版社，1992，4：18～20.[7]劉穎.柴油機原理.武昌：華中工學院出版社，1984：43～45.[8]鎮江農業機械學院編.內燃機構造.北京：中國農業機械設計出版社，1981：138～142.[9]宋守信主編.內燃機增壓技術.上海：同濟大學出版社，1993：116～124.[10]徐瀛.機械設計手冊（1~5）.北京：機械工業出版社，1991：63～64.[11]濮良貴主編.機械設計(第5版).北京：高等教育出版社，1989：286～289.[12]張繼忠，張鐵柱，戴作強等.內燃式柱塞泵原理方案設計.中國機械工程，2005，（21）：1881-1885[13]陳秀寧，施高義.機械設計課程設計.杭州：浙江大學出版社,1995：81～82.[14]劉鴻文.材料力學.北京：高等教育出版社,1992：74～76.[15]柴油機設計手冊編輯委員會編.柴油機設計手冊.北京：中國農業出版社，1984：86～89.[16]陳家瑞.汽車構造（上、下冊）.北京：機械工業出版社,2000：147～148.[17]張鐵柱，張繼忠，張洪信等.直線內燃式動力裝置綜述.山東機械,2004,(1):8～12,17.[18]張鐵柱，張洪信，張繼忠等.約束活塞型內燃式柔性動力系統.內燃機科技（中國內燃機學會2005年學術年會會議論文集，特邀報告）.武漢：華中科技大學出版社，2005：92～95.基于C8051F單片機直流電動機反饋控制系統的設計與研究基于單片機的嵌入式Web服務器的研究MOTOROLA單片機MC68HC（8）05PV8/A內嵌EEPROM的工藝和制程方法及對良率的影響研究基于模糊控制的電阻釬焊單片機溫度控制系統的研制基于MCS-51系列單片機的通用控制模塊的研究基于單片機實現的供暖系統最佳啟停自校正（STR）調節器單片機控制的二級倒立擺系統的研究基于增強型51系列單片機的TCP/IP協議棧的實現基于單片機的蓄電池自動監測系統基于32位嵌入式單片機系統的圖像采集與處理技術的研究基于單片機的作物營養診斷專家系統的研究基于單片機的交流伺服電機運動控制系統研究與開發基于單片機的泵管內壁硬度測試儀的研制基于單片機的自動找平控制系統研究基于C8051F040單片機的嵌入式系統開發基于單片機的液壓動力系統狀態監測儀開發模糊Smith智能控制方法的研究及其單片機實現一種基于單片機的軸快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于雙單片機沖床數控系統的研究基于CYGNAL單片機的在線間歇式濁度儀的研制基于單片機的噴油泵試驗臺控制器的研制基于單片機的軟起動器的研究和設計基于單片機控制的高速快走絲電火花線切割機床短循環走絲方式研究基于單片機的機電產品控制系統開發基于PIC單片機的智能手機充電器基于單片機的實時內核設計及其應用研究基于單片機的遠程抄表系統的設計與研究基于單片機的煙氣二氧化硫濃度檢測儀的研制基于微型光譜儀的單片機系統單片機系統軟件構件開發的技術研究基于單片機的液體點滴速度自動檢測儀的研制基于單片機系統的多功能溫度測量儀的研制基于PIC單片機的電能采集終端的設計和應用基于單片機的光纖光柵解調儀的研制氣壓式線性摩擦焊機單片機控制系統的研制基于單片機的數字磁通門傳感器基于單片機的旋轉變壓器-數字轉換器的研究基于單片機的光纖Bragg光柵解調系統的研究單片機控制的便攜式多功能乳腺治療儀的研制基于C8051F020單片機的多生理信號檢測儀基于單片機的電機運動控制系統設計Pico專用單片機核的可測性設計研究基于MCS-51單片機的熱量計基于雙單片機的智能遙測微型氣象站MCS-51單片機構建機器人的實踐研究基于單片機的輪軌力檢測基于單片機的GPS定位儀的研究與實現基于單片機的電液伺服控制系統用于單片機系統的MMC卡文件系統研制基于單片機的時控和計數系統性能優化的研究基于單片機和CPLD的粗光柵位移測量系統研究單片機控制的后備式方波UPS提升高職學生單片機應用能力的探究基于單片機控制的自動低頻減載裝置研究基于單片機控制的水下焊接電源的研究基于單片機的多通道數據采集系統基于uPSD3234單片機的氚表面污染測量儀的研制基于單片機的紅外測油儀的研究96系列單片機仿真器研究與設計基于單片機的單晶金剛石刀具刃磨設備的數控改造基于單片機的溫度智能控制系統的設計與實現基于MSP430單片機的電梯門機控制器的研制基于單片機的氣體測漏儀的研究基于三菱M16C/6N系列單片機的CAN/USB協議轉換器基于單片機和DSP的變壓器油色譜在線監測技術研究基于單片機的膛壁溫度報警系統設計基于AVR單片機的低壓無功補償控制器的設計基于單片機船舶電力推進電機監測系統基于單片機網絡的振動信號的采集系統基于單片機的大容量數據存儲技術的應用研究基于單片機的疊圖機研究與教學方法實踐基于單片機嵌入式Web服務器技術的研究及實現基于AT89S52單片機的通用數據采集系統基于單