第二章曲柄連桿機構受力分析

第一節曲柄連桿機構運動學第二節曲柄連桿機構受力分析第三節內燃機的轉矩波動與飛輪設計2/5/20231內燃機設計第一節曲柄連桿機構運動學2/5/20232內燃機設計曲柄連桿機構運動學2/5/20233內燃機設計曲柄連桿機構運動學內燃機曲柄連桿機構的分類和特性參數1、內燃機曲柄連桿機構分類（1）中心曲柄連桿機構（2）偏心曲柄連桿機構。目的在于減小膨脹行程活塞對氣缸的作用力，或在于減輕上止點附近活塞對氣缸的拍擊。（3）關節曲柄連桿機構。用于少數雙列式V型及全部三列W型、四列X型和多列星型內燃機中2/5/20234內燃機設計各種曲柄連桿機構2/5/20235內燃機設計2、特性參數曲柄半徑：r連桿長度：l曲柄連桿比：偏心距：e偏心率：2/5/20236內燃機設計在中心曲柄連桿機構中，活塞作直線往復運動，連桿作平面運動，曲柄作旋轉運動，且假定其作等速轉動。1、活塞運動規律設x為活塞位移（上止點位置為起點），v為活塞速度，a為活塞加速度，為曲柄轉角，β為連桿擺角。則二、中心曲柄連桿機構運動學2/5/20237內燃機設計活塞運動規律整理以上兩式后得無量綱化2/5/20238內燃機設計對于一般內燃機，可把上列各式簡化成2、活塞運動規律簡化表達式

其最大誤差是，

為0.2%為0.5%為1%2/5/20239內燃機設計三、偏心曲柄連桿機構運動學

一般來說，當偏心率ε>0.1時，其運動情況與中心機構差別較大，需專門處理。其運動學特征表現為S>2r，且上、下止點的曲柄轉角位置不在特殊位置（0或180度曲軸轉角）。其無量綱運動公式為：2/5/202310內燃機設計第二節曲柄連桿機構受力分析

作用在內燃機曲柄連桿機構中的力有缸內氣體作用力、運動質量慣性力、摩擦力、支承反力和有效負荷等。一般受力分析時忽略摩擦力使受力分析偏于安全。所以，在內燃機曲柄連桿機構中，氣體作用力、慣性力與支承反力、有效負荷相平衡。2/5/202311內燃機設計曲柄連桿機構受力分析2/5/202312內燃機設計曲柄連桿機構受力分析2/5/202313內燃機設計一、氣體作用力作用在活塞頂上的氣體力就是內燃機的示功圖，示功圖可通過工作過程模擬計算（對新設計內燃機）或試驗方法（對現有內燃機）確定。式中，D為氣缸直徑；為氣缸內的絕對壓力；為曲軸箱內氣體的絕對壓力。2/5/202314內燃機設計力的傳遞與分解力的傳遞情況如圖所示對氣缸壁產生側向力為連桿力在曲柄銷中心產生切向力和法向力

發動機轉矩為AFFlFtFnFlFtFlFcFnFcFhωTTk傾覆力矩為

2/5/202315內燃機設計二、慣性力要確定曲柄連桿機構的慣性力，必須要先知道其加速度和質量分布。前面已求出加速度，下面討論質量分布問題。1、曲柄連桿機構的質量分布（1）活塞組零件可簡單相加，并集中在活塞銷中心。2/5/202316內燃機設計1、曲柄連桿機構的質量分布（2）曲拐質量，可以根據產生的離心力不變的原則用集中在曲柄半徑r處的質量來代替。（3）作平面運動的連桿組，根據動力學等效性的一般原則進行質量換算：①所有當量質量之和等于連桿組總質量ml。②所有當量質量構成的系統的公共質心與連桿組的質心重合，并按此質心的運動規律運動。③所有當量質量相對通過連桿組質心的軸線的轉動慣量之和，等于連桿組對同一軸線的轉動慣量。2/5/202317內燃機設計連桿質量換算往往用大頭、小頭和質心處的三個質量m1、m2、m3來代替連桿組。實際高速機計算表明，m3與m1、m2相比很小，所以一般簡化為兩質量系統。由前兩個條件得：

m1=ml(l-l’)/l；m2=mll’/l所以，曲柄連桿機構的往復質量為

m2m1旋轉質量為l’l2/5/202318內燃機設計2、往復慣性力單位活塞投影面積的往復慣性力：往復慣性力在曲柄連桿機構中的傳遞情況與氣體作用力很相似，但它不能在內燃機內部自行抵消，所以會引起支反力：2/5/202319內燃機設計3、旋轉慣性力旋轉慣性力：單位活塞面積旋轉慣性力：2/5/202320內燃機設計三、單缸轉矩可以將和合成為，單缸轉矩可計算為：2/5/202321內燃機設計四、作用在曲軸軸頸和軸承上的負荷為了分析軸承副的工作條件，必須知道軸承負荷的大小、方向和作用點在一個工作循環內的變化，通常采用負荷矢量的極坐標圖表示。作軸頸負荷矢量圖時，坐標固定在軸上。作軸承負荷矢量圖時，坐標固定在軸承上。2/5/202322內燃機設計1、曲柄銷負荷圖作用在曲柄銷上的載荷，除了法向力和切向力外，還有連桿大頭的旋轉質量m2產生的離心力（常矢量）。FrlFnFtFcp2/5/202323內燃機設計1、曲柄銷負荷圖作用在曲柄銷上的載荷，除了法向力和切向力外，還有連桿大頭的旋轉質量m2產生的離心力（常矢量）。2/5/202324內燃機設計2、連桿軸承負荷圖由于軸頸與軸承上的負荷互為反作用，在任一時刻，它們都大小相等、方向相反，所以對于連桿軸承，將對應角的負荷轉過可得連桿軸承負荷。β+βFcb2/5/202325內燃機設計3、主軸頸負荷圖在任何時刻作用在曲軸某一主軸頸上的負荷決定于此軸頸兩側曲柄銷上的負荷以及曲拐旋轉質量的離心力FrcFCJ=∑FCPi+∑FrciFrcFrc2/5/202326內燃機設計3、主軸頸負荷圖在任何時刻作用在曲軸某一主軸頸上的負荷決定于此軸頸兩側曲柄銷上的負荷以及曲拐旋轉質量的離心力Frc2/5/202327內燃機設計4、主軸承負荷圖由于軸頸與軸承上的負荷互為反作用，在任一時刻，它們都大小相等、方向相反，所以通過參照系的轉換就可從軸頸負荷圖得到軸承負荷圖。對于主軸承，可將對應角的主軸頸負荷順曲軸旋轉方向轉過可得主軸承負荷。2/5/202328內燃機設計主軸承負荷圖FjbFcj2/5/202329內燃機設計動力計算用表102030407202/5/202330內燃機設計第三節內燃機的轉矩波動與飛輪設計一、內燃機的轉矩波動內燃機的總轉矩由各缸轉矩疊加而成，它即使在穩定工況下也是不斷周期性地變化。這種轉矩的變化引起傾覆力矩的相應變化，使內燃機發生振動。轉矩波動的原因主要有兩種：

1、缸內氣體壓力隨曲軸轉角而變化

2、往復慣性力隨曲軸轉角而變化2/5/202331內燃機設計2/5/202332內燃機設計內燃機的轉矩波動表征內燃機總轉矩變化的指標是不均勻度：式中，、和分別為內燃機總轉矩曲線的最大、最小和平均值。μ值的大致范圍列在表9－1中2/5/202333內燃機設計表9－1不同缸數四沖程內燃機的轉矩不均勻度μ和盈虧功系數ζ缸數轉矩不均勻度μ盈虧功系數ζ110～201.1~1.328～150.5~0.83～45～100.2~0.461.5~3.50.06~0.180.6~1.20.01~0.03120.2~0.40.005~0.012/5/202334內燃機設計二、飛輪轉動慣量的確定μ的存在不僅造成傾覆力矩的變化和支反力變化，而且引起轉速波動。為了解決這一問題，應加裝飛輪。所需飛輪轉動慣量可以根據運轉均勻性要求確定。式中，Tm為內燃機阻力矩，假定不隨時間而變，因而等于平均轉矩；I0為內燃機運動質量總轉動慣量。由動力學基本定律，內燃機轉矩T的變化與曲軸角速度ω的波動之間有如下關系：2/5/202335內燃機設計飛輪轉動慣量的確定在對應ωmin和ωmax的曲軸轉角范圍內積分上式，得：式中，稱為盈虧功。令：，為一個工作循環的有效功。在中、高速內燃機中，轉速波動不大，因而平均角速度：2/5/202336內燃機設計飛輪轉動慣量的確定定義:為內燃機的運轉不均勻度。令：

于是：

式中，為飛輪轉動慣量占內燃機總轉動慣量的分數于是有：2/5/202337內燃機設計飛輪轉動慣量的確定不同用途內燃機對δ的要求：用途