曲柄連桿機構動力學——XiaoPeng內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學曲柄連桿機構中的主要作用力氣體作用力運動質量的慣性力外界負載對內燃機運動的反作用力內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學曲柄連桿機構運動件的質量換算活塞組曲軸組連桿組復雜的質量系統動力學上

相當運動質量的簡化：內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學活塞組純粹往復直線運動零件的總稱包括活塞、活塞環、活塞銷以及它們的緊固元件活塞組質量mp近似地集中在活塞銷中心處內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學曲軸組純粹回轉運動零件的總稱包括曲軸定時齒輪、止推片、曲軸、平衡重對于與曲軸中心線對稱的部分的平衡質量，其產生的離心慣性力互相抵消，可不予考慮確定曲軸質量時，只考慮其中

不平衡部分的質量內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學目的：把單位曲柄不平衡質量換算成集中于曲柄半徑R處（曲柄銷中心）

的質量mk原則：轉換后集中質量mk所產生的旋轉慣性力與轉換前不平衡質量產生的離心慣性力相等內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學曲柄銷曲柄臂內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學換算到曲柄半徑R處的整個曲柄組的旋轉質量為單位曲拐=一個曲柄銷+兩個曲柄臂內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學連桿組作復合平面運動的零件包括連桿體、連桿小頭襯套、連桿蓋、連桿螺栓和螺母、連桿軸承連桿組總質量mc活塞銷處作往復運動的質量m1曲柄銷處作旋轉運動的質量m2動力效應

相同內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學為此應滿足的三個條件（1）質量不變（2）系統的質心位置不變內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學（3）系統對質心的轉動慣量不變即：

因為轉換后的雙質量系統的質量分布相對于換算前的質心離曲軸中心線更遠，所以換算后的轉動慣量要比原系統的轉動慣量要大一些，所以第三個條件得不到滿足但一般情況下，換算前后的轉動慣量相差不大內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學主副連桿式曲柄連桿機構機構的質量換算首先用兩個質量me1、

me2代替原副連桿的質量me內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學將me2看做是集中在主連桿上的副連桿銷中心在主連桿上進行質量換算，得：內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學綜合對于中心（或偏心式）曲柄連桿機構，實際系統可用

集中于活塞銷中心的往復運動質量mj和集中于曲柄銷中心的旋轉質量mr

來代替，即：內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學對于主副連桿式曲柄連桿機構，實際系統可用

集中于副缸活塞銷中心的往復運動質量mej，

集中于主缸活塞銷中心的往復運動質量mLj

，以及

集中于曲柄銷中心作旋轉運動的旋轉質量mr

來代替，如圖所示：內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學中心式曲柄連桿機構的

作用力和力矩內燃機中的基本作用力氣缸內的氣體壓力p曲柄連桿機構運動時產生的慣性力=換算質量后的各個質量×相應的運動加速度作用在活塞上的氣體作用力內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學中心式曲柄連桿機構的慣性力往復慣性力方向：與加速度方向相反總的往復慣性力內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學各力的對比關系圖內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學離心慣性力方向：總是沿著曲柄半徑方向向外大?。簽槎ㄖ祪热紮C動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學中心式曲柄連桿機構中

力的傳遞及作用效果分析活塞銷處的總作用力總作用力的傳遞內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學λ的大小對活塞位移曲線的影響活塞位移的近似表達式λ的值越大，活塞位移曲線越豐滿內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學連桿作用力K方向規定：缸壁側壓力N正負號規定：使連桿受拉時為正，受壓時為負當側壓力N所形成的反力矩與曲軸旋轉方向相反時，側壓力為正值，反之為負？？？內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學力沿連桿傳遞到曲柄銷時，得力K’=K，再將它分解成垂直于曲柄的切向力T和沿曲柄半徑的徑向力Z內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學因為所以可得，切向力T和徑向力Z隨轉角α變化的關系曲線：

如圖2-10內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學沿曲柄半軸，徑向力Z傳至曲軸中心Z’=Z，切向力T傳至曲軸中心T’和反作用力T’’，T與T’’形成力偶M1（單缸指示轉矩），它使內燃機克服外界阻力矩而旋轉，大小為內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學將K’’分成分解成沿氣缸中心線的力P’

∑和垂直于氣缸中心線的力N’內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學曲柄連桿機構中力的作用效果缸壁側推力N和傳遞到曲軸中心的力N’產生了一個力偶矩MN1（傾覆力矩），大小為內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學上式說明一個氣缸發出的指示轉矩M1，與傾覆力矩MN1大小相等，方向相反。傾覆力矩MN1通過機體傳到發動機的安裝支架上，它是引起發動機繞曲軸中心線產生縱搖振動的最重要的內在激勵因素內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學將K’’分成分解成沿氣缸中心線的力P’

∑和垂直于氣缸中心線的力N’內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學P’∑分解成作用于主軸承上的氣體作用力P’g和往復慣性力P’j，

作用于汽缸蓋上的氣體作用力Pg和作用于主軸承上的氣體作用力P’g大小相等，方向相反，在機體內抵消，造成機體拉伸或壓縮，不傳至發動機體外內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學傳遞給主軸承上的往復慣性力P’j以自由力的形式出現，通過軸承傳至機體，作用在發動機的安裝支架上是引起內燃機垂直振動的主要激勵力之一內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學集中于曲柄銷中心作旋轉運動的旋轉質量mr中所產生的旋轉慣性力Pr也通過軸承傳至機體，作用在發動機的安裝支架上分解成平行于氣缸中心線的分量PrV（引起垂直振動）和垂直于氣缸中心線的分量PrH（引起橫向振動）內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學綜合內燃機缸內的氣體壓力和往復運動慣性力經曲柄連桿機構的傳遞，產生內燃機的輸出扭矩（驅動負載對外做功）。在力的傳遞過程中產生反扭矩、旋轉慣性力，最終傳至機體，引起振動內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學偏心式曲柄連桿機構的

作用力和力矩與中心式曲柄連桿機構區別不大其中往復慣性力的區別在于往復運動件的加速度不同，總的往復慣性力為連桿比λ和相對偏心量k的數值相對很小，可以忽略對于氣體作用力和旋轉慣性力，與中心式連桿機構沒什么區別內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學此時反力矩MN=NA+P

ge=-(TR-P

ge)曲柄偏心時，作用力的分解與傳遞作用在主軸承上的P’

∑

（

P’

∑=P

∑=P

g+P

j）不通過氣缸中心線，而氣體作用力P

g通過氣缸中心線，這樣就多形成了一個反力偶矩P

ge內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學活塞銷偏心時，作用力的分解與傳遞作用在主軸承上的氣體壓力中心相對于活塞銷中心線（傳力點）有一偏心量e，因此也形成了一個反力偶矩P

ge此時反力矩MN=NA+P

ge=-(TR-P

ge)與曲軸偏心時的結果一樣

內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學主副連桿式曲柄連桿機構的

作用力和力矩與中心式曲柄連桿機構不完全相同主缸除了受到本身的氣體作用力和往復慣性力外，還受到了副缸的氣體作用力和往復慣性力內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學副缸活塞上的作用力

分解與傳遞分解成

沿連桿軸線方向的連桿作用力Ke和垂直于連桿軸線方向的缸壁側壓力Ne內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學βe可通過下式求得Ke沿著副連桿軸線傳至副連桿銷C，在曲柄銷B處產生大小相等，方向相反的兩個K’e和K’’e內燃機動力學曲柄連桿機構動力學多體動力學Ke對曲柄銷中心B的作用，相當于一個作用力Ke，和一個力矩Ke

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rsin(β-βe-ψ)