第十章 内燃机动力学第一节 曲柄连杆机构运动学第二节 曲柄连杆机构受力分析第三节 内燃机质量平衡第四节 曲轴轴系的扭转振动第一节 曲柄连杆机构运动学图10-1 中心曲柄连杆机构简图第二节 曲柄连杆机构受力分析一、气体作用力二、惯性力三、单缸转矩和多缸总转矩一、气体作用力图10-2 单位活塞面积上气体作用力、往复惯性力和合成力f=+示例一、气体作用力图10-3 曲柄连杆机构中力的传递一、气体作用力图10-4 缸内气体压力引起的力和力矩a)对活塞、连杆、曲轴及其轴承的作用b)对机体、气缸盖的作用二、惯性力1.曲柄连杆机构的质量换算2.往复惯性力3.旋转惯性力1.曲柄连杆机构的质量换算图10-5 连杆和曲柄连杆机构的质量分布a)代替连杆的三质量系统 b)代替连杆的二质量系统c)曲柄连杆机构的当量质量系统2.往复惯性力图10-6 惯性力引起的力和力矩a)对活塞、连杆、曲轴及其轴承的作用b)对机体、气缸盖的作用3.旋转惯性力当曲轴角速度ω不变时，Fr大小不变，其方向总是沿曲柄半径向外。如果不用结构措施(例如平衡块)消除，它也是自由力，使曲轴轴承和内燃机支承受力，当然它不产生转矩和倾覆力矩。三、单缸转矩和多缸总转矩图10-7 四冲程高速车用汽油机的总转矩曲线(用单位活塞面积的切向力
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示)a)单缸机(=18.3) b)发火间隔180°和540°的2缸机(=13.6)c)发火均匀2缸机 (=14.3) d)3缸机(=7.6) e)4缸机(=8.4)f)6缸机(=3.0) g)8缸机(=0.86) h)12缸机(=0.33)第三节 内燃机质量平衡一、曲轴平衡块
设计
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二、往复质量的平衡一、曲轴平衡块设计图10-8 平面曲轴平衡块的布置方案a)单拐曲轴 b)、c)二拐曲轴 d)四拐曲轴一、曲轴平衡块设计图10-9 三拐曲轴旋转质量的三种平衡方案a)6平衡块 b)2平衡块 c)4平衡块二、往复质量的平衡1.往复惯性力的旋转矢量表达法2.单缸机的平衡3.单列式内燃机的平衡4.双列式内燃机的平衡1.往复惯性力的旋转矢量表达法因为构成往复惯性力的FⅠ和FⅡ均为简谐变化并沿气缸轴线作用，可视为代数量。它们各自可用一对反向旋转矢量的合矢量表达(图10-10)。与曲轴同向旋转的一阶力正转矢量F+I与曲柄同步(对应曲柄转角φ)，与曲轴反向旋转的一阶反转矢量F-I总是与F+I相对气缸轴线x对称(对应曲柄转角-φ)。同向二阶力矢量F+Ⅱ以曲轴的两倍角速度2ω旋转(对应曲柄转角2φ)，而反向二阶力矢量F-Ⅱ以-2ω反向旋转(对应曲柄转角-2φ)。2.单缸机的平衡图10-10 往复惯性力的旋转矢量表达法a)实际曲柄图 b)一阶正反转曲柄图 c)二阶正反转曲柄图d)一阶往复惯性力的求法 e)二阶往复惯性力的求法2.单缸机的平衡图10-11 单缸机一阶往复惯性力的平衡机构示意图a)双轴平衡机构 b)半平衡法 c)单轴平衡机构1—曲轴齿轮 2—惰齿轮 3，6—一阶惯性力平衡块 4，5—平衡轴齿轮3.单列式内燃机的平衡图10-12 直列3缸机往复惯性力和力矩的平衡性分析a)曲拐布置及一阶、二阶正转曲柄图 b)往复惯性力的平衡性 c)往复惯性力矩的平衡性3.单列式内燃机的平衡多缸内燃机的合成往复惯性力是各缸往复惯性力之和。由于各缸的往复惯性力是作用于各缸的轴线上的，有时虽然合成惯性力为零，但有可能产生纵向惯性力矩。对于单列式内燃机来说，由于各缸平行布置，合成惯性力和惯性力矩的求法可以简化。4.双列式内燃机的平衡在气缸不平行的内燃机(例如V形发动机)中，应该先把同一阶同向旋转的矢量合成，再求正反旋转的合成矢量的矢量和4.双列式内燃机的平衡图10-13 V形2缸机往复惯性力和力矩的平衡分析a)发动机简图 b)一阶、二阶正反转曲柄图c)往复惯性力平衡性 d)往复惯性力矩平衡性第四节 曲轴轴系的扭转振动一、概述二、轴系扭振临界转速三、扭振减振器一、概述内燃机运转时，在曲轴的每个曲拐上都作用着大小和方向都呈复杂周期变化的切向力Ft和法向力Fn，因此曲轴产生周期变化的扭转和弯曲变形。如同任何一个具有惯性质量的弹性系统一样，使曲轴各轴段互相扭转的振动，称为扭转振动；同理，也还有弯曲振动。由于内燃机曲轴均用全支承结构(每曲拐两侧都有主轴承)，轴跨度小，弯曲刚度很大，弯曲振动的固有频率很高，一般不会在内燃机工作转速范围内产生共振，因而很少因弯曲振动引起曲轴破坏。扭转振动则不同，特别是在发动机气缸数较多的情况下，曲轴当量展开长度很长，扭转刚度较小，而随曲轴一起运动的零件(包括活塞连杆，特别是飞轮)的惯量又较大，所以曲轴轴系的扭振频率较低，易在工作转速范围内发生强烈共振。如不采取专门措施加以预防或消减，轻则引发较大的噪声，加剧与曲轴相连齿轮系的磨损，重则使曲轴扭断。因此，扭转振动问题，对内燃机曲轴轴系的设计者来说是不可忽视的，对多气缸高转速重负荷内燃机来说尤其如此。二、轴系扭振临界转速1.固有扭振频率和振形2.激振转矩3.临界转速1.固有扭振频率和振形图10-14 直列6缸机曲轴轴系固有扭转振动的计算模型和扭振振形a)发动机简图 b)8自由度计算模型 c)曲轴扭振振形Ⅰ—一节点主振形 Ⅱ—二节点主振形2.激振转矩引起曲轴系统产生扭振的激振转矩，就是作用在每一曲拐上的单拐转矩T［式(10-13)］。T是曲轴转角φ的周期函数(对四冲程内燃机，此周期是4π或720°)，但具有复杂的变化规律(图10-7a)。这样的转矩函数可以展开为由频率递增而幅值一般递减的一系列简谐转矩构成的无穷收敛级数(傅里叶级数3.临界转速图10-15 一台四冲程高速柴油机的曲轴扭振激发转矩及其简谐分析结果3.临界转速图10-16 直列6缸内燃机曲轴各拐上各阶激振转矩的相位差以及主激振转矩谐量a)各阶激振转矩曲柄相位图 b)、c)主激振转矩谐量三、扭振减振器图10-17 橡胶式扭振减振器的构造a)单质量压紧橡胶式 b)单质量硫化橡胶式c)双质量硫化橡胶式1—轮毂 2—橡胶层 3—减振体三、扭振减振器图10-18 液压阻尼式扭振减振器1—压紧环 2—片簧组 3—侧板 4—轮毂 5—中间体 6—供油孔三、扭振减振器图10-19 直列6缸重型车用柴油机曲轴自由端扭振振幅随发动机转速的变化及其FFT变换结果a)不装减振器 b)装橡胶式减振器 c)装液压粘性减振器
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