IND4动力总成丨发动机技能手册_第三章曲柄连杆组织规划

　　

  往复活塞式内燃机的特征之一是作业的不均匀性。尽管作为内燃机功率输出主轴的曲轴，其滚动是根本均匀的，但活塞连杆组即便在内燃机安稳作业条件下也发生着极端不均匀的运动，伴跟着极大的加、减速度，发生超重1000～2000倍的惯性载荷，对受力件的强度、耐久性影响很大，或许导致振荡和噪声。近年来，为了进步内燃机的比功率，减小质量和尺度，内燃机的转速越来越高，因而动力学研讨愈加显得重要。本章将侧重评论内燃机曲柄连杆组织的运动规则和受力状况，以及这些力对内燃机平衡性和振荡的影响，并扼要评论内燃机的噪声问题及降噪途径。

  曲柄连杆组织活塞活塞销A、连杆AB、曲柄或曲轴BO以及气缸C、主轴承O构成（图3-1）。它在内燃机中的效果是把活塞的往复运动转化为曲轴的旋转运动。内燃机中主要用中心声柄连杆组织（图3-1a），其特点是活塞销运动轨道与曲轴轴线相交，这种组织最为简略，加工简略。中心声杆的几许特性彻底由曲柄连杆比确认，其间r为曲柄半径，即曲轴主轴颈轴线到连杆轴颈或曲轴销轴线的间隔，l为连杆长度，即连杆巨细头孔轴线的间隔。

  有些内燃机选用偏疼声杆连杆组织（图3-1b），其特点是活塞销运动轨道不与曲轴轴线相交，或许曲轴轴线相对气缸轴线偏移（意图在于减小焚烧胀大对气缸的效果力），或许活塞销轴线相对活塞轴线偏移（意图在于减轻上止点邻近活塞对气缸的拍击），不过在这两种状况下偏疼量e都不大。近来少量特别紧凑的车用汽油机（如窄V形发动机），因为结构安置的要求，选用了e恰当大的偏疼声轴连杆组织。这种组织的特性参数除了外，还有偏疼率。

  在少量多列式大功率高速内燃机中，例如少量双列式V形悉数三列W形、四列式X型和多列式星形内燃机中，选用关节曲柄连杆组织（图3-1c）。这时，内燃机的一列气缸用主连杆与曲柄销相连，其他各列气缸则用副连杆与主连杆上的副连杆销相连，构成关节式的摇晃运动。这种组织的长处是副连杆巨细头轴承均无高速滑动，尺度能够缩小，而主连杆大头的轴承能够有满意大的尺度；缺陷是主副连杆运动规则不同，装拆杂乱。这种组织的特性参数除了外，还有、、、，其间为副连杆长度，a为副连杆销关节半径，r为气缸夹角，为关节角。

  在中心声柄连杆组织ABO（3-2）中，活塞A作直线往复运动，曲柄B作旋转运动，而连杆AB作平面运动。在现代中、高速内燃机中，在安稳作业工况下，能够满意精确地假定BO作等速滚动，其运动状况可用角速度表征

  连杆AB的平面运动可当作随活塞A的平移和绕A点的摇摆组成。但在一般的状况下，因为连杆变速摇摆所引起的结果可恰当精确地用恰当部分的连杆质量随曲柄销绕曲柄轴线O旋转替代。所以，对连杆平面运动也不必进行专门的研讨。

  内燃机曲柄连杆组织运动学的根本任务，在于确认活塞的运动规则，即活塞位移、速度v和加快随时刻t或曲柄转角Φ的改动规则。

  为了便于比较不同巨细内燃机的活塞运动规则，提醒不同几许特征的曲柄连杆组织在运动学上的差异，常引证无量纲位移、无量纲速度和无量纲加快度来研讨曲轴连杆组织的运动学

  式（3-6）～（3-8）尽管在核算上没有任何困难，但不能提醒内燃机用曲柄连杆组织运动规则的物理图景。考虑到一般内燃机用曲柄连杆组织的曲柄连杆比，可把上列各式化简成

  关于偏疼声柄连杆组织（图3-3），当偏疼率时，其运动状况与中心组织不同较大，需专门处理。

  所以，在图3-3所示是正偏疼（）组织中，从上止点到下止点曲柄转角大于,从下止点到上止点则小于。

  效果在内燃机曲柄连杆组织中的力，分为缸内气体效果力、运动质量惯性力、冲突力、支撑反力和有用负荷等。一般作受力剖析时都把各零件之间的冲突力疏忽不计，因为在内燃机中主要为液体冲突，冲突力数值较小，此外，疏忽冲突力使受力剖析偏于安全。所以，在此组织中，气体效果力、惯性力与支撑反力、有用负荷相平衡。

  效果在活塞顶上的气体压力便是内燃机的示功图，它可经过作业进程模拟核算（对新规划内燃机）或试验办法（对现有内燃机）确认。气体效果力的值为

  式中，D为气缸直径；为气缸内的肯定压力；为曲轴箱内气体的肯定压力，对四冲程内燃机，一般取。

  示功图能够凭借活塞位移公式（3-8）转化为曲线中。为了便于比较不同内燃机的受力效果特性，图上用单位活塞面积的效果力表明本来的气体效果力。

  图3-4 单位活塞面积上的气体效果力、往复惯性力和组成勒随曲轴转角的改动

  力在曲柄连杆组织中的传递状况如图3-5所示。因为连杆的摇摆，F除了对连杆发生拉压力外，还对气缸壁发生侧向力。

  式中，连杆摆角按式（3-2）核算。连杆力使连杆轴接受载并在曲柄销中心发生切向力和法向力

  法向力使曲轴受曲折，并使主轴承O受载。切向力与构成偶，其力偶矩即为发动机扭矩

  一起，与持平的力也使主轴接受载。与组成，又可分解为沿气缸轴线的和笔直气缸轴线的。力偶的矩称为倾覆力矩，并且

  当气缸内的气体压力效果于活塞顶的一起，相同巨细的力效果于气缸盖。所以，这个力是发动机的内力，使曲柄连杆组织零件和机体、气缸盖等受力。对外界的效果只需两个力矩：扭矩经过曲轴飞轮传给传动系，传动系相应有一个反效果扭矩效果于飞轮和曲轴；倾覆力矩经过机体传给发动机的支撑：，其间为对应气体效果力的支反力，b为支反力的力臂。

  图3-6表明缸内气体效果力对活塞、连杆曲轴的效果（图3-6a），以及它对机体气缸盖的效果（图3-6b）

  惯性力的牛顿运动定律中为加快质量所需的加快力的达朗贝尔表述。引证惯性力的概念后就可用静力学办法求解动力学问题。为了确认曲柄连杆组织的惯性力，有必要先知道其加快度和质量散布。加快度已从运动学剖析得知，下面评论质量散布问题。

  实践曲柄连杆组织具有杂乱的散布质量，但能够依据动力学等效性准则用几个恰当装备的会集质量（质点）替代本来的体系。为此要进行质量换算。

  (1) 沿气缸轴线作直线往复运动的零件，即活塞组零件，包含活塞活塞环、活塞销及它们的隶属件。这些质量能够简略相加，并会集在活塞销中心

  (2) 匀速滚动的曲拐的质量，能够依据发生的离心力不变的准则用会集在曲柄半径r处（曲柄中心）的质量来替代

  式中，为曲拐的当量质量；为组成曲拐的各单元的质量；为各单元质心的旋转半径；r为曲柄半径。

  ② 一切当量质量构成的体系的公共质心应与连杆组的质心重合，并按此质心的运动规则运动。

  ③ 一切当量质量相对经过连杆组质心的轴线的滚动惯量之和，等于连杆组对同一轴的滚动惯量，并且当量体系相对质心的运动规则也与原连杆组相同。

  三个条件决议三个未知数，因而往往用于连杆小头、大头和质心处的三个质量、和替代连杆组（图3-7a）。实践高速内燃机的核算结果表明，与、比较很小（均匀：：=2：7：1）为简化受力剖析，常把恰当分给和。也便是说，连杆组用会集在连杆小头和大头的质量和来近似替代（图3-7b）。从动力学等效性的头两个条件可得

  连杆质心方位能够依据实测的办法（假如有什物）或近似核算（假如只需图样）确认。一般内燃机连杆，因而

  总归，为了进行动力核算，曲柄连杆组织可用无质量的刚性杆联络的两个会集质量组成的体系替代（图3-7c）：

  与往复质量相对应，往复式内燃机的往复惯性力的值与活塞加快度成正比，且方向相反

  图3-4表明改动规则的一个实例。往复惯性力在曲柄连杆组织中的传递状况与气体效果力很相似（图3-5）。也使连杆轴承和主轴接受载，也发生扭矩和倾覆力矩。可是对气缸盖没有用果，所以它不能在内燃机内部自行抵消，是向外体现的自在力，需要由支撑接受（图3-8）。引起支反力，其值。

  但曲轴角速度不变时，巨细不变，其方向总是沿曲柄半径向外。假如不必结构办法（例如加平衡块）消除，它便是自在力。尽管它不发生扭矩和倾覆力，但也会使曲轴轴承和内燃机支接受力。

  在剖析和对活塞、连杆以外的零件的效果时，能够把和组成为（图3-4）。可见，尽管对的均匀值没有奉献，但对数值的改动规则有很大影响。单缸扭矩可用式（3-25）核算，结构一例（用单位活塞面积的切向力表明）如图3-11a所示。

  曲柄连杆组织曲轴各轴颈和轴承上负荷的巨细和方向不断改动。为了剖析轴承副的作业条件，有必要知道轴承负荷的巨细、方向和效果点在一个作业循环内的改动，这一般用负荷矢量的极坐标图表达。为使负荷矢量表达得清楚，作轴颈负荷矢量图时把坐标固定在轴上，即以旋转着的曲轴作参照系；而作轴承负荷图时，则以轴承地点物体作参照系。所以，尽管轴承效果在轴颈上的负荷与轴颈效果在轴承上的负荷互为反效果，在效果的时刻巨细持平、方向相反，但因为两个坐标相互在运动，所以轴颈与轴承的负荷矢量图的形状是彻底不同的。

  效果在曲柄销上的载荷，除了法向力和切向力（图3-5）外，还有连杆大头的旋转质量（图3-7b）发生的离心力，即

  因为相对固定在曲柄销上的坐标系（n，t）图3-9a）来说是常矢量，所以要得出矢量的端点，只需从与曲柄销中心相距的O点开端相继作矢量和即可。所以对应不同的曲柄转角，逐点核算、即可得出一个作业循环（对四种程发动机为）的曲柄销负荷矢量极坐标图（3-9b）。

  a）负荷矢量的求法 b）曲柄销负荷矢量极坐标图 c）连杆轴承负荷矢量极坐标图

  在任何时刻效果在曲轴某一主轴颈上的负荷决议于此轴颈两边曲柄销上的负荷以及曲拐旋转质量的离心力有必要留意，在求相邻曲柄销负荷的矢量和时，要考虑它们的作业进程的相位差，求一起效果的的和。图3-10表明直列六缸内燃机榜首、二缸之间的第二主轴颈负荷图实例。可见，曲轴上的平衡块对主轴颈的负荷有很大的影响。假如把负荷极坐标图打开为直角坐标图，将能对负荷数值的改动得到更直观的形象。

  图3-10 发火次第1-5-3-6-2-4的四冲程直列六缸内燃机第二主轴颈和主轴承负荷图

  前面现已提到过，因为轴颈与轴承上的负荷互为反效果，在任一时刻巨细持平，方向相反，所以经过参照系的转化就可从轴颈负荷图得出轴承负荷图。

  曲柄销负荷图的参照系（曲轴）与连杆轴承负荷图的参照（连杆）之间，当曲柄转过角时，角的矢量相对滚动+角（图3-2）。考虑到与自身相相互反，在极坐标中意味着极角相差180，因而，把曲柄销负荷图上对应的矢量顺曲轴旋转方向转过180++，即得连杆轴承负荷图上的相应矢量（图3-9c）。

  关于主轴颈和主轴承来说，参照系之间的相对运动比较简略：当曲柄转过角时，主轴颈对主轴承也就转过角。所以，把主轴颈负荷图上对应角的矢量顺顺曲轴旋转方向转过180+，即得主轴承负荷图上的相应矢量（图9-10b）。图上曲线①是曲轴无平衡块时，即按图3-10a的点打开的负荷图；曲线②是曲轴带有平衡曲拐旋转质量的平衡块（），即按点打开的负荷图；曲线③是曲轴带有平衡曲拐及连杆大头旋转质量的平衡块（），即按点打开的负荷图。由此可见，跟着平衡块的加大，轴承均匀负荷减小，但负荷愈加会集在上下方向，冲击性加重。

  内燃机的扭矩可按式（3-25）核算，图3-11a表明一个实例，关于四冲程内燃机来说，它具有720的改动周期。多缸内燃机的总扭矩等于各个气缸扭矩之和。关于发火间隔均匀的内燃机来说，总扭矩曲线是将各缸扭矩曲线相互错开一个恰当于发火间隔角（对四冲程内燃机）的间隔，然后进行叠加的结构，其改动周期明显便是。图3-11c～e表明了发火均匀2、3、4缸内燃机总扭矩曲线的叠加进程和结构。发火不均匀的多缸内燃机其总扭矩改动周期要大于发火间隔。例如，发火间隔角为180～540的直列2缸内燃机，其总扭矩改动周期仍为720（图3-11b）。

  这样，内燃机的总扭矩即便在安稳工况下也是不断周期性改动的（其均匀值等于与指示功率相对应的“指示”扭矩）。其改动周期取决于内燃机的气缸数和冲程数，还与发火是否均匀有关。扭矩的改动引起倾覆力矩的相应改动，使内燃机发生振荡，这是往复式内燃机的实质缺陷之一，为了表征内燃机总扭矩的均匀程度，一般使用下式界说扭矩不均匀度

  从图3-11可见，内燃机扭矩的均匀性跟着缸数的添加而敏捷改进。但四缸机在这方面乃至不如三缸机，这是值得留意的。高速内燃机因为往复惯性力形成剧烈的扭矩动摇，使比相同缸数的低速机大，值的大致规模列在表3-1中。

  图3-11 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表明）

  往复式内燃机扭矩的周期改动，不只形成倾覆力矩的改动，从而使支反力改动，并且在外界阻力不变的状况下引起输出轴的转速动摇。内燃机飞轮的滚动惯量大多依据作业均匀性的要求确认。

  式中，为内燃机阻力矩，假定不随时刻而变，因而等于均匀扭矩；为内燃机运动质量总滚动惯量。

  为盈亏功（N.m）；n为（r/min）；为飞轮滚动惯量占内燃机总滚动惯量的分数；为内燃机作业不均匀度。

  确认的合理性，关键在于作业不均匀度的挑选。关于驱动发电机的内燃机来说，要求=1/150～1/200，以确保发电质量；关于运送式内燃机来说，主张的值十分分数，因为影响要素很杂乱。

  到达1/50也就满意了。但车用内燃机作业转速规模很宽，尽管怠数时要比额外工况小，但因转速很低，这时仍比额外工况大得多。为使怠速时，额外工况时的有时小到1/200乃至1/300。飞轮是惯量有助于内燃机的起动和车辆的起步。实践内燃机飞轮的尺度常依据经历挑选，然后用试验验证。

  下质量就越小，但飞轮圆周速度受限于资料的强度。灰铸铁飞轮的外径圆周速度不该大于50m/s，球墨铸铁飞轮可到70m/s，钢飞轮可到100m/s。据统计，车用内燃机飞轮的外径大多是气缸直径的3～4倍。

  多缸高速内燃机的曲轴是一个高速转轴体系，散布着包含连杆大头在内的许多旋转质量。为使其旋转起来作业平稳，不引起支承的振荡，不光要求其静平衡，并且还要动平衡。所谓静平衡，便是质量体系旋转时发生的各离心力的合力等于零，也便是体系的质心坐落旋转轴线上，没有偏疼。所谓动平衡，便是质量体系旋转时发生的各离心力的合力和对恣意点的合力矩均等于零。为使实践内燃机作业起来不因曲轴体系的动不平衡问题发生不行接受的振荡，首先在规划时要确保其动平衡，然后在制作时确保动平衡误差在答应规模内。

  发生的离心力有必要用加在曲柄上曲柄销对面的平衡块的两个离心力加以平衡。也便是说，当每个平衡块的质径积或静矩满意下列条件时，单拐曲轴能够到达动平衡。

  四冲程四缸内燃机的曲轴是二拐曲轴的对称延伸（图3-12c）。此种曲轴从全体来看是既静平衡又动平衡的，但这要以曲轴为刚体这一假设为条件，实践上曲轴会曲折，中心主轴接受左右同向离心力的效果，负荷很大，所以常常加4个平衡块以减轻中心主轴承的负荷。高速内燃机也不乏用8个平衡块（彻底）平衡四拐平面曲轴的实例，这时曲轴曲轴箱因为离心力引起的弯矩将大大减小。

  或240（图3-12）。它有不平衡的离心力矩，其值，效果在与榜首拐成30的平面内。假如不加平衡块，则不能到达动平衡。实践内燃机中，有用6个平衡块“彻底平衡”的（图3-13a），也有选用“全体平衡”计划的（图3-13b和c）尽管这些计划都能平衡掉不平衡，但所需的平衡块总质量纷歧样，对主轴承负荷的影响也不同（表3-2）。实践上，用两平衡块的计划（图3-12b）有困难，因为往往要求加厚曲轴两头的曲柄，使曲柄和机体总长度加大；常常还选用图3-13a和b的混合计划，即在6个曲柄上都加平衡块，但两头的曲柄上平衡块较大，越接近中心平衡块越小。平衡块地点平面与榜首曲拐是夹角既不是图3-13a那样的0或60，也不是图3-13那样的30大，而是依据动平衡的准则恰当考虑其他要求终究选定。

  的空间曲轴（图3-14）。它有不平衡的离心离矩，其值，效果在与榜首拐成18的平面内。理论上与图3-13相似，可用8个、2个或4个平衡块进行平衡（图3-14a～c），但实践上常用巨细不同的6平衡块，如图3-14d所示。图3-14e是其离心力矩矢量图，其平衡条件为：

  和别离各平衡块和曲拐离心力对中心主轴承O点的力矩。能够看出，因为平衡块偏疼安置（和角），使平衡块能够减小（），图3-14f表明曲轴榜首和第二主轴承离心负荷矢量的组成。正确安置的平衡块，应确保主轴承残留离心力坐落同一平面内，方向相反，且有

  的六拐曲轴，其旋转质量体系不加平衡块也是彻底平衡的。但为了减轻主轴承离心负荷和曲轴的内弯矩，常常加有平衡块。几个安置计划实例如图3-15所示。这些计划的一起特点是平衡块的离心力所构成的力系是平衡的，以坚持原曲轴的动平衡性。关于每一种计划，只需改动平衡块的质径积（）i，其减轻主轴承离心负荷和减小内弯矩的效果就改动了。若单从尽或许减小主轴承负荷动身，则各种计划的特性比照如表3-3所列。实践上用的平衡块纷歧定如表上所列那么大，因为具体规划时还得考虑其他要素（例如拜见本章3.2节末）。

  （图3-16）。因而，弓形的平衡块ABCDEFD比扇形的均匀块好，因为前者的形心的半径比后者形心的半径大。

  ；为一阶往复惯性力；为二阶段往复惯性力；为一阶段往复惯性力幅值；为二阶段往复惯性力幅值。

  ，所以二阶段往复惯性力比一阶的小得多。高于二阶的往复惯性力实践上能够疏忽不计。

  ），反向旋转的回转矢量F-Ⅰ总是与F+Ⅰ相对气缸轴线x对称（对应曲柄转角-）。同向二阶力矢量F+Ⅱ以曲轴的两倍角速度2旋转（对应曲柄转角2）而反向的F-Ⅱ以－2反向旋转（对应曲柄转角-2）。

  只需规范组织（图3-17a）的一半，且平衡轴方位自在度较大。这时，因为平衡轴心笔直偏移一间隔c，平衡轴离心力水平重量与曲轴平衡块离心力水平重量形成附加力矩，它与内燃机自身的倾覆力矩组成对外效果。但在恰当挑选c值时，组成倾覆力矩的最大值反而比本来更小，这一点值得具体研讨。当然，也可选用c=0的组织（图3-18d），但这又约束了组织的安置自在度。

  ），但在笔直轴线方向呈现新的幅值为的简谐力。一般来说，因为激振力幅值明显减小，机器的振荡得以改进。其时，合力矢端轨道变成圆，即一阶惯性力与平衡块离心力的合力成为巨细（1/2）、转向与曲柄相反的旋转力。实践使用此法时，因为单缸机支座在不同方向的振荡特性不同，纷歧定是最佳。