第二章 曲柄连杆机构受力分析资料重点
合集下载
第二章曲柄连杆机构受力分析资料
2019/2/23
• • • •
mc (1/ r ) mi ri
内燃机设计
28
连杆质量换算
• 往往用小头、大头和质心处的三个质量m1、 m2、m3来代替连杆组。实际高速机计算表明， m3与m1、m2相比很小，所以一般简化为两 质量系统。由前两个条件得： m1=ml(l-l’)/l； m2=mll’/l • 所以，曲柄连杆机构的往复质量为 m j m p m1 • m2 m1 • 旋转质量为
1, 2
2019/2/23
内燃机设计
37
五、作用在曲轴轴颈和轴承上的负荷
• 为了分析轴承副的工作条件，必须知道轴承 负荷的大小、方向和作用点在一个工作循环 内的变化，通常采用负荷矢量的极坐标图表 示。 • 作轴颈负荷矢量图时，坐标固定在轴上。 • 作轴承负荷矢量图时，坐标固定在轴承上。
2019/2/23
• 1、曲柄连杆机构的质量分布
• （1）活塞组零件可简单相加，并集中在活 塞销中心。
m p m pi
2019/2/23
内燃机设计
27
1、曲柄连杆机构的质量分布
• （2）曲拐质量，可以根据产生的离心力不变的 原则用集中在曲柄半径r处的质量来代替。 （3）作平面运动的连杆组，根据动力学等效性 的一般原则进行质量换算： ①所有当量质量之和等于连杆组总质量ml。 ②所有当量质量构成的系统的公共质心与连杆组 的质心重合，并按此质心的运动规律运动。 ③所有当量质量相对通过连杆组质心的轴线的转 动惯量之和，等于连杆组对同一轴线的转动惯量。
曲柄连杆机构中，气体作用力、惯性力与支
承反力、有效负荷相平衡。
2019/2/23
内燃机设计
20
曲柄连杆机构受力
• • • •
mc (1/ r ) mi ri
内燃机设计
28
连杆质量换算
• 往往用小头、大头和质心处的三个质量m1、 m2、m3来代替连杆组。实际高速机计算表明， m3与m1、m2相比很小，所以一般简化为两 质量系统。由前两个条件得： m1=ml(l-l’)/l； m2=mll’/l • 所以，曲柄连杆机构的往复质量为 m j m p m1 • m2 m1 • 旋转质量为
1, 2
2019/2/23
内燃机设计
37
五、作用在曲轴轴颈和轴承上的负荷
• 为了分析轴承副的工作条件，必须知道轴承 负荷的大小、方向和作用点在一个工作循环 内的变化，通常采用负荷矢量的极坐标图表 示。 • 作轴颈负荷矢量图时，坐标固定在轴上。 • 作轴承负荷矢量图时，坐标固定在轴承上。
2019/2/23
• 1、曲柄连杆机构的质量分布
• （1）活塞组零件可简单相加，并集中在活 塞销中心。
m p m pi
2019/2/23
内燃机设计
27
1、曲柄连杆机构的质量分布
• （2）曲拐质量，可以根据产生的离心力不变的 原则用集中在曲柄半径r处的质量来代替。 （3）作平面运动的连杆组，根据动力学等效性 的一般原则进行质量换算： ①所有当量质量之和等于连杆组总质量ml。 ②所有当量质量构成的系统的公共质心与连杆组 的质心重合，并按此质心的运动规律运动。 ③所有当量质量相对通过连杆组质心的轴线的转 动惯量之和，等于连杆组对同一轴线的转动惯量。
曲柄连杆机构中，气体作用力、惯性力与支
承反力、有效负荷相平衡。
2019/2/23
内燃机设计
20
曲柄连杆机构受力
第二章 曲柄连杆机构
6）桶间梯形环：现代高速柴油机广泛使用。 7）开槽环：开槽内储存对润滑油有较强吸附能力 的多孔性氧化铁。有利于润滑、磨合和密封。 8）顶岸环：有利于密封，有利于降低HC排放。
（二）油环 1、作用 1）刮掉缸壁上多余的机油，并且均匀分布缸壁 上的机油。 2）辅助密封。 2、分类（图2-33） 1）普通油环（整体式油环） 2）组合式钢片油环
一、机体
1、工作条件和材料 1）气缸工作条件： 气缸受到高温、高压的冲击；受到腐蚀； 活塞在气缸里作高速运动而受到磨损等。 2）要求：足够的强度、刚度，耐磨损、腐蚀， 结构紧凑，质量轻。 3）材料：高强度灰铸铁 或铝合金。 但是为了降低成本，通常是机体用灰铸铁， 气缸孔用优质合金铸铁，而采用气缸套。
（ 3 ）活塞销座 A、作用：支承活塞销，将活塞顶部气体作用 力经过活塞销传给连杆。 B、活塞销偏移布置（图2-25） 目的：为了减少活塞在上下往复运动时敲击 气缸的噪音与磨损。 （4）裙部的表面处理 汽油机：常用镀锡方法 柴油机：一般是磷化，还有的用涂石墨。
6、活塞在气缸内的安装注意事项 1）按照活塞顶部的指定标记安装（注意喷 油方向、气门方向） 2）同台发动机的活塞质量差不能超过10g， 并与相同尺寸公差的缸盖配合。 3）开纵向槽的活塞面尽量安装在不受侧压 力（主、次推力面）的一面，以免活塞 在运动时划伤气缸壁。
三、活塞销 （一）作用 1、连接活塞与连杆小头。 2、将活塞承受的气体力传给连杆。 （二）材料 多用低碳钢和低碳合金钢。 同时要求其芯部具有一定的韧性。为了减轻质量， 常将其做成空心圆柱形。 （三）内孔形状 1）圆柱形（加工容易，但质量较大） 2）组合形（介于前后两者之间） 3）两段截锥形（质量较小，但加工较难）
第二章 曲柄连杆机构
作用：将燃料燃烧的热能转换为机械能，将活塞 的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并将能量 传输出去。 本章主要内容： 1、 曲柄连杆机构的受力及运动分析 2、 机体组 3、 活塞连杆组 4、 曲轴飞轮组
第二章曲柄连杆机构动力学分析
1、活塞位移：
x (L R) (L cos R cos)
R(1 cos) L(1 1 2 sin 2 )
（精确式）
x
R(1 cos)
R
4
(1
c os2 )
xI
xII
（近似式）
近似式与精确式相比误差很小，如当λ=1/3.5时，曲柄转角为 90度时误差为最大，在0.003R左右，此精度在工程上已足够。
mCA
mC
L lA L
mCB
mC
L lB L
mC
lA L
对于有的高速发动机还须满足一个条件：
③ 两个换算质量对连杆质心的转动惯量之和等于原来连杆的转动惯
量，即
mCA
l
2 A
mCB
l
2 B
IC
式中IC为原连杆的转动惯量。但采用二质量替代系统时，在连杆 摆动角加速度下的惯性力矩要偏大 ΔMC=[（mCAlA2+mCBlB2）-IC]ε 为此，可用三质量替代系统：
a
R
2
cos
cos
c os2 c os3
R 2 cos cos2 sin
连杆摆角： arcsinsin
连杆摆动角速度：L
cos
1 2 sin 2
1/ 2
连杆摆动角加速度： L
2
(1 2
2 2 ) sin
1 2 sin
2 (1 sin 2 )
2 3/ 2
单缸切力曲线及六缸合成图 各轴颈输出扭矩
各轴颈输出扭矩如图
M TII M T (1) M TIII M TII M T (2)
M TIV M TIII M T (3) M TV M TIV M T (4)
x (L R) (L cos R cos)
R(1 cos) L(1 1 2 sin 2 )
（精确式）
x
R(1 cos)
R
4
(1
c os2 )
xI
xII
（近似式）
近似式与精确式相比误差很小，如当λ=1/3.5时，曲柄转角为 90度时误差为最大，在0.003R左右，此精度在工程上已足够。
mCA
mC
L lA L
mCB
mC
L lB L
mC
lA L
对于有的高速发动机还须满足一个条件：
③ 两个换算质量对连杆质心的转动惯量之和等于原来连杆的转动惯
量，即
mCA
l
2 A
mCB
l
2 B
IC
式中IC为原连杆的转动惯量。但采用二质量替代系统时，在连杆 摆动角加速度下的惯性力矩要偏大 ΔMC=[（mCAlA2+mCBlB2）-IC]ε 为此，可用三质量替代系统：
a
R
2
cos
cos
c os2 c os3
R 2 cos cos2 sin
连杆摆角： arcsinsin
连杆摆动角速度：L
cos
1 2 sin 2
1/ 2
连杆摆动角加速度： L
2
(1 2
2 2 ) sin
1 2 sin
2 (1 sin 2 )
2 3/ 2
单缸切力曲线及六缸合成图 各轴颈输出扭矩
各轴颈输出扭矩如图
M TII M T (1) M TIII M TII M T (2)
M TIV M TIII M T (3) M TV M TIV M T (4)
第二章_曲柄连杆机构受力分析(冲突_WIN20160317ZJK_20130513224638)
11
曲柄连杆机构受力分析
2019/1/9
内燃机设计
12
曲柄连杆机构受力分析
2019/1/9
内燃机设计
13
一、气体作用力
• 作用在活塞顶上的气体力就是内燃机的示功 图，示功图可通过工作过程模拟计算（对新 设计内燃机）或试验方法（对现有内燃机） 确定。
Fg D ( pg p' ) / 4
* /(r ) sin ( / 2) sin 2 (1 2 sin 2 ) 1/ 2
a* a /(r 2 ) cos [cos2 (1 2 sin 2 ) (2 / 4) sin 2 2 ](1 2 sin 2 ) 3/ 2
sin sin
2019/1/9
内燃机设计
7
活塞运动规律
• 整理以上两式后得 x r[(1 1 / ) cos (1 2 sin 2 )1/ 2 / ]
r[sin ( / 2) sin 2 (1 2 sin 2 ) 1/ 2 ]
2019/1/9
内燃机设计
10
第二节 曲柄连杆机构受力分析
• 作用在内燃机曲柄连杆机构中的力有缸内气
体作用力、运动质量惯性力、摩擦力、支承
反力和有效负荷等。一般受力分析时忽略摩
擦力使受力分析偏于安全。所以，在内燃机
曲柄连杆机构中，气体作用力、惯性力与支
承反力、有效负荷相平衡。
2019/1/9
内燃机设计
2019/1/9
内燃机设计
8
2、活塞运动规律简化表达式
• 对于一般内燃机 1 / 3 ，可把上列各式简化 成
x* 1 cos ( / 4)(1 cos2 )
曲柄连杆机构受力分析
多缸发动机曲轴的输出扭矩最大值∑Mmax一般 发生在位于曲轴中间的各个主轴颈（而不是靠近功 率输出端的主轴颈上）
.
25
扭矩不均匀度μ 扭矩不均匀度用来评价发动机曲轴输出扭矩变 化的均匀程度。通常按发动机的最大功率工况计算。
∑Mmax-∑Mmin μ= ————————
∑Mm ∑Mmax、∑Mmin 、∑Mm 为输出扭矩的最大、最小和 平均值。
根椐各种曲轴转角时的每个主轴颈上的累计扭
矩值，即可确定受力情况最为严重的曲柄及其所位
于的曲轴转角。
.
23
3．发动机指示功率和平均指示压力
.
24
计算精度的判断：
根据发动机曲轴的输出扭矩曲线得到的平均扭 矩∑Mm应于公式∑Mm=9549．3Pi/n得到的平均扭矩 值之误差不得大于±2%。Ni为工作过程计算得到的 指.
11
.
12
第二节 曲柄连杆机构上的作用力 一、气体压力
.
13
二、惯性力
.
14
1．往复惯性力
2．旋转惯性力
.
15
.
16
.
17
三、作用在曲柄连杆机构上的力
.
18
.
19
.
20
四、发动机的扭矩 1．单缸扭矩
发动机的翻倒力矩M’
.
21
2．多缸机扭矩、各主轴颈和曲柄销扭矩
知道了单缸扭短在一个循环的变化规律,考虑 各缸的着火间隔角将各缸扭矩作移相叠加就得多缸 扭矩。
.
22
多缸发动机曲轴的输出扭矩。
多缸发动机各个缸的工作情况稍有不同，但可
近似地用其中一个气缸的扭矩曲线来求多发动机的 合成扭矩曲线。
先在一个循环周期内绘制第一缸的扭矩曲线， 再按发火相位差绘制第2、3、．．．．．．缸的扭 矩曲线，并放在第一缸的扭矩曲线与之相应的曲轴 转角的位置，然后求出同一曲轴转角的各个气缸的 扭矩曲线纵坐标的代数和，即得到多缸发动机的合 成扭矩。
.
25
扭矩不均匀度μ 扭矩不均匀度用来评价发动机曲轴输出扭矩变 化的均匀程度。通常按发动机的最大功率工况计算。
∑Mmax-∑Mmin μ= ————————
∑Mm ∑Mmax、∑Mmin 、∑Mm 为输出扭矩的最大、最小和 平均值。
根椐各种曲轴转角时的每个主轴颈上的累计扭
矩值，即可确定受力情况最为严重的曲柄及其所位
于的曲轴转角。
.
23
3．发动机指示功率和平均指示压力
.
24
计算精度的判断：
根据发动机曲轴的输出扭矩曲线得到的平均扭 矩∑Mm应于公式∑Mm=9549．3Pi/n得到的平均扭矩 值之误差不得大于±2%。Ni为工作过程计算得到的 指.
11
.
12
第二节 曲柄连杆机构上的作用力 一、气体压力
.
13
二、惯性力
.
14
1．往复惯性力
2．旋转惯性力
.
15
.
16
.
17
三、作用在曲柄连杆机构上的力
.
18
.
19
.
20
四、发动机的扭矩 1．单缸扭矩
发动机的翻倒力矩M’
.
21
2．多缸机扭矩、各主轴颈和曲柄销扭矩
知道了单缸扭短在一个循环的变化规律,考虑 各缸的着火间隔角将各缸扭矩作移相叠加就得多缸 扭矩。
.
22
多缸发动机曲轴的输出扭矩。
多缸发动机各个缸的工作情况稍有不同，但可
近似地用其中一个气缸的扭矩曲线来求多发动机的 合成扭矩曲线。
先在一个循环周期内绘制第一缸的扭矩曲线， 再按发火相位差绘制第2、3、．．．．．．缸的扭 矩曲线，并放在第一缸的扭矩曲线与之相应的曲轴 转角的位置，然后求出同一曲轴转角的各个气缸的 扭矩曲线纵坐标的代数和，即得到多缸发动机的合 成扭矩。
第2章曲柄连杆机构
上一页 返回
2.3机体组
2.3.1汽缸体
1.汽缸体的结构形式 水冷发动机的汽缸体和曲轴箱通常铸成一体，可称为汽缸体
一曲轴箱，也可简称为汽缸体。汽缸体上半部有一个或若十个为 活塞在其中运动导向的圆柱形空腔，称为汽缸;下半部为支承曲轴 的曲轴箱，其内腔为曲轴运动的空间。作为发动机各个机构和系 统的装配基体，汽缸体本身应具有足够的刚度和强度。其具体结 构形式分为三种，如图2-4所示。
汽缸套有干式和湿式两种，如图2-10所示。
上一页 下一页 返回
2.3机体组
2.3.2汽缸盖与汽缸衬垫
1.汽缸盖 汽缸盖的主要功用是密封汽缸上部，并与活塞顶部和汽缸一
起形成燃烧室。同时，汽缸盖也为其他零部件提供安装位置。汽 缸盖的燃烧室一侧直接受到高温、高压燃气的作用。在承受热负 荷时，由于形状复杂，冷却不均匀，各部分温差大，特别是在进、 排气门口之间以及进、排气门口与汽油机的火花塞之间(或进、排 气门)与柴油机的喷油器之间的所谓“鼻梁区”，热应力很高，是 容易出现裂纹损坏的部位;而汽缸盖在机械负荷和热负荷作用下产 生的变形会导致进、排气门密封被破坏和汽缸盖密封(气封、水封、 油封)被破坏，影响发动机的动力性、经济性和工作可靠性。因此， 要求汽缸盖应具有足够的强度和刚度。
下一页 返回
2.5曲轴飞轮组
按照曲轴的主轴颈数，可以把曲轴分为全支承曲轴和非全支 承曲轴两种。在相邻的两个曲拐之间，都设置一个主轴颈的曲轴， 称为全支承曲轴;否则称为非全支承曲轴。
因此，直列发动机的全支承曲轴，其主轴颈的总数(包括曲轴 前端和后端的主轴颈)比汽缸数多一个;V形发动机的全支承曲轴， 其主轴颈的总数比汽缸数的一半多一个。全支承曲轴的优点是可 以提高曲轴的刚度和恋曲强度，并目可减轻主轴承的载荷。其缺 点是曲轴的加工表面增多，主轴承增多，使机体加长。这两种形 式的曲轴均可用于汽油机，但柴油机多采用全支承曲轴，这是因 为其载荷较大的缘故。
2.3机体组
2.3.1汽缸体
1.汽缸体的结构形式 水冷发动机的汽缸体和曲轴箱通常铸成一体，可称为汽缸体
一曲轴箱，也可简称为汽缸体。汽缸体上半部有一个或若十个为 活塞在其中运动导向的圆柱形空腔，称为汽缸;下半部为支承曲轴 的曲轴箱，其内腔为曲轴运动的空间。作为发动机各个机构和系 统的装配基体，汽缸体本身应具有足够的刚度和强度。其具体结 构形式分为三种，如图2-4所示。
汽缸套有干式和湿式两种，如图2-10所示。
上一页 下一页 返回
2.3机体组
2.3.2汽缸盖与汽缸衬垫
1.汽缸盖 汽缸盖的主要功用是密封汽缸上部，并与活塞顶部和汽缸一
起形成燃烧室。同时，汽缸盖也为其他零部件提供安装位置。汽 缸盖的燃烧室一侧直接受到高温、高压燃气的作用。在承受热负 荷时，由于形状复杂，冷却不均匀，各部分温差大，特别是在进、 排气门口之间以及进、排气门口与汽油机的火花塞之间(或进、排 气门)与柴油机的喷油器之间的所谓“鼻梁区”，热应力很高，是 容易出现裂纹损坏的部位;而汽缸盖在机械负荷和热负荷作用下产 生的变形会导致进、排气门密封被破坏和汽缸盖密封(气封、水封、 油封)被破坏，影响发动机的动力性、经济性和工作可靠性。因此， 要求汽缸盖应具有足够的强度和刚度。
下一页 返回
2.5曲轴飞轮组
按照曲轴的主轴颈数，可以把曲轴分为全支承曲轴和非全支 承曲轴两种。在相邻的两个曲拐之间，都设置一个主轴颈的曲轴， 称为全支承曲轴;否则称为非全支承曲轴。
因此，直列发动机的全支承曲轴，其主轴颈的总数(包括曲轴 前端和后端的主轴颈)比汽缸数多一个;V形发动机的全支承曲轴， 其主轴颈的总数比汽缸数的一半多一个。全支承曲轴的优点是可 以提高曲轴的刚度和恋曲强度，并目可减轻主轴承的载荷。其缺 点是曲轴的加工表面增多，主轴承增多，使机体加长。这两种形 式的曲轴均可用于汽油机，但柴油机多采用全支承曲轴，这是因 为其载荷较大的缘故。
第二章 曲柄连杆机构
第二章曲柄连杆机构§2.1概述一、功用和组成1. 功用：曲柄连杆机构的功用，是把燃气作用在活塞顶上的力转变为曲轴的转矩，以向工作机械输出机械能。
2. 组成：曲柄连杆机构的主要零件可以分或三组:机体组、活塞连杆组以及曲轴飞轮组。
二、受力分析1.原因和目的：曲柄连杆机构的工作条件的特点是高温、高压、高速和化学腐蚀。
由于曲柄连杆机构是在高压下作变速运动，因此它在工作中的受力情况很复杂，其中有气体作用力、运动质量惯性力、摩擦力以及外界阻力等。
通过分析受力情况，找出它们对机构的影响，以便采取对应措施，减小不良影响。
2.气体作用力（1）受力分析（2）分析结果：造成各处磨损不均匀。
3. 往复惯性力（1）方向：活塞从上止点向下止点运动时，其速度变化规律是：从零开始，逐渐增大·，临近中间达到最大值，然后又逐渐减小至零。
也就是说，当活塞向下运动时，前半行程惯性力向上，后半行程惯性力向下。
（2）大小：活塞·活塞销和连杆小头的质量越大，曲轴转速越高，则往复惯性力也越大。
（3）分析结果：它使曲柄连杆机构的各零件和所有轴颈受周期性的附加载荷，加快轴承的磨损，未被干衡的变化着的惯性力传到气缸体后，还会引起发动机的振动。
4. 离心力（1）大小：其大小于曲柄半径、旋转部分的质量及曲轴转速有关。
（2）受力分析5. 摩擦力在任何一对互相压紧并作相对运动的零件表面之间，必定存在摩擦力，其最大值决定于上述各种力对摩擦面形成的正压力和摩擦因数。
§2.2机体组机体组主要由气缸体、曲柄箱、气缸盖、气缸衬垫、油底壳、发动机支撑等组成。
一、气缸体1.气缸体的结构形式其具体结构形式分为三种，如图2-3所示。
（1）一般式气缸体：发动机的曲轴轴线与气缸体下表面在同一干面上的为一般式气缸体（图2-3a）。
这种气缸体便于机械加工。
（2）龙门式气缸体：有的发动机将气缸体下表面移至曲轴轴叶以下（图2-3b）,称为龙门式气缸体。
曲柄连杆机构受力分析
（1）沿气缸轴线作直线往复运动
（2）均匀转动的曲拐 （3）平面运动的连杆组
5
2. 连杆的质量换算
二质量系统
三质量系统
6
二质量系统
m1 ml (l l ) / l
m2 ml l / l
等效原则：
•质量相等 •质心重合 •转动惯量相等
7
3.往复质量和往复惯性力
（1）往复运动质量
mj mp m1
第二节 曲柄连杆机构受力分析
一、气体作用力
二、惯性力
三、零件的受力分析
1一、气体作Βιβλιοθήκη 力1、气体作用力pg
Fg
D
4
2
( pg p )
'
p′
2
一、气体作用力
2、缸内压力
3
二、惯性力
曲柄连杆机构的运动及质量换算 往复惯性力 旋转惯性力
4
1.曲柄连杆机构的运动
曲柄连杆机构的所有运动零件可分为三组：
10
2、连杆小头受力分析
FC Ftg
F F1 cos
侧推力：
F1
F cos
连杆力：
11
3、曲柄销受力分析
切向力 ：
F F1' sin( ) F sin( ) cos
F1
F cos
法向力：
Fn F1' cos( ) F cos( ) cos
12
4、发动机的转矩
Fr sin( ) T F r cos
13
5、倾覆力矩
Tk Fc h T
r sin( ) sin h
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
* /(r ) sin ( / 2) sin 2 (1 2 sin2 )1/2 a* a /(r 2 ) cos [cos 2 (1 2 sin2 ) (2 / 4) sin2 2 ](1 2 sin2 )3/2
2Hale Waihona Puke 20/10/22内燃机设计
8
2、活塞运动规律简化表达式
• 1、活塞运动规律
• 设x为活塞位移（上止点位置为起点），v 为活塞速度，a为活塞加速度，为曲柄转角， β为连杆摆角。则
x r l r cos l cos
sin sin
2020/10/22
内燃机设计
7
活塞运动规律
• 整理以上两式后得 x r[(1 1/ ) cos (1 2 sin2 )1/2 / ]
e
l
r e
(1)中心曲柄连杆机构 （2）偏心曲柄连杆机构
（3）关节曲柄连杆机构
2020/10/22
内燃机设计
5
2、特性参数
• 曲柄半径：r • 连杆长度：l
• 曲柄连杆比： r / l
• 偏心距：e
• 偏心率： e / r
l
r
2020/10/22
内燃机设计
6
二、中心曲柄连杆机构运动学
• 在中心曲柄连杆机构中，活塞作直线往复 运动，连杆作平面运动，曲柄作旋转运动， 且假定其作等速转动。
第二章 曲柄连杆机构受力分析
• 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 内燃机的转矩波动与飞轮设计
2020/10/22
内燃机设计
1
第一节 曲柄连杆机构运动学
2020/10/22
内燃机设计
2
曲柄连杆机构运动学
2020/10/22
内燃机设计
3
曲柄连杆机构运动学
– 内燃机曲柄连杆机构的分类和特性参数
* sin cos (sin )[1 2 (sin )2 ]1/2
a* cos {(cos 2 sin )[1 2 (sin )2 ]
2 cos2 (sin )2}[1 2 (sin )2 ]3/2
2020/10/22
内燃机设计
10
第二节 曲柄连杆机构受力分析
内燃机设计
12
曲柄连杆机构受力分析
2020/10/22
内燃机设计
13
一、气体作用力
• 作用在活塞顶上的气体力就是内燃机的示功 图，示功图可通过工作过程模拟计算（对新 设计内燃机）或试验方法（对现有内燃机） 确定。
Fg D2 ( pg p' ) / 4
式中，D为气缸直径；pg 为气缸内的绝对压 力； p'为曲轴箱内气体的绝对压力。
2020/10/22
内燃机设计
16
1、曲柄连杆机构的质量分布
• （2）曲拐质量，可以根据产生的离心力不变的 原则用集中在曲柄半径r处的质量来代替。
mc (1/ r) miri
• （3）作平面运动的连杆组，根据动力学等效性 的一般原则进行质量换算：
• ①所有当量质量之和等于连杆组总质量ml。 • ②所有当量质量构成的系统的公共质心与连杆组
• 1、内燃机曲柄连杆机构分类
• （1）中心曲柄连杆机构
• （2）偏心曲柄连杆机构。目的在于减小 膨胀行程活塞对气缸的作用力，或在于减 轻上止点附近活塞对气缸的拍击。
• （3）关节曲柄连杆机构。用于少数双列 式V型及全部三列W型、四列X型和多列 星型内燃机中
2020/10/22
内燃机设计
4
各种曲柄连杆机构
m1=ml(l-l’)/l； m2=mll’/l • 所以，曲柄连杆机构的往复质量为
•
m j m p m1
• 旋转质量为
m2
m1
l’
的质心重合，并按此质心的运动规律运动。
• ③所有当量质量相对通过连杆组质心的轴线的转 动惯量之和，等于连杆组对同一轴线的转动惯量。
2020/10/22
内燃机设计
17
连杆质量换算
• 往往用大头、小头和质心处的三个质量m1、 m2、m3来代替连杆组。实际高速机计算表明， m3与m1、m2相比很小，所以一般简化为两 质量系统。由前两个条件得：
• 发动机转矩为
倾覆力矩为
T Ft r
2020/10/22
Tk Fch T
内燃机设计
15
二、惯性力
• 要确定曲柄连杆机构的惯性力，必须要先知 道其加速度和质量分布。前面已求出加速度， 下面讨论质量分布问题。
• 1、曲柄连杆机构的质量分布
• （1）活塞组零件可简单相加，并集中在活 塞销中心。
mp mpi
r[sin ( / 2) sin 2 (1 2 sin2 )1/2 ]
a r 2{cos [cos 2 (1 2 sin2 ) (2 / 4) sin2 2 ](1 2 sin2 )3/2}
无量纲化
x* x / r (1 1/ ) cos (1 2 sin2 )1/2 /
• 对于一般内燃机 1/ 3 ，可把上列各式简化 成
x* 1 cos ( / 4)(1 cos 2 )
* sin ( / 2) sin 2 a* cos cos 2
其最大误差是，
x * 为0.2%
* 为0.5%
a * 为1%
2020/10/22
内燃机设计
9
三、偏心曲柄连杆机构运动学
• 一般来说，当偏心率ε>0.1时，其运动情况与 中心机构差别较大，需专门处理。其运动学 特征表现为S>2r，且上、下止点的曲柄转角 位置不在特殊位置（0或180度曲轴转角）。 其无量纲运动公式为：
x* [(1 1 / )2 ]2 1/2 cos [1 2 (sin )2 ]1/2 /
2020/10/22
内燃机设计
14
力的传递与分解
• 力的传递情况如图所示
• 对气缸壁产生侧向力为
Fc F tan
• 连杆力在曲柄销中心产 h 生切向力和法向力
Ft F sin( ) / cos Fn F cos( ) / cos
Fc A
F
Fl
Tk
T
Ft
Fn
Fc
Fn
Fl
ω
Ft
F Fl
• 作用在内燃机曲柄连杆机构中的力有缸内气 体作用力、运动质量惯性力、摩擦力、支承 反力和有效负荷等。一般受力分析时忽略摩 擦力使受力分析偏于安全。所以，在内燃机 曲柄连杆机构中，气体作用力、惯性力与支 承反力、有效负荷相平衡。
2020/10/22
内燃机设计
11
曲柄连杆机构受力分析
2020/10/22
2Hale Waihona Puke 20/10/22内燃机设计
8
2、活塞运动规律简化表达式
• 1、活塞运动规律
• 设x为活塞位移（上止点位置为起点），v 为活塞速度，a为活塞加速度，为曲柄转角， β为连杆摆角。则
x r l r cos l cos
sin sin
2020/10/22
内燃机设计
7
活塞运动规律
• 整理以上两式后得 x r[(1 1/ ) cos (1 2 sin2 )1/2 / ]
e
l
r e
(1)中心曲柄连杆机构 （2）偏心曲柄连杆机构
（3）关节曲柄连杆机构
2020/10/22
内燃机设计
5
2、特性参数
• 曲柄半径：r • 连杆长度：l
• 曲柄连杆比： r / l
• 偏心距：e
• 偏心率： e / r
l
r
2020/10/22
内燃机设计
6
二、中心曲柄连杆机构运动学
• 在中心曲柄连杆机构中，活塞作直线往复 运动，连杆作平面运动，曲柄作旋转运动， 且假定其作等速转动。
第二章 曲柄连杆机构受力分析
• 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 内燃机的转矩波动与飞轮设计
2020/10/22
内燃机设计
1
第一节 曲柄连杆机构运动学
2020/10/22
内燃机设计
2
曲柄连杆机构运动学
2020/10/22
内燃机设计
3
曲柄连杆机构运动学
– 内燃机曲柄连杆机构的分类和特性参数
* sin cos (sin )[1 2 (sin )2 ]1/2
a* cos {(cos 2 sin )[1 2 (sin )2 ]
2 cos2 (sin )2}[1 2 (sin )2 ]3/2
2020/10/22
内燃机设计
10
第二节 曲柄连杆机构受力分析
内燃机设计
12
曲柄连杆机构受力分析
2020/10/22
内燃机设计
13
一、气体作用力
• 作用在活塞顶上的气体力就是内燃机的示功 图，示功图可通过工作过程模拟计算（对新 设计内燃机）或试验方法（对现有内燃机） 确定。
Fg D2 ( pg p' ) / 4
式中，D为气缸直径；pg 为气缸内的绝对压 力； p'为曲轴箱内气体的绝对压力。
2020/10/22
内燃机设计
16
1、曲柄连杆机构的质量分布
• （2）曲拐质量，可以根据产生的离心力不变的 原则用集中在曲柄半径r处的质量来代替。
mc (1/ r) miri
• （3）作平面运动的连杆组，根据动力学等效性 的一般原则进行质量换算：
• ①所有当量质量之和等于连杆组总质量ml。 • ②所有当量质量构成的系统的公共质心与连杆组
• 1、内燃机曲柄连杆机构分类
• （1）中心曲柄连杆机构
• （2）偏心曲柄连杆机构。目的在于减小 膨胀行程活塞对气缸的作用力，或在于减 轻上止点附近活塞对气缸的拍击。
• （3）关节曲柄连杆机构。用于少数双列 式V型及全部三列W型、四列X型和多列 星型内燃机中
2020/10/22
内燃机设计
4
各种曲柄连杆机构
m1=ml(l-l’)/l； m2=mll’/l • 所以，曲柄连杆机构的往复质量为
•
m j m p m1
• 旋转质量为
m2
m1
l’
的质心重合，并按此质心的运动规律运动。
• ③所有当量质量相对通过连杆组质心的轴线的转 动惯量之和，等于连杆组对同一轴线的转动惯量。
2020/10/22
内燃机设计
17
连杆质量换算
• 往往用大头、小头和质心处的三个质量m1、 m2、m3来代替连杆组。实际高速机计算表明， m3与m1、m2相比很小，所以一般简化为两 质量系统。由前两个条件得：
• 发动机转矩为
倾覆力矩为
T Ft r
2020/10/22
Tk Fch T
内燃机设计
15
二、惯性力
• 要确定曲柄连杆机构的惯性力，必须要先知 道其加速度和质量分布。前面已求出加速度， 下面讨论质量分布问题。
• 1、曲柄连杆机构的质量分布
• （1）活塞组零件可简单相加，并集中在活 塞销中心。
mp mpi
r[sin ( / 2) sin 2 (1 2 sin2 )1/2 ]
a r 2{cos [cos 2 (1 2 sin2 ) (2 / 4) sin2 2 ](1 2 sin2 )3/2}
无量纲化
x* x / r (1 1/ ) cos (1 2 sin2 )1/2 /
• 对于一般内燃机 1/ 3 ，可把上列各式简化 成
x* 1 cos ( / 4)(1 cos 2 )
* sin ( / 2) sin 2 a* cos cos 2
其最大误差是，
x * 为0.2%
* 为0.5%
a * 为1%
2020/10/22
内燃机设计
9
三、偏心曲柄连杆机构运动学
• 一般来说，当偏心率ε>0.1时，其运动情况与 中心机构差别较大，需专门处理。其运动学 特征表现为S>2r，且上、下止点的曲柄转角 位置不在特殊位置（0或180度曲轴转角）。 其无量纲运动公式为：
x* [(1 1 / )2 ]2 1/2 cos [1 2 (sin )2 ]1/2 /
2020/10/22
内燃机设计
14
力的传递与分解
• 力的传递情况如图所示
• 对气缸壁产生侧向力为
Fc F tan
• 连杆力在曲柄销中心产 h 生切向力和法向力
Ft F sin( ) / cos Fn F cos( ) / cos
Fc A
F
Fl
Tk
T
Ft
Fn
Fc
Fn
Fl
ω
Ft
F Fl
• 作用在内燃机曲柄连杆机构中的力有缸内气 体作用力、运动质量惯性力、摩擦力、支承 反力和有效负荷等。一般受力分析时忽略摩 擦力使受力分析偏于安全。所以，在内燃机 曲柄连杆机构中，气体作用力、惯性力与支 承反力、有效负荷相平衡。
2020/10/22
内燃机设计
11
曲柄连杆机构受力分析
2020/10/22