内燃机构造与设计--3-2曲柄运动与受力分析.ppt

内燃机构造与设计 2曲柄连杆机构的运动与受力分析 2 1曲柄连杆机构运动学 2 1 1正置曲柄连杆机构运动学正置曲柄连杆机构见图1 1 其曲柄回转中心线均与气缸中心线相交 活塞的位移活塞的位移x由其上止点开始计量 由图1 1可见式中r是曲柄半径 l是连杆大小头中心距 是曲拐转角 连杆摆角 2 1曲柄连杆机构运动学 记 1 1 则 1 2 因 1 3 而化简式 1 2 得 1 4 其中 2 1曲柄连杆机构运动学 设计参数 连杆比 采用较大的 即较短的连杆 可使发动机高度减少 重量减轻 但同时也使活塞加速度和连杆摆角有所增大 相应地使往复运动质量的惯性力和活塞侧推力有所增大 对汽车发动机来说 设计时总要尽可能地缩短连杆 汽车发动机常用的 值多在0 26 0 31之间 见表1 1即使对于较大的 值来说 式 1 4 中含的三次以上各高次项的数值也很小 若略去不计 即得活塞位移的近似式为 1 5 式 1 4 表明 活塞位移是由多个简谐分量组成的复合谐量 简谐分量的次数越高 它在位移复合谐量中所占的成分越小 近似式 1 5 只保留了位移的两个主要的简谐分量 一次和二次谐量 参见图1 3 a 2 1曲柄连杆机构运动学 用近似式 1 5 和准确式 1 2 算出的活塞行程 最大误差不过0 0043r 相对误差只有0 37 对于工程实用近似式 1 5 的精度已足够了 活塞行程系数 随 和 变化而变化 2 1曲柄连杆机构运动学 活塞的速度将式 1 2 对时间求导 得活塞速度为再将式 1 3 对时间求导 则有 1 6 记曲轴角速度 可得 1 7 活塞速度的准确表达式 活塞速度系数 随 和 变化而变化 2 1曲柄连杆机构运动学 将活塞位移的近似式 1 5 对时间求导 可得活塞速度的近似式 1 8 用近似式计算活塞速度 最大误差不大于0 0057r 相对误差小于0 83 当活塞由上止点向下止点运动时 其速度是正值 反之为负值 在0 90 和270 360 之间 活塞速度各出现一个极值ve 2 1曲柄连杆机构运动学 记活塞速度达到极值时的曲柄转角为 Ve 则应有对于常用的 范围 活塞速度达到极值的时刻接近于连杆与曲柄相互垂直的时刻 即 ve约为90 或270 时 见表1 4 并且 ve 接近于曲柄销中心的圆周速度r 随连杆比 的增大 略有增大 活塞平均速度cm 1 9 2 1曲柄连杆机构运动学 式中S是活塞行程 n是曲轴每分钟转数 60 n 是曲轴每转一周所用的时间 秒 ve 与cm的比值多在1 61 1 65之间 通常把cm 9米 秒的发动机称为高速发动机 汽车发动机都属于高速机 2 1曲柄连杆机构运动学 活塞的加速度将式 1 7 对时间求导 得 1 10 这是活塞加速度的准确表达式 活塞加速度系数 将式 1 8 对时间求导 则可得活塞加速度的近似式 1 11 2 1曲柄连杆机构运动学 用近似式计算活塞加速度 在90 和270 时误差最大 相对误差约为5 3 图1 3 c 画出了活塞加速度随曲拐转角变化的情况 在上止点前后活塞加速度为正值 其方向是活塞下行的方向 在下止点前后加速度为负值 其方向是活塞上行的方向 记活塞加速度出现极值时曲拐转角为 je 则有由此式解得 je 0 180 2 1曲柄连杆机构运动学 而对应的加速度值为 在1 4 1 4 时才出现 2 1曲柄连杆机构运动学 连杆的角位移 角速度和角加速度连杆的运动是随活塞平移和绕活塞销摆动的两种运动的复合 连杆随活塞平移的速度和加速度就是活塞的速度和加速度 连杆绕活塞销摆动的角位移 从连杆与气缸中心线重合时算起 在 0 180 范围内 为正值 180 360 范围内 为负值 由式 1 3 连杆的摆动角位移为 1 12 在 90 和270 时达到其极值连杆的摆动角速度 1 13 2 1曲柄连杆机构运动学 l在 90 和270 时为零 在 0 和180 时达到极值连杆的角加速度为 1 14 l在 0 和180 时为零 在 90 和270 时达到其极值 2 1曲柄连杆机构运动学 2 1 2偏置曲柄连杆机构运动学凡是曲轴回转中心线或者活塞销中心线不与气缸中心线相交的曲柄连杆机构都是偏置机构 见图1 5 其中 根据偏置方向的不同 区分为正偏置机构和负偏置机构 正偏置机构 在活塞下行时的连杆摆角较小 使作功行程中活塞侧推力有所减小 汽车柴油机采用活塞销正偏置的机构 负偏置的机构 现在广泛应用于车用汽油机 其好处是活塞惯性力稍偏 活塞发生摆转 即先摆后靠的转移过程 可使活塞对缸壁的 拍击 减轻 从而降低运转噪声 2 1曲柄连杆机构运动学 2 1曲柄连杆机构运动学 活塞销或曲轴对气缸中心线的偏置距e与曲柄半径r的比值称为 偏置率 记作 1 15 规定正偏置机构的e和 为正值 负偏置机构的e和 为负值 则活塞上止点时的曲柄转角活塞下止点时的曲柄转角 1 16 活塞行程 1 17 活塞位移 1 18 2 1曲柄连杆机构运动学 活塞速度 1 19 活塞加速度 1 20 连杆角位移 1 21 连杆角速度 1 22 连杆角加速度 1 23 将上列各式与正置曲柄连杆机构的对应各式相比较 前者只是多了含有 的一两项 由于汽车发动机所取的偏置率通常都很小 乘积 大多小于0 015 所以其运动规律与正置机构的差别很小 可以忽略不计 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 2 2 1气体作用力作用于活塞的气体作用力为 1 24 式中的pg是缸内气体的绝对压强 p0是曲轴箱气体的绝对压强 Fh是活塞的投影面积 Fh D是缸径 pg p0时 pg是正值 其作用方向是活塞下行方向 负值pg的作用方向相反 若pg和p0以bar为单位 Fh以cm2为单位 则 N 在进行曲柄连杆机构的受力分析时 通常取p0 1bar或1kgf cm2 pg则取自发动机试验中测得的示功图 或取自热力计算所得的示功图 对新设计的发动机 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 2 2 2运动质量惯性力2 2 2 1活塞组各零件的惯性力活塞组件中所有零件 包括活塞 活塞环 活塞销和活塞销卡环 均以活塞加速度j作变速往复直线运动 记活塞 活塞环和活塞销卡环三者的质量总和为mh 则此三件的惯性力为 1 25 此惯性力作用于活塞销上 并通过活塞销而作用于连杆 进而传递到曲轴 机体 记活塞销的质量为mhx 其惯性力为 1 26 此惯性力作用于连杆小头 并通过连杆而作用于曲轴 再传到机体 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 考虑整个活塞组件的惯性力 1 27 式中的mhz是整个活塞组件的质量 当活塞加速度为正值而方向向下时 Pjhz是负值而方向向上 当j为负值而方向向上时 Pjhz是正值而方向向下 如此 Pjhz 以及Pjh和Pjhx 的正 负方向与气体作用力Pg取的正 负方向是一致的 2 2 2 2单个曲拐的旋转惯性力当曲轴以等角速度 旋转时 曲拐上每一微元质量dm有一个向心加速度 因而有一个旋转惯性力 离心力 整个曲拐区分为主轴颈 曲柄销和曲柄臂等部分 其中曲柄销的质心落在其中心线上 其各微元质量旋转惯性力之总和就是 1 28 式中mqx是曲柄销的质量 曲柄臂的旋转惯性力为 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 曲柄臂的旋转惯性力为 1 29 式中mqb是曲柄臂的质量 是曲柄臂质心至曲轴轴线的垂直距离 主轴颈各微元质量的离心力总和则为零 由于曲柄臂一般均对称于主轴颈中心线和曲柄销中心线所在的平面 以后简称为曲拐平面 Prb和Prx是同一平面上的平行力 故整个曲拐的旋转惯性力就是 1 31 定义 曲拐当量质量 为 1 30 此式表示曲拐的旋转惯性力Prq相当于一个集中质量mqd在半径为r的圆周上作等速圆周运动时的离心力 Prq作用于支撑曲拐的两个主轴承上 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 如果曲拐的某一曲柄臂上设有平衡重 其质量为mp而其质心距曲轴轴线的距离为 p 见图1 11 则平衡重的旋转惯性力为 1 33 定义 平衡重当量质量 为 1 32 2 2 2 3连杆的惯性力连杆的运动是随活塞平移的牵连运动和绕活塞销摆动的相对运动的复合 这两种运动都是变速运动 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 连杆的惯性力有三种 见图1 12 即 1 因往复加速度而产生的惯性力 此力通过连杆质心C而平行于气缸中心线 式中的ml是连杆质量 2 因变速摆动中的向心加速度而产生的惯性力 此力也通过质心C并且总顺着由连杆小头中心A到质心C的离心方向 式中lA是A与C之间的距离 3 因变速摆动的角加速度而产生的惯性力矩 式中的IA是连杆对A点的转动惯量 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 通常以离散质量系来代替实际连杆 即把连杆质量集中于三点 小头孔中心A 大头孔中心B 质心C 或集中于两点 A和B 并认为这些集中质量是由无质量的刚性杆连接起来的 如图1 13所示 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 在这样的代换质系中集中于小头的质量mA只作往复直线运动而有惯性力 1 34 集中于大头的质量mB只作等速圆周运动而有离心力 1 35 集中于质心的质量mC则有三个方向的惯性力 1 36 要使代换系统在动力学上等效于实际连杆 必须同时满足以下三个条件 即 1 代换系统各集中质量之和等于原连杆质量 2 代换系统的质心位置与原连杆质心位置相同 3 代换系统各集中质量对小头中心A 或对质心C 的转动惯量之和等于原连杆的相应转动惯量 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 这些条件对于三个质量系统就是据此可解出 1 37 由这样的三个质量组成的代换系统完全等效于实际连杆 双质量系统不能同时满足三个条件 一般只按前两个条件算出 1 38 此系统实际上等于是把三质量系统中的mC按照由C至两头距离的反比例分配到两头 据许多连杆的计算结果 三质量代换系统的mC比mA和mB小得多 将mC分配到两头所引起的误差不大 因此一般都采用比较简单的双质量代换系统 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 2 2 3曲柄连杆机构总体受力分析2 2 3 1曲柄连杆机构的代换质量系统进行曲柄连杆机构总体受力分析就是要确定曲柄连杆机构作为整体与其约束之间的关系 即与气缸套 主轴承 被驱动轴之间的相互作用力 所有外力 主动力和约束力 加上各质点惯性力就构成一个平衡力系 可以得出未知的约束力 首先把曲柄连杆机构简化为动力学等效的代换集中质量系统 近似认为曲柄连杆机构是由无质量的刚性曲杆和连杆把两个集中质量联系起来的非自由质点系 见图1 16 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 位于活塞销中心而沿气缸中心线作往复运动的集中质量是 往复质量 1 39 位于曲柄销中心并绕曲拐轴线作旋转运动的质量是 旋转质量 1 40 当曲拐旋转角速度 一定时 往复质量惯性力为 1 41 旋转质量惯性力则为 1 42 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 2 2 3 2曲柄连杆机构所受的外力单缸机的曲柄连杆机构 如果忽略各运动副的摩擦阻力和阻力矩不计 忽略构件重力不计 则它所受的外力就只有 1 作用于活塞的气体作用力 2 作用于曲轴动力输出端的旋转阻力矩M 3 机体对活塞的支承力N 4 机体对曲轴的支承力 其中N 可认为垂直于气缸中心线并通过活塞销中心 机体对于曲轴前后两个主轴颈的支承力可以用一个沿曲柄方向的力K 和一个垂直于曲柄方向的力T 来表示 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 上述各力应与曲柄连杆机构的质量惯性力构成平衡力系 N Pg Pj和Pr以及T 和K 均处于同一气缸中心平面上 为了从这些力的平衡关系中解出未知的N K T 和M 可以先将Pg和Pj二力予以转化 连杆力S 1 43 侧推力N 1 44 径向力K 1 45 切向力T 1 46 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 平行力T 和力矩M 1 47 Pg和Pj二力就等效于N K T 三力和力矩M 平衡力系如图1 17 b 所示 曲柄连杆机构所受的几个约束力为 1 48 其中N T 和M 的方向各与N T和M相反 K 的方向取决于K和Pr的相对大小 当K Pr时K 与Pr同方向 K Pr时K 与Pr反向 上述各力和力矩都是周期性变量 在图1 17和1 18中标出了上述各力和力矩的正 负方向 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 2 2 4各构件之间的相互作用力2 2 4 1活塞与活塞销 活塞与连杆小头之间的相互作用力记PH 为活塞销对活塞 两销座孔 的作用力 则 1 49 PHx 和PHy 各为PH 在气缸中心线方向及其垂直方向的分力 Pjh是活塞 活塞环和活塞销卡环的惯性力 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 记活塞对活塞销的作用力为PH 因PH与PH 相等而方向相反 故PH及其分力PHx PHy的算式各与PH PHx 和PHy 相同 只是正 负方向掉换了 记连杆小头对活塞销的作用力为PA 则 1 50 式中PAx 和PAy 各为PA 在气缸中心线方向及其垂直方向的分力 Pjhx是活塞销惯性力 Pjhz是活塞组件惯性力 2 2 4 2连杆大头与曲柄销之间的相互作用力连杆小头所受的外力PA与PA 相等而方向相反 故PA及其分力PAx和PAy的计算与PA PAx 和PAy 相同 只是力的正 负方向要掉换 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 记曲柄销对连杆大头的作用力为PL 记PL在连杆中心线方向及其垂直方向的分力各为PLx和PLy 则由PA PL以及连杆的惯性力PjA和PrB构成如图1 20所示的平衡力系 鉴于PAx PjA Pg Pjhz PjA Pg Pj而PAy Pg Pj tg 显然 PAx PjA 和PAy合在一起相当于连杆力S 故由图1 20可得符合平衡条件的 1 51 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 可以说力向量PL是由 S和 PrB两向量合成的 见图1 20 PL对连杆中心线的方位角 L为 1 52 式中是符号函数 当算出的 L是正值时 由坐标轴xL顺时针转过 L便是力向量PL的方向 若算出 L是负值 则由xL逆时针转过 L是PL的方向 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 曲柄销所受外力PQ PQ与PL大小相等而方向相反 显然PQ是由S和PrB两向量合成的 由图1 21可见PQ在曲柄方向 xQ方向 及其垂直方向 yQ方向 的分力各为 1 53 PQ对曲柄方向的方位角 Q为 1 54 或 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 2 2 4 3单缸机曲轴主轴颈与主轴承之间的相互作用力假定曲轴为简支梁 摩擦阻力矩和驱动附件的力矩可计入M 中 忽略重力 1 不带平衡重的单缸机曲轴前 后两主轴承对主轴颈的作用力分别用PZx 1 PZy 1 和PZx 2 PZy 2 来表示 PZx 1 PZy 1 PZx 2 PZy 2 与曲柄销所受载荷PQx PQy 旋转阻力矩M 及曲轴惯性力Prq构成平衡力系 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 则 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 2 带平衡重的单缸机曲轴设每一平衡重的旋转惯性力为Prp 则由外力与惯性力构成的平衡力系为 1 55 1 56 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 由上述公式可见 加平衡重使主轴颈载荷减少了 相应的主轴承载荷也减少 向量PZ i 对曲拐方向 xZ方向 的方位角为 1 57 3 主轴承所受的力PC作用于i号主轴承的力PC i 与该号主轴颈载荷PZ i 大小相等而方向相反 用一个固定于机体的坐标系 xc yc 来表示PC i 其中方向平行于气缸中心线而指向活塞上止点 则如图1 24所示 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 1 58 PC i 对xc坐标轴的方位角为 1 59 2 2 4 4多缸机曲轴主轴颈与主轴承的相互作用力多缸机曲轴的每一个曲柄销上作用着PQx i 和PQy i 在同一时刻作用于各曲柄销的力不同 设第i气缸比第1缸发火超前 i度曲轴转角 则当第1曲拐的转角为 度 曲柄销受力为PQx1 和PQy1 时 第i曲拐的转角就是 i 度而其曲柄销受力为PQx i i 和PQy i i 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 每一PQy i 对曲轴形成一个转矩PQy i r 曲轴的总转矩就是z是气缸数 曲轴的回转阻力矩M 与M 相等而方向相反 求轴颈 轴承的作用力并不是简单叠加 要考虑相位差 i 计算方法有两种 连续梁模型计算方法截断简支梁计算方法截断简支梁计算方法假定 1 每一个曲拐都是沿前 后两主轴颈的中央截面断开并支承在截断处的简支梁 2 每一个主轴颈的载荷只决定于其前一个曲拐和后一个曲拐 不受其它曲拐的影响 计算某一主轴颈的载荷 只需将其前一曲拐的后支承力和后一曲拐的前支承力算出来 二者相加便是该主轴颈的载荷 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 全支承曲轴共有 z 1 个主轴颈 则第i个曲拐的前主轴颈为i号 后主轴颈为 i 1 号 按照第1曲拐的方向建立坐标系 xz yz 如图1 25所示 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 则机体对于i号和 i 1 号曲拐间的第 i 1 号主轴颈的支承力便是 1 60 式中 i和 i 1各是i号曲拐和 i 1 号曲拐对第1曲拐的方向角 由第一曲拐顺旋转方向计量 见图1 25 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 如果曲柄臂上有平衡重 则在PZx和PZy的算式中还要加进由平衡重离心力所引起的载荷项 如第i号曲拐的两个曲柄臂上各有大小和方向不同的平衡重1和2 其离心力方向各与第i曲拐成 i1和 i2角 则这两个平衡重的离心力为Prp1 i 和Prp2 i 所引起的 i 1 号主轴颈的载荷的变化量为 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 其中以下角标B表示此载荷变化量是由前一曲拐上的平衡重离心力引起的 与此类似 不难写出第 i 1 号曲拐的平衡重离心力所引起的 i 1 号主轴颈载荷的变化量 PZx A i 1 和 PZy A i 1 将这些载荷变化量加进式 1 60 中 就可以得出 i 1 号主轴颈的载荷了 确定任一主轴颈载荷向量PZ i 对第一曲拐方向 xZ向 的方位角 以及由PZx i 和PZy i 算出对应主轴承的载荷PCx i PCy i 和PC i 的方位角 C i 可用式 1 57 1 58 和 1 59 计算 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 2 2 4 5轴颈和轴承的载荷极坐标图作用于连杆轴承的PL 作用于曲柄销的PQ 作用于主轴颈的PZ i 和作用于主轴承的PC i 等力向量的大小和方向均随曲轴转角的变化而变化 把每间隔一定转角算得的各转角下的这些力向量的端点标在对应的坐标图上 顺序连成曲线 就可得到所谓轴颈或轴承的 载荷极坐标图 图1 27就是某四冲程车用汽油机标定工况下的曲柄销载荷极坐标图 a 和连杆轴承载荷极坐标图 b 从这种载荷图上可以很方便地看出所计算的任一转角下的PQ和PL的大小 方向以及曲柄销和连杆轴承表面的受力部位 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 两图形状不同是因为轴颈矢量图以旋转轴作参考系统即坐标固定在轴上 轴承矢量图用轴承作参考系统即坐标固定在轴承 即机体 上 由极点O画一直线指向标有4200的点 即可得出PQ420及PL420的大小 方向及作用于曲柄销或连杆轴承孔表面的A及A 点 PQ420和PL420可以认为是作用于一定受力面上的分布油膜承载力的合力 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 如果假定每一PQ PL 对曲柄销 连杆轴承 表面的作用范围是其着力点前后各60 范围内的圆柱面 则对于曲柄销 连杆轴承 表面上的任一母线来说 着力点落在其前后各60 范围内表面上的各个PQ PL 都对它有作用 只是作用程度不同而已 如果把对于同一母线有作用的各个PQ PL 数值相加 则所得的 PQ PL 中包含了该母线受力的强弱和受力时间的长短这两个因素 因此这种 PQ PL 可作为衡量构件表面不同部位的 载荷量 大小的一个大致的尺度 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 图1 27 a 当sin 0时 即上 下止点时 和 Pg Pj 0时 PQy 0 图中各环线与xQ轴线的汇交点B必定对应于发动机工作循环中各个 Pg Pj 0的时刻 此时PQx PrB 故由极点O指向B点的向量就是PrB 又因PQ是由PrB和S两向量合成的 故由B点指向各标有角度值的点的射线就是该曲拐转角下的S向量 可见该曲柄销表面各部分的载荷量显著不均 朝着曲轴轴线的下半部表面的载荷量比上半部大 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 这种情况是由于连杆大头惯性力PrB大而引起的 当发动机的工况改变时 PrB的大小改变 各转角下的S Pg Pj cos 的大小也改变 曲柄销载荷极坐标图的形状也随之改变 曲轴转速越高 平均有效压力越低 曲柄销载荷极坐标图越偏于极点上方 曲柄销下半部的载荷量就越大于上半部 车用柴油机的曲轴转速一般低于汽油机而Pg高于汽油机 但即使是柴油机曲轴的曲柄销 也还是下半部的载荷量大于上半部 因此 曲柄销的磨损总是下半部大 尤其是在所选取的 XQ YQ 坐标系的第三象限内的表面磨损最大 第一象限内的载荷量相对最小 通常就把由主轴颈通向曲柄销的润滑油道出口安排在此区域内以利于供油 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 图1 27 b 为该连杆轴承孔的载荷量分布图 虽然比曲柄销均匀一些 但还是偏于上半部 所以上 下两片轴瓦的磨损量也不一样大 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 图1 28是某四冲程六缸汽油机第2主轴颈和主轴承的载荷极坐标图 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 图1 28 a 中 O1是不带平衡重时2号主轴颈载荷极坐标图的极点 多数载荷量都落在了处于第1曲拐平面和第2曲拐平面之间的 角范围内的一段圆柱面上 主轴颈表面各部分受力极不均匀 O2点是该曲轴的每一曲柄臂上都加一平衡重 离心力为Prp 则第1 2两曲拐的平衡重将使2号主轴颈增加一个大小等于Prp而方向如图1 29所示的支承力Pzp 于是 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 只要从无平衡重时的主轴颈载荷极坐标图极点O1按Pzp方向画一道直线 就可以根据Prp的大小在该线上定出有平衡重时的载荷极坐标图极点O2 图1 28 a 中O2就是Prp 1 2 Prq时的极点 O3是Prp 1 2 Prq PrB 1 2 Pr时的极点 可见设置平衡重能使主轴颈沿周载荷量不均的情况得到改善 相应地使主轴颈偏磨损情况得到改善 同时主轴颈最大载荷和平均载荷也得以减小 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 图1 28 b 是与图1 28 a 相对应的2号主轴承载荷极坐标图 当曲轴不带平衡重时主轴承载荷 曲线1 沿周分布比较均匀 当平衡重加大到完全抵消了Pr时 主轴承各部分的载荷量倒明显地不均匀了 下半部载荷量大于上半部 这是因为随着Pr之被抵消 气体作用力的影响变得突出了 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 图1 30是由图1 28展开的主轴承 主轴颈 载荷图 可见随着平衡重的加大 主轴承 主轴颈 的平均载荷减小 最大载荷也有所减小 但载荷波动加剧 轴承的最大与最小载荷之差与平均载荷之比值叫做 轴承载荷的冲击性系数 从抗疲劳考虑 此系数不宜大于2 4 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 轴承载荷的计算是进行轴承设计的依据 1 轴承最大载荷除以轴瓦投影面积之商 是轴瓦的最大 条件比压 此比压应与所选用的轴瓦材料及减摩合金层厚度 轴承刚度 轴颈硬度等情况相适应 2 计算轴心运动轨迹和最小油膜厚度时 需要知道不同曲轴转角下的PL PC 的大小和方向 此外 根据连杆轴承 主轴承 的载荷极坐标图还可以看出对轴承盖最不利的载荷状况 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 2 2 5曲轴的转动力矩2 2 5 1曲拐转矩单缸曲拐的转动力矩为这是一个周期性变量 以发动机的一个工作循环为一个变化周期 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 当活塞到上 下止点时以及在 Pg Pj 0时 曲拐转矩为零 在其它曲拐转角正M的方向与曲轴旋转方向一致 负M的方向则与曲轴转向相反 曲拐转矩在一个工作循环期间的平均值为 1 61 此Mm实际上就是单缸机的指示扭矩 证明如下 转矩M在一个工作循环中所作的功是其中以c表示在一个循环内取积分 由式 1 7 知则 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 图1 34 活塞下行期间的正好与活塞上行期间的正负相抵 故 而正是缸内气体在一个工作循环内作的功 即循环指示功 平均曲拐转矩Mm就是循环指示功除以一个工作循环期间的曲轴转角弧度数 单缸指示扭矩 结论 往复惯性力Pj影响曲拐转矩的瞬时值 影响其变化规律 在一个工作循环的大部分时间里 Pj的数值大于Pg使转矩M的瞬时值主要决定于Pj 但是 Pj对于转矩M的平均值毫无影响 Mm唯一地决定于缸内气体作用力 机械功只能是由燃料燃烧放出的热能转化的 惯性力不会产生功 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 2 2 5 2多缸机曲轴的总转矩多缸机曲轴的总转矩等于所有各个曲拐转矩之和 即 1 63 对于发火间隔均匀的发动机来说 只要把曲拐转矩M随 变化的曲线按照发火间隔角度 180 z 分成z段 然后把每一段的M 曲线都画在第一段 0 180 z 的转角范围内 这z条曲线叠加起来就是第一段内总转矩M 与 的关系曲线 而其它各段转角范围内的M 曲线均与第一段相同 发火间隔均匀的发动机的曲轴总转矩M 以 180 z 为一个变化周期 缸数越多 M 的变化周期越短 发火不均匀的发动机则以一个工作循环为M 的一个周期 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 用 转矩不均匀系数 来表示发动机曲轴总转矩M 的波动程度 1 64 式中的M max M min和M m各表示M 的最大值 最小值和平均值 显然 1 65 2 2作用于曲柄连杆机构中的力和力矩 均匀发火的发动机 缸数越多 转矩不均匀系数越小 二冲程机的转矩不均匀系数小于同一缸数的四冲程机 曲轴总转矩的周期性变化既是曲轴以及被曲轴带动的轴系发生扭转振动的激振源 又会造成曲轴角速度的波动 2 3曲轴的回转不均匀性与飞轮 2 3 1回转不均匀性当发动机的工状稳定时 曲轴总转矩的平均值M m等于曲轴旋转阻力矩MR的平均值 此阻力矩MR包括发动机所驱动的汽车传动系加在曲轴动力输出端