轿车发动机平衡机构的设计

本科毕业设计（论文）轿车发动机平衡机构的设计学 院 机 电 学 院 专 业 车 辆 工 程 年级班别 2006 级（2）班 学 号 3106000569 学生姓名 刘杰川 指导老师 熊 锐 2010年6月 36轿车发动机平衡机构的设计 刘杰川 机电工程学院钟国雄机电工程学院摘 要随着汽车工业的进步和人们生活水平的不断提高，轿车已经成为人们生活中不可或缺的一部分。在现代轿车发动机向着高转速、大功率的方向发展的同时，人们对汽车的平顺性和驾驶的舒适性也有了更高的要求，而近年来随着环保法规的日益严格，用户对降低振动和噪声的要求愈是强烈，因此发动机减振问题已经成为设计、市场应用倍加关注的技术关键。解决轿车发动机的振动问题，提高其运转平稳性已经是汽车产业中日益重要的研究课题。本文首先结合理论知识，对往复活塞式发动机中心曲柄连杆机构进行运动分析，阐明发动机产生振动的机理。其次再对不同形式的发动机进行平衡性分析，并阐述其平衡措施。先分析了单缸发动机旋转惯性力和一、二阶往复惯性力的平衡，再以此为基础，讨论直列式多缸发动机和V型多缸发动机的平衡情况。最后，本文根据直列式四缸发动机的平衡原理，设计了一套平衡其二阶往复惯性力的二级平衡机构。该平衡机构选用间接驱动齿轮传动结构，并采用非全长平衡轴的方式，主要由两个平衡轴和一套齿轮传动机构组成。通过此平衡机构，可以使直列式四缸发动机更好地满足人们对轿车的要求。此外，本文对直列式四缸柴油机进行了振动试验。通过对没有装备平衡机构的柴油机和装备了平衡机构的同排量柴油机在振动上的区别，验证了双轴平衡机构减少直列式四缸发动机振动的效果。关键词：轿车发动机，平衡分析，平衡机构设计，振动试验AbstractWith the development of auto industry and the continuous improvement of peoples living standards, sedan has become an indispensable part of peoples lives. While the development of modern sedan engine towards high rotational speed and high power, people put forward higher requirement for the vehicle ride and driving comfort. With the gradual strictness of the environmental laws in recent years, consumers require reducing the vibration and noise intensively. Thus the vibration reduction of engine has become the technical key of design and market application which are more concerned. To solve the vibration problem of sedan engine and enhance its operating stability is gradually an important research project in automobile industry.Firstly, this paper analyzes the movement of central-located connecting rod in reciprocating engine combined with theory knowledge and explains the causes for the vibration. Secondly, it analyzes the balance of various forms of engines and illustrates their balance measures. And it states the balance of the rotating inertia force，the first and second order reciprocating inertial force of single cylinder engine. Base on these，then it discusses the balance situation of inline style multi-cylinder engine and V style multi-cylinder engine.At last, this paper designs a secondary balancing mechanism to balance the two-stage reciprocating inertia force base on the balance principle of inline four-cylinder engine. This mechanism uses a transmission structure of indirect driving gears and employs non-full-length balance shafts. It is primarily made up of two balance shafts and a gear transmission mechanism. Through this balancing mechanism, we hope that the inline four-cylinder engine can satisfy peoples requirement for the sedan preferably. Whats more, this paper also has done an experiment according to the vibration of inline four-cylinder diesel engine. Through the comparison between an diesel engine without balance mechanism and an diesel engine with a balance mechanism in vibration，the experiment has proved the effectiveness of two balance shaft system in inhibiting vibration of inline four-cylinder diesel engines.Key words：sedan engine，balance analysis，balance design，vibration test目 录1 绪论11.1 课题背景11.2 国内外研究现状综述21.3 课题研究的意义与目的21.4 本文研究内容32 中心曲柄连杆机构运动分析42.1 活塞连杆运动规律概述42.2 曲柄连杆机构的质量代换52.2.1 活塞组的质量代换52.2.2 曲柄组的质量代换52.2.3 连杆组的质量代换52.2.4 曲柄连杆机构的当量质量72.3 活塞连杆惯性力规律分析73 发动机平衡分析103.1 单缸发动机的平衡103.1.1 一阶往复惯性力的平衡113.1.2 二阶往复惯性力的平衡133.1.3 旋转惯性力的平衡153.2 多缸发动机的平衡153.2.1 直列多缸发动机的平衡163.2.2 V型多缸发动机的平衡184 直列式四缸发动机平衡机构的设计214.1 设计的原因及目的214.2 二级平衡机构设计原理214.3 设计方案的选择224.4 平衡机构的结构及工作原理235 直列式四缸柴油机振动试验265.1 发动机振动测试265.2 结果分析29结论30参考文献31致谢331 绪论1.1 课题背景随着汽车工业的进步和人们生活水平的不断提高，汽车已经成为最重要的现代化交通工具，而轿车更是人们生活中不可或缺的一部分。在发达国家，一般家庭都有一辆以至多辆家用轿车，而在我国，轿车的市场也不断在扩大。家用轿车在全部汽车保有量中数量最大，在汽车市场所占的份额也最大。在现代轿车发动机持续向着高速、轻型、大功率、低污染的方向发展的同时，人们对汽车的平顺性和驾驶的舒适性也有了更高的要求，而近年来随着环保法规的日益严格，用户对降低振动和噪声的要求愈是强烈，因此发动机减振问题已经成为设计、市场应用倍加关注的技术关键。解决轿车发动机的振动问题，提高其运转平稳性已经是汽车产业中日益重要的研究课题。一般来说，车用发动机作为振动噪声污染的重要来源之一，其振动引起的危害有以下几个方面：（1）恶化及其设备的性能，降低其可靠性与使用寿命。（2）增加额外的功率损耗，浪费能源。（3）对环境造成振动噪声污染，破坏其它设备、仪表的正常工作降低控制、检测系统的精度。（4）恶化操作人员的工作条件，降低工作效率，影响人机系统的总体性能。所以，随着对发动机NVH（Noise，Vibration and Harshness）性能的要求越来越高，为了适应发动机设计的需要，发动机各研发、生产单位都予以高度的重视。目前轿车发动机主要为往复活塞式发动机，其结构特点决定了其在运转中必然会有由于旋转部件的动不平衡产生的惯性力和由于活塞和连杆等往复运动部件所产生的往复惯性力。曲柄连杆机构在周期性的循环运动过程中产生的惯性力最终传递至发动机机体上，从而影响发动机零部件的强度和可靠性，降低发动机的性能和使用寿命。所以，针对发动机不平衡的往复惯性力采取相应的平衡措施进行平衡具有及其重要的意义。在设计时对平衡的考虑往往是通过改善发动机运动部件的质量分布，或者是设计专门的平衡机构来实现的。通过对轿车发动机的平衡，有利于提高轿车的使用寿命，提高发动机性能，降低燃耗，也更加能满足人们对汽车平顺性和驾驶舒适性的要求。1.2 国内外研究现状综述由于国外汽车工业的起步早，汽车技术也比较先进，对于发动机的平衡技术也已经比较成熟。早在1911年兰切斯特博士就发明并取得二次惯性力双轴平衡技术的专利。通称为兰氏平衡机构，该平衡机构在双平衡轴上安装平衡重，双轴转速相同而方向相反，平衡重在水平方向的离心力相互抵消，在垂直方向的离心力合成抵消二次往复惯性力1。由于兰氏平衡机构在平衡往复惯性力方面表现出的优越性能，此后发动机的平衡问题一直应用该机构，并以此为基础，进行了许多研究。20世纪90年代日本学者大久保稔提出了“现场平衡”的概念。就是在内燃机装置的“现场”，对其进行实际振动测量，针对其表现出的振动现况，做出具体的平衡处置，达到现场平衡的目的，该思想为电脑主动平衡技术创造了理论基础2。2006年现代公司在他们的索纳塔轿车的直列四缸发动机中将油泵与平衡轴相结合，设计出平衡轴、油泵模型，在降低成本的基础上，表现出良好的NVH性并提高了润滑系统的性能3。随着对汽车动力性要求的不断提高，发动机持续向着高转速、大功率的方向发展，惯性激励以与转速成正比、平方正比的级数激增。另一方面，发动机研发、生产企业为了满足日益严厉的振动、噪声法规的限制，以及提高产品的竞争力，新开发的各类发动机几乎都采用了平衡机构。在我国，由于汽车工业起步较晚，很少有完全自己发明的发动机，大多数都是在原有发动机的基础上搞变形开发，而且发动机的技术也比不上国外，很少对运动件的平衡做针对性的设计与解决。因此，在国内自行开发、改进的发动机中，由不平衡所引起的振动问题比较普遍。目前许多学者都在研究一些新的发动机平衡方法，如1996年王永鼎提出了一种偏心联轴节机构可以实现完全平衡一、二阶往复惯性力4，2004年，樊文欣，张保成针对某型号直列四缸车用柴油机，提出了“粗细双轴”平衡的新概念，该机构在100%平衡二次往复惯性力的基础上，部分抵消了倾覆力矩5。目前以及未来一段时间传统的双轴平衡机构将仍然广泛地应用于发动机的振源控制中。发动机上安装平衡机构主要用量平衡发动机的一阶、二阶往复惯性力，而旋转惯性力的平衡主要靠在曲轴上安装平衡重的方法来实现。1.3 课题研究的意义与目的随着发动机向高速、轻型、大功率方向发展，由此而产生的振动问题也日益严重。发动机工作过程中产生振动的原因有如下几点：（1）由于气缸内气体压力变化，从而通过活塞连杆使曲轴上扭矩交变引起的振动。（2）发动机工作过程中，活塞连杆做往复运动时往复惯性力得不到平衡产生的振动。（3）气缸内气体压力变动以及发动机上各种旋转不平衡所引起的振动。（4）发动机运动速度波动过大，引起惯性力增大和扭振加剧。在平衡性不良的发动机中，周期性变化的激振力和激振力矩是发动机产生剧烈振动甚至共振的根源。激烈振动将导致发动机配气和供油定时扰乱，功率下降，加剧耗油等不良后果，有损于行驶平顺性和乘坐舒适性，会使司机疲劳，影响行车安全，引起噪声，还会引起紧固连接件的松动和过载，减低机组的可靠性等等。所以分析、研究发动机的平衡，降低发动机的振动烈度，具有重要意义。通过发动机的振动减至最低，从而减少对周围的噪声污染，达到节能减排，保护环境的目的。1.4 本文研究内容本文的研究方向是轿车发动机平衡机构的设计。先对发动机的平衡进行了系统的分析，讨论其平衡方法，最后根据直列式四缸发动机的平衡情况设计了一套二级平衡机构。本文内容可以分为以下四部分：第一部分（第二章）为对往复活塞式发动机中心曲柄连杆机构运动的分析。通过将曲柄连杆机构进行当量质量换算，再确定曲柄连杆机构的惯性力，阐明了发动机产生振动的原因。第二部分（第三章）对发动机的平衡进行了分析。先介绍了单缸发动机惯性力的情况及平衡的措施，并详述了其工作原理。再以此为基础，分析了两种多缸发动机的平衡情况，包括直列四缸发动机和V6发动机，为接下来平衡机构的设计奠定了理论基础。第三部分（第四章）为对直列式四缸发动机平衡机构的设计。针对直列式四缸发动机只存在不平衡二阶往复惯性力这一点，设计了一套平衡机构。这个平衡机构主要由两个平衡轴和一套间接驱动齿轮传动机构组成。希望通过对直列式四缸发动机平衡的探讨，让其能更好地满足人们对其在轿车上的要求。第四部分（第五章）为直列式四缸柴油机的振动试验。通过对没有装备平衡机构的柴油机和装备了平衡机构的同排量柴油机在振动上的区别，验证了双轴平衡机构减少直列式四缸发动机振动的效果。2 中心曲柄连杆机构运动分析从运动学观点来看，曲柄连杆机构结构型式可以分为中心曲柄连杆机构、偏心曲柄连杆机构和主副连杆式曲柄连杆机构三种。中心曲柄连杆机构在汽车发动机应用中最为广泛。其特点是气缸中心线通过曲轴的旋转中心，并垂直于曲轴的回转轴线。分析曲柄连杆机构的运动规律，是分析与计算曲柄连杆机构中的作用力和力矩、发动机的平衡的基础。本章主要讨论轿车发动机中常用的中心曲柄连杆机构的动平衡。2.1 活塞连杆运动规律概述在气缸内作往复运动的活塞通过活塞销与连杆的一端铰接，连杆的另一端与曲轴相连，构成曲柄连杆机构。图2.1是曲柄连杆机构运动分析简图。图中气缸中心线通过曲轴中心O，OB为曲柄，AB为连杆，B为连杆轴颈中心，A为连杆小头孔中心或活塞销中心。图2.1 中心曲柄连杆机构运动分析简图当曲柄作等角速度旋转时，曲柄OB上任意一点都以O点为圆心作等速旋转运动，A点(即活塞)沿气缸中心线作往复运动，而连杆AB则进行复杂的平面运动，其大头与曲柄的连杆轴颈(即B点)一样，作等速的旋转运动，而连杆的小头则和活塞一样作往复运动，所以连杆本身的运动是一种由旋转运动和往复运动而合成的复杂的平面运动。在实际分析中，为了使问题简化，一般将连杆简化为分别集中于连杆大头和小头的两个集中质量，这样就不需要对连杆的运动规律进行单独的研究了。活塞在进行往复运动时，其速度和加速度是变化的。它的速度和加速度的数值及变化规律对曲柄连杆机构以及发动机整体的工作有很大的影响，因此，研究曲柄连杆机构运动的主要任务实际上就是研究活塞的运动规律。假定在某一时刻，曲柄转角为，并且按顺时针方向旋转，连杆轴线在其摆动平面内偏离气缸中心线的角度为，在曲柄旋转方向上的偏离角为正，反之为负。当=0时，连杆轴颈中心B和活塞销中心A都在最上面位置，称之为上死点(即A1点)，当=180时，A和B都在最下面位置，称之为下死点(即A2点)。如果曲柄半径OB的长度为R，连杆AB的长度为L，曲柄半径与连杆长度的比值为，即 （2.1）据此，就可以进行连杆与活塞运动规律的分析了。2.2 曲柄连杆机构的质量代换为了确定曲柄连杆机构中各运动零件所产生的惯性力，不仅要知道各运动零件的加速度，而且要知道各运动零件的质量。由于实际中运动物体的形状比较复杂，为了简化起见，所以将实际的比较复杂的质量系统，换算成在动力学上与实际质量系统相当的简化了的质量系统，然后就可以方便地求出运动零件的惯性力。曲柄连杆机构中主要运动零件，按其运动性质分为三类：1. 沿气缸中心线作往复运动的零件活塞组；2. 旋转运动的零件曲柄组；3. 平面运动的零件连杆组。2.2.1 活塞组的质量代换活塞组的质量包括活塞、活塞环、活塞销以及安装在这些零件上的其他附件的质量，可以认为集中在活塞销的轴线中心上，因为活塞销中心线是活塞组的传力点。其质量可近似认为集中于A点，不做代换。2.2.2 曲柄组的质量代换曲柄包括装在曲柄上的所有附件。把曲柄上不平衡部分而产生离心惯性力的质量可以换算为集中与曲柄半径R处的质量。进行这种换算的条件是：简化后的集中质量所产生的离心惯性力和原来实际系统不平衡质量所产生的离心惯性力相等。2.2.3 连杆组的质量代换连杆组的质量包括连杆、连杆小头衬套、连杆大头轴承以及连杆螺钉等质量。为了计算简便起见，一般认为连杆小头随活塞作往复运动，连杆大头随曲柄作旋转运动，而连杆杆身则做较复杂的平面运动（既有平面移动又有平面摆动）。将连杆的质量换算成集中于活塞销中心处作往复运动的质量和集中于连杆轴颈处作旋转运动的质量来代替原来作复杂运动的连杆质量。根据力学原理可知，若简化后的当量系统与原来的实际质量系统动力学效果相等，则必须满足下列三个条件：（1） 质量不变所有简化后的质量总和应等于原连杆组总质量，即 （2.2）或 （2.3）（2）系统的质量重心位置不变所有简化后的质量的重心应与连杆组原来的重心相重合，即 （2.4）式中，第i个简化后质量与连杆组重心的距离。如果简化为如图2.2所示的两质量，则 （2.5）（3）系统对重心的转动惯量不变所有简化后的质量对于连杆组重心的转动惯量之和应等于连杆原来的转动惯量，即图2.2 中心连杆质量的换算简图 （2.6）如简化为图2.2所示的两质量，则 （2.7）实际上，把连杆换算成图2.2所示的和两个质量，对上述三个条件是不能完全满足的，即第三个条件不能得到满足。因为换算后的质量，对于连杆组重心的转动惯量之和，不全等于连杆组原来的转动惯量。这是由于的大小同质量分布有关，如果质量分布离重心越远，则越大，转换后的双质量系统的转动惯量显然比原系统的转动惯量要大一些。一般情况下，和相差并不大，因此，连杆可以简化为和这样的两个质量的当量系统来进行力学的计算。由式（2.5）可得： （2.8）把上式代入（2.3）式，可得： （2.9）把（2.9）式代入（2.8）式： （2.10）2.2.4 曲柄连杆机构的当量质量根据上述分析，将连杆的这两个部分的质量分别合并到曲柄和活塞组。在质量的合并之后，曲柄连杆机构旋转部分的质量变为： （2.11）做加速度为a的往复直线运动的部分的质量变为： （2.12） 曲柄连杆机构的换算系统如图2.3所示。2.3 活塞连杆惯性力规律分析图2.3 曲柄连杆机构的换算系统图2.4中，活塞A作往复直线运动；曲柄B作旋转运动；连杆AB作平面运动；在稳定运转工况下，曲柄OB作等速转动。作用在曲柄连杆机构上的运动质量惯性力包括往复运动质量惯性力和旋转质量惯性力（也叫离心惯性力）。在分析发动机连杆产生的惯性力问题时，为方便起见，常把连杆质量看成一部分集中在曲柄销B处与曲柄形成当量旋转质量，而其余部分集中在活塞销A处与活塞组零件质量形成当量往复惯性质量。1. 旋转惯性力图2.4 曲柄连杆机构惯性力假定曲轴角速度为，则曲柄连杆机构的旋转质量对应的旋转质量惯性力或离心力可按下式计算： （2.13）当曲轴角速度不变时，大小不变，其方向总是沿曲柄半径向外。如果不采用相应结构措施予以消除，将使曲轴轴承乃至发动机支承受载。2. 往复惯性力与曲柄连杆机构的往复质量相对应，往复惯性力的大小与活塞加速度成正比，且方向相反。由运动学分析可知6，曲柄连杆机构的运动加速度为： （2.14）于是，往复惯性力可按下式计算： （2.15）式中，一阶往复惯性力，且，N；二阶往复惯性力，且，N；集中在活塞销中心处作往复直线运动的质量，kg；r 曲柄半径，m；曲轴旋转角速度，rad/s；曲轴转角，(A)；连杆比，其中l为连杆长度，m。由式（2.15）可知，一阶往复惯性力与曲轴转角的余弦成正比，二阶往复惯性力与2倍曲轴转角的余弦成正比，而且各缸的二阶往复惯性力方向始终一致。3 发动机平衡分析当发动机在稳定工况运转时，如果传给支承的作用力的大小和方向均不随时间而变化，则称此发动机是平衡的。但是往复式发动机由于工作过程的周期性和机件运动的周期性，运转中所产生的旋转惯性力（或称离心力）和往复惯性力都是周期性变化的。如果这些力在机内不能互相抵消，传给支承的力也会不断变化。再者，由于输出扭矩的波动，也会造成支承反力的变化，这些就是往复式发动机不平衡的原因。发动机的平衡与气缸数、气缸排列型式以及曲轴曲柄的相互位置有关，本章先从单缸发动机入手，对其平衡性进行分析，再以此为基础，分析多缸发动机的平衡，包括单列多缸发动机和V型多缸发动机。3.1 单缸发动机的平衡单缸发动机是所有发动机中最简单的一种，它只有一个气缸，是发动机的基本形式。和同排量的多缸机相比，单缸机工作时只有一套机件在运转，运动件的惯性力得不到抵消，所以振动大。转速越高，这个问题表现得越明显。还有，单缸机运动件的尺寸相对较大，不利于发动机提高转速，而且随着发动机的排量增加而愈加明显。所以单缸机排量越大，升功率越小，但是单缸机的脉动感却越强。在对发动机惯性力进行分析时，通常都以单缸发动机为基础进行分析和研究。如第二章所讲，单缸发动机的旋转惯性力和往复惯性力都不平衡。往复惯性力可以表示成随曲轴转角变化的一次、二次等往复惯性力之和。因为高于二次的往复惯性力数值较小，同时也由于平衡二次以上往复惯性力结构复杂，故一般只考虑到二次为止。单缸发动机的旋转惯性力和一、二次往复惯性力分别为： （3.1） （3.2） （3.3）下面只分析旋转惯性力和一、二次往复惯性力的平衡。为了分析方便起见，令 （3.4）3.1.1 一阶往复惯性力的平衡1. 过量平衡法过量平衡法即转移法，是在曲柄上附加平衡重的方法。这种平衡方法除了能够完全平衡旋转惯性力之外，还可以平衡一阶往复惯性力。当曲轴旋转时，该平衡重产生的离心力可以分成两个分力，一个与气缸轴线垂直的分力为： （3.5）另一个与气缸轴线一致的分力为： （3.6）这后一个分力便与往复运动部分一次惯性力平衡。如图3.1所示。图3.1 过量平衡法这种平衡方法的缺点是：虽然沿气缸中心线作用的往复运动部分的一次惯性力得到了平衡，但与气缸轴线垂直的平面内又产生了另一个力，其大小为当量离心力在水平方向的投影。所以仅仅是将不平衡的一次往复惯性力转移了方向，而该力将使发动机产生横向振动。很明显，采取转移的方法，又可以分为部分地转移或全部地转移。如果是全部转移，则取；如果是部分地转移，则选取平衡重质量为： （3.7）此处的，所用值视发动机机架在两个平面内的刚度而定，若机架在与气缸轴线垂直的平面内刚度大些，则值大些。反之，则值小些。通常只转移6080%。过量平衡法能将一阶惯性力的一部分转移到预期方向上去，消减力的峰值。若能与车架配合好，能较好的消除振动。通常在小功率的发动机上应用7。2. 单轴平衡法单轴平衡法指的是在曲轴的一侧设置一个平衡轴。平衡轴由曲轴驱动，与曲轴转速相同，转向相反。与过量平衡转移法相同的是，在单轴平衡法中，曲柄臂上也设置有过量平衡重，在曲轴的旋转下，平衡重除了产生平衡旋转质量的惯性力外,还可以产生额外的离心惯性力，用于平衡一次往复惯性力。而在平衡轴上，与曲柄臂上的平衡重相对应的位置，也设置有一个平衡重。如图3.2所示。所以单轴平衡机构的平衡块实际上有三部分：（1） 在曲柄上的平衡的平衡块；（2） 平衡惯性力的平衡块；（3） 平衡轴上平衡的平衡块。在气缸轴线的方向上，当时，一阶往复惯性力就可以得到完全平衡，而两个同为的离心惯性力在水平方向上的分力方向相反，大小相等，相互抵消。图3.2 单轴平衡法这种方法与过量平衡法相比，能够完全平衡一阶惯性力，而且水平方向上不会产生附加的分力，但会产生一个附加力矩。同样会引起发动机的振动。由于单轴平衡机构结构相对简单，比较广泛地应用于实际中。3. 双轴平衡法双轴平衡法，也叫兰切斯特平衡法。该平衡法设置有两个平衡轴，平衡轴上带有一样的平衡重，它们相对于气缸轴线相互对称，当平衡轴旋转时，可以产生同样大小的离心惯性力。其结构与工作原理如图3.3所示，由曲轴驱动一个中间齿轮，然后再由中间齿轮传动平衡轴。平衡轴的转速与曲轴相同，两个平衡轴的转向相反。曲柄上不再加装平衡一阶往复惯性力的平衡重，而是直接由平衡轴上的平衡重平衡一阶往复惯性力。其平衡的原理与单轴平衡法一样，在垂直方向上，当满足时，一阶往复惯性力得到完全平衡。而在水平方向上，由于两个平衡重产生的惯性力相同，所以在水平方向上的分力大小相等，方向相反，相互抵消。与单轴平衡法不同的是，由于平衡重的离心惯性力在垂直方向上的合力与曲柄连杆机构的一次往复惯性力作用在同一直线上，因此其在平衡一次往复惯性力的同时不会额外产生一个不平衡的力矩，产生的振动会小很多。但是相对地，双轴平衡法的结构会复杂一些。图3.3 双轴平衡法3.1.2 二阶往复惯性力的平衡二阶往复惯性力也可用平衡轴来平衡，当在双轴平衡机构上再加装两个平衡轴，就可以使二阶往复惯性力得到完全平衡。其结构原理图见图3.4。平衡轴4和5由分别由平衡轴3和2上的齿轮驱动，传动比为1：2，因此当曲轴转速为时，新加装的两个平衡轴的转速为。两个平衡轴上装有同样的平衡重，相对于气缸轴线互相对称，当平衡轴旋转时，能产生的离心惯性力。当曲柄转角为时，平衡重的转角为。因此在垂直方向上，两个平衡重产生的离心惯性力的分力的合力为： （3.8）大小与二阶往复惯性力相等，方向相反，可以将二阶往复惯性力完全平衡。在水平方向上，产生的分力大小相等，方向相反，相互抵消。 由于该平衡机构的平衡轴相对于气缸轴线互相对称，因此不会产生附加力矩，其平衡效果较好。但这种装置很复杂，且往复运动质量所产生的二阶往复惯性力一般又不是很大，因而应用比较少。图3.4 二级平衡机构3.1.3 旋转惯性力的平衡单缸发动机的总旋转惯性力（包括曲柄不平衡质量和连杆换算到大头处的质量所产生的离心力）为： （3.9）式中，总旋转质量。该离心力的作用线与曲柄重合，方向背离曲轴中心，因此，旋转惯性力的平衡只需在曲柄的对方，装上平衡重，使其所产生的离心力与原有的总旋转惯性力大小相等，方向相反，即可将其完全平衡。其原理图如图3.5所示。所设计的平衡重的参数和应该根据的原则来选定。即有 （3.10） （3.11）如果先选定一个平衡重的质心半径便可以按照下列公式确定平衡重的质量：图3.5 旋转惯性力的平衡 （3.12）公式（3.12）表明，平衡重的质心半径选得越大，则平衡重的质量就可以越轻。这样做有利于减轻发动机重量。事实上平衡重质心半径的选择会受到发动机结构因素的限制，所以通常选择平衡重的质心半径等于曲轴半径或者略小于曲柄半径，而使平衡重的质量布置尽可能的向远心方向集中，即使质心外移，以达到使这些质量发生最有效的平衡作用的目的。3.2 多缸发动机的平衡 轿车上使用的发动机基本上以多缸发动机为主，因此分析多缸发动机的平衡性对于轿车来说尤为重要。多缸发动机的动力学问题实质上就是空间力系问题，可以把多缸发动机看作是由若干个单缸发动机所组成的，用同一根曲轴把它们贯连起来。下面将以3.1节为基础，主要分析直列多缸发动机和V型多缸发动机。3.2.1 直列多缸发动机的平衡直列式发动机的所有气缸均肩并肩排成一个平面，它的缸体和曲轴结构简单，而且使用一个气缸盖，制造成本较低，稳定性高，低速扭矩特性好，燃料消耗少，尺寸紧凑，应用比较广泛。其缺点是功率较低。“直列”可用L代表，后面加上气缸数就是发动机代号，现代汽车上主要有L4和L6型发动机，也有一些是L3和L5型发动机。直列式四缸发动机是最常见的发动机结构形式，广泛应用于普通轿车上，下面以采用平面布置曲轴的直列式四缸发动机为例进行分析。见图3.6，四冲程四缸发动机为了发火间隔均匀，选取曲柄夹角为： （3.13）（1）旋转惯性力的合力 旋转惯性力的合力，在气缸中心线方向的投影为：图3.6 四冲程四缸发动机的曲柄排列 （3.14）在垂直于气缸中心线方向的投影为： （3.15）旋转惯性力为： （3.16）四冲程四缸发动机旋转惯性力已经平衡。 直列式四缸发动机曲轴的一、二阶往复惯性力受力如图3.7所示。图3.7 曲轴一、二阶往复惯性力受力图（2）一阶往复惯性力的合力 （3.17）四冲程四缸发动机的一阶往复惯性力也已经平衡。 （3）二阶往复惯性力的合力 （3.18）当时，有极大值。（4） 旋转惯性力矩 （3.19） （3.20） 四冲程四缸发动机的旋转惯性力矩已经平衡。（5） 一阶往复惯性力矩 （3.21）四冲程四缸发动机的一阶往复惯性力矩已经平衡。（6） 二阶往复惯性力矩 （3.22）由以上分析可知，四冲程四缸发动机中只有二阶往复惯性力不平衡，其他的惯性力和惯性力矩都已平衡。可以用以曲轴旋转角速度二倍旋转的正、反转轴对二阶往复惯性力加以平衡。但由于结构复杂，通常采用不多。3.2.2 V型多缸发动机的平衡V型发动机，将所有气缸分成两组，把相邻气缸以一定夹角布置一起，使两组气缸形成有一个夹角的平面，从侧面看气缸呈V字形，故称V型发动机。V型发动机的高度和长度尺寸小，在汽车上布置起来较为方便。另外，如果将发动机的长度缩短，便能为驾乘舱留出更大的空间，从而提高舒适性。由于气缸之间已相互错开布置，因此在气缸之间有较大的空间，这样便于通过扩大气缸直径来提高排量和功率。V型发动机的气缸均成一角度对向布置，还可以抵消一部分振动。V型发动机的缺点是必须使用两个气缸盖，结构较为复杂。另外其宽度加大后，发动机两侧空间较小，不易再安排其它装置。V型发动机的气缸数一般为6、8、10、12。V8发动机的性能极其优秀，但他的制造成本太高，重量太大，油耗极高，厂家一般不敢轻易采用，只有在4升以上的车上才能见到V8的影子，国产车中现只有大切诺基拥有V8发动机，金杯通用豪放也是由V8发动机提供动力。V10和V12发动机，通常用于高性能的跑车上。V6发动机的长度与直列四缸发动机相当，因此可以横放在前轮驱动的轿车上，从而使它的应用范围比直列六缸发动机较广，现在中高级轿车上普遍采用V6发动机，就像普通轿车上使用直列四缸发动机一样常见。V6发动机的气缸夹角一般为60或90。现以气缸夹角=，曲柄夹角为120的V6发动机为例，分析V型发动机惯性力的平衡情况。（1） 旋转惯性力的合力旋转离心力的计算公式为： （3.23）其中为每个曲柄的当量质量和每个曲柄上两个连杆跟随曲柄做圆周运动的当量质量之合。方向沿曲柄方向。由于曲柄夹角为120，三组相等的离心惯性力相隔120夹角，所以对合成后，所有气缸曲柄连杆机构的旋转离心惯性力的合力为： （3.24）（2）一次往复惯性力的合力 对于单独两个共用同一个曲柄轴颈的、左右相应的气缸进行计算，根据气缸的夹角和一次往复惯性力的计算公式可以推出，当其中一个气缸的一次往复惯性力为 （3.25）时，另一个气缸的一次往复惯性力为 （3.26） 当将这两个气缸的一次往复惯性力进行合成之后，可得这一对气缸的一次往复惯性力总合为： （3.27） 并且通过计算可得，其方向始终沿曲柄方向，与旋转惯性力的方向相同，犹如在原来旋转惯性力上增添了一个离心力一样。 然后将三组进行纵向合成。由于的方向为沿曲柄方向，且为一个常数，所以与离心惯性力一样，对其纵向合成后的合力为： （3）二次往复惯性力的合力 同样，对于共用一个曲柄轴颈的两个相对应的气缸，当其中一个气缸中的二次往复惯性力为 （3.28）的时候，在与其所对应的另一个气缸中的二次往复惯性力为 （3.29）对这两个气缸中的二次往复惯性力进行合成，可得： （3.30） 通过计算可得，为作用在水平面内的交变惯性力。同样需要对三组气缸中的二次往复惯性力进行纵向合成，通过计算可得： （3.31）由上式可知，二次往复惯性力的合力（4）各种合力矩的计算由于旋转惯性力和一阶往复惯性力的方向相同，因此将其看成一个离心力，其值为： （3.32）取y轴在第一曲柄方向，则有 （3.33） （3.34） （3.35）各曲柄二阶往复惯性力对于第二曲柄中点的合力矩为： （3.36）由以上分析可知，对于的V型六缸发动机，其一次惯性力矩，旋转惯性力矩，二次惯性力矩都不平衡，一次惯性力矩与旋转惯性力矩，可以通过自曲轴两端的力矩作用平面内安装平衡重的方法加以平衡。而二次惯性力矩则需要复杂的平衡装置。4 直列式四缸发动机平衡机构的设计4.1 设计的原因及目的如3.2.1所述，目前普遍使用的采用平面曲轴的四冲程直列式四缸发动机，其一阶往复惯性力、一阶往复惯性力矩和二阶往复惯性力矩都平衡，二阶往复惯性力不平衡。四缸发动机不能靠本身的平衡来消除二阶往复惯性力的影响，而由其引起的发动机振动和噪声直接影响到轿车的振动和噪声，从而影响轿车的寿命和驾驶的舒适性，也对环境产生了不良的影响。随着社会经济的不断发展，人们对车辆的舒适性要求以及环境要求越来越高，特别是轿车。直列式四缸发动机由于外形尺寸相对较小，动力性能也较好，广泛应用于普通轿车上。降低发动机的振动，提高轿车的驾驶舒适性和满足对环境的要求，能使直列式四缸发动机在市场上占有更大的优势，而其关键就在于平衡二阶往复惯性力。因此设计一个平衡直列式四缸发动机二级往复惯性力的平衡机构就显得很有意义。本章将设计一个直列式四缸发动机的二级平衡机构。4.2 二级平衡机构设计原理通过3.2.1分析已经知道，直列式四缸发动机的二级往复惯性力大小为，方向沿气缸中心线。为了研究其作用特性，可以用两个呈相反方向旋转的离心力予以表达，如图4.1所示。图4.1 往复惯性力用离心惯性力示意图将用两个向相反方向以2倍于曲轴转速旋转的，不平衡质量为的质量来代替，当曲柄转角为时，正转力处于的位置，反转力处于反方向的位置，这时其在垂直方向的离心力合力为： （4.1）而在水平方向，两个不平衡质量的离心力分力相互抵消，所以水平方向的离心力合力为零。所以，直列式四缸发动机的二级往复惯性力可以用这样两个正反转矢量来假想代替。既然这种假想代替成立，就可以构造出如图4.2所示的这样一个机构，来平衡掉正反转矢量的合成作用力（即二级往复惯性力）。该机构主要由两根机构轴构成，每根轴上布置有偏心质量，两轴反向旋转，转速均为曲轴转速的2倍。通过分析可知，该机构运转时离心力合力与发动机二级往复惯性力大小相等，方向相反，能够将二级往复惯性力平衡掉。图4.2 二级平衡机构原理图4.3 设计方案的选择平衡机构的布置方式分为全长平衡和非全长平衡两种8。（1）全长平衡：指在发动机全长范围内布置平衡轴和分配所需不平衡量的平衡机构方案。（2）非全长平衡：除全长平衡外的平衡统称非全长平衡。全长平衡机构多用于新设计的机型，由于其改动影响大，所以他它难以加装于现有发动机上。而非全长平衡机构布置的灵活性比较大，而且对原有发动机机构改动影响不大，因此采用非全长平衡的布置形式。下面来讨论机构的驱动形式。按驱动方式分为齿轮传动、带传动和链传动三种。（1）齿轮传动：指双平衡轴通过曲轴上附加的齿轮来驱动。（2）带传动：指双平衡轴通过曲轴上附加的带轮来驱动。（3）链传动：指双平衡轴通过曲轴上附加的链轮带动链条来驱动。带传动适用与中心距较大的传动，且具有良好的挠性，可缓冲冲击，吸收振动，但过载时带与带轮间会出现打滑，带工作一段时间后会出现松弛，因此采用带传动需附加一个张紧装置。与带传动相比，链传动没有弹性滑动和打滑，需要的张紧力小，但其传动平稳性较差，而且工作中有一定的冲击和噪声。齿轮传动在可靠性和噪声方面都明显由于链传动。齿轮传动又可分为直接驱动和间接驱动两种。由于要求曲轴与平衡轴间的转速比为1：2，所以采用直接驱动方式的话，曲轴上的驱动齿轮势必要采用大齿轮，在发动机中需要的空间也会相对增大，也会给其他部件的布置带来较大的麻烦，因此直接驱动齿轮传动多用于全长平衡设计。间接驱动齿轮传动可在曲轴上安装一个较小的齿轮，再通过一个过渡齿轮驱动平衡轴上的从动齿轮，其结构较为简单，且布置灵活，采用这种驱动方式，各种发动机可根据实际需要来选配平衡机构，但在可靠性和噪声方面比直接驱动齿轮传动稍差一点。根据上述分析，最终选择间接齿轮驱动的非全长布置形式的平衡机构设计方案。4.4 平衡机构的结构及工作原理根据上述分析，该平衡机构选用间接驱动齿轮传动结构，并采用非全长平衡轴的方式。主要