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文檔簡介

發(fā)動機動力學西華大學交通與汽車工程學院主講:童勇1發(fā)動機動力學西華大學1引論1、汽車發(fā)動機的噪聲源有哪些?一是內(nèi)燃機整體在支承上的振動引起的噪聲二是進、排氣系統(tǒng)的氣體動力噪聲三是內(nèi)燃機本身的機械噪聲2引論1、汽車發(fā)動機的噪聲源有哪些?一是內(nèi)燃機整體在支2、“電動蛙式夯土機”的工作原理是什么?為什么內(nèi)燃機要加裝平衡重?快速沖擊夯電動蛙式夯土機32、“電動蛙式夯土機”的工作原理是什么?為什么內(nèi)燃機要加裝3、195單缸柴油機的飛輪和495柴油機的飛輪相比哪個更大?為什么?4、汽車發(fā)動機的噪聲排放指標日益嚴格,結(jié)合動力學計算的減振降噪技術(shù)日益重要43、195單缸柴油機的飛輪和495柴油機的飛輪相比哪個更大?往復活塞式內(nèi)燃機的特征往復活塞式內(nèi)燃機的特征之一是運轉(zhuǎn)的不均勻性。單缸機總轉(zhuǎn)矩圖5往復活塞式內(nèi)燃機的特征往復活塞式內(nèi)燃機的特征之一是運轉(zhuǎn)的不均本課程研究內(nèi)容

發(fā)動機(這里主要指內(nèi)燃機)動力學,主要研究內(nèi)燃機在穩(wěn)定工況下,其曲柄連桿機構(gòu)的運動規(guī)律和受力情況,以及這些力對內(nèi)燃機平衡性和振動的影響。6本課程研究內(nèi)容發(fā)動機(這里主要指內(nèi)燃機)動力學,主要研內(nèi)燃機三大經(jīng)典計算:工作工程計算動力學計算零部件強度校核計算上止點

氣缸壓力

進氣行程壓縮行程燃燒膨脹行程排氣行程下止點

上止點

下止點

曲軸轉(zhuǎn)角/(o)CA0180360540720p—φ壓力示功圖p—φdiagram7內(nèi)燃機三大經(jīng)典計算:上止點氣缸壓力進氣行程p-V壓力示功圖8p-V壓力示功圖8991010曲柄連桿機構(gòu)動力學計算11曲柄連桿機構(gòu)動力學計算111212零部件強度校核13零部件強度校核13141415151616171718181919202021212222教學安排學時安排:課堂教學22學時上機計算10學時成績評定:筆試成績70%,平時成績30%教材:內(nèi)燃機動力學張保成等著國防工業(yè)出版社參考書目:內(nèi)燃機動力學鄭啟福主編車輛發(fā)動機動力學汪長明主編23教學安排學時安排:23主要內(nèi)容發(fā)動機的動力學分型曲柄連桿運動學曲柄連桿機構(gòu)動力學輸出扭矩及曲軸回轉(zhuǎn)不均勻度軸頸和軸承負荷發(fā)動機的平衡、振動及減振24主要內(nèi)容24緒論發(fā)動機的動力學分型0.1正置式曲柄連桿機構(gòu)0.2偏置式曲柄連桿機構(gòu)0.3主副連桿式曲柄兩桿機構(gòu)25緒論發(fā)動機的動力學分型25內(nèi)燃機:將燃料燃燒時產(chǎn)生的熱能轉(zhuǎn)變?yōu)榛钊鶑瓦\動的機械能,再轉(zhuǎn)變?yōu)榍S旋轉(zhuǎn)運動而對外輸出動力。內(nèi)燃機整體結(jié)構(gòu)介紹26內(nèi)燃機:將燃料燃燒時產(chǎn)生的熱能轉(zhuǎn)變?yōu)榛钊鶑瓦\動的機械能,再內(nèi)燃機結(jié)構(gòu):1、機體組:氣缸體、曲軸箱、油底殼、氣缸套、氣缸蓋和氣缸墊---不動件27內(nèi)燃機結(jié)構(gòu):272、活塞連桿組:由活塞、活塞環(huán)、活塞銷和連桿------運動件282、活塞連桿組:283、配氣機構(gòu)組:由氣門組件、配氣凸輪、傳動機構(gòu)-----運動件293、配氣機構(gòu)組:29

30

3131傳動方式圖例32傳動方式圖例32每缸4氣門排列方式每缸4氣門驅(qū)動方式33每缸4氣門排列方式每缸4氣門驅(qū)動方式33常用氣門頂置配氣機構(gòu)的類型氣門頂置,下置凸輪軸(OHV)氣門頂置,上置凸輪軸(OHC)氣門頂置,雙搖臂,上置凸輪軸(OHV/OHC)氣門頂置,上置雙凸輪軸(OHV/DOHC)34常用氣門頂置配氣機構(gòu)的類型氣門頂置,下置凸輪軸(OHV)344曲軸飛輪組(曲軸、飛輪、減振器)

一、曲軸飛輪組的組成起動爪正時齒輪主軸瓦皮帶輪扭轉(zhuǎn)減振器飛輪飛輪螺栓曲軸354曲軸飛輪組(曲軸、飛輪、減振器)

一、曲軸飛輪組的桑塔納轎車發(fā)動機曲軸飛輪組36桑塔納轎車發(fā)動機曲軸飛輪組36氣缸排列型式37氣缸排列型式37氣缸排列型式(續(xù))38氣缸排列型式(續(xù))38常見氣缸的排列形式(1)直列式:多用于六缸以下的發(fā)動機。(2)V型式:它縮短了發(fā)動機的長度和高度,多用于八缸以上的發(fā)動機。(3)對置式:是V型的特殊形式。39常見氣缸的排列形式39結(jié)構(gòu)簡單、加工容易,但發(fā)動機長度和高度較大。縮短了機體的長度和高度,增加了剛度,減輕了發(fā)動機的重量;形狀復雜,加工困難。六缸以上發(fā)動機使用40結(jié)構(gòu)簡單、加工容易,但發(fā)動機長度和高度較大??s短了機體的長度高度小,總體布置方便。轎車中應用不多對置氣缸式發(fā)動機41高度小,總體布置方便。轎車中應用不多對置氣缸式發(fā)動機41曲柄連桿的基本型式42曲柄連桿的基本型式42常見曲柄連桿型式A)正置式b)偏置式c)主副連桿式a)中心曲柄連桿機構(gòu)b)偏心曲柄連桿機構(gòu)c)關(guān)節(jié)曲柄連桿機構(gòu)43常見曲柄連桿型式A)正置式b)偏置式c)主副連桿正置式(中心式)曲柄機構(gòu)曲柄連桿機構(gòu)由活塞和活塞銷A、連桿AB、曲柄或曲軸BO以及氣缸C、主軸承O構(gòu)成。它在內(nèi)燃機中的作用是把活塞的往復運動轉(zhuǎn)化為曲軸的旋轉(zhuǎn)運動。其特點是活塞銷運動軌跡與曲軸軸線相交,這種機構(gòu)最為簡單,加工容易。44正置式(中心式)曲柄機構(gòu)曲柄連桿機構(gòu)由活塞和活塞銷A、連4545正置式(中心式)曲柄機構(gòu)特征參數(shù)曲柄連桿比λ中心曲柄連桿的幾何特性完全由特性參數(shù)曲柄連桿比λ=r/l

確定,其中r為曲柄半徑,即曲軸主軸頸軸線到連桿軸頸或曲柄銷軸線的距離,l為連桿長度,即連桿大小頭孔軸線的距離。汽車發(fā)動機曲柄連桿比λ=0.26-0.3146正置式(中心式)曲柄機構(gòu)特征參數(shù)曲柄連桿比λ46正置式(中心式)曲柄機構(gòu)內(nèi)燃機設計中三大參數(shù):S/D=0.8-1.3(行程/缸徑)λ=r/l=0.26-0.31(曲柄連桿比)L0/D=1.14-1.50(缸心距/缸徑)三大參數(shù)的選取47正置式(中心式)曲柄機構(gòu)內(nèi)燃機設計中三大參數(shù):47常見曲柄連桿型式A)正置式b)偏置式c)主副連桿式a)中心曲柄連桿機構(gòu)b)偏心曲柄連桿機構(gòu)c)關(guān)節(jié)曲柄連桿機構(gòu)48常見曲柄連桿型式A)正置式b)偏置式c)主副連桿偏置式曲柄連桿機構(gòu)曲軸正偏置如圖所示,其特點是氣缸中心線垂直于曲軸的回轉(zhuǎn)軸線,但不通過曲軸的回轉(zhuǎn)中心,氣缸中心線與曲軸的回轉(zhuǎn)軸線有一偏移量。(向回轉(zhuǎn)方向的偏移為正偏置)這種曲柄連桿機構(gòu)可以減少膨脹行程中活塞與氣缸壁間的最大側(cè)壓力,使活塞在膨脹行程與壓縮行程時,作用在氣缸壁兩側(cè)的側(cè)壓力大小比較均勻。曲軸正偏置曲柄連桿機構(gòu)49偏置式曲柄連桿機構(gòu)曲軸正偏置曲軸正偏置曲柄連桿機構(gòu)49曲軸正偏置活塞銷負偏置活塞銷正偏置50曲軸正偏置活塞銷負偏置活塞銷正偏置50偏置式曲柄連桿機構(gòu)的特征參數(shù)曲柄連桿比:偏心率:6120Q柴油機e=+1.0mmBJ492QA汽油機e=-1.5mmEQ6100Q汽油機e=-1.6mmCA6102Q汽油機e=-1.0mm51偏置式曲柄連桿機構(gòu)的特征參數(shù)曲柄連桿比:51活塞銷的正偏置和曲軸的正偏置一般用于柴油機。柴油機的做功沖程Pmax較大,故PN較大,為降低最大主推力PNmax

,改善活塞和缸套主推力面的磨損,將活塞銷孔(或者氣缸中心線)布置向次推力面一側(cè)(叫作正偏置)。壓縮沖程時,次推力面的側(cè)向推力將有所增大,但其絕對值本身較小,增大一點無所謂。達到均勻氣缸兩側(cè)磨損的效果。不能用于正反轉(zhuǎn)發(fā)動機。52活塞銷的正偏置和曲軸的正偏置一般用于柴油機。52活塞銷負偏置1、定義:活塞銷座朝向承受作功側(cè)壓力的一面(圖示左側(cè))偏移1mm~2mm。2、作用:使活塞從壓縮行程到作功行程柔和地從氣缸的一邊過渡到另一邊,減輕活塞換向時對氣缸壁的敲擊。53活塞銷負偏置53活塞銷的負偏置一般用于高速汽油機。汽油機轉(zhuǎn)速遠高于柴油機,且其缸內(nèi)最大壓力遠低于柴油機,其左右主次推力面的磨損不均勻問題不是主要問題。一般不需要采用正偏置。轉(zhuǎn)速過高導致的上止點位置時活塞的頻繁高速換向?qū)е碌幕钊膿舾妆诘摹扒酶住痹肼?,成為主要矛盾。采用負偏置有利于解決這個問題。54活塞銷的負偏置一般用于高速汽油機。54活塞偏轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩的形成55活塞偏轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩的形成555656壓縮上止點前后,活塞“先靠后移”示意圖活塞合力向下為正57壓縮上止點前后,活塞“先靠后移”示意圖活塞合力向下為正57進排氣上止點前后,活塞“先靠后移”示意圖活塞合力向下為正58進排氣上止點前后,活塞“先靠后移”示意圖活塞合力向下為正583、原理:因銷座偏置,在接近壓縮上止點時,作用在活塞銷座軸線以右的氣體壓力大于左邊,使活塞傾斜,裙部下端提前換向。而活塞在越過上止點,側(cè)壓力反向時,活塞才以左下端接觸處為支點,頂部向左轉(zhuǎn)(不是平移),完成換向?!跋瓤亢笠啤?93、原理:因銷座偏置,在接近壓縮上止點時,作用在活塞銷座軸線

可見偏置銷座使活塞換向分成了兩步,第一步是在氣體壓力較小時進行,且裙部彈性好,有緩沖作用;第二步雖氣體壓力大,但它是個漸變過程。為此,兩步過渡使換向沖擊力大為減弱。60可見偏置銷座使活塞換向分成了兩步,第一步是在氣體壓力V型發(fā)動機連桿的布置形式并列式主副式叉式61V型發(fā)動機連桿的布置形式并列式主副式叉式61主副連桿機構(gòu)62主副連桿機構(gòu)626363主副連桿式曲柄連桿機構(gòu)

在少數(shù)多列式大功率高速內(nèi)燃機中,例如少數(shù)雙列式V形及全部三列W形、四列式X形和多列式星形內(nèi)燃機中,采用關(guān)節(jié)曲柄連桿機構(gòu)。這時,內(nèi)燃機的一列氣缸用主連桿與曲柄搖擺運動。優(yōu)點是副連桿大小頭軸承均無高速滑動其他各列氣缸則用副連桿與主連桿上的副連桿銷相連,形成關(guān)節(jié)式。64主副連桿式曲柄連桿機構(gòu)在少數(shù)多列式大功率高速內(nèi)主副連桿式曲柄連桿機構(gòu)特征參數(shù):主曲柄半徑比副曲柄半徑比副連桿長度關(guān)節(jié)半徑氣缸夾角關(guān)節(jié)角65主副連桿式曲柄連桿機構(gòu)特征參數(shù):65第1章曲柄連桿運動學在中高速內(nèi)燃機中,穩(wěn)定運轉(zhuǎn)時,假定曲軸等速轉(zhuǎn)動。在一般情況下,連桿擺動所引起的效應可以簡化為一定部分的連桿質(zhì)量隨曲柄銷轉(zhuǎn)動。內(nèi)燃機曲柄連桿機構(gòu)運動學的基本任務,在于確定活塞的運動規(guī)律。66第1章曲柄連桿運動學在中高速內(nèi)燃機中,穩(wěn)定運轉(zhuǎn)時,假定曲軸動力學分析的前提條件經(jīng)典動力學分析的前提條件:發(fā)動機處于“穩(wěn)定工況”?!胺€(wěn)定工況”:在一個完整的曲軸總轉(zhuǎn)矩變化周期內(nèi),內(nèi)燃機曲軸輸出的有用功與作業(yè)機具的阻力功相等。曲軸的回轉(zhuǎn)角速度的變化是比較小的,可視為曲軸作等角速度回轉(zhuǎn)。67動力學分析的前提條件經(jīng)典動力學分析的前提條件:發(fā)動機處于“穩(wěn)中心曲柄連桿機構(gòu)簡圖68中心曲柄連桿機構(gòu)簡圖68曲柄的運動規(guī)律69曲柄的運動規(guī)律69

活塞位移的求解70活塞位移的求解70活塞位移精確解《內(nèi)燃機學第二版》中:《內(nèi)燃機動力學》中:以上公式完全等價。71活塞位移精確解《內(nèi)燃機學第二版》中:《內(nèi)燃機動力學》中:以上活塞位移的近似解利用傅立葉級數(shù)展開:因為一般內(nèi)燃機所用的曲柄連桿機構(gòu)中:可把公式足夠精確地簡化成:或者:72活塞位移的近似解利用傅立葉級數(shù)展開:72換句話,活塞約在80°-85°曲軸轉(zhuǎn)角時,就達到行程的一半,連桿越短,越大,活塞達到行程之半的時刻越提前。73換句話,活塞約在80°-85°曲軸轉(zhuǎn)角時,就達到行程的一半,一階位移和二階位移74一階位移和二階位移74活塞位移的作圖法求解75活塞位移的作圖法求解75圖1-176圖1-176繪制活塞位移曲線的作用

活塞在上止點附近高速運動,進排氣門也在這一區(qū)域高速運動,可在同一圖紙上,根據(jù)配氣相位角繪制氣門升程曲線以及活塞頂部的位移曲線,看是否出現(xiàn)相交,如相交,則會出現(xiàn)運動干涉。后果嚴重。特別是當出現(xiàn)磨損嚴重的情況時,尤其要特別重視。問題:一臺長期使用的單缸柴油機,手搖起動時,沒有異常,起動后,轉(zhuǎn)速上升到一定時,出現(xiàn)氣門和活塞頂部相碰的異響,為什么?77繪制活塞位移曲線的作用活塞在上止點附近高速運動,進排氣上止點氣門升程和活塞位移曲線排氣門升程進氣門升程活塞位移曲線校驗進排氣上止點附近

進排氣門是否與活塞發(fā)生運動干涉78進排氣上止點氣門升程和活塞位移曲線排氣門升程進氣門升程活塞位活塞的速度

對時間作一次微分,可得傅立葉級數(shù)形式的活塞運動速度準確公式:

由上式看出,活塞運動速度和活塞位移一樣,也是一個很快收斂的無窮級數(shù)。將上式對時間作一次微分,可得活塞運動速度的近似公式:

內(nèi)燃機在穩(wěn)定工況時,是一個常數(shù),所以,活塞運動速度是一個由兩個簡諧運動疊加而成:79活塞的速度79活塞的最大速度活塞最大速度精確解:活塞最大運動速度近似公式:活塞平均運動速度:在內(nèi)燃機中:80活塞的最大速度活塞最大速度精確解:80活塞最大速度出現(xiàn)的位置活塞最大運動速度所在位置為:

所在位置僅和有關(guān),連桿愈短,出現(xiàn)愈早.由此可見,=74°~82°。一般近似計算時,可認為時,活塞速度達到最大值。圖1-2圖1-381活塞最大速度出現(xiàn)的位置圖1-2圖1-381活塞的加速度82活塞的加速度82活塞加速度曲線圖1-483活塞加速度曲線圖1-483活塞加速度極值84活塞加速度極值84第一種情況,當時:在時,即上止點處,活塞加速度極大值為:

在時,即下止點處,活塞加速度極小值為:第二種情況,當時,活塞加速度在曲軸一轉(zhuǎn)范圍內(nèi)有四個極值。其中兩個與第一種情況相同,另外還有兩個極小值出現(xiàn)在:

(90°~270°之間),其大小為:圖1-585第一種情況,當時:圖1-585無量綱位移、速度、加速度為了便于比較不同大小機構(gòu)的運動,可引用無量綱參數(shù):無量綱速度和加速度:無量綱位移:無量綱加速度:86無量綱位移、速度、加速度為了便于比較不同大小機構(gòu)的運動,可引活塞運動規(guī)律簡化表達87活塞運動規(guī)律簡化表達878888活塞位移、速度、加速度之間的關(guān)系活塞離開上下止點作加速運動活塞趨向上下止點作減速運動89活塞位移、速度、加速度之間的關(guān)系活塞離開上下止點作加速運動活連桿擺動的角位移上式就是連桿角位移的準確公式。由此可得連桿角位移的近似公式:由上式看出,當=90°和270°時,連桿角位移達到最大值。從物理意義來講,式中正負號表示連桿角位移最大值發(fā)生在汽缸中心線兩側(cè)。對于常見的值來說,值一般不超過18°。90連桿擺動的角位移90連桿擺動的角速度將連桿擺角對時間作一次微分,得:得連桿角速度的準確公式:

對時間做一次微分,得連桿角速度的近似公式:由上式看出,曲軸旋轉(zhuǎn)一周時,在處,連桿角速度出現(xiàn)最大值;91連桿擺動的角速度將連桿擺角對時間作一次微分,得:911.2偏置式曲柄連桿運動學一上、下止點位置由直角三角形可知:圖1-6921.2偏置式曲柄連桿運動學一上、下止點位置圖1-692(二)活塞行程

由右圖的直角三角形可知:

則活塞行程為:

93(二)活塞行程93三.連桿擺角

由圖可知,于是可求出連桿擺角:

由上式看出,當β=0°,即連桿中心線和汽缸中心線重疊時,sinα=k;而當α=90°和270°時,β出現(xiàn)最大值;94三.連桿擺角94四.活塞位移、速度和加速度由圖中的幾何關(guān)系,可以求出某瞬時活塞位移的準確公式:由上式可知:用這個關(guān)系代入前式,并將兩個根號按二項式定理展開級數(shù)。整理后略去高次項,可得活塞的近似公式:將式2-37分別對時間做一次微分和兩次微分,可得活塞速度和加速度的近似公式:由此可以看出,由于偏心距的影響,偏置式機構(gòu)的活塞位移、速度和加速度近似公式,比正置式機構(gòu)的相應公式均多了括號內(nèi)的最后一項。而該項的最大值是kλ,在內(nèi)燃機工程中,通常kλ=0.01~0.06,因該項值很小,可忽略不計,這樣,在近似計算中就可把偏置式機構(gòu)的運動規(guī)律按正置式機構(gòu)來處理。95四.活塞位移、速度和加速度95主副連桿式曲柄連桿機構(gòu)特征參數(shù):主曲柄半徑比副曲柄半徑比副連桿長度關(guān)節(jié)半徑氣缸夾角關(guān)節(jié)角96主副連桿式曲柄連桿機構(gòu)特征參數(shù):96(一)副活塞位移:由圖可知:副活塞位移為:上式就是副活塞位移的精確確公式,其中是副活塞上止點到曲軸回轉(zhuǎn)中心的距離。97(一)副活塞位移:97主副缸活塞運動曲線98主副缸活塞運動曲線989999第二章曲柄連桿機構(gòu)動力學作用在內(nèi)燃機曲柄連桿機構(gòu)中的力,分為缸內(nèi)氣體作用力、運動質(zhì)量慣性力、重力、摩擦力、支承反力和有效負荷等。因為內(nèi)燃機中重力、摩擦力數(shù)值與氣體力以及慣性力相比較小,一般作受力分析時都把各零件之間的摩擦力忽略不計。內(nèi)燃機中,氣體作用力、慣性力與支承反力、有效負荷相平衡概述:曲柄連桿受力情況100第二章曲柄連桿機構(gòu)動力學作用在內(nèi)燃機曲柄連桿機構(gòu)中的力,分曲柄連桿機構(gòu)受的力主要有氣體力Pg,往復慣性力Pj,旋轉(zhuǎn)離心力Pr和摩擦力F。PgPjPrF101PgPjPrF1012.1、曲柄連桿機構(gòu)的質(zhì)量換算

慣性力的大小決定于運動零件的加速度和質(zhì)量分布實際曲柄連桿機構(gòu)具有復雜的分布質(zhì)量,但可以根據(jù)動力學等效性原則用幾個適當配置的集中質(zhì)量(質(zhì)點)代替原來的系統(tǒng)。曲柄連桿機構(gòu)的所有運動零件可按運動性質(zhì)不同分為三組沿氣缸軸線往復運動的零件勻速轉(zhuǎn)動的曲柄組質(zhì)量作平面運動的連桿組質(zhì)量1022.1、曲柄連桿機構(gòu)的質(zhì)量換算慣性力的大小決定于運1.活塞組的質(zhì)量換算包括活塞、活塞環(huán)、活塞銷以及裝在其上附件的質(zhì)量,即是沿氣缸中心線作往復運動零件的質(zhì)量??梢哉J為mp,集中于活塞銷軸線的中心,因為活塞銷中心線是活塞組的傳力點。1031.活塞組的質(zhì)量換算包括活塞、活塞環(huán)、活塞銷以及裝在其上2,曲柄組的質(zhì)量換算曲軸在繞軸線O旋轉(zhuǎn)時,曲柄銷、一部分曲柄臂(圖上繪有陰影的部分)以及裝在其上的其它附件的不平衡質(zhì)量將產(chǎn)生不平衡離心慣性力,這些曲衡質(zhì)量將產(chǎn)生不平衡離心慣性力,這些曲柄上的不平衡質(zhì)量應按離心力相等的條件換算到曲柄銷中心處。1042,曲柄組的質(zhì)量換算曲軸在繞軸線O旋轉(zhuǎn)時,曲柄銷、一部3.連桿組的質(zhì)量換算包括連桿體、連桿小頭襯套、連桿蓋以及連桿螺栓等的質(zhì)量。連桿作復合平面運動,為了計算簡便,將連桿質(zhì)量mL簡化為大、小頭處的兩個集中質(zhì)量,如圖所示。m1

是假設集中在連桿小頭中心處并只作往復運動的質(zhì)量,m2是假設集中在大頭中心處并只作旋轉(zhuǎn)運動的質(zhì)量。替代后的質(zhì)量系統(tǒng)應與原連桿的質(zhì)量系統(tǒng)在力學上是等效的(即動力學等效原則),則須滿足下列條件:1053.連桿組的質(zhì)量換算包括連桿體、連桿小頭襯套、連桿蓋以及連實際上,雙質(zhì)量系統(tǒng)不能同時完全滿足上述三個等效條件,一般只按前兩個條件算出:106實際上,雙質(zhì)量系統(tǒng)不能同時完全滿足上述三個等效條件,一般只按

在連桿組質(zhì)量換算中,必須確定連桿質(zhì)量數(shù)值和重心位置,通常采用作圖法和實測法兩種。

1).索多邊形作圖法(只有圖紙沒有實物時采用):

連桿質(zhì)量和重心位置的確定:107在連桿組質(zhì)量換算中,必須確定連桿質(zhì)量2).專用天平稱重法:1082).專用天平稱重法:1084.曲柄連桿機構(gòu)的質(zhì)量換算結(jié)果作往復直線運動的質(zhì)量mj

,集中作用在活塞銷中心。作旋轉(zhuǎn)運動的不平衡質(zhì)量mr,集中作用于曲柄銷中心。1094.曲柄連桿機構(gòu)的質(zhì)量換算結(jié)果作往復直線運動的質(zhì)量mj1101102.2、正置式曲柄連桿機構(gòu)力的合成與分解(l)往復慣性力Fj(N)它是往復運動的質(zhì)量mj,與活塞加速度a的乘積,方向始終沿氣缸中心線與活塞加速度方向相反:1,慣性力單位活塞面積的往復慣性力:圖2-71112.2、正置式曲柄連桿機構(gòu)力的合成與分解(l)往復慣性力(2)旋轉(zhuǎn)慣性力Fr(N)

,它是以曲柄角速度旋轉(zhuǎn)的離心力,則單位面積旋轉(zhuǎn)慣性力:112(2)旋轉(zhuǎn)慣性力Fr(N),它是以曲柄角速度旋轉(zhuǎn)2,氣體作用力活塞頂?shù)臍怏w壓力由示功圖可知,氣體作用力是活塞上下壓力差:圖2-51132,氣體作用力活塞頂?shù)臍怏w壓力由示功圖可知,氣體作用力是活3、沿氣缸中心線的總作用力F

氣體作用力往復慣性力圖2-81143、沿氣缸中心線的總作用力F

氣體作用力往復慣性力圖2-814、總作用力F的傳遞

連桿力FK

傳至曲柄銷中心再分解為垂直于曲柄的切向力FT(N)和沿曲柄半徑的徑向力FZ:1154、總作用力F的傳遞連桿力FK傳至曲柄銷中心116116注意教材中符號變化117注意教材中符號變化1175、輸出轉(zhuǎn)矩傾覆力矩1185、輸出轉(zhuǎn)矩傾覆力矩1181191196、傾覆力矩(翻轉(zhuǎn)力偶矩)1206、傾覆力矩(翻轉(zhuǎn)力偶矩)1206、傾覆力矩(翻轉(zhuǎn)力偶矩)傾覆力矩1216、傾覆力矩(翻轉(zhuǎn)力偶矩)傾覆力矩121對連桿、曲柄:受壓應力為正受拉應力為負7、受力方向正負的約定122對連桿、曲柄:7、受力方向正負的約定1228、小結(jié)氣體作用力Fg與發(fā)動機轉(zhuǎn)速n無關(guān),與負荷大小有關(guān)脈沖性,以720°CA為周期最大值周期僅占1/5~1/6,主要影響發(fā)動機受力零部件的可靠性為機構(gòu)受力零部件的振動力源,但在機體上互相抵消,只使機體產(chǎn)生拉伸或壓縮應力,并不傳至機體之外的支架上,不引起整機的振動

1238、小結(jié)氣體作用力Fg123往復慣性力Fj以360°CA為周期,只有轉(zhuǎn)速n有關(guān),與負荷大小無關(guān)影響輸出功率的瞬時值,不影響其平均值,不對外做功是以自由力形式出現(xiàn),它通過軸承傳至機體,作用在發(fā)動機支架上,引起發(fā)動機整機上下振動與氣體力同一數(shù)量級,較大絕對值占一半周期以上,主要影響發(fā)動機使用壽命做功沖程開始階段,對氣體壓力起到一定消減作用,有效降低了受力零部件的最大機械負荷,有利于發(fā)動機可靠性的提高124往復慣性力Fj124旋轉(zhuǎn)慣性力Fr與轉(zhuǎn)速有關(guān),360°CA為周期,引起發(fā)動機上下左右各方向振動,易于平衡。輸出扭矩T作用于曲軸,與阻力矩方向相反,平均值大小相等傾覆力矩TN作用于機體,產(chǎn)生使發(fā)動機沿阻力矩方向翻轉(zhuǎn)傾覆的趨勢。大小與方向均與阻力矩相等,無法平衡,只能傳至支承,靠地腳螺釘承受。綜上所述,發(fā)動機發(fā)出扭矩T,而傾覆力矩TN

、往復慣性力Fj和旋轉(zhuǎn)慣性力Fr

通過發(fā)動機機體傳至支架,使支架受力并產(chǎn)生振動。125旋轉(zhuǎn)慣性力Fr125上機作業(yè)安排演示正置式曲柄連桿機構(gòu)運動學計算繪出活塞的位移、速度、加速度曲線(最好在一張圖上)根據(jù)發(fā)動機工作過程計算出發(fā)動機示功圖(即氣體力Fg-α)曲柄連桿機構(gòu)的質(zhì)量換算往復慣性力Fj和旋轉(zhuǎn)慣性力Fr的計算力的合成與分解,繪出FN、FK、FT、FZ、T與曲軸轉(zhuǎn)角α之間的關(guān)系圖。為下一步軸承和軸頸載荷以及主軸承理論磨損圖的計算做準備126上機作業(yè)安排第三章多缸內(nèi)燃機動力學3-1曲柄排列和發(fā)火順序的選擇1、曲柄排列氣缸序號:從曲軸自由端向飛輪端編號直列四缸機曲柄排列及曲柄端面圖127第三章多缸內(nèi)燃機動力學3-1曲柄排列和發(fā)火順序的選擇1、2、曲柄夾角的選定1282、曲柄夾角的選定1283、發(fā)火順序的選定一定的曲柄排列形式,決定了可能的發(fā)火順序。一定的曲柄排列形式,決定了一定的平衡性。設計時,首先保證良好的平衡性確定曲柄排列形式,然后使發(fā)火間隔角盡可能均勻來確定發(fā)火順序。選取原則:機械負荷、熱負荷盡可能地小相鄰氣缸發(fā)火間隔盡可能大以使:曲軸軸頸、軸承的機械負荷(沖擊載荷)下降相鄰受熱件的熱負荷下降避免搶氣和排氣干擾曲軸扭振下降1293、發(fā)火順序的選定一定的曲柄排列形式,決定了可能的發(fā)火順序。內(nèi)燃機的發(fā)火順序內(nèi)燃機的曲柄排列和發(fā)火順序?qū)Πl(fā)動機的動力性能和工作狀態(tài)及曲軸的負荷都有著直接關(guān)聯(lián),并影響到發(fā)動機的平衡、軸承負荷、扭轉(zhuǎn)振動等等130內(nèi)燃機的發(fā)火順序內(nèi)燃機的曲柄排列和發(fā)火順序?qū)Πl(fā)動機的動力性能直列式發(fā)動機的發(fā)火順序各缸發(fā)火間隔盡可能均勻發(fā)動機有較好的平衡性盡量避免相鄰氣缸連續(xù)發(fā)火柴油機軸系有較小的扭轉(zhuǎn)振動考慮對排氣管分支的影響返回131直列式發(fā)動機的發(fā)火順序各缸發(fā)火間隔盡可能均勻返回131曲拐的布置(1)一般規(guī)律

1)各缸的作功間隔要盡量均衡,以使發(fā)動機運轉(zhuǎn)平穩(wěn)。

2)連續(xù)作功的兩缸相隔盡量遠些,最好是在發(fā)動機的前半部和后半部交替進行。

3)V型發(fā)動機左右氣缸盡量交替作功。

4)曲拐布置盡可能對稱、均勻以使發(fā)動機工作平衡性好。132曲拐的布置(1)一般規(guī)律132(2)常見曲軸曲拐的布置1)四沖程四缸發(fā)動機曲拐布置四個曲拐在同一平面內(nèi),點火間隔:180°133(2)常見曲軸曲拐的布置1)四沖程四缸發(fā)動機曲拐布置四個曲拐2)四沖程四缸發(fā)動機點火順序點火順序:各缸完成同名行程的次序。常用順序:1-3-4-2另一發(fā)火次序:1-2-4-31342)四沖程四缸發(fā)動機點火順序點火順序:各缸完成同名行程的次序3)直列四沖程六缸發(fā)動機曲軸曲拐布置1353)直列四沖程六缸發(fā)動機曲軸曲拐布置1351.62.53.41.63.42.51-5-3-6-2-41-4-2-6-3-51361.62.53.41.63.42.51-5-3-6-2-4各缸發(fā)火間隔角盡可能均勻,各缸在每個工作循環(huán)的曲軸轉(zhuǎn)角周期內(nèi)依次發(fā)火完畢,且發(fā)火間隔角盡可能相等。希望達到:各缸均勻輸出功率曲軸運轉(zhuǎn)平衡發(fā)動機工作柔和4、各缸發(fā)火間隔角的選定1374、各缸發(fā)火間隔角的選定1371381383.2多缸機輸出轉(zhuǎn)矩

多缸內(nèi)燃機,其總轉(zhuǎn)矩等于各氣缸轉(zhuǎn)矩之和。對于發(fā)火間隔均勻的內(nèi)燃機來說,總轉(zhuǎn)矩應該是將各缸的扭矩曲線錯開一個相當于發(fā)火間隔角ξ然后進行疊加的結(jié)果。例如四沖程的六缸機,它的發(fā)火間隔順序為1一5一3一6一2一4,發(fā)火間隔角ξ=720°/6=120°,設Mα為一個氣缸在曲柄轉(zhuǎn)角為α時的扭矩,則在該α時的總轉(zhuǎn)矩Ms為:1393.2多缸機輸出轉(zhuǎn)矩多缸內(nèi)燃機,其總轉(zhuǎn)矩等于各氣140140已知解放6102Q柴油機的發(fā)火順序為1-5-3-6-2-4,當?shù)谝桓滋幱谙铝星S位置時,所對應的扭矩值如表所列:曲拐位置(°CA)30150270390510630扭矩值M(N.m)-174.570.24-110.58712.098.03-84.14當?shù)谝桓滋幱?70°CA時,將此刻其余各缸的扭矩值及此刻的合成扭矩值填入下表中。汽缸號123456合成扭矩N.m扭矩值N.m-110.58141已知解放6102Q柴油機的發(fā)火順序為1-5-3-6-2-4,142142將α=0°—720°間隔點的Ms求出后,就可畫出內(nèi)燃機的總轉(zhuǎn)矩圖。實際上,對于發(fā)火均勻的內(nèi)燃機來說,其中轉(zhuǎn)矩曲線是以發(fā)火間隔角ξ為周期循環(huán)變化的。對于四沖程六缸機,只要將α=0°到α=120°間的各缸轉(zhuǎn)矩曲線進行疊加,就可得到α=0°—120°之間的總轉(zhuǎn)矩曲線。143將α=0°—720°間隔點的Ms求出后,就可畫四沖程四缸機總扭矩曲線144四沖程四缸機總扭矩曲線144不同缸數(shù)總扭矩曲線145不同缸數(shù)總扭矩曲線145多缸機轉(zhuǎn)矩特征對同一臺內(nèi)燃機來說,轉(zhuǎn)矩不均勻系數(shù)隨發(fā)動機工況的變化而變化。轉(zhuǎn)矩不均勻系數(shù)隨缸數(shù)的增加而急劇減少。從動力學角度看,增加缸數(shù)和使各缸發(fā)火間隔均勻,是改善發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩均勻性的重要途徑。對于發(fā)火均勻的多缸機,總轉(zhuǎn)矩曲線是以發(fā)火間隔角為周期循環(huán)變化的。146多缸機轉(zhuǎn)矩特征對同一臺內(nèi)燃機來說,轉(zhuǎn)矩不均勻系數(shù)隨發(fā)動機工況由發(fā)動機即使在穩(wěn)定工況下運轉(zhuǎn),其輸出轉(zhuǎn)矩也不是常數(shù)。為了評價內(nèi)燃機總轉(zhuǎn)矩變化的均勻程度,通常用轉(zhuǎn)矩不均勻度μ來表示,并有3.3輸出轉(zhuǎn)矩和曲軸回轉(zhuǎn)不均勻性147由發(fā)動機即使在穩(wěn)定工況下運轉(zhuǎn),其輸出轉(zhuǎn)矩也不是常數(shù)。3.3輸出轉(zhuǎn)矩的不均勻度μ缸數(shù)12346812不均勻度18.313.67.68.430.860.33148輸出轉(zhuǎn)矩的不均勻度μ缸數(shù)12346812不均勻度18.313曲軸回轉(zhuǎn)的不均勻度149曲軸回轉(zhuǎn)的不均勻度149功率平衡

根據(jù)能量守恒定律,作用在機械上的力在任一時間間隔內(nèi)所作的功,應等于機械動能的增量,即:

機械在外力作用下的運動分為啟動、穩(wěn)定運轉(zhuǎn)和停車三個階段,如圖所示:

為了實現(xiàn)一個盡可能勻速穩(wěn)定運轉(zhuǎn),在結(jié)構(gòu)上或機構(gòu)設計方面采取相關(guān)措施,則稱其為功率平衡。150功率平衡根據(jù)能量守恒定律,作用在機械上的力在任一時間151151

內(nèi)燃機的轉(zhuǎn)矩在任一瞬間,都與加在曲軸上的阻力矩及所有運動質(zhì)量的慣性力矩相平衡,用公式表示為曲軸回轉(zhuǎn)的不均勻度152內(nèi)燃機的轉(zhuǎn)矩在任一瞬間,都與加在曲軸上的阻力矩153153曲軸旋轉(zhuǎn)的不均勻性,會使內(nèi)燃機與它帶動的從動件之間產(chǎn)生沖擊,影響工作的可靠性和使用壽命,并產(chǎn)生噪聲;使曲軸產(chǎn)生振動;使監(jiān)控和測試的儀器工作不穩(wěn)定。因此,必須對曲軸的旋轉(zhuǎn)不均勻度δ進行限制,對于汽車、工程機械用內(nèi)燃機,δ一般限定在1/40~l/50之間。當δ確定后,可選擇具有適當轉(zhuǎn)動慣量IM

的飛輪來使之滿足要求,具體方法如下。1、飛輪的作用3.4飛輪的作用和飛輪矩的計算154曲軸旋轉(zhuǎn)的不均勻性,會使內(nèi)燃機與它帶動的從動件之間產(chǎn)生沖擊,據(jù)圖求出曲線角速度從ωmin

變化至ωmax

時所對應的總扭矩曲線與阻力矩曲線之間所包圍的面積,此面積所代表的功通常稱為盈虧功Ws

,并有由于物體在任意兩個瞬時之間動能的變化等于作用于該物體上的力或力矩在這個過程中所做的功,則有2、飛輪矩的計算155據(jù)圖求出曲線角速度從ωmin變化至ωmax時所對應156156157157I0主要由三部分組成:飛輪的轉(zhuǎn)動慣量IM

,曲柄連桿機構(gòu)旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的轉(zhuǎn)動慣量及往復質(zhì)量相當?shù)霓D(zhuǎn)動慣量,其余機件(如驅(qū)動輔助系統(tǒng)及輔助機構(gòu))的轉(zhuǎn)動慣量,其中第三項作用較小,可忽略不計。對于汽車、工程機械用內(nèi)燃機來說,IM占總的轉(zhuǎn)動慣量I0的85%一90%。這樣,就可求出所需的IM

值。飛輪所需的轉(zhuǎn)動慣量為:根據(jù)機械原理,飛輪的轉(zhuǎn)動慣量為:

-----------飛輪重量;-------飛輪慣性半徑;158I0主要由三部分組成:飛輪的轉(zhuǎn)動慣量IM,曲柄連桿機構(gòu)旋轉(zhuǎn)159159功率平衡——飛輪的設計最大盈虧功=160功率平衡——飛輪的設計最大盈虧功=160161161第四章曲軸的軸頸和軸承負荷軸頸和軸承負荷計算分析的目的1、確定軸頸(軸承)承壓面積(直徑D和寬度B)2、確定軸頸軸承的理論磨損情況,為確定開設油孔、油槽和布置平衡重的位置提供依據(jù)。3、為滑動軸頸軸心的運動軌跡的計算提供依據(jù)。4、為軸頸軸承摩擦副的工作溫度(熱負荷)的計算提供依據(jù)。162第四章曲軸的軸頸和軸承負荷軸頸和軸承負荷計算分析的目的1第四章曲軸的軸頸和軸承負荷軸頸和軸承負荷計算分析的必要假設1、各缸負荷的大小和變化規(guī)律完全相同2、所有負荷都是集中負荷,并通過軸頸或軸承的中心,忽略軸頸(軸承)表面負荷在周向和軸向分布的影響。3、對摩擦阻力和材料的彈性變形等不予考慮。163第四章曲軸的軸頸和軸承負荷軸頸和軸承負荷計算分析的必要假軸頸和軸承負荷的表達方法曲柄連桿機構(gòu)的曲軸各軸頸和軸承上負荷的大小和方向不斷變化。為了分析軸承副的工作條件,必須知道軸承負荷的大小、方向和作用點在一個工作循環(huán)內(nèi)的變化,這通常用負荷矢量的極坐標圖表達。為使負荷矢量表達得清楚,作軸頸負荷矢量圖時把坐標固定在軸上,以旋轉(zhuǎn)著的曲軸作參照系;作軸承負荷圖時,則以軸承所在物體作參照系。164軸頸和軸承負荷的表達方法曲柄連桿機構(gòu)的曲軸各軸頸和軸承上負荷4.1曲柄銷和連桿軸承的負荷(1)曲柄銷載荷的極坐標圖受力分析1654.1曲柄銷和連桿軸承的負荷(1)曲柄銷載荷的極坐標圖1661664.1曲柄銷和連桿軸承的負荷(1)曲柄銷負荷的極坐標圖受力分析曲柄銷上的作用力包括沿連桿作用的力K(將它分解為切向力T和徑向力Z)和由于連桿部分換算質(zhì)量m2所產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)慣性力PC,其大小為PC=m2Rω2方向總是沿曲柄半徑方向向外。因此,作用在曲柄銷上的合力R,應是T、Z和PC這三個力的矢量和,即1674.1曲柄銷和連桿軸承的負荷(1)曲柄銷負荷的極坐標圖168168旋轉(zhuǎn)坐標系的建立由于曲柄是不斷旋轉(zhuǎn)的,為了使分析簡便,可以根據(jù)相對運動原理,選擇動坐標系Z-O1-T固定在曲柄O-O1上,并隨曲柄一起旋轉(zhuǎn)。令力T作用方向與曲柄旋轉(zhuǎn)方向相同時為正,而力Z以向著曲軸中心時為正,則坐標系Z-O1-T隨著曲柄O-O1

旋轉(zhuǎn)。169旋轉(zhuǎn)坐標系的建立由于曲柄是不斷旋轉(zhuǎn)的,為了使分析簡便,可以根170170171171172172曲柄銷負荷極坐標圖分析:負荷極坐標圖中:頭部高度與什么有關(guān)?尾部長度與什么有關(guān)?柴油機和汽油機曲柄銷負荷極坐標圖各有什么特點?為什么?最大往復慣性力-轉(zhuǎn)速最大氣缸壓力-負荷汽油機頭大尾短柴油機頭小尾大173曲柄銷負荷極坐標圖分析:負荷極坐標圖中:最大往復慣性力-轉(zhuǎn)速3、沿氣缸中心線的總作用力F

氣體作用力往復慣性力1743、沿氣缸中心線的總作用力F

氣體作用力往復慣性力174曲柄銷負荷極坐標圖的用途曲柄銷D、B設計依據(jù)平均負荷校驗-平均比壓-耐磨性-使用壽命最大負荷校驗-最大比壓-可靠性沖擊載荷熱負荷校驗-還與軸承副相對運動速度有關(guān)理論磨損圖繪制175曲柄銷負荷極坐標圖的用途175(1)平均負荷RSM平均單位載荷(平均比壓)176(1)平均負荷RSM176(2)最大負荷RSMax最大單位載荷(最大比壓)177(2)最大負荷RSMax177(3)載荷沖擊系數(shù)KK過大,沖擊嚴重,加劇軸頸軸承的疲勞損壞降低K的措施:降低最大氣缸壓力,使RSMax降低,增大連桿質(zhì)量,適當增加RSM

增加的質(zhì)量在連桿大頭蓋上為宜,如在桿身上,必然增加排氣上止點時連桿螺栓的最大拉應力178(3)載荷沖擊系數(shù)K降低K的措施:178(4)軸承熱負荷指標一般由表示對20%鋁錫合金軸承而言:通過適當增加軸承寬度B,降低軸承直徑D(降低軸承和主軸頸之間的相對運動速度v來滿足)179(4)軸承熱負荷指標179(2)連桿軸承的載荷極坐標圖作用在連桿軸承上的力,其大小與作用在曲柄銷上的相等,而方向相反。但連桿軸承載荷圖坐標是固定在連桿軸承上的(即連桿上)。繪制連桿軸承載荷圖的方法是:將在不同曲柄轉(zhuǎn)角α時,作用于曲柄銷上相應的每一向量Rs

,順著曲柄的旋轉(zhuǎn)方向繞極點O1

轉(zhuǎn)過(180+α+β)度+T+Z(180+α+β)+T+Z180(2)連桿軸承的載荷極坐標圖作用在連桿軸承上的力,其大小181181182182(3)主軸頸載荷的極坐標圖單缸發(fā)動機的曲軸主軸頸載荷在簡化的計算中假定:曲軸為一個簡支梁來計算。作用在曲柄銷上的氣體作用力、往復慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力,假定是由該曲柄前后兩個主軸承所承受,并且均分負載。載荷計算FTFZRZRZ183(3)主軸頸載荷的極坐標圖單缸發(fā)動機的曲軸主軸頸載荷FTF(3)主軸頸載荷的極坐標圖多缸內(nèi)燃機的曲軸及其支撐是一個復雜的系統(tǒng)。復雜性:多支承超靜定結(jié)構(gòu)支承并非完全剛性結(jié)構(gòu)各主軸頸也不可能絕對對中曲軸本身在不同平面內(nèi)具有不同剛度184(3)主軸頸載荷的極坐標圖多缸內(nèi)燃機的曲軸及其支撐是一個復(3)主軸頸載荷的極坐標圖多缸內(nèi)燃機的曲軸及其支撐是一個復雜的系統(tǒng)。多拐曲軸作為連續(xù)梁是一具有多彈性支點(軸頸與軸承)的三維靜不定系統(tǒng),而且在各支撐點內(nèi)還存在來自加工安裝誤差的大小不等的間隙。在簡化的計算中假定:將各曲柄沿主軸頸中央斷面切開,從而把一個連續(xù)梁的曲軸分成一段段簡支梁來計算。作用在主軸頸上的載荷只與左、右相鄰曲柄上的作用力有關(guān)各缸熱力過程完全相同,各曲柄尺寸完全一致,每個軸頸的基本載荷相等,且為相鄰曲柄載荷的一半。這樣,作用在曲柄銷上的氣體作用力、往復慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力,假定是由該曲柄前后兩個主軸承所承受。185(3)主軸頸載荷的極坐標圖多缸內(nèi)燃機的曲軸及其支撐是一個復186186多缸機中間主軸頸∑Z∑T水平方向水平方向水平方向豎直方向T和Z部分受力分析187多缸機中間主軸頸∑Z∑T水平方向水平方向水平方向豎直方向T和多缸機中間主軸頸受力分析188多缸機中間主軸頸受力分析188Pr=PK+PC部分為定值,只需先算出∑T和∑Z,再平移原點至上圖中O點即得R0189Pr=PK+PC部分為定值,只需先算出∑T和∑Z,再平移原點除第一和最后一個主軸頸以外的所有中間軸頸都同時受到前后相鄰兩個曲柄銷上作用力和曲柄不平衡部分質(zhì)量所引起的旋轉(zhuǎn)慣性力Pk

的影響。因此,中間各主軸頸所受的載荷便等于前、后相鄰曲柄傳來的作用力的矢量和。在計算前、后兩個曲柄銷傳來的徑向力Z和切向力T時,要注意它們之間的發(fā)火間隔角。190除第一和最后一個主軸頸以外的所有中間軸頸都同時受到前后相鄰兩1.62.53.41——5——3——6——2——4——1240°CA240°CA240°CA360°CA1911.62.53.41——5——3——6——2——4——124第一和第七主軸頸負荷相同,分別僅受第一和第六曲柄產(chǎn)生的負荷的一半。第二、三、五、六主軸頸的相鄰兩缸發(fā)火間隔角均為240°CA,負荷相同,僅差一定相位角。計算其一即可。第四主軸頸為第3、4曲柄產(chǎn)生的負荷,發(fā)火間隔角為360°CA,需單獨計算。192第一和第七主軸頸負荷相同,分別僅受第一和第六曲柄產(chǎn)生的負荷的1.42.31931.42.3193曲軸轉(zhuǎn)角

第一缸

第三缸

第四缸

第二缸0~180

作功

壓縮

進氣

排氣180~360

排氣

作功

壓縮

進氣360~540

進氣

排氣

作功

壓縮540~720

壓縮

進氣

排氣

作功其工作循環(huán)表如下:194曲軸轉(zhuǎn)角第一缸第三缸第四缸第二缸0~180思考題:發(fā)火順序為1—3—4—2的四缸機各主軸頸的負荷是否相同呢?1——3——4——2——1360°CA180°CA180°CA195思考題:發(fā)火順序為1—3—4—2的四缸機各主軸頸的負荷是否相多缸機中間主軸頸負荷分布特點:1、發(fā)火間隔角相同的任何相鄰兩氣缸得中間主軸頸的負荷極坐標圖也相同,但有一個相位差。2、由于忽略其他氣缸作用力的影響,各相鄰氣缸間中間主軸頸的負荷,等于這兩個氣缸主軸頸基本負荷的矢量和。3、相鄰氣缸的發(fā)火間隔角越大,它們的中間主軸頸的負荷最大值越小。196多缸機中間主軸頸負荷分布特點:1、發(fā)火間隔角相同的任何相鄰兩(4)主軸承載荷的極坐標圖方法:將主軸頸載荷圖上各相應點的向量沿曲柄旋轉(zhuǎn)方向轉(zhuǎn)過α角(α為相應點的曲柄轉(zhuǎn)角),再順序連接各個向量端點的曲線,就是主軸承載荷的極坐標圖。197(4)主軸承載荷的極坐標圖方法:將主軸頸載荷圖上各相應點的(5)軸承、軸頸理論預測磨損圖根據(jù)磨損圖可以找到磨損量最小的區(qū)域,如果只考慮對軸頸潤滑有利的情況,則通向曲柄銷表面的潤滑油孔就應開在這個區(qū)域內(nèi),但實際上還應考慮加工工藝性和軸頸強度等綜合因素的影響。198(5)軸承、軸頸理論預測磨損圖根據(jù)磨損圖可以找到磨損量最上機習題:在495柴油機動力學計算的基礎(chǔ)上,分析計算各主軸頸的負荷極坐標圖,并繪制理論磨損圖。199上機習題:在495柴油機動力學計算的基礎(chǔ)上,分析計算各主軸頸主軸頸的理論磨損圖指導平衡重設置b)設置合適平衡重之后a)未加平衡重平衡重形狀:200主軸頸的理論磨損圖指導平衡重設置b)設置合適平衡重之后a)未(6)曲柄連桿機構(gòu)—發(fā)動機連桿強度分析奇瑞公司的發(fā)動機連桿有限元模型,對大量非線性和多工況的內(nèi)容進行了分析。利用Abaqus軟件采用流固耦合分析方法,計算排氣歧管的溫度場和熱應力,奇瑞:發(fā)生裂紋的排氣歧管模型

201(6)曲柄連桿機構(gòu)—發(fā)動機連桿強度分析奇瑞公司的發(fā)動機連桿曲柄連桿機構(gòu)—曲軸孔扭曲的分析:下圖是GM汽車公司的曲軸孔扭曲的有限元模型及計算結(jié)果。202曲柄連桿機構(gòu)—曲軸孔扭曲的分析:下圖是GM汽車公司的曲軸孔扭曲柄連桿機構(gòu)—曲柄連桿機構(gòu)的模擬:Abaqus獨特的CONNECTOR單元可以模擬復雜的機構(gòu)運動,部件可以是剛體也可以是變形體。下圖是上海內(nèi)燃機研究所的曲柄連桿機構(gòu)有限元模型及計算結(jié)果。203曲柄連桿機構(gòu)—曲柄連桿機構(gòu)的模擬:Abaqus獨特的CONN機體系統(tǒng)—缸體及軸承蓋裝配體應力分析:Abaqus采用其獨有的子模型功能,方便的對總體模型進行局部細化,得到局部的詳細的應力分布,為改進設計提供依據(jù)204機體系統(tǒng)—缸體及軸承蓋裝配體應力分析:Abaqus采用其獨有回顧:軸承和軸頸的載荷分析205回顧:軸承和軸頸的載荷分析205第五章內(nèi)燃機的平衡問題1:什么是發(fā)動機的平衡?單缸機平衡機構(gòu)原理演示問題2:發(fā)動機如何達到平衡?206第五章內(nèi)燃機的平衡問題1:什么是發(fā)動機的平衡?單缸機平衡第五章發(fā)動機的平衡5.1平衡的概念5.2單缸機的平衡本章結(jié)構(gòu)5.3單列多缸機的平衡207第五章發(fā)動機的平衡5.1平衡的概念5.2單缸機的平衡本節(jié)主要回答以下幾個問題:第五章發(fā)動機的平衡5.1平衡的概念1、什么是功率平衡、質(zhì)量平衡?2、什么是靜平衡、動平衡、外部平衡、內(nèi)部平衡?3、曲柄連桿機構(gòu)的平衡方法有哪些?208本節(jié)主要回答以下幾個問題:第五章發(fā)動機的平衡5.1平衡機械系統(tǒng)兩大平衡問題“最大盈余功”:=最大動能增量:209機械系統(tǒng)兩大平衡問題“最大盈余功”:=最大動能增量:209210210211211

當假定曲軸為剛性轉(zhuǎn)子,發(fā)動機機體也是絕對剛體時,把內(nèi)燃機當成一個整體,來分析曲柄連桿機構(gòu)慣性力及其力矩對發(fā)動機支承、支架等外部構(gòu)件作用時,所達成的平衡稱為“外部平衡”。外部平衡:

通常所稱“平衡的發(fā)動機”是指發(fā)動機達到外部平衡。212當假定曲軸為剛性轉(zhuǎn)子,發(fā)動機機體也是絕對剛體時

當考慮曲軸為柔性轉(zhuǎn)子,發(fā)動機機體也是彈性體時,由于曲軸和機體承受慣性力及其力矩后產(chǎn)生周期性變形,此時即使發(fā)動機已達到完全的外部平衡,但變形的結(jié)果仍會有一部分力和力矩回傳到機座,引起發(fā)動機振動并向外傳遞,發(fā)動機的這種平衡稱為“內(nèi)部平衡”。內(nèi)部平衡性能通常用曲軸所受彎矩的大小來評價。內(nèi)部平衡:213當考慮曲軸為柔性轉(zhuǎn)子,發(fā)動機機體也是彈性體時,214214曲軸模態(tài)分析缸體模態(tài)分析曲軸應力云圖曲軸應變云圖215曲軸模態(tài)分析缸體模態(tài)分析曲軸應力云圖曲軸應變云圖215216216發(fā)動機中剛性轉(zhuǎn)子的平衡靜平衡(staticbalance)

在垂直于軸線的同一個平面(徑向)內(nèi),如果分布在回轉(zhuǎn)件上各個質(zhì)量的離心慣性力合力為零或質(zhì)徑積(mass-radiusproduct)矢量和為零。217發(fā)動機中剛性轉(zhuǎn)子的平衡靜平衡(staticbalance)發(fā)動機中盤形剛性轉(zhuǎn)子的平衡分析218發(fā)動機中盤形剛性轉(zhuǎn)子的平衡分析218219219發(fā)動機中非盤形剛性轉(zhuǎn)子的平衡分析BA220發(fā)動機中非盤形剛性轉(zhuǎn)子的平衡分析BA220221221222222矢量圖法求解223矢量圖法求解223靜平衡試驗校驗導軌式靜平衡機滾輪式靜平衡機球面副式靜平衡機靜平衡機原理224靜平衡試驗校驗導軌式靜平衡機滾輪式靜平衡機球面副式靜平衡機靜動平衡(Dynamicbalance)動平衡:分布在回轉(zhuǎn)件上各個質(zhì)量的離心慣性力合力為零;同時離心力在軸向所引起的合力矩也為零。225動平衡(Dynamicbalance)動平衡:分布在回轉(zhuǎn)件動平衡設計旋轉(zhuǎn)慣性力的動平衡方法——加裝平衡重226動平衡設計旋轉(zhuǎn)慣性力的動平衡方法——加裝平衡重226動平衡的校驗試驗

基本原理227動平衡的校驗試驗動平衡的校驗試驗228動平衡的校驗試驗228229229靜平衡動平衡應用范圍D/L>5D/L<5不平衡的原因轉(zhuǎn)子質(zhì)心與回轉(zhuǎn)軸心不重合,將質(zhì)量看成在同一平面內(nèi),在徑向產(chǎn)生的慣性力是一個平面匯交力系,匯交點為回轉(zhuǎn)中心質(zhì)量不在同一平面內(nèi),所以慣性力系是一個空間平行力系。在軸向產(chǎn)生慣性力矩條件

從平衡條件可知:動平衡的轉(zhuǎn)子一定是靜平衡的;靜平衡的轉(zhuǎn)子不一定是動平衡的。靜平衡和動平衡的區(qū)別和聯(lián)系230靜平衡動平衡應用范圍D/L>5D/L<5不平衡的原因轉(zhuǎn)子質(zhì)心231231四桿機構(gòu)的平衡232四桿機構(gòu)的平衡232曲柄連桿機構(gòu)的平衡方法1、加平衡質(zhì)量法

2、對稱布置法

3、加平衡機構(gòu)法233曲柄連桿機構(gòu)的平衡方法1、加平衡質(zhì)量法2、對稱布置法

本節(jié)主要回答以下幾個問題:5.1平衡的概念(回顧)1、功率平衡—抑制轉(zhuǎn)速波動—功能互換—飛輪矩的設計計算質(zhì)量平衡—抑制不平衡質(zhì)量的慣性力及力矩—加平衡重2、靜平衡—徑向動平衡—徑向+軸向外部平衡—剛性轉(zhuǎn)子—剛性缸體內(nèi)部平衡—撓性轉(zhuǎn)子—撓性缸體3、曲柄連桿機構(gòu)的平衡方法

—加平衡質(zhì)量法

—對稱布置法

—加平衡機構(gòu)法234本節(jié)主要回答以下幾個問題:5.1平衡的概念(回顧)1、功率第五章發(fā)動機的平衡5.1平衡的概念5.2單缸機的平衡本章結(jié)構(gòu)5.3單列多缸機的平衡235第五章發(fā)動機的平衡5.1平衡的概念5.2單缸機的平衡(1)旋轉(zhuǎn)慣性力的平衡單缸內(nèi)燃機的總旋轉(zhuǎn)慣性力動平衡條件:總旋轉(zhuǎn)慣性力必須用加在曲柄臂上的兩個平衡塊產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)慣性力之和大小相等,方向相反。5.2單缸機的平衡236(1)旋轉(zhuǎn)慣性力的平衡單缸內(nèi)燃機的總旋轉(zhuǎn)慣性力5.2單缸5.2單缸機的平衡(1)旋轉(zhuǎn)慣性力的平衡2375.2單缸機的平衡(1)旋轉(zhuǎn)慣性力的平衡237(2)往復慣性力的平衡5.2單缸機的平衡195單缸機受力情況VB編程演示238(2)往復慣性力的平衡5.2單缸機的平衡195單缸機受力情1)一階往復慣性力的雙軸平衡機構(gòu)2391)一階往復慣性力的雙軸平衡機構(gòu)239雙軸平衡機構(gòu)240雙軸平衡機構(gòu)2402412412)半平衡法(部分平衡法)—對一階往復慣性力也叫過量平衡法—對旋轉(zhuǎn)慣性力或者轉(zhuǎn)移平衡法—對整機而言2422)半平衡法(部分平衡法)—對一階往復慣性力2423)單軸平衡機構(gòu)雙軸平衡法和半平衡法的折中有附加力矩的出現(xiàn)2433)單軸平衡機構(gòu)2434)單缸機二階往復慣性力的平衡可以用正反轉(zhuǎn)的雙軸機構(gòu)來平衡二階往復慣性力2444)單缸機二階往復慣性力的平衡可以用正反轉(zhuǎn)的雙軸機構(gòu)來平衡二5)同時平衡一階和二階往復慣性力的平衡機構(gòu)平衡機構(gòu)原理演示2455)同時平衡一階和二階往復慣性力的平衡機構(gòu)平衡機構(gòu)原理演示25.2單缸機的平衡(回顧)旋轉(zhuǎn)慣性力的平衡—平衡重往復慣性力的平衡:一階往復慣性力的平衡—雙軸平衡—正反轉(zhuǎn)—ω二階往復慣性力的平衡—雙軸平衡—正反轉(zhuǎn)—2ω一階、二階往復慣性力同時平衡—四軸平衡2465.2單缸機的平衡(回顧)旋轉(zhuǎn)慣性力的平衡—平衡重往復慣性5.3單列多缸機的平衡多缸發(fā)動機的平衡情況取決于氣缸排列形式、氣缸數(shù)和氣缸發(fā)火次序1.車用發(fā)動機常用氣缸排列形式(1)直列式

各缸產(chǎn)生的一、二階往復慣性力都沿各自氣缸中心線而互相平行,且作用在同一平面內(nèi)。各缸的旋轉(zhuǎn)慣性力,沿各自的曲柄方向作用在不同平面內(nèi)。它們的合力和合力矩如不能抵消,則是不平衡的。(2)V形(3)水平臥式2475.3單列多缸機的平衡多缸發(fā)動機的平衡情況取決于氣缸排列形2.直列式兩缸機的平衡首先給出曲柄排列和發(fā)火順序,兩缸機常用曲柄互成180°均布的形式,并按第一缸在上止點位置,示出各缸慣性力作用的情況。2482.直列式兩缸機的平衡248兩缸機達到外部平衡必須滿足的條件是:

旋轉(zhuǎn)慣性力旋轉(zhuǎn)慣性力矩一階往復慣性力一階往復慣性力矩二階往復慣性力二階往復慣性力矩2.直列式兩缸機的平衡249兩缸機達到外部平衡必須滿足的條件是:2.直列式兩缸機的兩缸機力和力矩的計算250兩缸機力和力矩的計算250內(nèi)燃機往復慣性力和力矩平衡表氣缸和曲柄布置往復慣性力往復慣性力矩一次二次一次二次1缸FI0FII0--2缸直列02FII0aFI0-3缸直列00aFI0aFII04缸直列04FII00-6缸直列00004缸對置0002bFII0V-8-90000aFI00251內(nèi)燃機往復慣性力和力矩平衡表氣缸和曲柄布置往復慣性力往復慣性兩缸機慣性力矩的平衡原理252兩缸機慣性力矩的平衡原理2522532533.直列式四缸機的平衡四缸機曲柄夾角180°,曲軸呈鏡面對稱。從外部平衡來看僅殘余二階往復慣性力。但它存在著內(nèi)彎矩。為使曲軸達到內(nèi)部平衡,需在曲柄上附加平衡重,但是不允許破壞原來的外部平衡性能??刹捎冒藟K平衡重的完全平衡法常用四塊平衡重的分段平衡法,即把曲軸分成二段,分別對各段曲軸采取平衡措施―在每段上產(chǎn)生反彎矩,以減少整個曲軸的內(nèi)彎矩。2543.直列式四缸機的平衡四缸機曲柄夾角180°,曲軸呈鏡面255255第6章發(fā)動機的振動與減振1、曲軸扭振256第6章發(fā)動機的振動與減振1、曲軸扭振256257257258258259259260260261261262262扭振減振器263扭振減振器2632642642652652、發(fā)動機噪聲分析及降噪措施噪聲危害是目前重要的環(huán)境問題之一,因為噪聲對人們的生活質(zhì)量和身體健康有嚴重的影響。運轉(zhuǎn)噪聲大是往復式內(nèi)燃機的本質(zhì)缺點之一,近年來隨著對內(nèi)燃機噪聲法規(guī)的日益嚴格。車載內(nèi)燃機在相距1m處測得的噪聲與汽車行駛噪聲之間有個平均衰減差值。要滿足歐洲現(xiàn)行汽車行駛噪聲要求,距內(nèi)燃機1m處A聲級噪聲應限制在93一95dB,而目前一般內(nèi)燃機高達97一102dB。因此,盡可能降低內(nèi)燃機運轉(zhuǎn)噪聲是當務之急,但難度很大。2662、發(fā)動機噪聲分析及降噪措施噪聲危害是目前重要的環(huán)境問題之一267267內(nèi)燃機運轉(zhuǎn)噪聲可分為三部分一是內(nèi)燃機整體在支承上的振動引起的噪聲,二是進、排氣系統(tǒng)的氣體動力噪聲,三是內(nèi)燃機本身的機械噪聲。整體振動由傾覆力矩和不平衡的慣性力引起。內(nèi)燃機本身產(chǎn)生的機械噪聲是問題的焦點。內(nèi)燃機的噪聲生成系統(tǒng)由產(chǎn)生激振力的噪聲源、傳遞激振力的機械結(jié)構(gòu)和聲輻射表面等構(gòu)成。主要的噪聲源有燃燒爆發(fā)、活塞對氣缸的拍擊、齒輪傳動、氣門凸輪沖擊以及噴油泵、機油泵、風扇等附件。傳遞激振力的結(jié)構(gòu)有活塞、連桿、曲軸、主軸承、機體、氣缸蓋等。聲輻射表面有機體、油底殼、進排氣管、齒輪室、氣門罩、飛輪等。268內(nèi)燃機運轉(zhuǎn)噪聲可分為三部分一是內(nèi)燃機整體在支承上的振動引起的二、噪聲源分析1.燃燒氣缸內(nèi)可燃混合氣的爆炸性燃燒是活塞式內(nèi)燃機最大的噪聲源。決定噪聲源強度的不是最高燃燒壓力,而是最大壓力升高比。降低壓燃式柴油機的燃燒噪聲是當務之急,其主要途徑有下列幾條:269二、噪聲源分析269(1)提高燃燒速率同時推遲噴油適當提高壓縮比,提高噴油壓力,增加噴孔數(shù),縮小噴口直徑,改善噴油霧化,采用加強微觀湍流的縮口式燃燒室等提高燃燒速率,這樣就可較多地推遲噴油,在犧牲經(jīng)濟性、動力性不大的前提下降低燃燒噪聲,同時降低NO二排放。

(2)優(yōu)化噴油規(guī)律降低初期噴油率,使預混合燃燒比例減小,降低燃燒的最大壓力升高比。為此,可采用雙彈簧噴油器(二級針閥升程噴油器)、引燃噴射噴油泵、電控噴油系統(tǒng)(例如共軌系統(tǒng))等。

(3)采用增壓柴油機增壓柴油機由于空氣密度大、溫度高、滯燃期短,所以盡管最高燃燒壓力較高,但壓力升高率較低。270(1)提高燃燒速率同時推遲噴油適當提高壓縮比,提高噴油壓2.活塞拍擊活塞組與氣缸構(gòu)成的運動副是活塞式內(nèi)燃機最關(guān)鍵的結(jié)構(gòu)。由于活塞的工作溫度變化很大,運動速度又很高,不可能把與氣缸的配合間隙做得很小,加上連桿偏擺的影響,導致活塞在上、下止點附近,從靠緊氣缸一側(cè)轉(zhuǎn)變到靠緊另一側(cè)時,對氣缸產(chǎn)生強烈的拍擊作用,成為振源。為了減輕活塞拍擊造成的振動和噪聲,主要途徑為:

(1)減小活塞組的質(zhì)量盡量用較少的活塞環(huán)以降低活塞的壓縮高度。活塞壓縮高度的降低,為減小裙部高度從而減小活塞總高度創(chuàng)造了前提。2712.活塞拍擊271(2)減小活塞與氣缸的配合間隙不僅在汽油機,而且高速柴油機也廣泛采用鑲鋼片自動控制熱膨脹活塞,這樣可使活塞冷態(tài)間隙減小一半,拍擊能量降到1/4左右。用桶形活塞裙也允許減小最小配合間隙。采用鉸接組合活塞(圖9-27b)可以把鋁制的裙部3與鑄鐵制的頭部2完全隔開,裙部受熱大大減小,從而可把裙部間隙縮小到潤滑必需的最小值。(3)偏置活塞銷在高速內(nèi)燃機中,常把活塞銷軸線相對活塞軸線負偏置1一2mm,使活塞在上止點附近的氣體壓力(壓縮上止點)或慣性力(進、排氣上止點)對活塞銷產(chǎn)生一個附加力矩,使活塞擺動。這種先擺動后靠緊的模式比一次性從貼緊一側(cè)變到貼緊另一側(cè)的模式顯然要緩和,從而減輕拍擊噪聲。272(2)減小活塞與氣缸的配合間隙2722732733.氣門凸輪機構(gòu)氣門凸輪機構(gòu)的間隙使在氣門升起、尤其在落座時產(chǎn)生沖擊,引起噪聲。這種噪聲在內(nèi)燃機低速、小負荷運行時顯得更突出。減小氣門凸輪機構(gòu)噪聲的主要途徑為:2743.氣門凸輪機構(gòu)274(1)采用多氣門結(jié)構(gòu)

(2)采用頂置凸輪軸

(3)合理設計凸輪外形

(4)采用液壓間隙調(diào)整器4.其他噪聲源定時齒輪系統(tǒng)也是重要的噪聲源。應用自動控制轉(zhuǎn)速的風扇,使其永遠只在必要的最低轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn),也是有效的降噪措施。275(1)采用多氣門結(jié)構(gòu)275三、機體的結(jié)構(gòu)響應最優(yōu)化和隔聲降嗓燃燒和活塞拍擊等主要噪聲源,都要通過內(nèi)燃機機體的傳遞傳到聲輻射表面。首先,內(nèi)燃機的承載結(jié)構(gòu)以及附屬零件(如油底殼、進排氣管等)結(jié)構(gòu)響應的最優(yōu)化非常重要。附屬件的頻率響應極值不應與機體的響應極值重合。低噪聲機體設計要求采用對稱結(jié)構(gòu),在負荷下不發(fā)生附加的扭曲。276三、機體的結(jié)構(gòu)響應最優(yōu)化和隔聲降嗓276低噪聲機體應保證氣缸工作表面變形最小,使之可采用最小的活塞氣缸間隙。主軸承結(jié)構(gòu)也應使軸承孔變形最小,允許采用最小的軸承間隙。雙層結(jié)構(gòu)的機體(采用整體氣缸或干缸套者)與單層結(jié)構(gòu)機體(用濕缸套者)相比,具有較高的扭轉(zhuǎn)剛度。帶有空心斷面的機體有較高的扭轉(zhuǎn)和彎曲剛度。277低噪聲機體應保證氣缸工作表面變形最小,使之可采用最小的活塞氣油底殼、齒輪室蓋和氣缸蓋罩等,也都是大面積的噪聲輻射零件。用兩層薄鋼板之間充填高阻尼高分子粘彈性材料的約束阻尼型復合鋼板制造油底殼,可降低它的噪聲輻射,但可能對油底殼中的機油散熱有影響。用懸浮連接可有效隔斷振動的傳遞。278油底殼、齒輪室蓋和氣缸蓋罩等,也都是大面積的噪聲輻射零件。2279279280280281281總之,當今在采用現(xiàn)有的試驗和分析方法對各種噪聲源、承載結(jié)構(gòu)的響應特性及內(nèi)燃機表面的噪聲輻射進行最優(yōu)化之后,傳統(tǒng)的低噪聲內(nèi)燃機設計可以達到內(nèi)燃機lm處A聲級噪聲95一98dB的水平。要使它降到93dB,就要考慮采用新的非傳統(tǒng)的內(nèi)燃機設計概念,一方面使主機本身噪聲大大降低,另一方面附件噪聲也必須全部減小到最低值。282總之,當今在采用現(xiàn)有的試驗和分析方法對各種噪聲源、承載結(jié)構(gòu)的思考題與習題10一1試用一個實際內(nèi)燃機的例子,按活塞位移的精確式(10一2)與近似式(10一3)進行計算,考察兩者的差別。

10一2缸內(nèi)氣壓力與往復慣性力對內(nèi)燃機的作用有什么差別?

10一3發(fā)火均勻性對多缸內(nèi)燃機總轉(zhuǎn)矩曲線的形狀及運轉(zhuǎn)均勻性有什么影響?試以均勻發(fā)火和不均勻發(fā)火的四沖程直列2缸機和氣缸夾角90”的V形2缸機為例加以說明。10-4為什么四沖程直列6缸機的轉(zhuǎn)矩均勻性顯著優(yōu)于4缸機?10一5除了內(nèi)燃機的運轉(zhuǎn)均勻性外,還有哪些因素影響飛輪尺寸的選擇,請盡量列舉。

10一6試述內(nèi)燃機曲軸平衡塊的設計原則。10一7試為單缸內(nèi)燃機設計一階和二階慣性力的全套雙軸平衡機構(gòu)。

10一8當單缸機采用單軸平衡機構(gòu)時,請分析它造成的附加力矩與傾覆力矩的聯(lián)合作用造成的影響。

10一9試為一臺直列4缸四沖

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