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第九章-曲柄连杆机构动力学分析

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曲柄连杆机构受力分析

曲柄连杆机构受力分析
x* [(1 1 / )2 ]2 1/2 cos [1 2 (sin )2 ]1/2 /
* 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
2020/4/22
内燃机设计
12
偏心曲柄连杆机构运动特点
• 活塞从上止点到下止点曲柄转过的角度大于 １８０度；
• 活塞从下止点到上止点曲柄转过的角度小于 １８０度；
• 活塞行程大于２倍曲柄半径； • 偏心量不大时，可用中心曲柄连杆机构运动
公式计算。
2020/4/22
内燃机设计
13
四、关节曲柄连杆机构运动学
本章主要内容
曲柄连杆机构运动学
曲柄连杆机构受力分析
内燃机的转矩波动与飞轮设计
2020/4/22
内燃机设计
1
曲柄连杆机构运动学
2020/4/22
内燃机设计
2
曲柄连杆机构运动学
2020/4/22
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
• 1、内燃机曲柄连杆机构分类
• （1）中心曲柄连杆机构
• 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
2020/4/22
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 / ]
2020/4/22

《曲柄连杆机构》课件

《曲柄连杆机构》课件

压缩机中的曲柄连杆机构
总结词
压缩机中的曲柄连杆机构是实现压缩气 体功能的关键部件，通过曲柄的旋转运 动带动连杆的往复运动，从而驱动活塞 在气缸内进行压缩气体的工作。
VS
详细描述
在压缩机中，曲柄连杆机构同样由曲轴、 连杆和活塞组成。曲轴的旋转运动通过连 杆传递给活塞，使活塞在气缸内进行往复 运动，从而实现气体的压缩。这个机构的 设计和优化对于提高压缩机的性能和效率 同样至关重要。
类型与特点
总结词
根据结构和工作原理的不同，曲柄连杆机构可分为多种类型，如单缸、双缸和多缸等。
详细描述
曲柄连杆机构的类型和特点多种多样，根据其结构和工作原理的不同，可以分为单缸、双缸和多缸等多种类型。 不同类型的曲柄连杆机构具有不同的工作特性和应用场景，例如在摩托车、汽车和船舶等领域中都有广泛的应用 。
2023
PART 02
曲柄连杆机构的应用
REPORTING
内燃机中的曲柄连杆机构
总结词
内燃机中的曲柄连杆机构是实现能量转换的关键部件，通过曲柄的旋转运动带动连杆的往复运动，从 而驱动活塞进行吸气、压缩、燃烧和排气工作。
详细描述
在内燃机中，曲柄连杆机构由曲轴、连杆和活塞组成。曲轴是发动机的核心部件，通过曲轴的旋转运 动带动连杆，连杆再将往复运动传递给活塞，使活塞在气缸内进行往复运动。这个机构的设计和优化 对于提高内燃机的性能和效率至关重要。
选择高强度、低摩擦系数的材料，提高机构的使用寿命和传动效率 。
降低曲柄连杆机构的能耗
1 2
优化曲柄连杆机构的运动特性
通过调整机构参数，降低机构在运动过程中的能 量损失。
应用节能技术
采用节能电机或采用能量回收技术，将机构在运 动过程中产生的能量进行回收利用。

09第九章内燃机曲柄连杆机构受力分析文字PPT课件

09第九章内燃机曲柄连杆机构受力分析文字PPT课件
在活塞销中心处， 同时作用着气体作用力 Pg和往复惯性力Pj，即 PΣ =Pg + Pj。
第六节 中心曲柄连杆机构中的 作用力和力矩
第六节 中心曲柄连杆机构中的 作用力和力矩
五 活塞上总作用力PΣ的分解与传递
PΣ
沿连杆K方＝向P上Σ的/c连os杆β作用力
ZKc 沿曲o 柄半s 径的()径 向P 力cc oo s (s)
m1Lamc，m2 Lbmc。
第五节 曲柄连杆机构运动零件的 质量换算
二 主副连杆式曲柄连杆机构的质量换算
主副连杆式曲柄连杆机构的质量换算基本上与中心曲柄连杆机 构的方法相同。
首先用两个质量me1 、 me2代替原副连杆的质量me，me1集中于 副缸活塞销中心，me2集中于主连杆上的副连杆销中心。
相应的加速度为： a=-Rω 2(λ+1/(8λ) ) 如图（b）所示。
第三节 偏心曲柄连杆机构运动学
相对偏心量k为偏心量e与曲柄半径R的比值， 即k＝e/R, k值一般取为0.05～0.15。
一 连杆的角位移、角速度与角加速度
arcsin([sink)]
. d
cos
dt 12sin22k(2sink)
活塞的位移可按下式计算：
xA1AA1OAOA1O(COAC)
(RL)(RcosLcos)
【精确解】
第二节 中心曲柄连杆机构运动学
co s12si2 n112si2 n
则：x
R(1
cos
sin2
2 )
2
【近似解】
位移x随和的变化关系如图所示
从上式可以看出：
当 00时，x 0;
当 900时，x R(1 / 2)；
由于me2集中于主连杆上的副连杆销中心，因此在换算主连杆质 量时，必须考虑到的存在，这时主连杆换算到集中于主缸活塞销中 心的质量mL1和集中于曲柄销中心的质量mL2分别为：

曲柄连杆机构的运动与受力分析讲解学习

曲柄连杆机构的运动与受力分析讲解学习

定义“曲拐当量质量”为：
则： Prqmqdr2
mqdmqx2mqbrb
如果曲拐的某一曲柄臂上设有平衡重，其质量为 m p ，而其质心
距曲轴轴线的距离为 p ，则平衡重的旋转惯性力为：
Prpmpp2r2mprp
定义“平衡重当量质量”为：
mpd
mp
p
r
（1-32）
则： Prpmpdr2 （1-33）
（2）活塞速度：在0 ºCA~90 ºCA之间和 270 ºCA~360 ºCA之间，活塞速度各出现 一个正极值和负极值。 （3）活塞加速度：在上止点前后活塞加 速度是正值，方向是活塞下行的方向，往 复惯性力朝上；在下止点前后活塞加速度 是负值，方向是活塞上行的方向，往复惯 性力朝下。根据极值方法求解，可得：
1.2.2.2 单个曲拐的旋转惯性力
曲轴上曲柄不平衡部 分的质量分为两部分：
（1）曲柄销部分：
图1-10 单曲拐的旋转惯性力
Prxmqxr2 （1-28）
（r为曲柄半径）
（2）曲柄臂部分： Prbmqbb2 （1-29）
（ b 为曲柄臂质心至曲轴轴线的垂直距离）
整个曲拐的旋转惯性力就是：
P rq P rx 2 P rb r2 m q x2 m qbrb
由式（1-3）知：
arc s i（n1-12）
极值： e arcsin角速度： l Nhomakorabead
dt
cos cos
cos 1 2 sin 2
1 （1-13）
2
角速度极值：le
角加速度：l d d l t c s i o n d d s tc o c s s2 o i n s d d t
1.2.2.3 连杆的惯性力

柴油发动机及其曲柄连杆机构动力分析

柴油发动机及其曲柄连杆机构动力分析

目录目录 (1)第1章绪论 (3)1.1研究意义 (3)1.2发展现状 (3)1.3研究方法与内容 (4)第2章柴油机的热力学分析 (5)2.1柴油机的理论热循环 (5)2.2柴油机的实际热循环 (8)2.3热力学计算即求平均指示压力 (9)2.4 小结 (11)第3章柴油机的动力性和经济性分析 (12)3.1柴油机的指示参数 (12)3.1.1 平均指示压力 (12)3.1.2 指示功率 (13)3.1.3 指示热效率与指示燃油油耗 (14)3.2柴油机的有效指标 (15)3.2.1 有效功率和机械效率 (15)3.2.2 平均有效压力和升功率 (16)3.2.3 有效热效率和有效燃油消耗率 (18)3.2.4 根据吸入空气量计算平均有效压力 (19)3.3标志柴油机整机性能的其他参数 (21)3.3.1 活塞的平均速度 (21)3.3.2 强化系数 (22)3.3.3 比质量 (22)3.4提高柴油机动力性能和经济性能的主要措施 (22)3.5小结 (24)第4章曲柄连杆机构的运动与受力分析 (25)4.1曲柄连杆机构的运动分析 (25)4.1.1 活塞的位移 (25)4.1.2 活塞速度 (26)4.1.3 活塞加速度 (27)4.2曲柄连杆机构的受力分析 (27)4.2.1 气体压力的作用 (28)4.2.2 惯性力的作用 (28)4.2.3 作用在活塞上的合力及其分解 (30)4.3小结 (33)第5章结论 (33)谢辞 (34)参考文献 (35)第1章绪论1.1 研究意义柴油机具备高扭矩、高寿命、低油耗、低排放、热效率高、功率范围广、起动迅速、运行安全、维修方便、使用寿命较长等特点，成为解决工程机械能源问题最现实和最可靠的手段。

因此柴油机的使用范围越来越广，数量越来越多，同时对柴油机的动力性能、经济性能、控制废气排放和噪声污染的要求也越来越高。

柴油机发动机的工作过程研究是应用的基础。

柴油机的曲柄连杆机构运动及动力特性分析解读

柴油机的曲柄连杆机构运动及动力特性分析解读

曲柄连杆机构运动及动力特性分析学生姓名：学号：专业：院（系）：完成时间：摘要本文针对柴油机曲柄连杆机构运动和动力特性分析，运用自己在理论力学、高等数学、线性代数、工程力学等科目的知识，深入的分析了曲柄连杆机构在运动过程中的运动规律，并且用代数的方法精确地了得出了机构在运动过程中机构中主要零件的运动规律和所承爱的力及力矩变化关系式，并且以EA1113柴油机为例，进行了精确的计算。

从而为设计曲柄连杆机构和减小发动机震动提供了理论支持。

关键词：曲柄连杆机构；运动分析；力学分析特性目录第1章柴油机介绍.......................... .. (4)1.1柴油机概述 (4)1.2柴油机系统的机构及工作原理 (4)第2章柴油机的运动和力析 (5)2.1曲柄连杆机构的类型 (5)2.2曲柄连杆机构运动分析 (6)2.2.1活塞位移 (7)2.2.2活塞的速度 (8)2.2.3活塞的加速度 (9)2.3曲柄连杆机构中的作用力 (9)2.3.1气缸内工作物质的作用力 (9)2.3.2机构的惯性力 (11)2.4本章小结 (17)第3章国内外柴油机的发展现状 (17)前言人们想起柴油车，总会想起浓烟滚滚、噪音大等等问题，其实随着2003年第三代电控高压共轨喷射系统的发展，噪音问题和柴油机震动问题都有了改善，新一代的柴油发动机在保障噪音低和震动小的前提下，还拥有经济性好，动力大等优点。

这吸引了国际上有关大公司对柴油发动机的热情，也大大促进了柴油车在国外的销售，如今欧洲柴油车已经抢夺了汽油车的半壁江山，而部分车型，比如路虎在欧洲90％都是柴油版本。

柴油车的优点如此突出，然而振动问题和噪声问题却日益突出，致使其零部件磨损加重、噪声升高、寿命降低、工作条件恶化。

柴油机的曲轴是整个发动机中最重要的零件之一。

它的受损及破坏可能引起柴油机其它零件的损坏，特别是随着发动机的强化与技术发展，使曲轴的工作条件愈发苛刻。

曲柄连杆机构运动及动力特性分析


λ = 0.32 时，近似式算出的 j90 和 j270 比准确值小
0.0178 rω 2 ，相对误差约为 5.3％。对于 λ < 0.32 时 的机构，计算误差更小。 则 记活塞加速度出现极值时的曲轴转角为 α je ， 按式（12）应有
dj α je = sin α je (1 + 4λ cos α je ) = 0 dα
& = λω cos α (1 + λ2 sin 2 α ) β
& 当 α = 0 ,180 时， β max = ± λω
&& = −λ (1 − λ2 )ω 2 β sin α cos 3 β
0 0
1 2
根据达伦伯原理，上述各力应与曲柄连杆机构 的质量惯性力 Pj 和旋转惯性力 Pr 构成平衡力系，既 然 Pg 、 Pj 、 Pr 、N 在同一气缸中心平面，故 K 和 T 也处于同一平面上。为了便于从这些力的平衡关系 解出未知力 K ′ 、 N ′ 、 T ′ 、 M ′ ，可以先利用力的 分解与平移定理将此力系中的 Pg 、 Pj 二力予以转 化。如图 2， Pg 和 Pj 合在一起可以用一个沿连杆中 心线作用的力 S（简称连杆力）和一个垂直于气缸 中心线的侧推力 N 来代替。其中
上止点 N s=2r x
1 因 cos α < 1 ，故第三个加速度值只在 λ > 4 时 才出现。
1.2 连杆的运动分析 连杆的运动是随活塞平移和绕活塞销摆动两种 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 β ，从连杆与气缸中心线重合时算起。在 α = 0°～
1 3 a0 = 1 + λ + λ 3 + LL 4 64 a1 = −1

曲柄连杆机构动力学分析与计算

第一章绪论1.1内燃机概述汽车自19世纪诞生至今，已经有100多年的历史了。

汽车工业从无到有，以惊人的速度在发展着，汽车工业给人类的近代文明带来翻天覆地的变化，在人类的文明进程中写下了宏伟的篇章。

汽车工业是衡量一个国家是否强大的重要标准之一，而内燃机在汽车工业中始终占据核心的地位。

内燃机是将燃料中的化学能转变为机械能的一种机器。

由于内燃机的热效率高（是当今热效率最高的热力发动机）、功率范围广、适应性好、结构简单、移动方便、比质量（单位输出功率质量）轻、可以满足不同要求等特点，已经广泛的应用于工程机械、农业机械、交通运输（陆地、内河、海上和航空）和国防建设事业当中。

因此，内燃机工业的发展对整个国民经济和国防建设都有着十分重要的作用。

1.1.1世界内燃机简史内燃机的出现和发明可以追溯到1860年，来诺伊尔（J.J.E.Lenoir1822~1900年）首先发明了一种叫做大气压力式的内燃机，这种内燃机的大致工作过程是：空气和煤气在活塞的上半个行程被吸入气缸内，然后混合气体被火花点燃；后半个行程是膨胀行程，燃烧的煤气推动着活塞下行，然后膨胀做功；活塞上行时开始排气。

这种内燃机和现代主流的四冲程内燃机相比，在燃烧前没有压缩行程，但基本思想已经有了雏形。

这种内燃机的热效率低于5%，最大功率只有4.5KW，1860~1865年间，共生产了约5000台。

1867年奥拓（Nicolaus A.Otto，1832~1891年）和浪琴（Eugen Langen，1833~1895年）发明了一种更为成功的大气压力式内燃机。

这种内燃机是利用燃烧所产生的缸内压力，随着缸内压力的升高，在膨胀行程时加速一个自由活塞和齿条机构，他们的动量将使得缸内产生真空，然后大气压力推动活塞内行。

齿条则通过滚轮离合器和输出轴相啮合，然后输出功率。

这种发动机的热效率可以达到11%，共生产了近5000台。

由于煤气机必须使用气体燃料，而当时的气体燃料的来源非常困难，这从某种意义上讲就阻碍了煤气机的进一步发展。

汽车发动机曲柄连杆机构动力学分析

汽车发动机曲柄连杆机构动力学分析摘要：本文对汽车发动机的曲柄连杆机构的动力学特性进行分析，创建D6114B发动机的仿真动力学模型，利用ANSYS有限元分析软件软件得出发动机曲柄连杆机构的曲轴模态数据，分别对活塞、曲轴、连杆的受力进行分析，研究进油口、润滑油槽位置布置，为发动机机械构造设计提供参考。

关键字：发动机；曲柄连杆机构；动力学曲柄连杆机构的动力学特性对于汽车发动机的可靠性、振动效果、噪声等有很大关联，利用机械系统动力学有限元分析平台（ANSYS）创建D6114B发动机的仿真动力学模型，分析发动机曲柄连杆机构的曲轴、连杆的模态数据，对准确的掌握D6114B发动机曲柄连杆机构的零部件动力学特性具有一定的参考价值。

1. 汽车发动机曲柄连杆机构动力学模型汽车发动机曲柄连杆机构是由缸体、曲轴、连杆、飞轮活塞，构成。

上柴D6114B发动机的曲柄连杆机构的动力学模型结构如图1所示图1上柴D6114B发动机的曲柄连杆机构的动力学模型结构图缸体与曲轴连接铰链中有一条为转动铰链，其余为圆柱铰链，飞轮与曲轴固定，连接杆与曲轴之间的连接采用转动铰链，其大头一端连接曲轴，小头一端连接活塞，活塞与缸体之间采用圆柱铰链连接。

利用以上模型的各个部件的几何位置参数和质量参数建立CAD数据模型，传入给机械系统动力学有限元分析平台（ANSYS）进行分析和计算，活塞1-8作用在各缸体气压力学特性输入ANSYS如图1所示：图1 发动机各缸气体压力特性得出发动机曲柄连杆机构的曲轴模态数据结果如表1所示模态阶数 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10频率124.8 149.9 335.4 372.1 398.0 490.7 599.2 632.1841.1 947.2模态阶数11 12 13 14 15 16 17 18 19 20频率1015.3 1264.3 1340.6 1369.2 1413.9 1465 1664 17451862.5 2394.92. 曲柄连杆机构动力学分析当对活塞逐级施加压力0-12/104pa，对应曲轴转速2200r/min，活塞运动其对气缸的侧推力在-7804~6960N之间周期性变化，侧推力对汽缸壁的磨损影响很大。

曲柄连杆机构动力学分析与计算

第一章绪论1.1内燃机概述汽车自19世纪诞生至今，已经有100多年的历史了。

汽车工业从无到有，以惊人的速度在发展着，汽车工业给人类的近代文明带来翻天覆地的变化，在人类的文明进程中写下了宏伟的篇章。

汽车工业是衡量一个国家是否强大的重要标准之一，而内燃机在汽车工业中始终占据核心的地位。

内燃机是将燃料中的化学能转变为机械能的一种机器。

由于内燃机的热效率高（是当今热效率最高的热力发动机）、功率范围广、适应性好、结构简单、移动方便、比质量（单位输出功率质量）轻、可以满足不同要求等特点，已经广泛的应用于工程机械、农业机械、交通运输（陆地、内河、海上和航空）和国防建设事业当中。

因此，内燃机工业的发展对整个国民经济和国防建设都有着十分重要的作用。

1.1.1世界内燃机简史内燃机的出现和发明可以追溯到1860年，来诺伊尔（J.J.E.Lenoir1822~1900年）首先发明了一种叫做大气压力式的内燃机，这种内燃机的大致工作过程是：空气和煤气在活塞的上半个行程被吸入气缸内，然后混合气体被火花点燃；后半个行程是膨胀行程，燃烧的煤气推动着活塞下行，然后膨胀做功；活塞上行时开始排气。

这种内燃机和现代主流的四冲程内燃机相比，在燃烧前没有压缩行程，但基本思想已经有了雏形。

这种内燃机的热效率低于5%，最大功率只有4.5KW，1860~1865年间，共生产了约5000台。

1867年奥拓（Nicolaus A.Otto，1832~1891 年）和浪琴（Eugen Langen，1833~1895年）发明了一种更为成功的大气压力式内燃机。

这种内燃机是利用燃烧所产生的缸内压力，随着缸内压力的升高，在膨胀行程时加速一个自由活塞和齿条机构，他们的动量将使得缸内产生真空，然后大气压力推动活塞内行。

齿条则通过滚轮离合器和输出轴相啮合，然后输出功率。

这种发动机的热效率可以达到11%，共生产了近5000台。

由于煤气机必须使用气体燃料，而当时的气体燃料的来源非常困难，这从某种意义上讲就阻碍了煤气机的进一步发展。

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max
Pj m j a m j R 2 cos m j R 2 cos2 PjI PjII
（2）、旋转惯性力Fr=mrRω2 2、沿气缸中心线的总作用力F 总作用力F是缸内气体作用力Fg与往复惯性力的代数和 F=Fg+Fj 气体作用力 D 2 Fg p g - p? g 4
1、活塞位移x：
x ( L R) ( L cos R cos )
2 2
R(1 cos ) L(1 1 sin )
（精确式）
R x R(1 cos ) (1 cos 2 ) x I x II （近似式） 4
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。


பைடு நூலகம்

（精确式）
1 2 L sin 1 1 3 cos2 （近似式） 2
2


在α =90º 或270º 时达到极值：
Le
2 (1 2 )1 / 2
（精确式）
1 （近似式） 2 摆动角速度和角加速度精确式中分母均近似等于 1 ，因此两者均 随α 近似按简谐规律变化。
L L 1 m j m p m 1 m p m l L 作旋转运动的不平衡质量mr，包括曲柄换算质量mk和连杆换算
L1 mr mk m 2 mk1 2mk 2 mL R L
到大头中心的质量m2，集中作用于曲柄销中心，即

三、曲柄连杆机构作用力和力矩 1、惯性力 、 （1）旋转惯性力 （1）、 往复惯性力
2、活塞速度：
sin( ) v R cos
v R (sin R sin
（精确式）

2
sin 2 )
（近似式）

2
R sin 2 v I v II
3、活塞加速度
cos cos a R 3 cos cos
第九章 发动机动力学
第一节 曲柄连杆机构运动与受力分析 一、中心曲柄连杆机构的运动规律
图中：A—活塞销中心 B—曲柄销中心 L—连杆长度 R—曲柄半径 S—活塞行程，S=2R λ—曲柄半径连杆长度比（连杆 比），λ=R/L α—曲柄转角：曲柄顺时针方向 旋转时，从气缸中心线的上 方起顺时针方向为正 β—连杆摆角：自气缸中心线向右 为正 x—活塞位移，从上止点位置向下 为正
1 sin 1 2 2 L cos 1 sin 2 （近似式）
2 2
L
cos
（精确式）
在α =0º 或180º 时达到极值： Le 连杆摆动角加速度ε L： sin 2 2 L 1 3/ 2 2 2 1 sin
Le 2 1 2
二、曲柄连杆机构的质量换算 1、活塞组质量mp：含活塞、活塞环、活塞销质量 2、 曲柄组质量mk：
mk m z 2m

R
式中 mz—曲柄销部分质量； mω—单个曲柄臂不平衡质量； ρ—曲柄臂不平衡质量质心到曲轴回转中 心距离
3、 连杆组换算质量 常采用的方法为二质量替代系统：用集中在小头 处 的 换 算 质 量 mCA 和集中在大头处的质量 mCB 来代替连杆的实际质量。换算的原 则是： ① 连杆的质量不变,即 m1+m2=mL ② 连杆质心位置G不变，即 m1L1=m2（L-L1） L：连杆长 L1：连杆质心至连杆小头中心距离


3、总作用力F的分解与传递 首先总作用力F可分解为两个分力： 1）沿连杆方向作用，使连杆受到压缩或拉伸的连杆力Fk（N）
Fk F cos
2）垂直于气缸壁并将活塞压向缸壁的侧向力FN(N) FN Ft g 连杆力Fk传至曲柄销中心再分解为垂直于曲柄的切向力Ft和沿 曲柄半径的径向力Fz，即
2 2
2 2 2
（精确式）
a R (cos cos2 ) R cos R cos2 a I a II
（近似式）
用近似式计算加速度在α =0º 、180º 时没有误差，在α =90º 、270º 时误差最大。以λ =0.32时为例，相对误差约为 5.3%
4、连杆的运动 连杆在摆动平面内的运动是随活塞的往复运动和绕活塞销的摆动 的复合运动。往复运动规律上面已给出，这里只考虑摆动。 连杆角位移β ： arcsin( sin ) （精确式） 1 sin 1 2 sin 2 6 （近似式） 在α =90º 或270º 时达到极值： （精确式） e arcsin 1 2 e (1 ) （近似式） 6 连杆角速度ω L：
4、多缸发动机的总扭矩 一直单个气缸的扭矩T，求多缸发动机各主轴颈所受扭矩 时，只要将各缸扭矩从自由端向飞轮一次叠加起来，积 累到最后一个主轴颈的扭矩就是发动机的总扭矩。 总扭矩是周期性反复变化的量，这就使曲轴角速度出现 波动，这种在发动机工况稳定时的瞬时角速度波动现象 就称为回转不均匀性，它使得发动机内外一切与之相连 的机构也回转不均匀，从而一起冲击和噪声。因此，必 须将回转不均匀性减少到允许的范围内。回转不均匀性 一般用回转不均匀度δ表示 max - min m min 式中 max 、 -曲轴最大、最小角速度 ； m max min /2 —曲轴平均角速度。
TN FN h Ftg L cos R cos R F L sin R T sin cos cos sin F cos R cos
可见，一个气缸发出的扭矩T与翻倒 力偶矩TN大小相等而方向相反。 综上所述，发动机发出的扭矩T，而 翻倒力偶矩TN、往复惯性力Fj和旋转 惯性力Fr通过发动机机体传至支架， 使支架受力并产生振动。
力F'T和F'z合成为作用在主轴承上的F''k， F''k进一步分解成沿气缸中心线的力F'和垂 直于气缸中心线的力F'N F'=F''Kcosβ=FKcosβ=Fcosβ/cosβ=F F''N=F''Ksinβ=FKsinβ=Ftgβ=FN
F'和FN产生一个方向与力偶矩T相反的反力偶矩TN, 常称为翻倒力偶矩，其大小为
FT FK sin F sincos
cos FZ FK cos F cos
径向力Fz沿曲柄半径传递到曲轴中心得F'z，同时在曲轴 中心作用力FT平行且大小相等而方向相反的一对力F'T、 F'T，力F'T作用在主轴承上，FT，F''T形成力偶矩T，T使曲 轴克服外界阻力而旋转，即为发动机一个气缸所能发出 的扭矩（N.m），其大小为 sin T FT R FR cos
③ 连杆相对于质心G的转动惯量IG不变，即 m1L12+m2(L-L1)2=IG
实际上，双质量系统不能同时完全满足上述三个等效条件，一般只 按前两个条件算出： L - L1 m 1 m L L
m2 mL
L1 L
4、曲柄连杆机构的质量换算 曲柄连杆机构通常采用双集中质量来替代实际机构的质量分布， 做往复直线运动的质量 mj ，包括活塞组零件的质量 mp 和连杆组换 算到小头中心的质量m1，集中作用在活塞销中，即