曲柄连杆机构受力分析
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04 曲柄连杆机构的 受力分析
图4-1 活塞组合 1—活塞 2—活塞销 3—挡圈 4—气环 5—油环 4 曲柄连杆机构的受力分析4.1 曲柄连杆机构的组成摩托车发动机的曲柄连杆机构由活塞、活塞环、活塞销、连杆、大小头轴承、曲轴等组成。
4.1.1 活塞组合活塞组合由活塞、活塞环、活塞销、活塞销挡圈等组成，见图4-1。
它的功能是：1）承受气缸中可燃混合气燃烧产生的压力，并将作用力通过活塞销传给连杆，带动曲轴旋转。
2）活塞顶部与气缸盖组成燃烧室。
3）通过安装在其上的活塞环，保证气缸的密封性。
4.1.1.1 四行程发动机活塞四行程发动机活塞的顶面呈平面形，且对应于进、排气门之处加工有凹坑，以避免在运动中与进、排气门相干涉，在顶面有“IN ”标记表示进气侧，保证活塞安装时的方向。
在活塞槽部通常设有两道气环、一道油环。
在油环槽周围，设置有许多回油小孔，安装油环后，能刮去缸壁上多余的润滑油（见图4-2）。
有些活塞在油环槽下再加工一个较浅的环形槽，其上也加工回油小孔。
四行程发动机活塞所有环槽上都无需有定位销孔，原因是四行程发动机的气缸上无气口，活塞环运动时不会产生干涉现象。
为适应活塞在高温、高压、高速条件下工作，活塞通常多采用质量轻、导热性好的高铝合金来制造。
有些活塞表面还进行镀锡处理，以提高其磨合性。
4.1.1.2 活塞环 四行程活塞裙部较短，并无需做有缺口，因四行程发动机的进、排气道没有气缸盖上。
但有时为避免与曲轴相撞，并为增加裙部弹性及减小活塞质量，在受力不图4-2 四行程汽油机的活塞1—气门坑 2—回油孔 3—裙部缺口大的沿销孔方向两侧，从底部各开一个浅而长的圆弧形缺口。
活塞环的功能是：1）密封气缸与活塞间的间隙，防止漏气。
2）刮去气缸壁上多余的机油。
3）把活塞的热量传递给气缸体散发。
活塞环应具有良好的密封性，在高温、高压、和高速的工况下，具有良好的弹度、弹性和耐磨性；此外，并应有良好的磨合性与加工性。
为适应这些要求，活塞环的材料多选用合金铸铁。
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
内燃机构造及原理.pdf
4）大头孔钻有喷孔的，其孔必须对准主承压面 以保证润滑。
第四节 曲轴飞轮组
组成：由曲轴和飞轮以及其它不同功用的零件和附件组 成。
一、 曲轴 1、 作用：承受连杆传来的力，并将此力转换成绕其自
身的轴线的力矩。 2、 结构： 1） 前端：正时齿轮、正时链轮、皮带轮端；车用发动
机还装有曲轴扭转减震器、启动爪（中、小 发动机）。 2） 后端：飞轮端（功率输出端）。 3） 曲轴轴颈、曲柄（臂）、曲柄销（连杆轴颈）、平 衡重等。
第二次密封：由下窜入背隙的气体压力形成， 加强了第一密封面的密封性。
5、气环的切口形状 四种：1）直切口 2）斜切口
3）搭切口 4）封闭切口 6、常见气环的断面形状 1）矩形断面（气环横剖面为矩形） 结构简单，加工容易，成本较低，报废率 少，贴合性、结合性、磨合性较差，耐磨性也 较差，密封效果不好，泵机油现象严重。（图 2-30） 2）微锥面环 环的磨合性和贴合性大大提高，此环多用在 第二、三道上，起强化密封的作用。
3、材料 常用：铸铝合金（高硅铝合金、铝铜合金）
强化发动机：高级铸铁、耐热钢（主要为了 提高其强度）
新型：金属陶瓷（有组合式的（陶瓷用于活 塞顶部），也有整体式的）
总之，对于转速较高的发动机来说，活塞 材料多选择质量较轻的铝合金；而对于低速 机，现在多用灰铸铁。
4、加工制造方法 1）铸造 2）锻造 3）液态模锻 5、结构 1）顶部： 汽油机：二冲程机多用凸顶活塞，其它汽油机
A、原因 （图2-20）
A）沿活塞销的方向，金属量较多,所以在其受 热膨胀后，此处的膨胀量就最大。
B）在受到气缸内气体燃烧后产生的气压力的 作用后，使活塞顶部在销座跨度内发生弯 曲变形。
C）气缸壁对活塞的侧压力作用，引起活塞变 形也沿活塞销的轴线方向。
第四节 曲轴飞轮组
组成：由曲轴和飞轮以及其它不同功用的零件和附件组 成。
一、 曲轴 1、 作用：承受连杆传来的力，并将此力转换成绕其自
身的轴线的力矩。 2、 结构： 1） 前端：正时齿轮、正时链轮、皮带轮端；车用发动
机还装有曲轴扭转减震器、启动爪（中、小 发动机）。 2） 后端：飞轮端（功率输出端）。 3） 曲轴轴颈、曲柄（臂）、曲柄销（连杆轴颈）、平 衡重等。
第二次密封：由下窜入背隙的气体压力形成， 加强了第一密封面的密封性。
5、气环的切口形状 四种：1）直切口 2）斜切口
3）搭切口 4）封闭切口 6、常见气环的断面形状 1）矩形断面（气环横剖面为矩形） 结构简单，加工容易，成本较低，报废率 少，贴合性、结合性、磨合性较差，耐磨性也 较差，密封效果不好，泵机油现象严重。（图 2-30） 2）微锥面环 环的磨合性和贴合性大大提高，此环多用在 第二、三道上，起强化密封的作用。
3、材料 常用：铸铝合金（高硅铝合金、铝铜合金）
强化发动机：高级铸铁、耐热钢（主要为了 提高其强度）
新型：金属陶瓷（有组合式的（陶瓷用于活 塞顶部），也有整体式的）
总之，对于转速较高的发动机来说，活塞 材料多选择质量较轻的铝合金；而对于低速 机，现在多用灰铸铁。
4、加工制造方法 1）铸造 2）锻造 3）液态模锻 5、结构 1）顶部： 汽油机：二冲程机多用凸顶活塞，其它汽油机
A、原因 （图2-20）
A）沿活塞销的方向，金属量较多,所以在其受 热膨胀后，此处的膨胀量就最大。
B）在受到气缸内气体燃烧后产生的气压力的 作用后，使活塞顶部在销座跨度内发生弯 曲变形。
C）气缸壁对活塞的侧压力作用，引起活塞变 形也沿活塞销的轴线方向。
2.曲柄连杆机构
好，密封性差 · 阶梯形：密封性好，工艺性差 · 斜切口：密封性和工艺性介于 上述二者之间
切口间隙值一般为0.25mm0.8mm
气环断面形状
形状 矩形环 扭曲环 锥面环 梯形环 桶面环
特点 结构简单、制造方便、易于生产、应用面广 断面不对称，受力不平衡，使活塞环扭曲 减少环与气缸壁的接触面，提高表面接触压力，有利于磨合和密封。 加工困难，精度要求高 外圆为凸圆弧形
曲柄连杆机构受的力 主要有气压力 FP ，往 复 惯 性 力 Fj ， 旋 转 离 心力Fc和摩擦力F。 FP F Fj
FC
1、 气压力：气压力的集中力FP分解为侧压力 FP1和FP2， FP1分解为FR和FS，FR使曲轴主轴颈处 受压，FS为周向产生转矩的力。
(1)作功行程：侧压力FP1向左， 活塞的左侧面压向气缸壁，左 侧磨损严重
一般式
龙门式
隧道式
油底壳安装平 面低于曲轴的 旋转中心
气缸体上曲 轴的主轴承 孔为整体式
性能与应用比较
名 称 一般式 性 能 应 用 492Q汽油机，90 系列柴油机。 机体高度小、重量轻、结 构紧凑，便于加工拆卸。 刚度和强度差。
龙门式
捷达轿车、富康 强度和刚度较好。工艺性 轿车、桑塔纳轿 差、结构笨重、加工困难。 车
6、活塞在工作时的保护措施
（1）在活塞裙部表面涂保护层，可改善铝合金活塞的磨合性； 主要有铅、锡、石墨、磷保护层等。 （2）在安装活塞销时，使活塞销偏置某一方向装，以减少换向 时的敲击声，且使裙部减小磨损； 有的汽油机上，活塞销孔中心线是偏离活塞中心线平面的， 向作功行程中受主侧压力的一方偏移了1～2mm。
（1）活塞顶部
结构简单、制造容 易、受热面积小、 应力分布较均匀， 多用在汽油机上。
切口间隙值一般为0.25mm0.8mm
气环断面形状
形状 矩形环 扭曲环 锥面环 梯形环 桶面环
特点 结构简单、制造方便、易于生产、应用面广 断面不对称，受力不平衡，使活塞环扭曲 减少环与气缸壁的接触面，提高表面接触压力，有利于磨合和密封。 加工困难，精度要求高 外圆为凸圆弧形
曲柄连杆机构受的力 主要有气压力 FP ，往 复 惯 性 力 Fj ， 旋 转 离 心力Fc和摩擦力F。 FP F Fj
FC
1、 气压力：气压力的集中力FP分解为侧压力 FP1和FP2， FP1分解为FR和FS，FR使曲轴主轴颈处 受压，FS为周向产生转矩的力。
(1)作功行程：侧压力FP1向左， 活塞的左侧面压向气缸壁，左 侧磨损严重
一般式
龙门式
隧道式
油底壳安装平 面低于曲轴的 旋转中心
气缸体上曲 轴的主轴承 孔为整体式
性能与应用比较
名 称 一般式 性 能 应 用 492Q汽油机，90 系列柴油机。 机体高度小、重量轻、结 构紧凑，便于加工拆卸。 刚度和强度差。
龙门式
捷达轿车、富康 强度和刚度较好。工艺性 轿车、桑塔纳轿 差、结构笨重、加工困难。 车
6、活塞在工作时的保护措施
（1）在活塞裙部表面涂保护层，可改善铝合金活塞的磨合性； 主要有铅、锡、石墨、磷保护层等。 （2）在安装活塞销时，使活塞销偏置某一方向装，以减少换向 时的敲击声，且使裙部减小磨损； 有的汽油机上，活塞销孔中心线是偏离活塞中心线平面的， 向作功行程中受主侧压力的一方偏移了1～2mm。
（1）活塞顶部
结构简单、制造容 易、受热面积小、 应力分布较均匀， 多用在汽油机上。
第九章-曲柄连杆机构动力学分析
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
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
曲柄连杆机构受力分析
.
五、曲轴轴颈和轴承的负荷 1，曲柄销负荷矢量固
.
.
2．连杆轴承负荷矢量固
.
.Leabharlann ....
第二节 曲柄连杆机构上的作用力 一、气体压力
.
二、惯性力
.
1．往复惯性力 2．旋转惯性力
.
.
.
三、作用在曲柄连杆机构上的力
.
.
.
四、发动机的扭矩 1．单缸扭矩
发动机的翻倒力矩M’
.
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。
.
影响扭矩不均匀度的因素： 1、对于同一台发动机，μ值随工况而变化，标定工况 下的μ值最小，往复惯性力仅影响上式分子，而平均 扭矩与示功图有关。 2、对于不同的发动机，μ值的大小取决于发动机的行 程数，气缸数，转速，气体压力，往复运动质量，曲 柄排列载型式，气缸夹角和发火顺序。 一般转速，功率相同时，二行程发动机较四行程发动 机μ值为小，相同类型的发动机气缸数越多μ值越小。
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26扭矩不均匀度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
第二章 曲柄连杆机构受力分析
.
第二章 曲柄连杆机构受力分析
本章分析曲柄连杆机构的运动规律和作用在主要 零件上的力，作为分析计算强度、刚度、振动和磨损 问题的依据。
.
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。
五、曲轴轴颈和轴承的负荷 1，曲柄销负荷矢量固
.
.
2．连杆轴承负荷矢量固
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.Leabharlann ....
第二节 曲柄连杆机构上的作用力 一、气体压力
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二、惯性力
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1．往复惯性力 2．旋转惯性力
.
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三、作用在曲柄连杆机构上的力
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四、发动机的扭矩 1．单缸扭矩
发动机的翻倒力矩M’
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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。
.
影响扭矩不均匀度的因素： 1、对于同一台发动机，μ值随工况而变化，标定工况 下的μ值最小，往复惯性力仅影响上式分子，而平均 扭矩与示功图有关。 2、对于不同的发动机，μ值的大小取决于发动机的行 程数，气缸数，转速，气体压力，往复运动质量，曲 柄排列载型式，气缸夹角和发火顺序。 一般转速，功率相同时，二行程发动机较四行程发动 机μ值为小，相同类型的发动机气缸数越多μ值越小。
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26扭矩不均匀度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
第二章 曲柄连杆机构受力分析
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第二章 曲柄连杆机构受力分析
本章分析曲柄连杆机构的运动规律和作用在主要 零件上的力，作为分析计算强度、刚度、振动和磨损 问题的依据。
.
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)
第一章 曲柄连杆机构的运动与受力分析
(1 − λ
⋅ω 2
2
⋅ sin 2 α )
3 2
（1-14） ）
ε le = m
(1 − λ )
2
λ
1 2
• 第二节 作用于曲柄连杆机构中的力和力矩
1.2.1 气体作用力 作用于活塞顶上的气体作用力： 作用于活塞顶上的气体作用力： Pg = ( p g − p0 ) ⋅ Fh （式中，Fh是活塞投影面积） 式中， 是活塞投影面积）
活塞速度： 活塞速度： 可得： 可得： v = r ⋅ ω ⋅
二、活塞的速度
sin (α + β ) cos β
dt
）（精确式 （1-7）（精确式） ）（精确式）
将式（ ）对时间求导， 将式（1-5）对时间求导，得：
λ （1-8）（近似式） ）（近似式 ）（近似式） v = r ⋅ ω ⋅ sin α + ⋅ sin 2α 2 2S S⋅n （1-9） ） 活塞平均速度： 活塞平均速度： C m = 60 = 30 n
图1-1 正置曲柄连杆机构简图
l+r
r
r 记： λ = l
则： x 因： 故： 而：
（1-1） ）
1 = r ⋅ (1 − cos α ) + ⋅ (1 − cos β ) （1-2）（精确式） ）（精确式 ）（精确式） λ
l ⋅ sin β = r ⋅ sin α sin β = λ ⋅ sin α
dx dα 1 dβ v= = r ⋅ sin α ⋅ + ⋅ sin β ⋅ dt dt λ dt dβ cos α dα =λ⋅ ⋅ 将式（1-3）对时间求导，得： 将式（ ）对时间求导， （1-6） ） cos β dt dt dα 代入上式，且记曲轴角速度： 代入上式，且记曲轴角速度： =ω
第2章曲柄连杆机构
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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。
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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。
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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。
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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。
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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。
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
2-1 曲柄连杆机构的运动与受力
1、曲柄连机构的运动： 活塞：往复直线运动 连杆杆身：复杂的平面运动 曲轴：旋转运动
2、曲柄连杆机构的主要受力： 气体力、惯性力（往复惯性力及旋转惯性力）
一、气体力
指气缸内的气体作用在活塞顶部的力Fg 。 Fg Ap ( p1 p2 )
AP ——活塞顶截面积 AP=D2 / 4 p1 ——气缸中的气体压力(由实测示功图确定） p2 ——曲轴箱中的气体压力 D ——气缸直径
mr ——作旋转运动的集中质量
方向：沿曲柄方向向外 大小：常数
惯性力示意图
三、运动机件受力分析
气体力 往复惯性力 F F g Fj
气体力与惯性力的合成
受力分析结论
引起内燃机不平衡的因素有： 1。倾倒力矩M’ 2。往复惯性力Fj 3。旋转惯性力
二、惯性力
1、往复惯性力 Fj ——作往复运动的集中质量 r——曲柄半径
——曲轴旋转角速度
——连杆比， =r / l
Flc —连m杆r长r 2
方向：沿气缸中心线方向
大小：周期性变化
2、旋转惯性力（离心力） Fc mr r 2
第二章 曲柄连杆机构
概述 组成：主要零件可以分为三组：活塞组、连杆组和曲轴飞轮组。
第二章 曲柄连杆机构
概述 功用：是实现工作循环，完成能量转换的传动机构；
将热能转变为机械功； 用来传递力和改变运动方式；
工作条件：要承受高温、高压、高速和化学腐蚀作用 工作条件相当恶劣。
§ 2-1 曲柄连杆机构的运动与受力
2、曲柄连杆机构的主要受力： 气体力、惯性力（往复惯性力及旋转惯性力）
一、气体力
指气缸内的气体作用在活塞顶部的力Fg 。 Fg Ap ( p1 p2 )
AP ——活塞顶截面积 AP=D2 / 4 p1 ——气缸中的气体压力(由实测示功图确定） p2 ——曲轴箱中的气体压力 D ——气缸直径
mr ——作旋转运动的集中质量
方向：沿曲柄方向向外 大小：常数
惯性力示意图
三、运动机件受力分析
气体力 往复惯性力 F F g Fj
气体力与惯性力的合成
受力分析结论
引起内燃机不平衡的因素有： 1。倾倒力矩M’ 2。往复惯性力Fj 3。旋转惯性力
二、惯性力
1、往复惯性力 Fj ——作往复运动的集中质量 r——曲柄半径
——曲轴旋转角速度
——连杆比， =r / l
Flc —连m杆r长r 2
方向：沿气缸中心线方向
大小：周期性变化
2、旋转惯性力（离心力） Fc mr r 2
第二章 曲柄连杆机构
概述 组成：主要零件可以分为三组：活塞组、连杆组和曲轴飞轮组。
第二章 曲柄连杆机构
概述 功用：是实现工作循环，完成能量转换的传动机构；
将热能转变为机械功； 用来传递力和改变运动方式；
工作条件：要承受高温、高压、高速和化学腐蚀作用 工作条件相当恶劣。
§ 2-1 曲柄连杆机构的运动与受力
01曲柄连杆机构的运动和受力分析(1)
汽车发动机设计
（1）
赵雨东
清华大学汽车工程系
汽车工程系车辆工程专业课程设置
必修课
汽车概论 汽车构造I（汽车发动机） 汽车构造II（汽车底盘、
车身） 汽车发动机原理 汽车理论 汽车发动机设计 汽车底盘设计 汽车车身设计
选修课
汽车电子学 汽车电器 内燃机燃料供给 内燃机增压 … …
下止点
(1 − λ2 sin 2 ϕ ) −3/ 2 = 1 + 3λ2 sin 2 ϕ + 15λ4 sin 4 ϕ + 35λ6 sin 6 ϕ LL
2
8
16
β
l
φ
rω
曲柄连杆机构运动学
－正置曲柄连杆机构的活塞运动规律（5）
将泰勒展开式代入活塞运动规律表达式，并略去 含λ三次幂以上的各项（ λ最大0.33 ），得
Fj
用两个集中质量组成的非自由质点系近
似等效单元曲柄连杆机构（活塞、连杆
和曲拐）
mj
往复运动质量－受缸筒约束，沿气缸中 心线往复运动
质量 往复惯性力
m j = mhz + mlA Fj = −mj j
Frp = mp ρ pω 2 = mpd rω 2 mpd = mp ρp / r
mp：平衡重质量 ρρ ：平衡重质心旋转半径 mpd ：平衡重当量质量
ρp mp
Frp
曲柄连杆机构中的力和力矩
—连杆的惯性力（1） FjlA
实际连杆
随活塞平动＋绕活塞销摆动 连续体 不便于分析惯性力和惯性力矩
－曲柄连杆机构类型（3）
活塞销负偏置
活塞在上止点前后，受气缸壁之力的推力面会发生变化。 采用活塞销负偏置，在活塞运动到上止点之前，连杆中心线与气缸中心线平行，活塞
（1）
赵雨东
清华大学汽车工程系
汽车工程系车辆工程专业课程设置
必修课
汽车概论 汽车构造I（汽车发动机） 汽车构造II（汽车底盘、
车身） 汽车发动机原理 汽车理论 汽车发动机设计 汽车底盘设计 汽车车身设计
选修课
汽车电子学 汽车电器 内燃机燃料供给 内燃机增压 … …
下止点
(1 − λ2 sin 2 ϕ ) −3/ 2 = 1 + 3λ2 sin 2 ϕ + 15λ4 sin 4 ϕ + 35λ6 sin 6 ϕ LL
2
8
16
β
l
φ
rω
曲柄连杆机构运动学
－正置曲柄连杆机构的活塞运动规律（5）
将泰勒展开式代入活塞运动规律表达式，并略去 含λ三次幂以上的各项（ λ最大0.33 ），得
Fj
用两个集中质量组成的非自由质点系近
似等效单元曲柄连杆机构（活塞、连杆
和曲拐）
mj
往复运动质量－受缸筒约束，沿气缸中 心线往复运动
质量 往复惯性力
m j = mhz + mlA Fj = −mj j
Frp = mp ρ pω 2 = mpd rω 2 mpd = mp ρp / r
mp：平衡重质量 ρρ ：平衡重质心旋转半径 mpd ：平衡重当量质量
ρp mp
Frp
曲柄连杆机构中的力和力矩
—连杆的惯性力（1） FjlA
实际连杆
随活塞平动＋绕活塞销摆动 连续体 不便于分析惯性力和惯性力矩
－曲柄连杆机构类型（3）
活塞销负偏置
活塞在上止点前后，受气缸壁之力的推力面会发生变化。 采用活塞销负偏置，在活塞运动到上止点之前，连杆中心线与气缸中心线平行，活塞
曲柄连杆机构受力分析概要
• 则这时其它缸的转矩为：
T 2 T1( 240 0 ) T 3 T1( 480 0 )
T 4 T1( 120 0 ) T 5 T1( 600 0 ) T 6 T1( 360 0 )
2024/10/13
内燃机设计
35
各主轴颈所受转矩
• 求某一主轴颈的转 矩，只要把从第一 拐起到该主轴颈前 一拐的各单缸转矩 叠加起来即可。即 遵循各缸转矩向后 传递的原则。
• 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。
2024/10/13
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：
转换、气门干涉的校验及动力计算；
• （２）活塞速度用于评价气缸的磨损程度； • （３）活塞加速度用于计算往复惯性力。
2024/10/13
内燃机设计
18
本讲主要内容
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
2024/10/13
内燃机设计
19
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。
2024/10/13
内燃机设计
T 2 T1( 240 0 ) T 3 T1( 480 0 )
T 4 T1( 120 0 ) T 5 T1( 600 0 ) T 6 T1( 360 0 )
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35
各主轴颈所受转矩
• 求某一主轴颈的转 矩，只要把从第一 拐起到该主轴颈前 一拐的各单缸转矩 叠加起来即可。即 遵循各缸转矩向后 传递的原则。
• 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。
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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：
转换、气门干涉的校验及动力计算；
• （２）活塞速度用于评价气缸的磨损程度； • （３）活塞加速度用于计算往复惯性力。
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18
本讲主要内容
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
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19
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。
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内燃机设计
机体组(5)
如有造成漏水、漏气的裂纹和损伤，则应及时修理或
更换气缸盖。 (3)检查气缸盖排气道、燃烧室
和气门座处的积炭情况。根
据情况予以清除干净，以保 持发动机不致因积炭严重而
发生过热现象。
二.清除气缸盖内的积炭
(1)机械方法。用专用金属丝刷装在电动或气动工具上， 通过丝刷的旋转来刷洗积炭部位，或用软金属刮刀、小铲
隧道式
气缸体上曲轴 的主轴承孔为 整体式。
（2）根据冷却方式不同
1、水冷 2、风冷
（3）根据气缸的排列方式
结构简单、加工 容易，但发动机 长度和高度较大。 缩短了机体的长度和高度， 增加了刚度，减轻了发动 机的重量；形状复杂，加 工困难。六缸以上发动机 使用
高度小，总体布置 方便。轿车中应用 不多
• 盆形燃烧室：
• 1）气门平行于气缸轴线； 2）有挤气-冷激面，可形 成挤气涡流； 3）盆的形状狭窄，气门 尺寸受限，换气质量较差， 燃烧速度较低，CO和HC排 放较高而NO的排放较低。
• 半球形燃烧室：
• 1）气门成横向V形排列， 气门头部直径可以做得较 大，换气好； 2）火花塞位于燃烧室的 中部，火焰行程短，燃烧 速度最高，动力性、经济 性最好。是高速发动机常 用的燃烧室； 3）CO和HC排放最少， 而NO的排放较高。
湿式缸套
定义：其外表面直接与冷却水接触。 特点：1）壁较厚（5～9mm）； 2） 散热效果好；
3） 易漏水漏气； 4） 易穴蚀。
定位：
1）径向：靠上下两个凸出的、与气缸体间为动配合的圆环带。 2） 轴向：利用缸套上部凸缘与缸体相应的台阶。
密封：
1）下部：靠1～3个耐热耐油的橡胶密封圈。 2） 上部：缸套顶面高出缸体0.05～0.15mm，当气缸盖螺栓拧 紧后，缸套与缸体凸台接合处、缸套与缸垫接合处，承受较大 的压紧力，具有防止水套漏水、气缸漏气和保证缸套定位的作 用。
第二章_曲柄连杆机构受力分析(冲突_WIN-20160317ZJK_2013-05-1322-46-38)
19
3、旋转惯性力
旋转惯性力：
Fr mr r 2
单位活塞面积旋转惯性力：
fr mrr 2 /(D2 / 4)
2019/11/25
内燃机设计
20
三、单缸转矩
• 可以将 Fg和 Fj 合成为F ，单缸转矩可计算为：
T Ftr Fr sin( ) / cos
2019/11/25
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
2019/11/25
内燃机设计
1
第一节 曲柄连杆机构运动学
2019/11/25
内燃机设计
2
曲柄连杆机构运动学
2019/11/25
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
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
2019/11/25
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
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内燃机设计
6
二、中心曲柄连杆机构运动学
E
2 1
(T
T
m)d
I0 2
(2 maxFra bibliotek
2 m
in
)
式中，E称为盈亏功。令：E E
E 1.2 105 Pe / n ，为一个工作循环的有效功。
第二章曲柄连杆机构机械原理
由于侧隙、径向间隙 和端隙都很小，气体在通 道内的流动阻力很大，致 使气体压力p迅速下降， 最后漏入曲轴箱内的气体 就很少（0.2%~1%）。
发动机 构造与
原理
第二章 曲柄连杆机构 气环的泵油作用演示
发动机 构造与
原理
第二章 曲柄连杆机构
活塞环泵油作用的危害及措施
危害： ➢ 增加了润滑油的消耗； ➢ 火花塞沾油不跳火； ➢ 燃烧室积碳增多，燃烧性能变坏； ➢ 环槽内形成积碳，挤压活塞环而失去密封性； ➢ 加剧了气缸的磨损。
1、机体组 2、活塞连杆组 3、曲轴飞轮组
发动机 构造与
原理
第二章 曲柄连杆机构
§2.2曲柄连杆机构的受力及运动分析
一、运动分析 活塞组、连杆小头：上下往复运动； 连杆大头、杆身、连杆盖：主要做左右摆动，同时伴有上下
往复运动； 曲轴、飞轮：主要做旋转运动。 以上各零部件均是做变速运动、周期性的。
发动机 构造与
（2） 活塞自上而下膨胀量由大而小。因温度上高下低， 壁上厚下薄；
（3） 裙部周向近似椭圆形变化，长轴沿销座孔轴线方 向。因销座处金属量多而膨胀量大，以及侧压力作用 的结果。
发动机 构造与
原理
第二章 曲柄连杆机构 防止变形的措施
（1） 活塞纵断面制成上小下大的截锥形。
（2） 活塞横断面制成椭圆形，长轴垂直于销座孔轴线 方向，即侧压力方向。
其型式有 全裙式：裙部为一薄壁圆筒。 拖板式：将非承压面的裙部全部去掉。
发动机 构造与
原理
第二章 曲柄连杆机构
活塞裙部变形
发动机 构造与
原理
活塞的第变二形章及采取曲的柄相连应杆措机施构
变形原因：热膨胀、侧压力和气体压力。
变形规律：
发动机 构造与
原理
第二章 曲柄连杆机构 气环的泵油作用演示
发动机 构造与
原理
第二章 曲柄连杆机构
活塞环泵油作用的危害及措施
危害： ➢ 增加了润滑油的消耗； ➢ 火花塞沾油不跳火； ➢ 燃烧室积碳增多，燃烧性能变坏； ➢ 环槽内形成积碳，挤压活塞环而失去密封性； ➢ 加剧了气缸的磨损。
1、机体组 2、活塞连杆组 3、曲轴飞轮组
发动机 构造与
原理
第二章 曲柄连杆机构
§2.2曲柄连杆机构的受力及运动分析
一、运动分析 活塞组、连杆小头：上下往复运动； 连杆大头、杆身、连杆盖：主要做左右摆动，同时伴有上下
往复运动； 曲轴、飞轮：主要做旋转运动。 以上各零部件均是做变速运动、周期性的。
发动机 构造与
（2） 活塞自上而下膨胀量由大而小。因温度上高下低， 壁上厚下薄；
（3） 裙部周向近似椭圆形变化，长轴沿销座孔轴线方 向。因销座处金属量多而膨胀量大，以及侧压力作用 的结果。
发动机 构造与
原理
第二章 曲柄连杆机构 防止变形的措施
（1） 活塞纵断面制成上小下大的截锥形。
（2） 活塞横断面制成椭圆形，长轴垂直于销座孔轴线 方向，即侧压力方向。
其型式有 全裙式：裙部为一薄壁圆筒。 拖板式：将非承压面的裙部全部去掉。
发动机 构造与
原理
第二章 曲柄连杆机构
活塞裙部变形
发动机 构造与
原理
活塞的第变二形章及采取曲的柄相连应杆措机施构
变形原因：热膨胀、侧压力和气体压力。
变形规律：
曲柄连杆机构的运动与受力_汽车发动机构造及原理_[共3页]
![曲柄连杆机构的运动与受力_汽车发动机构造及原理_[共3页]](https://img.taocdn.com/s3/m/0e5460c5a216147916112844.png)
第3章 曲柄连杆机构 43
第一节 曲柄连杆机构的运动与受力
一、曲柄连杆机构的运动
以中心曲柄连杆机构（曲轴中心线位于气缸中心线上的曲柄连杆机构，如图3-3所示）为例，设中心曲柄半径为R ，连杆长度为L ，根据力学推导，活塞的位移x 、速度v 、加速度a 随曲轴转角α的变化关系为
22(1sin cos )2(sin sin 2)2
(cos cos 2)x R v R a R λααλωααωαλα=+
−=+=+
式中：λ——连杆比，λ＝R/L ，一般在1/3～1/4；
ω——曲轴角速度，匀速运动时，它等于30
πn ； n ——曲轴转速，rpm 。
如图3-4所示为活塞位移、速度和加速度曲线。
图3-3 中心曲柄连杆机构简图 图3-4 活塞位移、速度和加速度曲线 曲柄连杆机构的运动特点如下。
（1）曲轴虽然做匀速运动，但活塞的速度却是不均匀的，它在上、下止点处速度等于零，
在α=90°稍前处和α=270°稍后处达到最大值。
即活塞从上止点向下止点运动和从下止点向上止点运动的约前半个行程是加速，后半个行程是减速。
（2）由于活塞运动速度的变化，导致其加速度的变化，在速度为零处的加速度最大，而速度最大处的加速度等于零。
加速度的变化，导致了惯性力的产生，使发动机产生冲击、振动和磨损，需要采取相应平衡措施。
二、曲柄连杆机构的工作条件及受力分析
发动机工作时，曲柄连杆机构直接与高温、高压气体接触；曲轴的旋转速度很高，活塞往复运动的线速度相当大，同时与可燃混合气和燃烧废气接触；此外曲柄连杆机构还受到化。
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• （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
2020/5/10
内燃机设计
3
各种曲柄连杆机构
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
2020/5/10
内燃机设计
4
2、特性参数
• 曲柄半径：r • 连杆长度：l
• 曲柄连杆比： r / l
x r l r cos l cos
sin sin
2020/5/10
内燃机设计
6
活塞运动规律
• 整理以上两式后得 x r[(1 1/ ) cos (1 2 sin2 )1/2 / ]
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}
• 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。
2020/5/10
内燃机设计
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曲柄连杆机构受力分析
2020/5/10
第一节 曲柄连杆机构运动学
2020/5/10
内燃机设计
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曲柄连杆机构运动学
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内燃机设计
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
• （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。
• 发动机转矩为
倾覆力矩为
T Ft r
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Tk Fch T
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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
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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
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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 /
* 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
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第二节 曲柄连杆机构受力分析
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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
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’
mr mc m2
l
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2、往复惯性力
Fj mja mjr2 (cos cos2)
• 单位活塞投影面积的往复惯性力：
f j Fj /(D2 / 4) f0(cos cos2)
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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 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%
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。
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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：
• 偏心距：e
• 偏心率： e / r
l
r
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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。
• 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
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曲柄连杆机构受力分析
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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。
无量纲化
x* x / r (1 1/ ) cos (1 2 sin2 )1/2 /
* /(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
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各种曲柄连杆机构
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
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2、特性参数
• 曲柄半径：r • 连杆长度：l
• 曲柄连杆比： r / l
x r l r cos l cos
sin sin
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活塞运动规律
• 整理以上两式后得 x r[(1 1/ ) cos (1 2 sin2 )1/2 / ]
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}
• 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。
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– 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
• （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。
• 发动机转矩为
倾覆力矩为
T Ft r
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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
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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
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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 /
* 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
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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
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’
mr mc m2
l
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2、往复惯性力
Fj mja mjr2 (cos cos2)
• 单位活塞投影面积的往复惯性力：
f j Fj /(D2 / 4) f0(cos cos2)
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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 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%
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。
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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：
• 偏心距：e
• 偏心率： e / r
l
r
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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。
• 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
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曲柄连杆机构受力分析
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12
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。
无量纲化
x* x / r (1 1/ ) cos (1 2 sin2 )1/2 /
* /(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