第二章 曲柄连杆机构受力分析PPT课件
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第二章-曲柄连杆机构动力学分析PPT优秀课件
vmax
R 1 cos
R
1 2
4
由近似式可得出活塞平均速度
c m 1 0 R (s i 2 n s2 i ) n d 2 R 3 S
n 0
活塞的最大速度和平均速度之比是反映活塞运动交变程度的一个 指标：
vmaxR 12 12
cm
2R 2
（此值约为1.6）
5
3、活塞加速度
aR2ccoo s sc co o3 2 ss （精确式）
离心力 prB ⑦曲柄不平衡质量引
起的离心惯性力 prk (pr=prB+prK) ⑧曲柄销处作用力 合力 RB ⑨主轴颈处作用力 合力 RK
24
3、曲柄连杆机构上的作用力方向及性质
25
pg 使机体受拉，在机体内部平衡，不传到机外去，不引起振 动
p=pg+pj中的pj 往复运动产生的自由力，在机体内不能平衡， 将传
连杆摆动角速度：L
cos
12sin21/2
连杆摆动角加速度：L 2(12 1 2 2 2 )s sii n n 2 2(3 1 /2 si2 n )
将上述各式与中心曲柄连杆机构运动参数相比，只是多了含ξ 的项。由于汽车发动机的偏心率通常都很小，两者的差别很小。
15
§2—2 曲柄连杆机构受力分析
8
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。
连杆摆角β：arcssin i n()
（精确式）
si n112si2n
6
（近似式）
在α=90º或270º时达到极值：
e arcsin
连杆摆动角速度eωL：(1162)
《曲柄连杆机构》课件
详细描述
在曲柄连杆机构中，活塞在气缸内进行往复运动，由于连杆的摆动，使得活塞的直线运 动转变为曲轴的旋转运动。在这个过程中，曲轴的旋转运动将能量输出，驱动车辆或其 他机械运动。曲柄连杆机构的特点在于其能够将活塞的往复运动转变为旋转运动，从而
实现能量的高效转换。
分类与应用
总结词
曲柄连杆机构有多种分类方式，如按照曲轴 的形状可分为直列式和V型式，广泛应用于 汽车、摩托车等动力机械中。
缸体的材料选择也很重要，通常采用高强度合金钢或不锈钢制造，以提高其使用寿 命。
03
曲柄连杆机构的工作特性
运动特性
曲柄连杆机构是发动机中的重要 机构，它将活塞的直线运动转化 为曲轴的旋转运动，实现发动机
的做功过程。
曲柄连杆机构的运动特性包括曲 轴的旋转运动、活塞的往复直线
运动以及连杆的摆动运动等。
优化方法
采用数学建模、数值分析和计算机仿 真等方法进行优化设计。
优化流程
建立曲柄连杆机构的数学模型→确定 优化变量和约束条件→选择合适的优 化算法→进行优化计算→分析优化结 果→改进设计。
优化实例与结果分析
优化实例
以某实际应用的曲柄连杆机构为例，进行优化设计。
结果分析
通过对比优化前后的性能指标，分析优化效果。例如，运动性能提升、能耗降 低、振动减小等。同时，对优化后的曲柄连杆机构进行实验验证，确保优化结 果的可靠性和实用性。
05
曲柄连杆机构的常见问题与维护
常见问题与原因分析
01
02
03
04
曲柄连杆机构异响
由于润滑不良、装配间隙不当 或零件疲劳损坏等原因，可能 导致或曲轴轴瓦材料疲劳 极限较低可能导致曲轴轴瓦烧 蚀，影响曲柄连杆机构的正常 运转。
在曲柄连杆机构中，活塞在气缸内进行往复运动，由于连杆的摆动，使得活塞的直线运 动转变为曲轴的旋转运动。在这个过程中，曲轴的旋转运动将能量输出，驱动车辆或其 他机械运动。曲柄连杆机构的特点在于其能够将活塞的往复运动转变为旋转运动，从而
实现能量的高效转换。
分类与应用
总结词
曲柄连杆机构有多种分类方式，如按照曲轴 的形状可分为直列式和V型式，广泛应用于 汽车、摩托车等动力机械中。
缸体的材料选择也很重要，通常采用高强度合金钢或不锈钢制造，以提高其使用寿 命。
03
曲柄连杆机构的工作特性
运动特性
曲柄连杆机构是发动机中的重要 机构，它将活塞的直线运动转化 为曲轴的旋转运动，实现发动机
的做功过程。
曲柄连杆机构的运动特性包括曲 轴的旋转运动、活塞的往复直线
运动以及连杆的摆动运动等。
优化方法
采用数学建模、数值分析和计算机仿 真等方法进行优化设计。
优化流程
建立曲柄连杆机构的数学模型→确定 优化变量和约束条件→选择合适的优 化算法→进行优化计算→分析优化结 果→改进设计。
优化实例与结果分析
优化实例
以某实际应用的曲柄连杆机构为例，进行优化设计。
结果分析
通过对比优化前后的性能指标，分析优化效果。例如，运动性能提升、能耗降 低、振动减小等。同时，对优化后的曲柄连杆机构进行实验验证，确保优化结 果的可靠性和实用性。
05
曲柄连杆机构的常见问题与维护
常见问题与原因分析
01
02
03
04
曲柄连杆机构异响
由于润滑不良、装配间隙不当 或零件疲劳损坏等原因，可能 导致或曲轴轴瓦材料疲劳 极限较低可能导致曲轴轴瓦烧 蚀，影响曲柄连杆机构的正常 运转。
第2章曲柄连杆机构PPT课件
使用。曲轴要求用强度、冲击韧性和耐磨性都比较好的材料制造，一般采用中碳钢或中碳合金钢模锻。为
了提高曲轴的耐磨性，其主轴颈和曲柄销表面上均须高频淬火或渗氮，再经过精磨，以达到高精度和较小
动时，速度很高，而目数值在不断地变化。
•
当活塞从上止点向下止点运动时，其速度变化规律是:从零开始，逐渐增大，临近中间达最大值，
然后又逐渐减小至零。
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曲柄连杆机构的受力分析
•
同理，当活塞向上运动时，前半程惯性力向下，后半程惯性力向上。活塞、活塞销和连杆小
头的质量越大，曲轴转速越高，则往复惯性力也越大。它使曲轴连杆机构的各零件和所有轴颈承受周期性
曲与扭转载荷。为了保证工作可靠，要求曲轴具有足够的刚度和强度，各工作表面要耐磨而A润滑良好，东
风EQ6100Q-1型发动机曲轴飞轮组如图2-38所示。
第20页/共59页
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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。
有影响，并关系到汽车的总体布置情况。汽车发动机汽缸排列基本上有以下三种形式:
•
①单列式(直列式)发动机的各个汽缸排成一列，一般是垂直布置的。但为了降低发动机的高度，有时
也把汽缸布置成倾斜的甚至水平的。②双列式发动机左右两列汽缸中心线的夹角/小于180 ° ，称为V形发
动机。③γ等于180°则称为对置式发动机
第10页/共59页
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机体组
• 油底壳
•
油底壳的主要功用是储存机油(润滑油)并封闭曲轴箱。油底壳受力很小，一般采用薄钢板冲压
曲柄连杆机构总结PPT课件
ii. 优点：使曲轴轴颈增粗，刚性提高；大端轴承的承 压能力提高；连杆螺栓承受的惯性拉伸负荷减小
iii.缺点：使连杆螺栓承受剪切作用。 为了不使连杆螺栓承受剪切作用并在结合面处不产
生滑动，故在结合面处采用锯齿形结构。
第26页/共113页
主副连杆式连杆
i. 目的：为了缩短气缸间距和整机长度；减小柴油机 的尺寸和重量；缩短曲轴长度；增大曲轴刚性。但 结构复杂，副连杆销的连接螺栓底部易裂纹。
i. 喷油泵、进排气阀、起动空气分配器（正时的 要求）、调速器、扫气泵
ii. 中小型柴油机：滑油油泵、燃油输送泵、海水 泵、淡水泵、空气压缩机
第48页/共113页
曲轴的工作条件
I. 受力复杂：
i. 各缸交变的气体力、惯性力、离心力、弯矩和扭矩 ii. 力的性质：不仅随曲柄的转角变化，还随着负荷变化 iii. 结果：产生弯曲、扭转变形、非常复杂的交变应力
第1页/共113页
第 二 节一 、曲十 字柄头 和连导 板杆 机 构 二 、 连 杆
三、曲轴 四、主轴承和推力轴承 五、曲柄连杆机构的管理
第2页/共113页
一、十字头和导 板
1.
十字头和导板的作用
2.
结构简图和受力分析
3.
导板类型
4.
实例介绍
1)
RTA型柴油机十字头导板
2)
L-MC/MCE型柴油机十字头导板
按受力分 按结构分
正车导板
倒车导板 双导板式 单导板式 圆筒形导板式
第6页/共113页
正车导板
• 导板承受正车膨胀冲程（或倒车压缩冲程）的侧推力称为正车导板。
第7页/共113页
倒车导板
导板承受倒车膨胀冲程（或正车压缩冲程）的侧推力称为倒车导板。
iii.缺点：使连杆螺栓承受剪切作用。 为了不使连杆螺栓承受剪切作用并在结合面处不产
生滑动，故在结合面处采用锯齿形结构。
第26页/共113页
主副连杆式连杆
i. 目的：为了缩短气缸间距和整机长度；减小柴油机 的尺寸和重量；缩短曲轴长度；增大曲轴刚性。但 结构复杂，副连杆销的连接螺栓底部易裂纹。
i. 喷油泵、进排气阀、起动空气分配器（正时的 要求）、调速器、扫气泵
ii. 中小型柴油机：滑油油泵、燃油输送泵、海水 泵、淡水泵、空气压缩机
第48页/共113页
曲轴的工作条件
I. 受力复杂：
i. 各缸交变的气体力、惯性力、离心力、弯矩和扭矩 ii. 力的性质：不仅随曲柄的转角变化，还随着负荷变化 iii. 结果：产生弯曲、扭转变形、非常复杂的交变应力
第1页/共113页
第 二 节一 、曲十 字柄头 和连导 板杆 机 构 二 、 连 杆
三、曲轴 四、主轴承和推力轴承 五、曲柄连杆机构的管理
第2页/共113页
一、十字头和导 板
1.
十字头和导板的作用
2.
结构简图和受力分析
3.
导板类型
4.
实例介绍
1)
RTA型柴油机十字头导板
2)
L-MC/MCE型柴油机十字头导板
按受力分 按结构分
正车导板
倒车导板 双导板式 单导板式 圆筒形导板式
第6页/共113页
正车导板
• 导板承受正车膨胀冲程（或倒车压缩冲程）的侧推力称为正车导板。
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倒车导板
导板承受倒车膨胀冲程（或正车压缩冲程）的侧推力称为倒车导板。
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• 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
xr lrco s lco s
sin sin
22.11.2020
内燃机设计
7
活塞运动规律
• 整理以上两式后得
x r [1 ( 1 /) co ( 1 s 2 s2 i) 1 /n 2 /]
• 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。
• （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
22.11.2020 n c( o s s i ) 1 n [2 (s i ) 2 ] n 1 / 2
a * co { s2 ( c so i ) 1 n s [2 (s i) 2 ] n
2 c2 o (s s i) 2 } n 1 [ 2 (s i) 2 n ] 3 /2
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内燃机设计
8
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 c o s (/4 )1 ( co 2 )s
*sin(/2)si2 n
a*cosco2s
其最大误差是，
x * 为0.2%
* 为0.5%
a * 为1%
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内燃机设计
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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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
• 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。
r[s ( i/n 2 ) s2 i( 1 n 2 s2 i) 1 n /2 ]
a r 2 { c [2 c o ( 1 2 s o s 2 ) i ( s 2 n / 4 ) s 2 2 i ] 1 n 2 ( s 2 ) i 3 / 2 }
无量纲化
x * x / r ( 1 1 /) co ( 1 s 2 s2 i ) 1 / 2 n /
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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内燃机设计
17
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：
22.11.2020
内燃机设计
10
第二节 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。
22.11.2020
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
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内燃机设计
1
第一节 曲柄连杆机构运动学
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内燃机设计
2
曲柄连杆机构运动学
22.11.2020
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
9
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 c o [ 1 2 s (s ) i 2 ] 1 / 2 n /
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内燃机设计
14
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 Ftan
• 连杆力在曲柄销中心产 h 生切向力和法向力
F t Fsin()/co s
F nFco s()/co s
Fc A
F
Fl
Tk
T
Ft
Fn
Fc
Fn
Fl
ω
Ft
F Fl
• 发动机转矩为
倾覆力矩为
* /r ( ) si ( n / 2 ) s2 i ( 1 n 2 s2 i ) 1 / n 2
a * a / r 2 ( ) c o [2 c ( 1 s 2 s o 2 ) i ( s 2 / n 4 ) s 2 2 ] i 1 n 2 ( s 2 ) i 3 / 2
内燃机设计
16
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。
m c(1/r) m iri
• （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
m1=ml(l-l’)/l； m2=mll’/l • 所以，曲柄连杆机构的往复质量为
内燃机设计
11
曲柄连杆机构受力分析
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内燃机设计
12
曲柄连杆机构受力分析
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内燃机设计
13
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。
FgD2(pgp')/4
式中，D为气缸直径；p g 为气缸内的绝对压 力； p '为曲轴箱内气体的绝对压力。
T Ftr
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Tk FchT
内燃机设计
15
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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• 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
xr lrco s lco s
sin sin
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内燃机设计
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活塞运动规律
• 整理以上两式后得
x r [1 ( 1 /) co ( 1 s 2 s2 i) 1 /n 2 /]
• 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。
• （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
22.11.2020 n c( o s s i ) 1 n [2 (s i ) 2 ] n 1 / 2
a * co { s2 ( c so i ) 1 n s [2 (s i) 2 ] n
2 c2 o (s s i) 2 } n 1 [ 2 (s i) 2 n ] 3 /2
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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 c o s (/4 )1 ( co 2 )s
*sin(/2)si2 n
a*cosco2s
其最大误差是，
x * 为0.2%
* 为0.5%
a * 为1%
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内燃机设计
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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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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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。
r[s ( i/n 2 ) s2 i( 1 n 2 s2 i) 1 n /2 ]
a r 2 { c [2 c o ( 1 2 s o s 2 ) i ( s 2 n / 4 ) s 2 2 i ] 1 n 2 ( s 2 ) i 3 / 2 }
无量纲化
x * x / r ( 1 1 /) co ( 1 s 2 s2 i ) 1 / 2 n /
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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内燃机设计
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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：
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内燃机设计
10
第二节 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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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
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内燃机设计
1
第一节 曲柄连杆机构运动学
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内燃机设计
2
曲柄连杆机构运动学
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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
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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 c o [ 1 2 s (s ) i 2 ] 1 / 2 n /
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内燃机设计
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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 Ftan
• 连杆力在曲柄销中心产 h 生切向力和法向力
F t Fsin()/co s
F nFco s()/co s
Fc A
F
Fl
Tk
T
Ft
Fn
Fc
Fn
Fl
ω
Ft
F Fl
• 发动机转矩为
倾覆力矩为
* /r ( ) si ( n / 2 ) s2 i ( 1 n 2 s2 i ) 1 / n 2
a * a / r 2 ( ) c o [2 c ( 1 s 2 s o 2 ) i ( s 2 / n 4 ) s 2 2 ] i 1 n 2 ( s 2 ) i 3 / 2
内燃机设计
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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。
m c(1/r) m iri
• （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
m1=ml(l-l’)/l； m2=mll’/l • 所以，曲柄连杆机构的往复质量为
内燃机设计
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曲柄连杆机构受力分析
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曲柄连杆机构受力分析
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内燃机设计
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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。
FgD2(pgp')/4
式中，D为气缸直径；p g 为气缸内的绝对压 力； p '为曲轴箱内气体的绝对压力。
T Ftr
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Tk FchT
内燃机设计
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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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