第10章 发动机动力学练习题(含答案)

第十章练习题1、什么是连杆比？2、活塞位移、速度、加速度随曲轴转角α和连杆比λ的变化关系是什么？3、比较活塞运动规律的精确值与近似值的差异。

4、曲柄连杆机构按活塞销的运动轨迹平面是否与曲轴轴线重合，可分为________曲柄连杆机构和________曲柄连杆机构。

5、曲柄连杆机构的质量系统简化为集中质量系统，可分解为活塞组、________和________。

6、连杆组的简化质量系统需与原质量系统在力学上是等效，须满足哪些条件？7、已知曲柄连杆机构个部分零件的称重与测量结果如下表。

试计算动力学上等8、利用第7题数据，试计算一个直列式三缸发动机的惯性合力。

9、一个气缸发出的扭矩T与翻倒力偶矩Tn的关系是______________。

10、发动机工况稳定时的瞬时角速度波动现象就称为______________，一般用指标____________表示。

11、已知曲柄半径R=50mm，缸心距a=102mm，平衡轴长度b=306mm，作旋转运动的不平衡质量mr=1.5kg，作往复直线运动的质量mj=0.88kg，试设计均匀发火和不均匀发火两缸机的平衡方案，计算平衡重的质径积并画出设计示意图。

12、多缸发动机的平衡情况取决于________、________和________。

13、四缸机曲柄夹角________，曲轴呈镜面对称。

从外部平衡来看仅残余________。

14、为了使发动机的实际平衡接近设计计算值，在发动机制造和装配工艺上可采取哪些措施？15、试述发动机完全平衡必须满足的条件。

16、若要完全平衡单缸机的往复惯性力，则须配备________，而对于普通发动机，常采用________。

17、已知四缸机的平衡机构如图所示，则下列说法错误的是（）A、该四缸机的发火次序可能为1-3-4-2；B、该四缸机的总旋转惯性力矩为0；C、该四缸机的一阶往复惯性力合力为0；D、该四缸机的二阶往复惯性力合力为0。

18、如图所示，一相向转动的双轴偏心激振器测定结构M/C/k的振动特性。

设结构M质量为180kg。

在激振器转速900rpm时，闪光仪测出激振器的偏心质量在正上方而结构正好通过静平衡位置，测得此时的振幅为21.6mm。

若激振器的每个轮子失衡为0.05kg.m求：1）结构的固有频率；2）结构的阻尼比；3）激振器在1200rpm时的振幅。

19、有一个双质量扭振系统，如题图，已知：I1=5kgcms2，I2=5 kgcms2，K12=8×105kgcm/rad。

试求该系统的自振频率（圆频率和每分钟振动次数）及振动周期。

20、什么是发动机曲轴系统的扭转振动？有什么危害？21、曲轴扭转等效双质量系统做无阻尼自由振动时，每个质量的振动规律是什么？整个系统的振动有何特点?22、改变曲轴的固有频率可以消除或者减轻扭振带来的危害，具体的措施有哪些？23、扭转振动的消减措施有（）①曲轴转速远离临界转速②降低曲轴刚度③降低轴系的阻尼④采用复合式减震器⑤改变激振强度A、①④⑤B、①③⑤C、①②④D、③④⑤24、过量平衡系统中，采用较大的旋转平衡重，是为了将___________从气缸轴线方向转移。

25、直列四缸机从外部平衡来看，仅残余_________。

通常依然曲柄上附加四块平衡重，是为了减少整个曲轴的_________。

第十章练习题答案1、λ＝R/L 为连杆比，其中R 为曲柄半径，L 为连杆长度。

是一个重要的结构参数，一般在1/3～1/5范围，汽车发动机多在1/3.2～1/3.8之间。

2、在连杆比λ在0.2～0.3范围内，活塞的位移曲线、速度曲线的变化较小；活塞的加速度曲线在上、下止点附近有明显不同；随连杆比的增大，上止点处（α=0）的加速度绝对值增大，下止点处（α=180）的加速度绝对值减小。

3、精确值中sin β=(RL )sin α=λsin αcos β=√()2将上式按牛顿二项式展开，并忽略展开式高阶项，取前二项，得 cos β≈1−12(λsin α)2。

4、中心 偏心5、曲柄组 连杆组6、1）连杆质量不变，即12L m m m =+。

2）连杆质心位置G 不变，即1121()m L m L L =-。

3）连杆相对于质心G 的转动惯量IG 不变，即221121()Gm L m L L I +-=。

7、活塞组：m p =0.611kg曲柄组：m k =m k1+2m k2ρR =1.032kg 旋转部分：m r =m k +m 2=m k +m L L1L=1.449kg 往复部分：m j =m p +m 1=m p +m L L−L1L=0.879kg8、由于直列式三缸内燃机曲柄互成120°，选用发火顺序为1-3-2。

旋转惯性合力：∑Frx =Frx1+Frx2+Frx3=Fr1cos α+Fr2cos (α+240°)+Fr3cos (α+120°)=mrR ω2[cos a +cos (a +240°)+cos(a +120°)]=0一阶往复惯性力合力：∑Fj1=FjI1+FjI2+FjI3=−mjR ω2[cos α+cos (α+240°)+cos (α+120°)]=0二阶往复惯性力合力： ∑Fj2=FjII1+FjII2+FjII3=−λmjR ω2[cos 2α+cos 2(α+240°)+cos 2(α+120°)]=09、大小相等而方向相反10、回转不均匀性 回转不均匀度11、1）对于不均匀发火的两缸机，其发火间隔曲轴转角为0°～180°： 根据惯性力重要参数进行计算，算得系统所受的力与力矩如下： 旋转惯性力合力：22120r r r r r F F F m R m R ωω=-=-=∑一阶往复惯性力：2212cos cos(180)0jI jI jI j j F F F m R m R ωαωα=-=--︒+=∑ 二阶往复惯性力： 22122cos 2cos 2(180)2cos 2jII jII jII j j j F FFm R m R m R λωαλωαλωα=+=--︒+=-∑旋转惯性力矩：21222rr r r a a MF F am R ω=+=∑—阶往复惯性力矩： 212cos 22jIjI jI j a aMF F am R ωα=+=∑二阶往复惯性力矩：12022jIIjII jII a a MF F =-=∑由公式可知，不均匀发火的两缸机的二阶往复惯性力、旋转惯性力矩和一阶往复惯性力矩未平衡，需要设计双轴平衡系统才能完全平衡。

系统设计图如下：由图可知，m p r p 用于平衡旋转惯性力矩，mr 1用于平衡一阶往复惯性力矩，m 2r 2用于平衡二阶往复惯性力。

对平衡重的质径积进行计算：12.5.2p p r am r m R kg mmb== 3.667.4I I j a m R m R kg mm b == 1 5.5.8II II j m R m R kg mm==2）对于均匀发火的两缸机，其发火间隔曲轴转角为0°～360°： 旋转惯性力合力：2122rr r r FF F m R ω=+=∑一阶往复惯性力：2122cos jIjI jI j F F F m R λωα=+=-∑ 二阶往复惯性力：2122cos2jIIjII jII j FF F m R λωα=+=-∑ 旋转惯性力矩：12022r r r a aM F F =-=∑ —阶往复惯性力矩：12022jI jI jI a aM F F =-=∑ 二阶往复惯性力矩： 12022jII jII jII a a M F F =-=∑由图可知，均匀发火的两缸机的旋转惯性力、一阶往复惯性力和二阶往复惯性力未平衡，需要设计双轴平衡系统才能完全平衡。

系统设计图如下：对平衡重的质径积进行计算：75.p p r m r m R kg mm== 122.2I I j m R m R kg mm== 1 5.5.8II II j m R m R kg mm ==12、气缸排列形式 气缸数 气缸发火次序13、180° 二阶往复惯性力14、1）对曲柄半径、连杆长度、各曲柄位置角度、缸心距等尺寸规定严格的公差。

2）对活塞质量、连杆质量及连杆质量分配等规定公差。

例如，对于同一台发动机—般活塞（D ＝100mm 左右），质量差不得超过10g ，连杆大、小头质量差不得超过8g 等。

因此，零件要按质量分组，必要时可以在指定位置加以调整。

3）对曲轴飞轮组件(包括曲轴、飞轮、固定于飞轮的离合器、风扇带轮等)进行动平衡调整。

即在动平衡试验机上测出折合到它两端校正平面上的“不平衡质径积”的大小和方位，然后车削钻孔，将不平衡质径积降到允许值以下。

如一般高速机要求不超过30g·cm ，高速汽油机不超过15g·cm 甚至更小。

15、旋转惯性力0r F =∑；旋转惯性力矩0r M =∑；一阶往复惯性力0jI F =∑；一阶往复惯性力矩0jI M =∑；二阶往复惯性力0jII F =∑；二阶往复惯性力矩0jII M =∑。

16、双轴平衡机构 过量平衡 17、D18、1）系统的运动方程为：Mẍ+Cẋ+Kx =F(t)=me ω2sin ωt由题意可知激振动力的相位正好超前于位移π2，系统激励频率与无阻尼自振频率相同。

因此：ωn =ω=2π×90060=30π(rad/s) f n =ωn=15(Hz)2）系统振幅X =me M ⋅ω2n 2√(1−ω2ωn 2)2+(2δωωn )，当ωn =ω时， Mx me =12δ故δ=me2Mx =2×0.05kg.m 2×180kg×0.0216m =0.0133）当ω=2π×120060=40π时，ωωn =43 X =me M ⋅ω2ωn2√(1−ω2ωn2)2+(2δωωn )2=0.001m =1mm19、ωe =2πf =√(I 1+I 2)K 12I 1I 2=565.9rad/s f =ωe 2π=90Hz ， T =2πωe=1f =0.011s20、发动机的曲轴系统具有一定质量和扭转刚度，在气体压力和惯性力形成的简谐干扰力矩作用下，将在垂直轴线的平面内产生绕轴线的扭转振动。

在多缸机上，缸数愈多，曲轴愈长，扭转刚度愈小，轴系扭振的固有振动频率就愈低，这样在工作转速范围内会产生共振。

共振时，曲轴产生大振幅的扭转振动，使配气定时、供油定时偏离正常相位，使发动机工作过程恶化，油耗上升，排烟，噪声增大，磨损加剧，剧烈的振动可能使曲轴断裂。