第三章-内燃机平衡课件

第三章

内燃机的平衡§3—1概述一、研究平衡的目的：1、分析各种结构机型内燃机的平衡性能，为设计选型提供预测和依据；2、寻求改善内燃机平衡状态的措施：如采用适当的气缸数、曲柄排列和曲柄布置方案、在曲轴上设置平衡重、采用专门的平衡机构等。二、平衡的定义1、平衡：内燃机在稳定工况运转时，如果传给支承的作用力的大小和方向均不随时间变化，则称内燃机是平衡的。

内燃机的平衡有两个方面的含义：惯性力系的平衡和扭矩的均匀性。扭矩不可能绝对平衡，只能要求扭矩不均匀度控制在允许的范围内（通过如增加缸数、调整发火顺序等措施）。因此平衡研究的重点在惯性力系的平衡上。惯性力系的平衡性能主要取决于发动机中运动质量的配置，故惯性力系的平衡可称为惯性质量（离心、往复）的平衡。第三章内燃机的平衡12、外平衡与内平衡：研究发动机不平衡力和力矩对外界（支承）的影响，称为外平衡问题。对采取了外平衡措施的发动机还要进行内力矩和剪力分析，称为内平衡。3、静平衡与动平衡：静平衡：旋转质量系统的质心在旋转轴线上时，系统离心惯性力的合力为零，则认为系统是静平衡的（因质心是否位于旋转轴线可以静态检测，故得名）。动平衡：系统静平衡但当旋转质量不在同一平面上时，不足以保证运转平稳，如图表示，只有当系统运转时不但旋转惯性力合力为零，而且合力矩也为零时，才完全平衡，这样的平衡称为动平衡。2、外平衡与内平衡：研究发动机不平衡力和力矩对外界（支承）的2图（a）：静不平衡系统，不平衡旋转质量产生的离心惯性力Pr要传到支承上，造成振动。图（a）：静不平衡系统，不平衡旋转质量产生的离心3图（b）：静平衡系统，离心惯性力的合力为零，满足静平衡要求，但合力矩不为零，系统旋转时仍会给支承造成附加动负荷，假定支承与惯性质量都对称布置，则图（b）：静平衡系统，离心惯性力的合力为零，满足静平衡要求，4图（c）：动平衡系统，惯性力合力、合力矩都为零由惯性力平衡，有

由惯性力矩平衡，有

联立上面二式即可求出平衡质量，

发动机旋转质量系统必须保证动平衡

图（c）：动平衡系统，惯性力合力、合力矩都为零发动机旋转质量5

§3—2单缸内燃机的平衡分析单缸机的振动力源：①往复惯性力②离心惯性力③倾覆力矩Md一、如图所示，对于离心惯性力Pr可用直接在曲轴上加平衡重的方法来平衡，设两块平衡重质量均为mB，则有

从而可求出每块平衡块的质量为

可见，平衡块回转半径越大、曲柄连杆机构本身的不平衡旋转质量越小，则所需要加的平衡块质量mB越小。

离心惯性力Pr§3—2单缸内燃机的平衡分析

离心惯性力Pr6二、往复惯性力PJi、PjII按活塞加速度近似式，往复惯性力可写成为分析往复惯性力的平衡法，可进一步将往复惯性力写成：其中

二、往复惯性力PJi、PjII7

因此往复惯性力PjI（或PjII）可看成两个以角速度ω（或2ω）朝相反方向旋转的矢量C/2（或λC/2）之和，这两个矢量分别称为正转矢量（AI或AII）和反转矢量（BI或BII），两个矢量重合位置与气缸中心线平行。亦即往复惯性力可以分别转换成两个离心力：两个质量mj/2（或1/2·λmj/4）在半径R处以角速度ω（或2ω）朝相反方向转动所产生的离心力。

因此往复惯性力PjI（或PjII）可看成两个以角速度ω（或8由以上分析可以看出，可以用与平衡离心惯性力同样的方法来平衡往复惯性力，只要设计的平衡机构产生的离心惯性力矢量分别与上述正反转矢量大小相等、方向相反即可。

由以上分析可以看出，可以用与平衡离心惯性力同样的方法来平衡往9下图（a）为单缸机双轴平衡机构，其中：平衡一次往复惯性力所加平衡块质量m1：

平衡二次往复惯性力所加平衡块质量m2：采用这种方法一、二次往复惯性力都能得到平衡，缺点是结构相当复杂，不很实用，只在缸径较大的单缸机或单缸实验机中采用，且常常只限于平衡一阶惯性力PjI,一般不考虑PjII的平衡问题。

下图（a）为单缸机双轴平衡机构，其中：采用这种方法一、二次往10（a）双轴平衡机构简图（a）双轴平衡机构简图11第三章-内燃机平衡ppt课件12对于缸径不大的单缸机，有时为了结构简化，常省去一根与曲轴同旋向的平衡轴，而采用如图（b）所示的单轴平衡机构。采用单轴平衡机构时，一阶往复惯性力也得到了平衡，但破坏了平衡机构的对称性，与双轴平衡机构相比，又产生了一个附加力矩：M随α变化，设计时要求ex，ey尽可能小，实际上，上式中，令：

则

可见，ex、ey小，则M随α变化时，波幅小（θ为常数）对于缸径不大的单缸机，有时为了结构简化，常省去一根与曲轴同旋13在缸径更小的单缸机中，为了使结构尽可能简单，常常连单轴平衡机构也省略，而采用所谓的过量平衡法。此时曲柄上除了有平衡mr的平衡块质量外，还要多加一过量的平衡质量εmj，使其产生过量的离心力εC（0<ε<1），ε称为过量平衡率。如下图（c）所示，

在缸径更小的单缸机中，为了使结构尽可能简单，常常连单轴平衡机14离心力εC与一阶往复惯性力PjI的合力R在x，y轴上的投影由以上两式中消去α得：可以看出合力R的矢端轨迹是一个椭圆。当ε=1/2时，合力矢端轨迹变为半径为C/2的圆，即R=C/2的数值不变，不过与曲柄反向旋转。注意：不能将此力看成曲柄连杆机构的离心力。过量平衡法实质上是一阶往复惯性力的转移法，即把一阶往复惯性力的一部分转移到与之垂直的平面内。至于转移数量的大小，则要根据具体发动机在垂直与水平两个方向的刚度或吸振能力而定，一般总是希望较大的惯性力作用在发动机刚度较大的方向或吸振能力较好的方向。ε大小可根据实验确定，通常ε=0.3—0.5。离心力εC与一阶往复惯性力PjI的合力R在x，y轴上的投影15§3—3单列式多缸内燃机的平衡分析单列式多缸机，各个气缸的平面力系组成了一个空间力系，因此除了有各种合成惯性力外，还有合成惯性力矩。因此，单列式多缸机振动力源主要有：

2、多缸合成离心惯性力矩ΣMr3、多缸合成往复惯性力ΣPjI4、多缸合成往复惯性力矩ΣMj5、总倾覆力矩Md=ΣPTR其中前四种为振动的主要因素，需采取措施予以平衡；总倾覆力矩是总输出力矩的反扭矩，难于消除其波动，只能通过增加缸数、使发火间隔均匀等措施来减小总输出力矩的谐波分量。

1、多缸合成离心惯性力ΣPr§3—3单列式多缸内燃机的平衡分析1、多缸合成离16一、单列多缸内燃机平衡性的解析分析法（分析时假定各缸的惯性质量相等，结构尺寸相同）（一）多缸合成往复惯性力与惯性力矩由于各缸往复惯性力是平行力系，故可直接求代数和一、单列多缸内燃机平衡性的解析分析法17θ1、θ2、…、θZ为各曲柄与第一曲柄间的夹角。合成往复惯性力矩ΣMj是各缸往复惯性力对发动机质心所形成的力矩和。故对单列式多缸机一、二次往复惯性力矩可分别写成：式中，l1、l2、…lZ为曲轴纵向平面上各气缸中心到发动机质心的距离。θ1、θ2、…、θZ为各曲柄与第一曲柄间的夹角。合成往复惯性18若发动机往复惯性力已达到平衡，即ΣPj=0，则各缸往复惯性力对整机的作用相当于力偶，而可选择任一个对计算方便的基准面取矩，以简化计算。计算时要考虑力矩的方向，基准面以前取正，以后取负。令

可分别求出、、、，但要注意：①虽然它们大小随α变化，但、方向始终与气缸平面垂直；②只有当第一曲柄处于上述各相位角时，才会出现合成往复惯性力和合成往复惯性力矩的最大值。

若发动机往复惯性力已达到平衡，即ΣPj=0，则各缸往复惯性力19（二）、多缸合成离心惯性力及离心惯性力矩对于曲柄均匀布置或对称分布的多缸机，ΣPr≡0，但ΣMr有可能不平衡，其在纵向垂直平面内和水平平面内的分力矩的大小和方向都将是变化着的。为计算简便，取水平方向和垂直方向为x—y坐标系，先将离心惯性力分解：

（水平方向）

（垂直方向）可以看出，分解后垂直平面内的平面力系与一次往复惯性力相同，因此相应的力矩可与往复惯性力矩相同的方法列出：

（垂直分力力矩）（二）、多缸合成离心惯性力及离心惯性力矩20水平平面内的分力矩可用类似的方式写出：

（水平分力力矩）注：①垂直分力力矩与一次往复惯性力力矩ΣMjI的变化性质、公式、计算方法都相同，只是mj换成了mr；②ΣMry取最大时，ΣMrx取最小，反之亦然，且ΣMr大小不变，方向同第一曲柄成一定相位关系，并随曲柄的回转而转动。水平平面内的分力矩可用类似的方式写出：21（三）、单列式多缸内燃机平衡性分析举例如图所示，为一二冲程六缸机的曲柄端面图，分析其平衡性

1、合成往复惯性力（三）、单列式多缸内燃机平衡性分析举例

1、合成往复惯性力22故一次、二次往复惯性力都是平衡的2、计算合成往复惯性力矩，由于往复惯性力已平衡，可取第六缸气缸中心线的垂直面为基准面，则即一次往复惯性力矩是平衡的故一次、二次往复惯性力都是平衡的即一次往复惯性力矩是平衡的23二次往复惯性力矩不平衡令得

二次往复惯性力矩不平衡24即当第一曲柄处于上止点前15°时，合成二次往复惯性力矩最大，为

相位关系如图所示

即当第一曲柄处于上止点前15°时，合成二次往复惯性力矩最大，253、合成离心惯性力取水平方向为x轴，垂直方向为y轴，则∴

可见，曲柄均匀布置时，离心惯性力是平衡的3、合成离心惯性力264、合成离心惯性力矩离心惯性力在垂直平面内的分力与一次往复惯性力性质相同，故其力矩的计算方法与一次往复惯性力矩相同。也以第六缸中心线垂直面为基准，则垂直平面内的合成离心惯性分力矩为4、合成离心惯性力矩27水平平面方向的合成离心惯性分力矩为：∴

故有结论：此曲柄排列的二冲程六缸机，只有二次往复惯性力矩未平衡。水平平面方向的合成离心惯性分力矩为：28二、内燃机内平衡分析以上分析都是对内燃机外平衡分析，基于假定曲轴为绝对刚体。但实际上曲轴在弯曲力矩作用下，总会产生变形。若受力及变形较大，会将一部分分力（力矩）传到机体上，引起机体变形，影响轴承载荷，发动机产生振动。曲轴和机体的变形破坏了平衡，从而影响到发动机运转的平稳性，特别在高速机的设计过程中，除主要研究外平衡特性外，尚需研究发动机的内平衡问题。采用不同的曲柄排列形式，曲轴及机体上所受的弯矩也将不同。当某种曲柄排列具有最小的作用弯矩时，则认为发动机的内平衡性能良好。计算分析内燃机的内平衡性能时，目前一般只考虑离心惯性力在曲轴上形成的弯曲力矩（内力矩）。分析内平衡问题时作以下简化：（1）假定曲轴为一直梁，在各气缸中心线上作用有集中力；（2）假定曲轴只有前后两档轴承，并且轴承的支反力分别通过第一和第末气缸的中心线，使曲轴成为静定简支梁。二、内燃机内平衡分析29例1

如图所示四冲程四缸机，发火顺序为1-3-4-2

由外部平衡分析已知其合成离心惯性力及合成离心惯性力矩都为零（已平衡），显然其首尾两端轴承都无支承反力的作用。但曲轴仍将受到Pr引起的弯矩作用，在第二曲柄和第三曲柄间的轴段内承受的最大弯矩值为：例1如图所示四冲程四缸机，发火顺序为1-3-4-2由外30例2如图所示为二冲程四缸机，发火顺序为1-3-2-4，分析曲轴内平衡性例2如图所示为二冲程四缸机，发火顺序为1-3-2-4，分析31（1）按曲柄端面图，求得该曲轴合成不平衡离心惯性力矩为方向在第一曲柄之后45º（2）求轴承支反力，并设将它移置到第一及第末气缸中心线处，经计算可知在第一和第四气缸中心线处的轴承支反力为：（3）将作用在各缸中心线上的离心惯性力和轴承支反力合成后可分别求得力系在垂直和水平平面的分力，如图（c）、（d）所示。（4）分别求曲轴在垂直和水平平面内的弯矩图。最后将水平和垂直弯矩合成在曲轴中央处：在第二及第三曲柄中心位置处：此为最大值。显然，合成弯矩图应为一条空间曲线，这里我们关心的是其数值大小，故将其画在一个平面上。（此例为一般顺序，如无合成不平衡离心力矩可省略第（2）步）（1）按曲柄端面图，求得该曲轴合成不平衡离心惯性力矩为32三、内燃机平衡系数表内燃机平衡性能完全取决于气缸数与曲柄排列，具体用合成惯性力、合成惯性力矩表示。合成惯性力与合成惯性力矩有下列公因子：离心惯性力公因子：mrRω2离心惯性力矩公因子：mrRω2L0一阶往复惯性力公因子：mjRω2一阶往复惯性力矩公因子：mjRω2L0二阶往复惯性力公因子：λmjRω2二阶往复惯性力矩公因子：λmjRω2L0故可将合成惯性力、合成惯性力矩分别除以公因子，得到平衡性能参数，从而可以将不同气缸数、不同曲柄排列的发动机的对应的平衡系数列成表，以便在设计选型时选定。只有在遇到特殊的曲柄排列，在表上查不到时，才有必要进行一次全面的分析计算。表上的角度为第一曲柄处于上止点位置时，不平衡惯性力和惯性力矩矢量由上止点位置顺时针方向度量的角度。三、内燃机平衡系数表33§3—4单列式多缸内燃机平衡法一、旋转惯性力系平衡法

为改善平衡性，单列多缸机曲柄一般都均匀布置，离心惯性力已平衡，因此仅需对离心惯性力矩进行分析。1、旋转惯性力矩平衡方法（1）各缸平衡法（各曲柄平衡法、逐个平衡法）§3—4单列式多缸内燃机平衡法34（3）整体平衡法

（2）分段平衡法（3）整体平衡法

（2）分段平衡法35

（4）不规则平衡法

（4）不规则平衡法362、内力矩的平衡

内燃机的内平衡以曲轴上承受的最大弯曲力矩（内力矩）来表示。内力矩的平衡方法与离心惯性力矩的平衡方法基本相同，即采用在曲轴上设置平衡重的方法来平衡。有些离心惯性力及力矩已平衡的发动机也在曲轴上设置平衡重，其目的就是平衡内力矩、减轻轴承负荷。

仍以前面的二冲程六缸机为例：2、内力矩的平衡

仍以前面的二冲程六缸机为例：37前面已分析过，该曲柄排列的内燃机一次外部特性很好，一次惯性力（离心、往复）及力矩均平衡；但其内平衡性能差，如上图所示，最大内力矩达1.732mrRω2L0。为此采用分段平衡法，在第一、三、四、六缸曲柄处设置偏置平衡重：设置平衡重后，曲轴中间段内力矩为零（平衡），前后两段曲轴的最大内力矩降低至0.5PrL0,为没有采用平衡措施前的28.9%。前面已分析过，该曲柄排列的内燃机一次外部特性很好，一次惯性力38二、往复惯性力系的平衡

由单缸机的平衡分析可知，往复惯性力用双轴平衡机构才能达到很好的平衡；同样，单列多缸机的往复惯性力系也必须采用双轴平衡机构才能予以平衡。除二曲柄及四曲柄发动机中的某些曲柄排列还存在不平衡二次往复惯性力外，其它情况下的往复惯性力自行平衡，因此往复惯性力系的平衡主要是往复惯性力矩的平衡。二、往复惯性力系的平衡

由单缸机的平衡分析可39以一台直列六缸二冲程船用中速柴油机为例，发火顺序为1-6-2-4-3-5-1（右机正车）。前面已得出结论，该曲柄排列发动机仅二次往复惯性力矩未平衡：以一台直列六缸二冲程船用中速柴油机为例，发火顺序为1-6-240当曲柄处于上止点前15º时达到最大值。这种不平衡二次往复惯性力矩将通过基座传给船体，引起船体振动。为此在发动机两端分别设置了两对2倍于发动机转速的正反转平衡轮系。平衡重的相位关系是：当第一曲柄处于上止点前15º时，前端轮系的两块平衡重离心力正好垂直向下；后端轮系的两块平衡重的位置正好垂直朝上。每块平衡重的结构尺寸参数可通过二次往复惯性力矩的平衡条件确定：式中

t—前后端平衡重的质心间距离（3.932m）mB—平衡齿轮不平衡部分（平衡重）质量RB—平衡重质量质心到回转中心距离（0.225m）当曲柄处于上止点前15º时达到最大值。41§3—5

V型内燃机平衡分析及平衡方法离心惯性力系：与单列式发动机具有相同的规律，完全取决于曲轴的曲柄排列，可直接采用单列式发动机的结果。往复惯性力系：为两列气缸的往复惯性力及力矩的合成。与V型夹角γ、两列气缸的活塞加速度、往复质量的不同、两列气缸中心线的错位等有关

进行V型机往复惯性力系的平衡分析时，可采用两种方法：

（1）每一列气缸的平衡性易判断时，可先求出一列气缸的往复惯性力合力及合力矩，然后再进行矢量合成，求出整机的总合力和总合成力矩；（先单列，后整机