1、目录1 引言 11.1 发动机简介 11.1.1 发动机组成 .11.2 发动机的工作原理 31.2.1 四冲程内燃机的工作循环 .31.2.2 四冲程式柴油机的工作过程 .31.2.3 多缸内燃机工作顺序 .51.3 8V150 发动机简介 .51.3.1 8V150 发动机工作顺序分析 .51.4 选题意义 62 发动机运动学及动力学分析 82.1 曲柄连杆机构运动学分析 82.2 曲柄连杆机构动力学分析 .102.2.1 气体作用力 102.2.2 惯性力 123 发动机的平衡方法研究 .193.1 平衡的概念 .193.2 8V150 发动机的平衡机构分析方法 193.3 平衡方案的对
2、比选择与确定 .203.3.1 平衡方案对比分析 203.3.2 平衡方案的确定 224 原平衡机构分析与改进设计 .244.1 本课题所研究的结构改进方案 .244.2 原平衡机构分析 .244.2.1 平衡轴结构 244.2.2 平衡轴布置 254.2.3 发动机的部分参数与不平衡力计算 254.2.4 平衡轴所产生的平衡力计算 264.2.5 倾覆力 294.3 平衡轴改进设计 .294.3.1 平衡轴结构设计计算 304.3.2 结构尺寸计算 314.4 改进前后的平衡结构对比 .314.5 改进后的平衡轴结构设计 .324.6 本章小结 .325 结论 .33参 考 文 献 34致
3、谢 .351 引言1.1 发动机简介汽车工业作为我国国民经济的支柱产业，对国家的经济发展和人民生活水平的提高发挥着越来越重要的作用。一个国家的汽车工业发展水平也是衡量一个国家工业化水平、经济实力和科技创新能力的重要标志。世界经济大国都是汽车大国。尽管发达国家经济发展的重点已经转移到服务业、电子信息产业的高新技术产业，但由于汽车工业的重要战略地位，发达国家仍予以高度重视。如今，我国加入 WTO 之后，关税下降，进口汽车新品种激增，市场竞争日趋激烈，汽车价格不断走低。这在提高人民生活水平的同时也给我国汽车行业带来了严峻考验。目前，我国汽车保有量为 2000 多万辆，并且，国内市场仍有相当大的潜力，
4、要使我国汽车行业在竞争中把握机遇，发动机工艺设计的提高是发展的必然之路。作为汽车的重要部件，发动机不仅在汽车行业，在国民经济各部门中，都发挥着极其重要的作用。发动机已经成为使用的最广泛的动力机械之一。随着发动机朝高速、轻型、大功率方向发展，由此而产生的振动问题也日益严重。而发动机产生振动的原因，主要是由于发动机在工作时内部产生诸多不平衡力或力矩。这些力或力矩都是发动机曲轴转角的周期性函数。而且在一个周期内，这些力或力矩或大小在变，或方向在变，或大小、方向都在变。它们通过曲轴轴承和机体传给支架，使发动机整体产生振动。而发动机的振动，会给发动机以至整车带来许多不良影响。例如：发动机的振动会使联接机
5、件的接头松动，从而使发动机的机件损坏，甚至出现意外事故。通过对发动机进行平衡分析以及对平衡轴的改进设计，减小发动机的振动，可以进一步提高汽车的舒适性。而发动机的平衡分析及平衡轴的改进设计可以使发动机的振动减至最低，从而避免意外事故的发生。基于以上种种弊端， 11.1.1 发动机组成汽车发动机基本上由下列机构组成：1.曲柄连杆机构组成：机体组，活塞连杆组，曲轴飞轮组作用：将燃料燃烧所产生的热能，经连杆机构由活塞的直线往复运动转变为曲轴旋转运动而对外作功。2.配气机构组成：进、排气门，气门弹簧，挺杆，凸轮轴和正时齿轮作用：使新鲜气体及时进入气缸，并使燃烧所产生的废气及时排出气缸3汽油机燃料供给系组
6、成：燃油箱，汽油泵，汽油滤清器，化油器，空气滤清器，进、排歧管，排气消声器作用：向气缸内供给已配好的可燃混合气，并控制进入气缸内可燃混合的数量，以调节发动机输出功率和转速，最后将燃烧后的废气排出气缸。4冷却系风冷却和水冷却两种水冷却系组成：水泵，散热器，风扇，分水管，节温器和水套作用：利用冷却水冷却高温零件，并通过散热器将热量散发到大气中去，从而保证发动机在正常温度状态下工作。5润滑系组成：机油泵，润滑油道，集滤器，机油滤清器，限压阀，油底壳等作用：将润滑油分送至各个摩擦面，以减少摩擦力，减缓机件磨损，并清洗、冷却摩擦表面，从而延长发动机使用寿命。6点火系组成：电源，点火开关，点火线圈，高压线
7、，分电器和火花塞作用：按一定时刻向气缸内提供电火花以点燃缸内的可燃混合气7起动系组成：起动机和起动继电器作用：带动飞轮旋转以获得必要的动能和起动转速，使静止的发动机起动并转入自行运转状态。 21.2 发动机的工作原理1.2.1 四冲程内燃机的工作循环四冲程内燃机由进气冲程，压缩冲程，作功冲程和排气冲程组成一个工作循环。第一冲程,活塞由上止点移动到下止点,即曲轴的曲柄由 转到 .在这0018个冲程中,进气门打开,新鲜空气被吸入气缸.因此,第一冲程又称为进气冲程。第二冲程,活塞由下止点移动到上止点,即曲轴的曲柄由 转到 .在0036这个冲程中,气缸内的气体被压缩,故称为压缩冲程。第三冲程,活塞再由
8、上止点移动到下止点,即曲轴的曲柄由 转到 5400。0在这个冲程中,燃气膨胀作功,所以又称为工作冲程或作功冲程。第四冲程,活塞再由下止点移动到上止点,即曲轴的曲柄由 5400转到 7200.在这个冲程中，排气门打开,燃烧后的废气经排气门排出气缸,又称排气冲程。1.2.2 四冲程式柴油机的工作过程四冲程式柴油机工作过程包括进气过程，压缩过程，燃烧过程、膨胀作功过程和排气过程。1.进气过程进气过程是由进气门开始开启到进气门关闭为止。为了获得较多的充气量，活塞到达上止点前进气门就开始开启，当活塞到达上止点时，进气门和进气座之间已有一定的通道面积。活塞由上止点下行不久，气缸内的压力很快低于大气压力，形
9、成了真空，空气在大气压力作用下经空气滤清器、进气管道、进气门冲入气缸。当活塞到达下止点时，空气还具有较大的流动惯性继续向气缸内充气，为了充分利用气体流动的动量使更多的气体冲入气缸，进气门在下止点之后才关闭。在进气门关闭之前，由于气体流动惯性的作用使，使气缸内的气体压力有所回升，但由于气体流动的节流损失，气缸内的压力仍低于外界的大气压力P0。进气终点压力 Pa 约为(0.8-0.95)P 0.冲入气缸的空气与燃烧室气壁及活塞顶等高温机件的接触，以及与上一循环没有排净而留在气缸内残余废气的混合，使进气温度升高，进气终点温度 Ta 可达 300K-340K。2.压缩过程压缩过程是由进气门关闭到活塞移
10、动到上止点为止。进气门关闭之后，随着活塞向上移动，气缸内气体被压缩，使气体的压力和温度上升，在压缩过程初期，气缸内的气体温度低于气缸壁的温度，气缸壁向气体传热。随着压缩过程的进行，因此压缩终了的压力和温度较高，压缩终点的压力 Pc达 3-5MPa,压缩温度 TC达 750-950K。3 燃烧过程在活塞到达上止点前(10 0-350)CA(曲柄转角)时，柴油在高压 10-20MPa作用下，由喷油器喷入燃烧室，并与运动着的压缩气体迅速混合，组成了可燃混合气。由于此时压缩气体的温度已超过了柴油的自然温度（约 600K）,柴油与空气中的氧气在高温作用下，经过化学反应形成第一火焰中心。火焰从着火中心向未
11、燃烧的可燃混合气传播，使之迅速燃烧，燃烧室的压力和温度急剧升高。再活塞运动到上止点之后，气缸内达到最高压力（最大爆发压力）P z约为 6-9MPa,最高温度 Tz约为 1800-2200K。由于形成的混合气不太均匀，尚有少数柴油没有氧化燃烧，将在膨胀过程中继续混合燃烧，并且在膨胀过程中某点结束。燃烧过程是从柴油喷入燃烧室开始，到燃料燃烧结束为止，因此，燃烧开始和压缩终了是同时进行的。4 膨胀作功过程活塞到达压缩上止点时，随着曲轴的旋转，活塞下移，燃气开始膨胀作功。因此，燃烧过程和膨胀作功过程也是同时进行的，在气缸内达到最大爆发压力时，还有少部分在膨胀过程中边混合边燃烧，这种燃烧现象称之为后燃。
12、随着燃气膨胀作功过程的进行，气缸内气体压力和温度下降，在排气门开启时，气缸内压力 Pb 约为 0.5MPa,到下止点时 Pb 约为 0.3MPa,Tb 约为 1000-1200K,膨胀作功过程是从上止点开始到排气门开使开启为止。5 排气过程如果活塞到达排气下止点时排气门才开始开启，随着曲轴的旋转，活塞由下止点上移。由于此时的排气门通道面积太小，气缸内的压力仍然较高，就会增加排气过程消耗的负功。所以，缸内的压力大与外界大气压力和排气管道中的压力。活塞到达排气上止点时，排气门没有关闭，而是在上止点之后(10 0-350)CA 关闭。因为活塞到达排气上止点时，废气还存在流动惯性，利用气体流动的惯性将
13、留在燃烧室的残余废气排出一部分。排气上止点压力 Pv约为 0.105-0.12MPa,排气温度 Tv约为 700-900K。6 进气和排气重叠过程在排气门关闭之前，进气门已经开启，所以有一段时间进、排气门处于同时处于开启状态，成为气门叠开期，所对应的曲轴转角称为气门重叠角。1.2.3 多缸内燃机工作顺序多缸内燃机的各缸工作顺序由内燃机的工作平稳性和结构所决定。从内燃机工作平稳性要求，内燃机的曲轴做成对称，各缸膨胀作功过程依次进行。（1） 各缸的作功间隔角要尽量均衡，以使发动机运转平衡。各缸尽量交替作功。（2） 连续作功的两缸相隔尽量远些，最好是在发动机前半部和后半部交替进行，这样一方面可减少主
14、轴承连续承载，另一方面可避免相邻两缸进气门同时开启而发生抢气现象，可使各缸进气分配较均匀。（3） V 形发动机左右两排气缸交替进行。（4） 曲拐布置尽可能对称，均匀，以使发动机工作平衡性好。 31.3 8V150 发动机简介本课题所研究的 60V8 发动机指 V 型夹角为 60的 V 型 8 缸发动机。V 型发动机的长度和高度尺寸较小，在汽车上布置起来比较方便，尤其是现代汽车比较重视空气动力学，要求汽车的迎风面越小越好。而如果将发动机的长度缩短，便能为驾乘舱留出更大的空间，从而提高汽车的舒适性。此外，由于V8 发动机采用 90V 型夹角时可做到各缸均匀发火，所以 V8 发动机一般都采用 90V
15、 型夹角，但有时为了系列化、通用化等指标的实现或车体对发动机的宽度有特殊限制和要求时，其它夹角形式也往往被采用，60夹角就是一个典型特例。此时，若采用平面四曲拐的镜面对称曲轴和并列连杆结构，设计其发火顺序为:Ll-R4-L3-R2-L4-Rl-L2- R3，该机的发火间隔角为 60-120相间发火 4。1.3.1 8V150 发动机工作顺序分析某 8V 发动机，其为中心曲柄，平面曲拐，并列连杆，V 形夹角为 600，根据工作顺序的一般规律，某 8V 发动机的发火顺序应为：左 1 3 4 2 1 右 4 2 1 3其发火间隔角应为：60 01200600120060012006001200工作循
16、环表见表 1.3.1表 1.3.1 工作循环表缸数转角 左 1 左 2 左 3 左 4 右 1 右 2 右 3 右 4排气 进气 作功 压缩00_1800 作功 排气 压缩 进气进气 压缩 排气 作功1800_3600 排气 进气 作功 压缩压缩 作功 进气 排气3600_5400 进气 压缩 排气 作功5400_7200 压缩 作功 进气 排气作功 排气 压缩 进气1.4 选题意义发动机作为汽车的动力来源，是汽车的心脏，广义上的内燃机不仅包括往复活塞式内燃机、旋转活塞式发动机和自由活塞式发动机，也包括旋转叶轮式的燃气轮机、喷气式发动机等，但通常所说的内燃机是指活塞式内燃机。它是通过使燃料在机
17、器内部燃烧，并将其放出的热能直接转换为动力的热力发动机。内燃机在实际工作时，由热能到机械能的转变是无数次的连续转变。而每次能量转变，都必须经历进气、压缩、作功和排气四个过程。每进行一次进气、压缩、作功和排气叫做一个工作循环。若曲轴每转两圈，活塞经过四人冲程完成一个工作循环的叫做四冲程内燃机；若曲轴每转一圈，活塞只经过两个冲程就完成一个工作循环的叫做二冲程内燃机。活塞式内燃机以往复活塞式最为普遍。活塞式内燃机将燃料和空气混合，在其气缸内燃烧，释放出的热能使气缸内产生高温高压的燃气。燃气膨胀推动活塞作功，再通过曲柄连杆机构或其他机构将机械功输出，驱动从动机械工作。发动机是整个系统的动力源，其性能在
18、很大程度上决定系统的整体性能，发动机性能的好坏是汽车性能优劣的根本和基础。而评价一台发动机性能好坏的标准之一，是平衡性能的好坏，发动机的平衡性，直接影响到发动机的正常使用，影响到汽车的正常使用。如果平衡措施不得当或不完整，不但要消耗发动机的能量，同时也可能损坏发动机内部的零部件，甚至可能妨害到人身的安全。而安全性、舒适性更是成为人们首要考虑的因素，因此必须要求发动机具备优越的稳定性和低振动、低噪声性能某柴油发动机功率达到 3000 kW，活塞所承受的气体压力最高超过 10 MPa，工作条件十分恶劣。2 发动机运动学及动力学分析连杆和曲轴等部件在高速运行过程中的受力情况也十分复杂，这些因素对于曲
19、柄连杆机构的应力、应变和磨损情况具有决定性作用为了便于进一步分析这些部件的强度、刚度及疲劳寿命，必须得到这些构件的运动学及动力学参数，同时还必须获得其所受外力的大小及变化规律才能进行下一步的分析设计工作另外，配气机构设计是否合理同样直接影响发动机的燃油经济性、噪声、振动与可靠性等活塞式内燃机的特征之一是运动的不均匀性，虽然作为内燃机功率输出主轴的曲轴，其转动是基本均匀的，但活塞连杆组运动极不均匀，伴随着很大的加、减速度，产生超重上千倍的惯性负荷，对受力件的强度和耐久性影响很大，并导致振动和噪声。近年来内燃机的转速越来越高，动力学研究更显重要。本章将讨论内燃机曲柄连杆机构的运动规律和受力情况，以
20、及这些对内燃机平衡性和振动的影响。本课题所研究的 60V8 发动机指 V 型夹角为 60的 V 型 8 缸发动机。V 型发动机的长度和高度尺寸较小，在汽车上布置起来比较方便，尤其是现代汽车比较重视空气动力学，要求汽车的迎风面越小越好。而如果将发动机的长度缩短，便能为驾乘舱留出更大的空间，从而提高汽车的舒适性。此外，由于 V8发动机采用 90V 型夹角时可做到各缸均匀发火，所以 V8 发动机一般都采用90V 型夹角，但有时为了系列化、通用化等指标的实现或车体对发动机的宽度有特殊限制和要求时，其它夹角形式也往往被采用，60夹角就是一个典型特例。此时，若采用平面四曲拐的镜面对称曲轴和并列连杆结构，设
21、计其发火顺序为:Ll-R4-L3-R2-L4-Rl-L2- R3，该机的发火间隔角为 60-120相间发火。当汽车发动机在工作时，往复活塞式发动机内部惯性力系中的不平衡力和力矩成分，是引起发动机振动的重要激励源，所以发动机在方案设计阶段都须进行整机平衡分析，并采取相应的措施、设计相应的平衡机构，对惯性力系中的未平衡成分进行抑制或消减，以降低发动机的振动，改善发动机的工作特性。52.1 曲柄连杆机构运动学分析在常用的中心曲柄连杆机构 ABO（图 2-1）中，活塞 A 作往复直线运动，曲柄 OB 作旋转运动，而连杆 AB 作平面运动。在现代高速内燃机中，在稳定工况下，可以认为 OB 作等速转动，其
22、角速度（rad/s）为 30n（2-1）式中，n 是曲轴转速(r/min)。活塞从上止点 A（图 10-1）算起的位移为 )sin1()cos1( 2rx（2-2）式中， 是曲轴柄转角； lr/是曲轴柄连杆比；r 是曲柄半径；l 是连杆长度。因为一般内燃机所用的曲柄连杆机构 3/1，可把式（2-2）足够精确的简化成 )2cos()cos1(rx（2-3）为了便于比较不同大小机构的运动，可引用量纲一的位移 *x)2cos1(4)cos1(*rx（2-4）而量纲一的速度和加速度 sin2i*rx（2-5）co2*（2-6）图 2-1 中心曲柄连杆机构简图 6 发动机的平衡方法研究.1 平衡的概念通
23、过曲柄连杆机构作用力的分析,在单缸发动机中激起剧烈振动的自由力主要有往复惯性力,不平衡离心惯性力,以及倾覆力矩(连杆力偶由于数值很小,可以忽略不计).这些激振自由力(简称激振力)构成一个平面力系.若干单缸机用一根曲轴串联起来就组成了单列式多缸机,因此单列式多缸机是由各单缸机的平面力系所组成的空间力系.在单列式多缸机的空间力系中,存在以下激振力源:合成离心惯性力,合成离心惯性力矩,合成往复惯性力,合成往复惯性力矩,合成倾覆力矩.倾覆力矩是发动机输出扭矩的反转矩,它始终和输出转矩大小相等,方向相反.输出转矩具有周期性变化的特点.倾覆力矩是由缸内气体压力和曲柄连杆机构往复惯性力产生的,它也具有周期性
24、变化的特点,并引起发动机强烈的摇摆振动,是发动机装置中危害较大的激振力源之一.单缸发动机中有往复惯性力,不平衡离心惯性力,以及倾覆力矩需要设法平衡,单列式多缸发动机中有合成离心惯性力,合成离心惯性力矩,合成往复惯性力,合成往复惯性力矩,合成倾覆力矩需要设法平衡.如果这些不平衡力和不平衡力矩都等于零,就称发动机完全平衡.3.2 8V150 发动机的平衡机构分析方法8V150发动机的平衡分析，可根据不同发动机的情况采用以下任一种方法进行.(1)把V型多排发动机看成是若干个V型单排(双缸)发动机的组合,先求出V型单排气缸的合成往复惯性力及其对垂直轴的位置,然后求出整台发动机的合成往复惯性力和力矩.这
25、种分析方法较为复杂,通常用于两列气缸发火顺序和发火间隔不同的发动机平衡分析.(2)把V型多排发动机视为两排单列式发动机的组合,按照单列式发动机的平衡分析方法求出每一列的合成往复惯性力和力矩,然后求出整台V 型机的合成往复惯性力和力矩,.这种分析方法较为简单.。3.3 平衡方案的对比选择与确定V 型车用柴油机气缸中心线夹角的选择对柴油机曲柄连杆机构动力学的平衡性，气缸发火均匀性以及柴油机的高度、宽度和外形轮廓的构成都具有决定性的影响。在 8v150 柴油机研制中，根据车辆总体方案及序列要求，选定了 v型 60 度总体方案。因此存在二次往复惯性力不平衡问题和因发火不均匀所造成的侧倾力矩变化幅值过大
26、问题，如不采取平衡措施 将导致整机振动过大而影响使用。可采用的平衡方案包括单轴平滑机构、双轴平衡机构、错拐曲轴、偏心轮平衡机构及主动控制减振技术等多种方案。 这里结合国内外几种发动机采用平衡机构的实际情况，对各种不同方案加以简单的分析和对比，并结合发动机总体布置，确定具体平衡方案。3.3.1 平衡方案对比分析1.单轴平衡机构该平衡机构是在曲轴箱内设置一根平衡轴，使其以 2 倍的曲轴转速与曲轴同向旋转，用平衡轴旋转产生的离心力来平衡柴油机的二次往复惯性力。德国MWM 公司的 TBD234 柴油机采用了这种平衡机构。单轴平衡机构如单纯为平衡二次往复惯性力，理想的平衡轴位置应位于发动机曲轴中心，但实
27、际上这是不可能的。平衡轴通常布置在偏离曲轴中心某一位置，纵贯整个机构。平衡轴由多点支承，各轴承负荷相对较小，产生的内力矩也较小，其附加的变形也较小，油管布置也容易，整个系统的可靠性较好。但是，该平衡方式的不足之处是相对质量和轴颈直径大，且由于平衡轴偏离曲轴一定距离，将产生一附加的不平衡力矩。虽然从理论上讲，这一力矩可以平衡部分倾覆力矩，但是实际布置时，除受到连杆运动轨迹、v 型夹角空间合理利用及外围附件布置得限制外、附加力矩的量值也要求平衡轴位置不能随意布置，难免造成发动机下曲轴箱高度或宽度的增大，故这种平衡方式的使用在一定程度上受到总体布置的限制，特别是对高紧凑性军用发动机尤为突出，具体到
28、8v150 柴油机，因受到油底壳高度和周围附件布置得限制，单轴平衡方案难以实现。2.双轴平衡机构该机构在曲轴箱内，相对发动机纵向垂直面对称布置两根平衡轴，使其以2 倍曲轴转速与曲轴同向旋转，使其合力平衡柴油机的二次往复惯性力。济南柴油机厂生产的增压、中冷、高速 Z8V190 柴油机采用双轴平衡机构，但未考虑初始安装角的优化，主要是针对二次往复惯性力进行了平衡。该机构克服了上诉单轴平衡机构的不足，平衡轴位置相对容易布置，并且还可以通过优化选合适的初始安装角度，调整所产生的平衡力和附加力矩量值，用于满足二次往复惯性力的平衡率要求并的抵消部分侧倾力矩，达到更好的抑制内部振动的目的。其缺点是平衡机构相
29、对复杂。3.平衡块平衡机构4 原平衡机构分析与改进设计4.1 本课题所研究的结构改进方案本课题所用到的双轴平衡机构，是在曲轴箱内，以发动机纵向对称面为镜面的对称位置处布置两根平衡轴，使其以 2 倍曲轴转速与曲轴同向旋转，以平衡发动机的二次往复惯性力。4.2 原平衡机构分析经过激励力分析只有二次往复惯性力 为恒定值，其合23RmPj力方向位于二次曲柄之后 ，其悬转角速度为曲轴转速的两倍，即 。064.2.1 平衡轴结构该机现加装两根与曲轴同向旋转，转速为曲轴转速 2 倍的平衡轴，用于平衡二次往复惯性力和部分倾覆力矩 先采用的平衡轴如图 4.1 所示， ,m40H19d图 4-1 现采用的平衡轴结
30、构4.2.2 平衡轴布置现用的平衡轴布置方式如图 4.2 所示4.3 平衡轴改进设计现采用的平衡轴装置不能完全平衡机构的二次往复惯性力，为从结构上完全平衡二次往复惯性力，在原平衡轴结构基础上，加以改进。图 4.7 平衡轴截面4.3.1 平衡轴结构设计计算零件的形心位置计算0cy 222 2222c 5.97R51.71 5.7R31.713sin.R35.4.71z 此平衡轴总质量 ：m78140.632525.271 92 R平衡轴正装时所产生的离心力与发动机产生的二次往复惯性力应完全平衡，则： 86.2957438.02cZm将式 1 和 2 代入 3 中化简得： 86.29574680.
31、15.27635.275.7arcsin58.3642 RR经计算得 =41.8451718m考虑到零件的实际加工精度要求，现取 =41.845m则平衡轴所产生的离心力为 P： 687092.15.2784.165 845.35.2784.15.481.arcsin3.2 22 P 687092.157.987406.369.30. 1492578N平衡效果： 009852.6.经上述计算后看出，此时平衡轴已基本平衡了二次往复惯性力，基本满足设计要求。 结论发动机是国民经济各部门中使用最广泛的动力机械之一。发动机应具有低噪声及良好的机动性、行驶平顺性、乘坐舒适性。随着发动机朝着高速、轻型、大功
32、率的方向发展,由此带来的振动噪声问题日趋严重,如何采取有效措施来消除或减小发动机的振动,避免发动机振动引起的不良后果十分重要。在发动机工作时，由于发动机内部产生往复惯性力，旋转惯性力及倾倒力矩等。这些力或力矩都是曲轴转角的周期性函数 。在一个周期中，这些力或力矩或大小在变，或方向在变，或大小、方向都在变。它们通过曲轴轴承和机体传给支架，使发动机整体产生振动。为减小发动机工作时的振动，确保发动机的安装位置，并保证与其安装配套的其他零部件的连接可靠，我们在此对发动机的振动加以控制。发动机振动的控制途径有以下几种：1、从减小发动机的振动出发，主要是减小或消除发动机的振动激励。2、采取隔振、吸振等控制
33、方法。本文主要从减小或消除振动激励力出发，应用机构动力学分析原理，进行发动机振动激励力分析，对引起发动机振动的各力及力矩的幅值大小，相位变化规律作进一步的分析计算，从而采取适当的平衡措施，尽可能平衡发动机所产生的振动，使传至支架的振动减至最低限度 。此次研究我以 8V150 发动机为研究对象, 从汽车发动机的基本概念入手,首先明确了汽车发动机平衡的概念,并在此基础上对发动机一些常用的平衡方法进行了研究，8V150 发动机选用的是双轴平衡机构 ,对此发动机的原平衡机构进行了分析，得出它的平衡效果为 92.18%，在此基础上,通过改进平衡轴的横截面积,使此平衡机构的平衡效果达到了 99%,从而使改
34、进后的平衡轴较原平衡轴可有效降低发动机的振动强度,且结构尺寸小,质量轻。参 考 文 献1 万粗青，阮宝湘 .机电工程现代设计方法M.北京理工大学出社,1991.2012162 谭达明.内燃机振动控制M.西南文通大学出版社,1993. 2362503 刘峥.汽车发动机原理教程.北京：清华大学出版社发行部,2001. 1982304 吴建华. 汽车发动机原理北京：机械工业出版社,2005.1652305 吴玮等.汽车构造学.北京：人民邮电出版社，1996.1983206 毛志坚等.现代汽车大全.湖北：湖北科学技术出版社, 1985. 3205607 秦有方,陈士尧,王文波.车辆内燃机原理.北京：北
35、京理工大学出版社,1997.2392618 谭正三.内燃机构造.北京：机械工业出版社,1981.1972369 李宏发等.汽车构造.北京：人民交通出版社,1997.19723010 汪长民，杨继贤，孙业保等.车辆发动机动力学.北京：国防工业出版社，1981.24526611 汪长民等.车辆发动机动力学.北京：国防工业出版社，1981.25337612 陈家瑞.汽车构造.第四版.北京：人民交通出版社,2002.20225613 张保成，赵俊生，樊文欣等. 60V8 发动机平衡分析及平衡机构设计. 内燃机工程，2002，23(2)：202314 崔靖等.汽车构造.陕西：陕西科学技术出版社，1984.20122215 张西振.发动机原理与汽车理论.北京：人民交通出版社,2004.17820116 王增金.8V150 柴油机平衡机构优化设计.硕士学位论文.北京:北京理工学，2001
