摘 要：随着内燃机朝着高速、轻型、大功率方向发展，由其引起的振动问题成为制约内燃机向更高排量发展的瓶颈，因此解决内燃机振动问题已成当务之急。从引起单缸内燃机振动的力源入手，简述在内燃机设计阶段常用的平衡振动的方法，在此基础上探讨减振原理，并据此设计一柴油发动机固体摩擦减振器。 
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　　关键词：单缸内燃机 振动力源 振动平衡 减振器 
　　中图分类号：TK4 文献标识码：A 文章编号：1007-3973（2012）001-026-02 
　　1 概述 
　　内燃机自19世纪问世以来已经有150多年的历史。由于它的热效率高，移动性好，功率范围广，因而在工业、农业、交通运输及军事等领域获得广泛的应用。它是将燃料（液体或气体）引入气缸内燃烧，再通过燃气膨胀，推动活塞、曲柄―连杆机构，从而输出机械功的热力发动机，通常包括有柴油机、汽油机和煤气机等。 
　　单缸内燃机是所有发动机中最简单的一种，它凭借重量轻、结构尺寸小、成本低、维护简单等优点，被广泛应用于摩托车、园林作业等机械。然而，和同排量的多缸机相比，单缸内燃机工作时只有一套机件在运转，所以运动件的惯性力得不到抵消，由此引发的振动大。并且转速越高，这个问题表现的越明显。 
　　机械振动，特别在共振情况下，可使机器和仪表的功能受影响，结构和构件损坏或产生残余变形，产生污染环境的噪声和有损于建筑物的动载荷，以及损害人体的健康，因此必须进行有效的控制。振动控制除采取减小振源及调整系统参数以避免共振外，还可采取减振、隔振之类的被动控制及由外部输入能量以控制振动的主动控制等措施。 
　　本文基于对单缸内燃机振动力源的分析，从常规减振、隔振角度入手 ，设计一种切实可行的固体摩擦减振器。 
　　2 单缸内燃机的振动力源 
　　内燃机以曲柄每转一转（二冲程）或每转二转（四冲程）完成一个工作循环，因此其作用力均是周期性函数，这使得作用于曲柄上的输出扭矩成周期性变化，它一方面形成对内燃机的倾覆力矩，另一方面将使曲柄系受到扭转激励而发生扭转振动。而由不平衡惯性力形成的不平衡力或力矩则是使内燃机发生整机性振动的振动激励力源。通常情况下，能引起单缸内燃机发生振动的振动力源有： 
　　2.1 往复惯性力 
　　它能使内燃机产生沿汽缸中心线方向的往复振动。通常，往复惯性力考虑到二次为止，其值为 
　　pj=-mja=-mjR 2(cos + cos2 )=pj,1+pj,2 （1） 
　　式中pj,1――曲轴回转一周发生一次往复作用的简谐性周期力（称为一次往复惯性力）其值为-mjR 2cos ； 
　　 pj,2――曲轴回转一周发生二次往复作用的简谐性周期力（称为二次往复惯性力）其值为-mjR 2 cos2 。 
　　往复惯性力可用图1所示的正反转矢量力来表征。 
　　 
　　2.2离心惯性力 
　　它能使内燃机产生上下、左右的振动。其值为 
　　PR=mRR 2 (N) （2） 
　　mR=mK+mc,2 (kg) （3） 
　　式中mR ――折算到曲柄销中心的绕曲柄中心线作回转运动的不平衡总质量； 
　　mk――曲柄销质量与折算到曲柄销中心的曲柄臂不平衡质量之和。 
　　2.3 倾覆力矩 
　　它是输出扭矩的反扭矩。其值为 
　　MD=-PTR (N・m) （4） 
　　对倾覆力矩进行傅里叶分解后，可得一系列以 为基频的高阶间谐性力矩，它将使内燃机发生左右摇摆的振动，因而成为内燃机产生高频振动的主要激励源。 
　　2.4 连杆力偶 
　　它将使内燃机发生摇摆性振动，通常由于其值较小而忽略。 
　　3 内燃机振动的平衡方法 
　　3.1 往复惯性力及力矩的平衡方法 
　　往复惯性力可以用正、反转矢量力来表征，因此其合成的往复惯性力及惯性力矩同样将表现为一组正转及反转的惯性力或惯性力矩。所以，可以用正反转平衡系所形成的正反转平衡力或力矩予以平衡。然而，由于通常情况下，据此设计的正反转平衡装置的结构比较复杂，所以有些内燃机采用增大曲柄臂上平衡块的方法来消除部分一次往复惯性力或力矩，称之为过量平衡法。 
　　3.2 离心惯性力及力矩的平衡方法 
　　离心惯性力及其力矩通常可采用在曲柄臂上敷设平衡重块予以平衡。此外，还可以在内燃机前后端皮带轮和飞轮上适当配重，以平衡一部分离心惯性力矩。 
　　4 固体摩擦减振器 
　　4.1 固体摩擦减振器工作原理 
　　固体摩擦减振器是利用减振器中相对运动的元件间的固体摩擦力做功，消耗振动能量来减振。结构简单，适用于减小高速旋转机械的振动。一般安装在速度高、振幅大的位置。其结构简图如图2所示： 
　　 
　　若作用在扭振系统上的激励力矩为Mjsin jt,则最佳摩擦力矩MOP和减振器飞轮转动惯量I为 
　　MOP=I[ ]=1.11Mj (N・m) （5） 
　　I= (kg・m2) （6） 
　　式中[ ]――安装减振器处的允许振幅，由系统的工作要求或零件许用动应力确定。 
　　飞轮和摩擦盘的几何尺寸及弹簧的最佳压力POP按下式计算，即 
　　I=98.2d()D[1－)4] (kg・m2) （7） 
　　 （8） 
　　式中d――飞轮材料的相对密度； 
　　 ――飞轮和摩擦盘间的摩擦系数。 
　　在每一振动周期中减振器消耗的能量最大值Wmax及功率最大值Nmax分别为 
　　Wmax=I [ ]2 （9） 
　　Nmax= jWmax （10） 
　　若系统中还作用着其他阶次的激振力矩Mj',则应校核减振器Mj'的减振效果，即 
　　 （11） 
　　4.2 柴油发动机固体摩擦减振器实例计算 
　　已知某柴油发动机轴系的单节点扭振固有频率 n=1005rad/s,第四次激振力矩幅值Mj=180N・m，第六次激振力矩幅值M=85N・m，允许振幅[ ]=0.02rad。要求设计一个装在曲轴自由端的固体摩擦减振器，并校核对第六次激振力矩的减振作用。 
　　计算飞轮的转动惯量。因为要减小共振振幅，令 j= n,则 
　　确定飞轮的尺寸。根据结构要求取，飞轮材料用铸铁，相对密度d=7.8。由式7得： 
　　0.02=98.2�.8�D[1-()4] 
　　解得De=0.20m,Di=0.1m,L=0.034。 
　　计算最佳摩擦力矩Mop。 
　　MOP=1.11Mj=1.11�80=200N・m 
　　确定摩擦盘的尺寸和材料，计算弹簧最佳压力POP。根据结构要求及飞轮尺寸取re=0.075m,ri=0.052m。取摩擦盘的材料为铸铁， =0.15。则 
　　 
　　计算每一振动周期减振器消耗的能量。 
　　 
　　 
　　校核第六次激振力矩的减振效果。 
　　 
　　故满足设计要求。 
　　5结论 
　　本文从引起单缸内燃机振动的力源出发，通过理论研究，探讨了单缸内燃机振动的产生和平衡；通过动力学和运动学分析，阐述了固体摩擦减振器的工作原理；并以某柴油发动机的具体数据和结构为例进行了固体摩擦减振器结构的设计，实现了由理论分析向实践成果的转化。 
　　 
　　参考文献： 
　　[1]机械工程手册电机工程手册编辑委员.机械工程手册：基础理论卷(第二版)[M].北京:机械工业出版社,1996. 
　　[2]屈维德.机械振动手册[M].北京:机械工业出版社,1992. 
　　[3]孙学军,李克强,王宵锋.单缸发动机偏心滑块平衡机构的研究与应用[J].振动与冲击,2007,26(7).