往复活塞式内燃机的特征之一是工作的不均匀性。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，但活塞连杆组即使在内燃机稳定运转条件下也发生着极其不均匀的运动，伴随着极大的加、减速度，产生超重1000～2000倍的惯性载荷，对受力件的强度、耐久性影响很大，可能导致振动和噪声。近年来，为了提高内燃机的比功率，减小质量和尺寸，内燃机的转速越来越高，因而动力学研究更加显得重要。本章将着重讨论内燃机曲柄连杆机构的运动规律和受力情况，以及这些力对内燃机平衡性和振动的影响，并简要讨论内燃机的噪声问题及降噪途径。

　　曲柄连杆机构活塞活塞销A、连杆AB、曲柄或曲轴BO以及气缸C、主轴承O构成（图3-1）。它在内燃机中的作用是把活塞的往复运动转化为曲轴的旋转运动。内燃机中主要用中心曲柄连杆机构（图3-1a），其特点是活塞销运动轨迹与曲轴轴线相交，这种机构最为简单，加工容易。中心曲杆的几何特性完全由曲柄连杆比确定，其中r为曲柄半径，即曲轴主轴颈轴线到连杆轴颈或曲轴销轴线的距离，l为连杆长度，即连杆大小头孔轴线的距离。

　　有些内燃机采用偏心曲杆连杆机构（图3-1b），其特点是活塞销运动轨迹不与曲轴轴线相交，或者曲轴轴线相对气缸轴线偏移（目的在于减小燃烧膨胀对气缸的作用力），或者活塞销轴线相对活塞轴线偏移（目的在于减轻上止点附近活塞对气缸的拍击），不过在这两种情况下偏心量e都不大。近来少数特殊紧凑的车用汽油机（如窄V形发动机），由于结构布置的要求，采用了e相当大的偏心曲轴连杆机构。这种机构的特性参数除了外，还有偏心率。

　　在少数多列式大功率高速内燃机中，例如少数双列式V形全部三列W形、四列式X型和多列式星形内燃机中，采用关节曲柄连杆机构（图3-1c）。这时，内燃机的一列气缸用主连杆与曲柄销相连，其他各列气缸则用副连杆与主连杆上的副连杆销相连，形成关节式的摇摆运动。这种机构的优点是副连杆大小头轴承均无高速滑动，尺寸可以缩小，而主连杆大头的轴承可以有足够大的尺寸；缺点是主副连杆运动规律不同，装拆复杂。这种机构的特性参数除了外，还有、、、，其中为副连杆长度，a为副连杆销关节半径，r为气缸夹角，为关节角。

　　在中心曲柄连杆机构ABO（3-2）中，活塞A作直线往复运动，曲柄B作旋转运动，而连杆AB作平面运动。在现代中、高速内燃机中，在稳定运转工况下，可以足够精确地假定BO作等速转动，其运动状态可用角速度表征

　　连杆AB的平面运动可看成随活塞A的平移和绕A点的摆动合成。但在一般的情况下，由于连杆变速摆动所引起的后果可相当精确地用适当部分的连杆质量随曲柄销绕曲柄轴线O旋转代替。所以，对连杆平面运动也不必进行专门的研究。

　　内燃机曲柄连杆机构运动学的基本任务，在于确定活塞的运动规律，即活塞位移、速度v和加速随时间t或曲柄转角Φ的变化规律。

　　为了便于比较不同大小内燃机的活塞运动规律，揭示不同几何特征的曲柄连杆机构在运动学上的差异，常引用无量纲位移、无量纲速度和无量纲加速度来研究曲轴连杆机构的运动学

　　式（3-6）～（3-8）虽然在计算上没有任何困难，但不能揭示内燃机用曲柄连杆机构运动规律的物理图景。考虑到一般内燃机用曲柄连杆机构的曲柄连杆比，可把上列各式化简成

　　所以，在图3-3所示是正偏心（）机构中，从上止点到下止点曲柄转角大于,从下止点到上止点则小于。

　　作用在内燃机曲柄连杆机构中的力，分为缸内气体作用力、运动质量惯性力、摩擦力、支撑反力和有效负荷等。一般作受力分析时都把各零件之间的摩擦力忽略不计，因为在内燃机中主要为液体摩擦，摩擦力数值较小，此外，忽略摩擦力使受力分析偏于安全。所以，在此机构中，气体作用力、惯性力与支撑反力、有效负荷相平衡。

　　作用在活塞顶上的气体压力就是内燃机的示功图，它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。气体作用力的值为

　　示功图可以借助活塞位移公式（3-8）转化为曲线中。为了便于比较不同内燃机的受力作用特性，图上用单位活塞面积的作用力表示原来的气体作用力。

　　力在曲柄连杆机构中的传递情况如图3-5所示。由于连杆的摆动，F除了对连杆产生拉压力外，还对气缸壁产生侧向力。

　　同时，与相等的力也使主轴承受载。与合成，又可分解为沿气缸轴线的和垂直气缸轴线的。力偶的矩称为倾覆力矩，而且

　　当气缸内的气体压力作用于活塞顶的同时，同样大小的力作用于气缸盖。所以，这个力是发动机的内力，使曲柄连杆机构零件和机体、气缸盖等受力。对外界的作用只有两个力矩：扭矩通过曲轴飞轮传给传动系，传动系相应有一个反作用扭矩作用于飞轮和曲轴；倾覆力矩通过机体传给发动机的支撑：，其中为对应气体作用力的支反力，b为支反力的力臂。

　　图3-6表示缸内气体作用力对活塞、连杆曲轴的作用（图3-6a），以及它对机体气缸盖的作用（图3-6b）

　　惯性力的牛顿运动定律中为加速质量所需的加速力的达朗贝尔表述。引用惯性力的概念后就可用静力学方法求解动力学问题。为了确定曲柄连杆机构的惯性力，必须先知道其加速度和质量分布。加速度已从运动学分析得知，下面讨论质量分布问题。

　　实际曲柄连杆机构具有复杂的分布质量，但可以根据动力学等效性原则用几个适当配置的集中质量（质点）代替原来的系统。为此要进行质量换算。

　　(1) 沿气缸轴线作直线往复运动的零件，即活塞组零件，包括活塞活塞环、活塞销及它们的附属件。这些质量可以简单相加，并集中在活塞销中心

　　(2) 匀速转动的曲拐的质量，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（曲柄中心）的质量来代替

　　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的转动惯量，并且当量系统相对质心的运动规律也与原连杆组相同。

　　三个条件决定三个未知数，因此往往用于连杆小头、大头和质心处的三个质量、和代替连杆组（图3-7a）。实际高速内燃机的计算结果表明，与、相比很小（平均：：=2：7：1）为简化受力分析，常把适当分给和。也就是说，连杆组用集中在连杆小头和大头的质量和来近似代替（图3-7b）。从动力学等效性的头两个条件可得

　　连杆质心位置可以根据实测的方法（如果有实物）或近似计算（如果只有图样）确定。一般内燃机连杆，因此

　　总之，为了进行动力计算，曲柄连杆机构可用无质量的刚性杆联系的两个集中质量组成的系统代替（图3-7c）：

　　图3-4表示变化规律的一个实例。往复惯性力在曲柄连杆机构中的传递情况与气体作用力很相似（图3-5）。也使连杆轴承和主轴承受载，也产生扭矩和倾覆力矩。但是对气缸盖没有作用，所以它不能在内燃机内部自行抵消，是向外表现的自由力，需要由支撑承受（图3-8）。引起支反力，其值。

　　但曲轴角速度不变时，大小不变，其方向总是沿曲柄半径向外。如果不用结构措施（例如加平衡块）消除，它就是自由力。虽然它不产生扭矩和倾覆力，但也会使曲轴轴承和内燃机支承受力。

　　在分析和对活塞、连杆以外的零件的作用时，可以把和合成为（图3-4）。可见，虽然对的平均值没有贡献，但对数值的变化规律有很大影响。单缸扭矩可用式（3-25）计算，结构一例（用单位活塞面积的切向力表示）如图3-11a所示。

　　曲柄连杆机构曲轴各轴颈和轴承上负荷的大小和方向不断变化。为了分析轴承副的工作条件，必须知道轴承负荷的大小、方向和作用点在一个工作循环内的变化，这通常用负荷矢量的极坐标图表达。为使负荷矢量表达得清楚，作轴颈负荷矢量图时把坐标固定在轴上，即以旋转着的曲轴作参照系；而作轴承负荷图时，则以轴承所在物体作参照系。所以，虽然轴承作用在轴颈上的负荷与轴颈作用在轴承上的负荷互为反作用，在作用的时刻大小相等、方向相反，但因为两个坐标互相在运动，所以轴颈与轴承的负荷矢量图的形状是完全不同的。

　　作用在曲柄销上的载荷，除了法向力和切向力（图3-5）外，还有连杆大头的旋转质量（图3-7b）产生的离心力，即

　　由于相对固定在曲柄销上的坐标系（n，t）图3-9a）来说是常矢量，所以要得出矢量的端点，只要从与曲柄销中心相距的O点开始相继作矢量和即可。于是对应不同的曲柄转角，逐点计算、即可得出一个工作循环（对四种程发动机为）的曲柄销负荷矢量极坐标图（3-9b）。

　　在任何时刻作用在曲轴某一主轴颈上的负荷决定于此轴颈两侧曲柄销上的负荷以及曲拐旋转质量的离心力必须注意，在求相邻曲柄销负荷的矢量和时，要考虑它们的工作过程的相位差，求同时作用的的和。图3-10表示直列六缸内燃机第一、二缸之间的第二主轴颈负荷图实例。可见，曲轴上的平衡块对主轴颈的负荷有很大的影响。如果把负荷极坐标图展开为直角坐标图，将能对负荷数值的变化得到更直观的印象。

　　前面已经提到。