图7. 发动机瞬时输出转矩变化曲线图
在循环供油量保持与标定工况点相同的情况下，分别取标定工况点、最大扭矩点、最低转速的外特性点、最大扭矩点左右各取一到两个外特性工况点进行计算，用这几个点计算出的相关数据绘制出发动机的外特性曲线。计算得到的数据如表1所示。
表1. 发动机外特性计算所得数据
转速n 编号 有效功率Pe （kW） 46.05 74.17 92.45 107.51 123.63 132.33 136.45 144.88 转矩M （N?m） 549.659 590.222 588.535 570.337 562.17 549.429 542.93 532.126 有效油耗率ge （g/kWh） 222.07 206.808 207.401 214.019 217.128 222.864 224.823 229.387 （r/min） 1 2 3 4 5 6 7 8 800 1200 1500 1800 2100 2300 2400 2600 根据表1中的数据，绘制出发动机的外特性曲线如附录A所示。
四 动力学计算
1. 4110柴油机的平衡
1.1 旋转惯性力的平衡
4110柴油机采用四拐平面曲轴，点火顺序为1-3-4-2，点火间隔为180°，经分析可知，其离心惯性力合力为零，离心惯性力矩也是零，其离心力平衡性很好。但曲轴本身承受有最大达Fra的内弯矩，而且中间主轴承承受较大的离心负荷。因此，为了减轻曲轴的内弯矩和轴承负荷，还是要在曲轴上布置如图8所示的四个平衡块。设平衡块的质量为mp，质心距曲轴轴心rp，则有
mprp?2?Fr?mrr?2
故有， mprp?mrr?186.25kg?mm 取rp=40mm，则mp=4.6kg。
1.1 往复惯性力的平衡
经分析发现，四拐平面曲轴的一阶往复惯性力及一阶往复惯性力矩均为零，无需外加其它平衡装置。由于其二阶往复惯性力不平衡，随着取矩点的不同，二阶往复惯性力的合力矩结果也不同，故其二阶往复惯性力的平衡不予考虑。当发动机转速较高时，可考虑使用双轴平衡机构加以平衡。
2. 曲柄连杆机构受力分析
4110柴油机的曲柄连杆机构受力图如图9所示。
图9. 曲柄连杆机构受力图
以第一缸为计算对象，其气体力Fg可由工作过程模拟计算得出的气体压力pg求得：
Fg?(pg?p0)?A?(pg?1.01)?往复惯性力：
Fj?Fj1?Fj2??mjr?2(cos???cos2?)3.14?1102?10?14
??(1.32?0.58?0.088?0.704)?0.0625?240.73?(cos??0.2976cos2?)2
其中，??2??n2?3.14?2300?rad/s?240.73rad/s， 6060??r62.5??0.2976。 l210合成力F?Fg?Fj
据此计算并绘出Fg-α、Fj-α、F-α图如附录B所示。
计算出合成力F后，则侧向力FN和连杆力FL为
FN?Ftan?， FL?Fcos?
其中，??arcsin(?sin?)?arcsin(0.2976sin?)。
如图10所示，连杆力FL在曲柄销处又分解为垂直于曲柄半径的切向力Ft和沿曲柄作用的径向力Fk：
Ft?FLsin(???)， Fk?FLcos?(??)
离心惯性力：
Fr?mrr?2?(mk?m2)r?2?(1?1.98)?0.0625?240.732N?10793.8N由于
mk未知，为方便计算，这里将取其为1kg。
?故，Fk?Fk?Fr，从而进一步计算出曲柄销处作用力合力
RB?
Ft?Fk
2?2据此计算并绘出FN-α、FL-α、Ft-α、Fk-α、RB-α图如附录C所示。
2. 发动机输出扭矩的计算
4110柴油机的点火顺序为1-3-4-2，每一缸转矩都是一样的，是均匀的，仅仅是工作时刻即相位不同。其中第一缸的转矩为M1(?)?Ftr，所以第二缸的转
0，第四缸矩为M2(?)?M1(??180?)，第三缸M3(?)?M1(??54?)M4(?)?M1(??36?)0。故，
第一主轴颈所受转矩 M0,1?0 第二主轴颈所受转矩 M1,2?M1(?) 第三主轴颈所受转矩 M第四主轴颈所受转矩 M2,3?M1,2?M1(??180?) ?M2,33,4?M1(??54?0)
第五主轴颈所受转矩 M4,5?M3,4?M1(??360?)?据此计算并绘出合成扭矩∑Mk-α图如附录D所示。
?Mk
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