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JX17-22 【JX17-22】四缸汽油机平衡性分析及平衡机构设计二维+论文

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1 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告论文相似性检测报告（详细版）论文相似性检测报告（详细版）报告编号：报告编号：f41225d5-6d31-445c-a19d-a73a014f0b09原文字数：原文字数：17,751检测日期：检测日期：2017年03月18日检测范围：检测范围：中国学术期刊数据库（CSPD）、中国学位论文全文数据库（CDDB）、中国学术会议论文数据库（CCPD）、中国学术网页数据库（CSWD） 检测结果：检测结果：一、总体结论一、总体结论总相似比：21.47%21.47% (参考文献相似比：0.00%0.00%，排除参考文献相似比：21.47%21.47%)二、相似片段分布二、相似片段分布 注：绿色区域绿色区域为参考文献相似部分，红色区域红色区域为其它论文相似部分。三、相似论文作者（举例30个）三、相似论文作者（举例30个）点击查看全部举例相似论文作者四、典型相似论文（举例41篇）四、典型相似论文（举例41篇） 头部中前部中部中后部尾部序号序号相似比相似比相似论文标题相似论文标题参考文献参考文献论文类型论文类型作者作者来源来源发表时间发表时间15.08%直列四缸柴油机平衡机构试验开发会议论文许超 等2014年APC联合学术年会201424.52%直列四缸柴油机平衡机构试验开发期刊论文许超 等汽车科技201533.39%四缸发动机二级平衡机构设计及试验研究期刊论文杨栋 等内燃机与动力装置20162 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告点击查看全部举例相似论文五、相似论文片段（共17个）五、相似论文片段（共17个） 序号序号相似比相似比相似论文标题相似论文标题参考文献参考文献论文类型论文类型作者作者来源来源发表时间发表时间41.69%基于MATLAB的直列四缸发动机平衡分析及平衡机构设计系统的开发期刊论文蔡国轩 等陕西科技大学学报（自然科学版）201151.69%偏心与不偏心平衡块曲轴的平衡计算对比分析期刊论文包永惠 等山东内燃机200261.13%内燃机曲轴动态振动特性的模拟学位论文雷宣扬大连理工大学200371.13%发动机悬置软垫断裂模拟学位论文戴永谦大连理工大学200681.13%内燃机曲轴动态振动特性模拟及其裂纹故障分析学位论文雷宣扬大连理工大学200391.13%柴油机平衡分析及平衡机构优化设计学位论文赵丕欢中北大学2009101.13%直列式四缸柴油机二级平衡机构性能分析学位论文张磊山东大学2007111.13%一种机车柴油机主轴承设计方案的评估办法期刊论文彭宇明 等内燃机车2006121.13%基于振动分析的内燃机主轴承状态监测与故障诊断方法研究学位论文李志敏大连理工大学2001131.13%内燃机曲轴轴系多体动力学仿真分析学位论文邓晓晓中北大学2012141.13%直列四缸发动机的振源分析与仿真期刊论文机械工程与自动化2009151.13%发动机平衡分析及平衡优化设计学位论文李双虎中北大学20101 1送检论文片段送检论文片段相似论文片段相似论文片段【1.13%】位置：头部中前部中部中后部尾部来源：有限元模型在发动机上的应用 期刊论文昆明理工大学学报，2001年 张云侠 等曲轴是在不断变化的气体压力、往复和旋转惯性力以及它们的力矩（转矩和弯矩）共同作用曲轴工作条件更加苛刻,曲轴在周期变化的气体压力、往复和旋转运动引起的惯性力以及它们3 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告下工作的，使曲轴既受扭转又受弯曲，产生疲劳应力状态。设计曲轴时，应保证它有尽可能高的弯曲和扭转强度。曲轴各轴颈在很高的比压下以很大的相对速度在轴承中相对滑动，由于曲轴运转工况变化剧烈，有时不能保证液体润滑，使曲轴的扭、弯矩共同作用下工作,使曲轴既扭转,又弯曲(弯曲载荷具有决定性意义)；曲轴各轴颈在很高的比压下,以很大的相对速度在轴承中发生滑动摩擦,因油不纯,不能保证总为液体2 2送检论文片段送检论文片段相似论文片段相似论文片段【1.13%】位置：头部中前部中部中后部尾部来源：往复泵设计计算理论与CAD系统开发的研究 学位论文朱修传，2006年 安徽理工大学曲轴的设计主要是根据设计的经验，即，许多现有的曲轴结构和尺寸统计使用。确定曲轴的基本尺寸，再进行结构细节设计、强度校核、曲轴试样试验，最后确定曲轴的结构、尺寸和加工工艺等。2.2 曲轴结构设计2.2.1支承方式的选择按支承方式曲轴分为全支承曲轴和非全支承曲轴。全支承曲轴设计,采用较为独立的对象来进行设计。数据库管理部分的功能如图30所示:图30数据库管理部分的功能F噜30 The舢lc幽地雒n地da劬a辩m她&ge删雠pan1)与应用程序结果部分的交互:从应用程序结果那里获取数据来进行相应处理,并将处理的结果返回到数据库。如与曲轴设计程序相交互,在曲轴设计过程中读取曲轴的材料参数和相关零件的尺寸参数,进行曲轴的参数化设计,设计完成后,将曲轴3 3送检论文片段送检论文片段相似论文片段相似论文片段【1.13%】位置：头部中前部中部中后部尾部来源：双元动力发动机活塞连杆组设计 学位论文朱晓鹏，2015年 青岛大学考虑到润滑和轴瓦的冷却，又要对轴颈强度削弱最小。从保证润滑考虑，希望主轴颈油孔开在最大轴颈压力作用线方向。曲柄销油孔开在压力最小的地方，以保证连杆轴承供油充足。曲柄销最小负荷通常位于曲柄销平面以曲柄销轴心为中心向着曲轴旋转方向导前 角的地方，角可由轴心轨迹图求出。从强度观点考虑，油孔不应位于曲柄平面内而应在曲柄垂直平面轴承的油道采用的是斜油道，如图 3.28（a）所示。在确定主轴颈和曲柄销上的油孔位置时，不但要考虑到润滑和轴瓦的冷却，而且油孔应对轴颈强度的削弱最小。从保证润滑的可靠性来说，主轴颈油孔应开在最大轴颈压力作用线方向上，而曲柄销油孔应开在压力最小的地方，以确保连杆轴承的供油充足。从强度方面考虑，油孔不应该开在曲柄平面之内，而应该开在曲柄的垂直平面内，因为在曲柄垂直平面内，曲柄4 4送检论文片段送检论文片段相似论文片段相似论文片段【1.13%】位置：头部中前部中部中后部尾部来源：基于Pro/E的曲轴数控加工应用研究 学位论文杨旭升，2008年 大连交通大学4 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告长度。主轴颈，使增厚的曲柄臂可以提高其强度，提供。根据表2-1，初步选取主轴颈直径 =（0.650.70）D=53.62557.75mm取 =55mm；主轴颈长度 =（0.300.35）D=24.7528.875mm 取 =28mm 。2.3.3 曲柄臂曲柄臂是曲轴中最薄弱的部分之一，它在曲柄平面内的抗弯刚度和强度都较差。实践表明：由交变弯曲应力造成的曲柄臂断裂是曲轴的主要损坏型式。曲柄臂应选择适当的厚度，宽度，以使曲轴有足够的刚度和强度。曲柄形状应合理，以改善应力分布。现代高速直径,对于非增压和低中增压柴油机,d(0.7一O.8)D,对于高增压柴油机,主轴颈长度略长,直径也略大。V型柴油机主轴颈直径比直列式的略大一些。2.曲柄臂曲柄臂是曲轴中最薄弱的部分之一,它在曲柄平面内的抗弯刚度和强度都比较差。实践表明:由交变弯曲应力造成的曲柄臂断裂是曲轴的主要失效形式。曲柄臂应选择适当的厚度、宽度,以使曲轴有足够的刚度和强度。曲轴臂形状应合理,以改善应力分布。中高速柴油机整体曲轴5 5送检论文片段送检论文片段相似论文片段相似论文片段【1.13%】位置：头部中前部中部中后部尾部来源：一种机车柴油机主轴承设计方案的评估办法 期刊论文内燃机车，2006年 彭宇明 等惯性力矩已自行平衡的曲轴也配置平衡块，这主要是为了减轻主轴承的最大负荷，保证轴承有良好的润滑条件，减小曲轴和曲轴箱所受的离心惯性力矩。但曲轴配置平衡块后，重量增加，制造工艺复杂，曲轴系统扭转振动自振频率降低。因此，应根据转速，曲轴结构，曲柄排列，轴承负荷以及对平衡的要求等因素综合考虑离心惯性力和惯性力矩,减轻主轴承的最大负荷,保证轴承有良好的润滑条件,减小曲轴和曲轴箱(或机体)所受的离心惯性力矩。但曲轴配置平衡块以后,重量增加,制造工艺复杂,曲轴系统扭振自振频率降低。因此,应根据转数、曲轴结构、曲柄排列、轴承载荷以及平衡的要求等因素综合考虑是否配置平衡6 6送检论文片段送检论文片段相似论文片段相似论文片段【1.13%】位置：头部中前部中部中后部尾部来源：直列式四缸柴油机二级平衡机构性能分析 学位论文张磊，2007年 山东大学合成离心惯性力和离心惯性力矩曲柄连杆机构回转质量离心惯性力的平衡，必须满足两个条件：（1）整根曲轴换算质量的重心与曲轴回转中心线重合。（2）回转质量离心惯性力对曲轴回转中心线上任意点的力矩之和等于零。满足第（1）项平衡条件，发动机离心惯性力就获得所谓“静平衡”。合成离心惯性力矩M。；(3)合成往复惯性力巳和；(4)合成往复惯性力矩M。和M巾(5)合成倾覆力矩e?R。曲柄连杆机构回转质量离心惯性力的平衡,必须满足两个条件:第一、整根曲轴换算质量的重心与曲轴回转中心线重合；第二、回转质量离心惯性力对曲轴回转中心线上任意点的力矩之和等于零。满足第一项条件,柴油机离心惯性力就获得5 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 图3-2 曲轴的合成7 7送检论文片段送检论文片段相似论文片段相似论文片段【1.13%】位置：头部中前部中部中后部尾部来源：发动机曲柄连杆机构多体系统动力学仿真研究 学位论文王晓，2008年 中北大学气缸中心线作往复运动，因此，集中在活塞销中心作往复直线运动的质量为惯性力的大小等于运动质量和加速度的乘积，而方向则与加速度相反，因此，曲柄连杆机构总的往复惯性力为把加速度公式代入得 称为一级往复惯性力， 称为二级往复惯性力。往复惯性力是沿气缸中心线作用的，且往复惯性力和气体压力永远与活塞加速度方向相反曲轴连杆机构中,活塞组质量mp和连杆小端代替质量m。A都沿气缸中心线作往复运动,因此,集中在活塞销中心作往复直线运动的质量为mJ坍PmC(姆) (2.16)惯性力的大小等于运动质量和加速度的乘积,而方向则与加速度相反,因此,曲柄连杆机构总的往复惯性力为e一mja(N)用加速度近似式aRc02(coscr+2cos2at)代入得e一%尺缈2(cosa+2cos2a)一%R缈2cosa-mjRc022cos2crB I+PjII(2.17)(2.18)Pj I称为一级往复惯性力,PjII称为二级往复惯性力。显然,此外若用加速度准确式代入,则还可得到四级往复惯性力,六级往复惯性力8 8送检论文片段送检论文片段相似论文片段相似论文片段【1.13%】位置：头部中前部中部中后部尾部来源：某发动机曲柄连杆机构一阶不平衡力优化 期刊论文重庆理工大学学报（自然科学版），2013年 陈旭 等曲柄臂下方配置平衡重 ，令其回转半径等于曲柄半径R，当曲轴以角速度w回转时，它产生的离心惯性力为 ，根据余弦定理，这个离心力与发动机一级往复惯性力 的和为上式表明，若用往复运动质量 的一半作平衡重来平衡一级往复惯性力，平衡的结果，任何瞬时剩下的合力 的大小，已减少至一级往复惯性力曲柄连杆机构产生的旋转惯性力和一部分的阶往复惯性力。单轴平衡机构是在原机平衡方法的基础上再向另一个与曲轴旋转方向相反的平衡轴上增加一个平衡重来平衡剩下的阶往复惯性力，以此完全平衡机构的阶往复惯性力。当平衡轴旋转半径为曲柄半径时，单轴平衡机构简图如图所示。职遵。散 、：，一芦遵即协芦，朋。，。图单轴平衡机构简图图中的扑由分别是平衡轴旋转半径为曲柄半径时的曲柄臂当量质量6 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告9 9送检论文片段送检论文片段相似论文片段相似论文片段【1.13%】位置：头部中前部中部中后部尾部来源：偏心与不偏心平衡块曲轴的平衡计算对比分析 期刊论文山东内燃机，2002年 包永惠 等力矩和二级往复惯性力矩都不为0，则用皮带轮和飞轮上的配重进行平衡如下； 1.令 =0，求出a的值。 2.在皮带轮上沿曲轴方向落后第一缸曲拐a方向上增加一平衡重，同方向在飞轮上钻平衡孔，由此产生的附加力矩来平衡旋转惯性力矩及转移部分一级往复惯性力矩。3.选定皮带轮平衡块重心至飞轮减重孔中心的距离L， 的值即为所加皮带轮上平衡块的质量和飞轮上力矩Pk一ma R2Pk0对第二缸中心取矩Mk以一ame R20IMk II以I2a m丑R20:48540320.80合力矩平面沿曲轴旋转方向滞后第一缸3仃。2.6皮带轮、飞轮上的配重计算方案1中在皮带轮上沿曲轴方向落后第一缸曲拐21ff方向上增加一平衡配重,同方向在飞轮上钻平衡孔,由此产生的附加力矩来平衡旋转惯性力矩及转移部分一阶往复惯性力矩。皮带轮上平衡块的不平衡量为19807.699f.1ira皮带轮平衡块重心至飞轮减重孔中心1010送检论文片段送检论文片段相似论文片段相似论文片段【1.13%】位置：头部中前部中部中后部尾部来源：偏心与不偏心平衡块曲轴的平衡计算对比分析 期刊论文山东内燃机，2002年 包永惠 等力矩来平衡旋转惯性力矩及转移部分一级往复惯性力矩。3.选定皮带轮平衡块重心至飞轮减重孔中心的距离L， 的值即为所加皮带轮上平衡块的质量和飞轮上的去重质量。第四章 发动机内部平衡分析当考虑曲轴和机体为弹性体时，由于曲轴和机体承受惯性力及其力矩后产生周期性变形，此时即使发动机已达到完全的外部平衡，但变形的结果轮上钻平衡孔,由此产生的附加力矩来平衡旋转惯性力矩及转移部分一阶往复惯性力矩。皮带轮上平衡块的不平衡量为14489.799f.mlTl、皮带轮平衡块重一1、5至飞轮减重孔中心距离L为575.25mm(假设曲轴皮带轮、飞轮不平衡量的重心位置不变)附加力矩M,14489.79575.2508335251.702.7平衡结果方案1中1.一阶往复惯性力矩转移率K1地,IMjl I一1 1394378228485945(孑40%2.旋转惯性力矩转移率K2M也,(Md+Mod)4684667 1.72053723858287.2%方案2中1.一阶往复惯性力矩转移1111送检论文片段送检论文片段相似论文片段相似论文片段【1.69%】位置：头部中前部中部中后部尾部来源：基于MATLAB的直列四缸发动机平衡分析及平衡机构设计系统的开发 期刊论文陕西科技大学学报（自然科学版），2011年 蔡国轩 等受力分析结果是可以说明在整个运行过程中发动机的受力情况的。由图5-2可知，各缸一阶往复惯性力总是相互抵销，合力为零，其合力矩也为零。由图5-3可知，各缸二阶往复惯性力时刻等大同向，合力为各缸二阶往复惯性力的和，同时二阶往复惯性力的合力矩仍为零。由图5受力分析罔m于在发动机筏个运行过程中发动饥各缸所受力的相对太小、方向盛水的.因此某个时刻发动机的受力分析结粜是可“说明在整个运行过程中发动机的受力情况的IIl嘲2可知.各缸一阶往复惯性力总是相互抵销.台力为零.其合力矩也为零由圉3可知.备缸二阶往复惯7 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告-4可知，各缸旋转惯性力总是相互抵销，合力为零，其合力矩也为零。 图5-2 一阶往复惯性力分析图图5-3 二阶往复惯性力分析图图5-4 发动机旋转惯性力分析图发动机的倾覆力矩是由活塞队机体的侧压力向曲轴中心简化所产生的力矩，即：经过整理得到：由上式可知，倾覆力矩与气体压力 、往复惯性力 、曲柄半径性力时刻等太同向.台力为各缸二阶往复惯性力的和.同时二阶往复惯性力的台力矩仍为零由罔4可知.各缸旋转惯性山总是相互抵锄.台n为军.代食矩电为零瑁2直列日缸发动机一阶往复懂&卉旁析田 囤3直列口缸发动机二阶往董惯性力分析田发动机的倾疆力矩是由活塞时机体的侧压力向曲轴巾心简化所产生的力难.鄂M,N(r+fs口) (1)经过整理得到:M,(P。+P,)sl晔(co叫)r7co啦(P。+P,)(目n印s1带)rco啦一(P。+P)sln(口+口)r,s口 (2)南公式(2)可知.倾爱力矩与气体压力P.、往复惯性力P.、曲柄半径1212送检论文片段送检论文片段相似论文片段相似论文片段【1.13%】位置：头部中前部中部中后部尾部来源：发动机平衡分析及平衡优化设计 学位论文李双虎，2010年 中北大学惯性力分析图发动机的倾覆力矩是由活塞队机体的侧压力向曲轴中心简化所产生的力矩，即：经过整理得到：由上式可知，倾覆力矩与气体压力 、往复惯性力 、曲柄半径以及系数 有关。其曲线形式比较复杂，一般不会自平衡，需要安装平衡机构进行平衡。直列四缸发动机由于存在二阶往复惯性力活塞组往复惯性力：2r cosjIP m ? ? （3.8）2r cos2jIIP m ? ? ? （3.9）3.1.2.2 倾覆力矩分析由图 2.6 可知，发动机的倾覆力矩是由活塞对机体的侧压力向曲轴中心简化所产生的力矩，即( cos cos )fM N r l? ? ? （3.10）将 ( )tang jN P P ? ? 代入式（3.10）并利用sin sin? ? ? 得到 中北大学学位论文22( )sin (cos cos / ) / cos()(sin cos sin cos ) / cos( )sin( ) / cosf g jg jg jM P P rP P rP P r? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?（3.11）式 3.11 单缸发动机的倾覆力矩表达式，可见倾覆力矩与气体压力 gP 、往复惯性力jP 、曲柄半径r 以及系数sin( )/ cos? ? ? 有关。3.1.3 直列多缸发动机动力学分析直列多缸发动机实际上就是由多个处于不同工作状态的直列单缸发动机1313送检论文片段送检论文片段相似论文片段相似论文片段【1.69%】8 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告位置：头部中前部中部中后部尾部来源：直列四缸柴油机平衡机构试验开发 会议论文2014年APC联合学术年会，2014年 许超 等发动机可以自我平衡，和二阶往复惯性力不平衡，和二阶往复惯性力的平衡是一个发动机的低频振动的主要原因。往复式发动机往复惯性力计算如下：式中： 曲柄半径与连杆长度之比 曲柄半径 曲柄角速度（发动机角转速） 曲柄转角 往复运动质量式中： 活塞组质量 连杆小头当量质量在发动机的过程中，每个活塞在一个周期内上下运动，发动机会产生上下两次振动，所以发动机的振动频率和相应的转速。在发动机振动理论，对发动机的振动通常用来描述简谐振动，该振动频率和发动机转速，振动的频率是发动机二阶往复惯性力自身不能平衡，而这不能平衡的二阶往复惯性力正是发动机产生低频振动的主要原因之一。往复式发动机往复惯性力计算如下： （沁） （）式中：九一曲柄半径与连杆长度之比一曲柄半径一曲柄角速度（发动机角转速）卜曲柄转角 往复运动的质量。式中：活塞组质量，连杆小头当量质量。在发动机工作过程中，活塞每上下运动一个循环，将使发动机产生一上一下两次振动，所以发动机振动的频率和其对应的转速有关。在发动机振动理论中，发动机的振动常用多个谐波振动来描述，其中振动频率和发动机转速1414送检论文片段送检论文片段相似论文片段相似论文片段【1.13%】位置：头部中前部中部中后部尾部来源：直列四缸柴油机平衡机构试验开发 期刊论文汽车科技，2015年 许超 等振动，所以发动机的振动频率和相应的转速。在发动机振动理论，对发动机的振动通常用来描述简谐振动，该振动频率和发动机转速，振动的频率是发动机转速的2倍是两阶振动，等等，但较高的频率，振幅较小，多2阶振动基本可以忽略不计。对于四冲程发动机来说，曲轴每旋转两圈即720完成一次循环做功。直列四缸四冲程柴油机则对应曲轴每旋转一下两次振动，所以发动机振动的频率和其对应的转速有关。在发动机振动理论中，发动机的振动常用多个谐波振动来描述，其中振动频率和发动机转速相同的叫一阶振动，振动频率是发动机转速倍的叫二阶振动，依次类推，但振动频率越高，振幅就越小，阶以上振动基本上可以忽略不计。对于四冲程发动机来说，曲轴每旋转两圈即。完成一次循环做功。直列四缸四冲程柴油机则对应9 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告1515送检论文片段送检论文片段相似论文片段相似论文片段【1.13%】位置：头部中前部中部中后部尾部来源：直列四缸柴油机平衡机构试验开发 会议论文2014年APC联合学术年会，2014年 许超 等发动机转速的2倍是两阶振动，等等，但较高的频率，振幅较小，多2阶振动基本可以忽略不计。对于四冲程发动机来说，曲轴每旋转两圈即720完成一次循环做功。直列四缸四冲程柴油机则对应曲轴每旋转180有一次燃油着火对外做功，其四缸间相位差180。代入往复惯性力计算公式（1）中，计算得到直列四缸四冲程柴油机的一阶往复惯性力和二阶往复惯性力之和分别为：因此，直线的一阶往复惯性力的四缸四冲程转速相同的叫一阶振动，振动频率是发动机转速倍的阶振动，依次类推，但振动频率越高，振幅就越小，阶以上振动基本上可以忽略不计。对于四冲程发动机来说，曲轴每旋转两圈即完成一次循环做功。直列四缸四冲程柴油机则对应曲轴每旋转有一次燃油着火对外做功，其四缸间相位差。代入往复惯性力计算公式（）中，计算得到直列四缸四冲程柴油机的一阶往复惯性力和二阶往复惯性力之和分别1616送检论文片段送检论文片段相似论文片段相似论文片段【2.26%】位置：头部中前部中部中后部尾部来源：直列四缸柴油机平衡机构试验开发 会议论文2014年APC联合学术年会，2014年 许超 等产生的，二阶往复惯性力抵消发动机本身，使发动机获得良好的平衡，从而降低发动机的振动和噪声。如图5-5所示，一种双轴平衡机构示意图，根据1.1发动机往复惯性力计算公式可知，直列四缸四冲程柴油机的二阶往复惯性力为：图5-5 二级平衡机构原理图双轴平衡机构的偏心重块在发动机运转过程中会产生离心力 和 。式中： 为偏心重块的质量获得良好的平衡，从而达到降低发动机的振动和噪声的目的。如图所示，一种双轴平衡机构示意图，根据发动机往复惯性力计算公式可知，直列四缸四冲程柴油机的二阶往复惯性力为：图双轴平衡机构） （）双轴平衡机构的偏心重块在柴油机运转过程中会产生离心力和。（）（）式中：硼为偏心重块的质量为偏心重块的运行半径在水平方向的离心力合力为：合（）（）一（）（）】在垂直方向的离心力合力为：合（）（）斗（）（）佃（） （）如果需要双轴平衡机构平衡柴油机的二阶往复惯性力，则只需要与合大小相等，方向相反即可，也就是说，公式（）和公式（）的差值为零即可： 10 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告 为偏心重块的运行半径在水平方向的离心力合力为：在垂直方向的离心力合力为：如果需要双轴平衡机构平衡发动机的二阶往复惯性力，则只需要 与 大小相等，方向相反即可，也就是说，公式（2）和公式（3）的差值为零即可：由于 、 及 都是发动机的特定已知参数，因此只要确定双轴平衡机构的偏心重块的 即可很好地平衡直列四缸四冲程发动机的二阶往复惯性力。5.4 二级平衡机构由于九、及都是发动机的特定己知参数，因此只要确定双轴平衡机构1717送检论文片段送检论文片段相似论文片段相似论文片段【3.39%】位置：头部中前部中部中后部尾部来源：四缸发动机二级平衡机构设计及试验研究 期刊论文内燃机与动力装置，2016年 杨栋 等布置方案为了平衡直缸四缸的两级往复惯性力，平衡机构、单轴和多轴。图5-6是一双平衡的机制被称为朗格缪尔的平衡机制，平衡机构安装在平衡轴上的两个平衡重，两个高要求和布局，平面对称的曲轴和气缸中心线，和两个相同的速度向相反的方向。这种平衡机构可以实现双轴在水平方向上的离心力矩相等和相反，实现相互抵消，垂直离心力是大同市的时间，合力可以用来抵消发动机的两级往复惯性力。平衡机构克服了平衡块和单轴平衡机构的不足，平衡轴的位置相对容易。该机构分a)和b)两种，a)布置方式：两根平衡轴布置于曲轴箱底部，布置相对容易，但是润滑油路布置较为复杂；b)种布置方式: 平衡轴布置于机体，可由多点支撑，故本系统具有类似单轴平衡布置的优点，轴承负荷相对较小，附加变形小，油道布置容易，整个系统可靠性好。平衡重，两轴要求等高布置，并且要对称于曲轴和气缸中心线所构成的平面，同时两轴转速相同转向相反。这种平衡机构可以实现双轴在水平方向的离心力时刻等大反向，实现相互抵消，垂直方向离心力则时刻等大同向，其合力可以用来抵消发动机的二阶往复惯性力。该平衡机构克服了上述平衡块和单轴平衡机构的不足，平衡轴位置布置相对容易。该机构分）和）两种，）布置方式：两根平衡轴布置于曲轴箱底部，布置相对容易，但是润滑油路布置较为复杂；）种布置方式：平衡轴布置于机体，可由多点支撑，故本系统具有类似单轴平衡布置的优点，轴承负荷相对较小，附加变形小，油道布置容易，整个系统可靠性好。相对于兰氏平衡机构布置，图这种双轴二级平衡机构布置更为简单，两根平衡轴总计需要三个齿轮驱动，从动轴由主动轴齿轮驱动，从动轴布置略曲、兰氏平衡机构图双轴平衡机构低于主动轴。这种平衡机构不仅能够消除二阶往复力，还能略微兼顾平衡转矩的二阶往复惯性力矩。本机型采用了如图所示的双轴平衡机构设计。如图所示，曲轴通过齿圈驱11 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告六、全部举例相似论文作者（共30个）六、全部举例相似论文作者（共30个） 图5-6 兰氏平衡机构相对于兰氏平衡机构布置，图5-7这种双轴二级平衡机构布置更为简单，两根平衡轴总计需要三个齿轮驱动，从动轴由主动轴齿轮驱动，从动轴布置略低于主动轴。这种平衡机构不仅能够消除二阶往复力，还能略微兼顾平衡转矩的二阶往复惯性力矩。本次设计采用了如图5-7所示的双轴平衡机构设计。如图所示，曲轴通过齿圈驱动二级平衡机构齿轮，从而带动平衡块转动动二级平衡机构万方数据 内燃机与动力装置 年月齿轮，从而带动平衡块转动。图二级平衡机构模型二级平衡序号序号作者作者典型片段总相似比典型片段总相似比剩余相似比剩余相似比1谢猛6.21%15.25%2阳芳6.21%15.25%3郑国世6.21%15.25%4许超6.21%15.25%5王勇6.21%15.25%6文志永3.39%18.08%7杨栋3.39%18.08%8顾永强2.26%19.21%9程用科2.26%19.21%10包永惠2.26%19.21%11蔡国轩1.69%19.77%12王彪1.69%19.77%12 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告序号序号作者作者典型片段总相似比典型片段总相似比剩余相似比剩余相似比13刘栗均1.13%20.34%14张云侠1.13%20.34%15李双虎1.13%20.34%16吴清鸽1.13%20.34%17朱晓鹏1.13%20.34%18杨旭升1.13%20.34%19彭宇明1.13%20.34%20朱修传1.13%20.34%21毕玉华1.13%20.34%22沈颖刚1.13%20.34%23申立中1.13%20.34%24陈旭1.13%20.34%25张科1.13%20.34%26于江1.13%20.34%27王晓1.13%20.34%28刘平1.13%20.34%29彭立印1.13%20.34%30张磊1.13%20.34%13 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告七、相似论文（举例41篇）七、相似论文（举例41篇） 序号序号相似比相似比相似论文标题相似论文标题参考文献参考文献论文类型论文类型作者作者来源来源发表时间发表时间15.08%直列四缸柴油机平衡机构试验开发会议论文许超 等2014年APC联合学术年会201424.52%直列四缸柴油机平衡机构试验开发期刊论文许超 等汽车科技201533.39%四缸发动机二级平衡机构设计及试验研究期刊论文杨栋 等内燃机与动力装置201641.69%基于MATLAB的直列四缸发动机平衡分析及平衡机构设计系统的开发期刊论文蔡国轩 等陕西科技大学学报（自然科学版）201151.69%偏心与不偏心平衡块曲轴的平衡计算对比分析期刊论文包永惠 等山东内燃机200261.13%内燃机曲轴动态振动特性的模拟学位论文雷宣扬大连理工大学200371.13%发动机悬置软垫断裂模拟学位论文戴永谦大连理工大学200681.13%内燃机曲轴动态振动特性模拟及其裂纹故障分析学位论文雷宣扬大连理工大学200391.13%柴油机平衡分析及平衡机构优化设计学位论文赵丕欢中北大学2009101.13%直列式四缸柴油机二级平衡机构性能分析学位论文张磊山东大学2007111.13%一种机车柴油机主轴承设计方案的评估办法期刊论文彭宇明 等内燃机车2006121.13%基于振动分析的内燃机主轴承状态监测与故障诊断方法研究学位论文李志敏大连理工大学2001131.13%内燃机曲轴轴系多体动力学仿真分析学位论文邓晓晓中北大学2012141.13%直列四缸发动机的振源分析与仿真期刊论文机械工程与自动化2009151.13%发动机平衡分析及平衡优化设计学位论文李双虎中北大学2010161.13%有限元模型在发动机上的应用期刊论文张云侠 等昆明理工大学学报200114 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告序号序号相似比相似比相似论文标题相似论文标题参考文献参考文献论文类型论文类型作者作者来源来源发表时间发表时间171.13%4B发动机平衡器设计开发会议论文田宁 等中国内燃机学会、中国汽车工程学会2004年APC联合学术年会2004181.13%内燃机曲柄滑动轴承润滑特性的数值研究学位论文吕玮丽华东理工大学2004191.13%发动机曲柄连杆机构多体系统动力学仿真研究学位论文王晓中北大学2008201.13%某发动机曲柄连杆机构一阶不平衡力优化期刊论文陈旭 等重庆理工大学学报（自然科学版）2013211.13%基于虚拟分析的摩托车整车振动预测及减振研究学位论文魏凯天津大学2007221.13%大功率低速柴油机组合式曲轴性能分析及优化学位论文罗俊杭州电子科技大学2012231.13%曲轴参数化设计及其结构分析学位论文李开国南昌大学2014241.13%拖拉机驾驶室悬架平衡体系探讨期刊论文顾宝海 等机械工程师2013251.13%ANSYS二次开发在隔膜泵曲轴分析中的应用期刊论文冯智睿有色矿冶2007261.13%基于有限元的泵曲轴疲劳强度计算期刊论文周志刚 等机械工程师2013271.13%往复泵设计计算理论与CAD系统开发的研究学位论文朱修传安徽理工大学2006281.13%内燃机车柴油机锻钢曲轴的工艺研究学位论文赵斌大连交通大学2007291.13%曲轴非圆磨削轨迹控制关键技术研究学位论文吴钢华上海大学2006301.13%大功率油田注水泵五拐四支承曲轴的动态特性分析与研究学位论文徐垚英浙江工业大学2010311.13%三柱塞泵曲轴的应用场分析及优化学位论文赵培法山东大学2012321.13%双元动力发动机活塞连杆组设计学位论文朱晓鹏青岛大学201515 论文相似性检测报告 论文相似性检测报告查看全文报告请点击说明：1.总相似比送检论文与检测范围全部数据相似部分的字数/送检论文总字数2.参考文献相似比送检论文与其参考文献相似部分的字数/送检论文总字数3.排除参考文献相似比=总相似比-参考文献相似比4.剩余相似比总相似比-典型片段总相似比5.本报告为检测系统算法自动生成，仅供参考序号序号相似比相似比相似论文标题相似论文标题参考文献参考文献论文类型论文类型作者作者来源来源发表时间发表时间331.13%农机零件常见的断裂原因及预防期刊论文农业机械：导购2013341.13%基于Pro/E的曲轴数控加工应用研究学位论文杨旭升大连交通大学2008351.13%X2110柴油机的改型设计期刊论文武和全 等江西能源2005361.13%X2110船用柴油机曲轴的改型设计期刊论文武和全 等南昌大学学报（工科版）2006371.13%基于多体动力学的发动机曲柄连杆机构平衡性研究期刊论文王敬 等内燃机2013381.13%水平对置柴油机曲轴动应力及疲劳分析期刊论文马胜利 等柴油机2012391.13%往复泵曲轴在不同支承结构下的有限元分析期刊论文徐垚英 等轻工机械2011401.13%伺服机械压力机传动方案合理性的探讨会议论文赵升吨 等第七届锻压装备与制造技术论坛暨全国锻压设备学术委员会十届二次学术交流研讨会2014411.13%球墨铸铁曲轴部分奥氏体化工艺期刊论文杨洪硕 等钢铁研究学报2016摘 要曲轴是汽油机最主要的部件之一。它的尺寸参数在很大程度上决定并影响着汽油机的整体尺寸和重量，汽油机的可靠性和寿命也在很大程度上取决于曲轴的强度。因此，设计新型汽油机或老产品进行改造时必须对曲轴强度进行严格的安全校核。本文主要介绍了四缸汽油机的曲轴及其平衡机构设计。内容包括汽油机曲轴设计方案的选择，动力性指标的确定，曲轴飞轮零件图的绘制时的参数选择，包括曲轴及飞轮结构的设计，制造时所需注意的加工过程以及检验产品时强度校核等内容。关键词：汽油机，曲轴，平衡机构，40ABSTRACTGasoline engine crankshaft is one of the main components. Its dimensions and influence largely determines the overall size and gasoline weight，reliability and life of gasoline also largely depends on the strength of the crankshaft. Thus，the strength of the crankshaft must be strict security check designing new or old gasoline engine when the product transformation. This paper describes the design process to determine and set of parts crankshaft flywheel gasoline overall design ideas. Including overall design choice gasoline，determining dynamic indicators parameter selection draw when the crankshaft flywheel parts diagram，including the crankshaft and flywheel design of the structure，the required attention to the manufacturing process and the time to test the product strength check content. The article also apply to the Pro / E three-dimensional mapping software on the crankshaft flywheel group all parts for three-dimensional modeling: including the overall crankshaft (full support)， the front end of the crankshaft timing gears， pulleys， dumped oil pan， etc.， torsional damper， flywheel and the ring gear and the like. Each virtual electronic components for assembly. Keywords: Gasoline engine， Crankshaft， Flywheel， 目录摘 要1ABSTRACT2目录3第一章 绪论31.1 选题背景及意义41.2 国内外研究概况4第二章 曲轴设计62.1 曲轴设计要求62.2 曲轴结构设计62.2.1支承方式的选择62.2.2 结构型式的选择62.2.3 曲轴的轴向定位72.2.4曲轴端部结构设计82.2.5 润滑油道布置82.3 曲轴主要尺寸的确定92.3.1 曲柄销的直径和长度102.3.2 主轴颈的直径和长度102.3.3 曲柄臂112.3.4 曲轴圆角112.4 曲轴材料选择及毛坯制造112.5 曲轴的平衡122.5.1曲轴的平衡性分析122.5.1 曲轴平衡块的布置方式14第三章 发动机外部平衡分析153.1合成离心惯性力和离心惯性力矩163.2合成一级往复惯性力和二级往复惯性力173.3一级往复惯性力矩和二级往复惯性力矩23第四章 发动机内部平衡分析27第五章 平衡机构设计315.1 气缸发动机平衡分析315.2 发动机往复惯性力计算335.3 二阶往复惯性力的平衡345.4 二级平衡机构布置方案36参考文献38结 论39致 谢40第一章 绪论1.1 选题背景及意义发动机的振动和噪声是影响发动机和车辆性能的主要因素之一。由于内部不平衡质量的周期性运动，发动机在运行过程中会产生较大的振动。发动机的振动不仅会影响发动机的性能，降低发动机的使用寿命，和振动也会传递给工作机，影响相关仪器的正常工作，提高零件的耐磨性，部分甚至缩短了机器的使用寿命。对于汽车的振动问题会严重影响汽车的乘坐舒适性和振动会造成噪声污染所造成的噪音，所以发动机的振动是发动机制造商必须解决的工程问题。平衡发动机运行过程中的不平衡力是降低发动机振动的有效措施。直列四缸发动机是目前应用较多的一种发动机，该机在运行过程中会产生较大的二阶往复惯性力和倾覆力矩，这些不平衡力和力矩的存在会引起发动机的剧烈振动，因此必须对其进行平衡分析及平衡机构设计。1.2 国内外研究概况曲轴是在不断变化的气体压力、往复和旋转惯性力以及它们的力矩（转矩和弯矩）共同作用下工作的，使曲轴既受扭转又受弯曲，产生疲劳应力状态。设计曲轴时，应保证它有尽可能高的弯曲和扭转强度。曲轴各轴颈在很高的比压下以很大的相对速度在轴承中相对滑动，由于曲轴运转工况变化剧烈，有时不能保证液体润滑，使曲轴寿命大大降低。所以设计曲轴时要使其摩擦表面耐磨。目前，美国、德国、日本等汽车工业发达国家都正致力于开发绿色环保高性能发动机，传统的曲轴材料和制造工艺已无法满足其功能要求。这些汽车工业发达国家对曲轴加工十分重视，并不断改进曲轴加工工艺。而国内目前在曲轴材料、加工技术等方面十分落后，但随着中国加入WTO国内一些曲轴生产厂家已经意识到形势的紧迫性，为了提高产品竞争力，引进了许多先进的设备和技术，使国内的曲轴生产水平有了很大的提高，但总体上仍落后于日本和西方发达国家。 1）材料 曲轴材料有三种：中碳钢、合金钢和球墨铸铁。由于球墨铸铁具有良好的可加工性，可获得理想的结构形状。采用各种热处理和表面硬化处理，可提高材料的疲劳强度、硬度和耐磨性。球墨铸铁曲轴成本只有调质钢曲轴成本的1/3左右，因此在国内外得到了泛的应用。本次设计的汽油机就采用球墨铸铁作为曲轴的材料。 2）机械加工技术 目前国内的曲轴生产厂家多采用普通机床加工，生产效率和自动化程度较低。国外一些发达国家早已采用专用机床组成的自动化生产线，生产效率和产品质量大大提高。本次设计的汽油机曲轴将采用专用机床来提高生产效率和产品质量。 3）热处理和表面强化处理技术，曲轴的热处理关键技术是表面强化处理。球墨铸铁曲轴一般采用感应淬火或氮化工艺。国外一些球墨铸铁曲轴采用滚压工艺与离子氮化进行复合强化，可使整个曲轴的抗疲劳强度提高130%以上。本次设计的汽油机曲轴将采用圆角滚压强化的氮化处理来提高曲轴的抗疲劳强度。 飞轮的作用是调节曲轴转速变化，稳定转速。飞轮的关键尺寸是外径，对于灰铸铁飞轮，圆周速度不要超过3550m/s否则容易造成由于离心力过大，材料的抗拉不足而使飞轮损坏及材料碎裂飞出的事故。本次设计的汽油机飞轮采用灰铸铁材料。第二章 曲轴设计2.1 曲轴设计要求曲轴设计时应符合以下要求：（1）有足够的疲劳强度，以保证曲轴工作可靠。设计时应尽量减少应力集中，加强薄弱环节；（2）有足够的刚度，使曲轴变形不致过大；（3）颈具有良好的耐磨性。应根据轴颈比压，选取适当的轴承材料、轴颈硬度和加工精度，以保证曲轴和轴承有足够的寿命；（4）柄排列合理，以保证汽油机工作均匀；曲轴平衡性好，以减小振动和主轴承最大负荷；（5）料选择适当，以充分发挥材料强度潜力。不难看出，上述强度、刚度、耐磨、轻巧的要求之间是存在矛盾的。由于曲轴的复杂性和几何形状的特殊形状，没有一个完整的理论公式能够反映实际的理论。因此，曲轴的设计主要是根据设计的经验，即，许多现有的曲轴结构和尺寸统计使用。确定曲轴的基本尺寸，再进行结构细节设计、强度校核、曲轴试样试验，最后确定曲轴的结构、尺寸和加工工艺等。2.2 曲轴结构设计2.2.1支承方式的选择按支承方式曲轴分为全支承曲轴和非全支承曲轴。全支承曲轴是每两个（V型发动机为两排）气缸间均设有主轴承的曲轴；而非全支承曲轴是每隔两个（V型发动机为两排）气缸设有一个主轴承的曲轴。由于汽油机的爆发压力较高，因而一般都采用全支承曲轴；仅有个别小缸径汽油机为缩短缸心距，减少主轴承数，采用非全支承曲轴。因此此次设计采用全支承曲轴。2.2.2 结构型式的选择按结构型式曲轴分为整体曲轴和组合曲轴。整体式曲轴的毛坯是由整根钢料锻造或用铸造方法浇铸出来的。整体式曲轴结构简单，重量轻，工作可靠，而且刚度和强度较高，加工面也比较少，在中高速汽油机上应用非常普遍。组合式曲轴是把曲轴分成很多便于制造的单元体，然后将各部分组合装配而成。按划分单元体的不同，又可分为全组合式曲轴与半组合式曲轴。大功率汽油机和小型二冲程发动机上常采用组合式曲轴。由于此次设计的是直列四缸汽油机，故选用平面（图2-1）布置，曲柄互成空间180夹角，静平衡但动不平衡，该方案的不平衡系数较小，易于采取平衡措施，而且此次设计的是高速汽油机，采用该布置第二阶往复惯性力较小，可以不考虑。图2-1综上所述，此次设计采用整体式曲轴。2.2.3 曲轴的轴向定位为防止曲轴的轴向定位，保证工作正常，曲轴需设有轴向定位。中高速汽油机的曲轴通常用止推片或止推轴瓦做止推轴承。大多数汽油机把止推轴承设在输出端，这样当曲轴受热伸长时离合器的间隙可保持不变。但装在曲轴自由端的正时齿轮会产生一些位移。在一些汽油机中由于中央主轴承的负荷大而增加其长度，并用它作止推轴承。当轴向力不是很大，又不是经常作用时，止推轴承多采用翻边轴瓦，或采用止推片。翻边轴瓦的制造比较困难，所以一般汽油机中多用止推片的结构。在轴向经常作用或数值较大的情况下，多采用止推滚动轴承。图2-2本次设计采用止推片的止推方式，并且安装在中央主轴承上。2.2.4曲轴端部结构设计曲轴两端分别为自由端和输出端。大多数汽油机的机油泵，水泵等辅助装置的驱动齿轮以及曲轴的扭转减振器均安装在自由端。飞轮装于输出端，汽油机产生的功率经输出端输出，但在某些工程机械或农用汽油机上，曲轴自由端也可输出部分乃至全部功率。驱动配气机构和喷油泵的曲轴正时齿轮布置于自由端或输出端。当曲轴正时齿轮布置在输出端时，可将正时齿轮直接制造在曲轴上。曲轴输出端一般借法兰通过定位销和螺栓来安装飞轮。为提高曲轴的扭转刚度，最后一道主轴承至曲轴法兰的轴段应尽量短粗，甚至其直径和曲轴法兰相同，这样也便于套装油封。曲轴法兰大小应根据主轴承直径及油封装置来决定。飞轮紧固螺栓分布的圆周直径，最好使螺栓孔位于主轴颈外，并能让开主轴颈到法兰过度圆角。2.2.5 润滑油道布置轴承的工作能力在很大程度上取决于润滑条件。曲轴主轴颈和曲柄销一般采用压力润滑。曲轴上油道与油孔的设计，对于曲轴轴承的润滑及曲轴强度都有重要的影响，因此必须十分慎重地选择油道的方案和确定油孔的位置。润滑油通常先进入主轴承再进入连杆轴承。将机油输送到曲轴轴承中去的供油方法有两种：（1）分路供油 多数汽油机采用这种供油方法。润滑油由主油道直接送到各主轴承。（2）集中供油 主轴承采用滚动轴承时需采用集中供油。集中供油多采用所谓假轴承结构。假轴承上也浇有一层轴承合金。润滑油从假轴承通过轴颈上的油孔进入曲轴内腔。确定主轴颈和曲柄销上油孔定位时，既要考虑到润滑和轴瓦的冷却，又要对轴颈强度削弱最小。从保证润滑考虑，希望主轴颈油孔开在最大轴颈压力作用线方向。曲柄销油孔开在压力最小的地方，以保证连杆轴承供油充足。曲柄销最小负荷通常位于曲柄销平面以曲柄销轴心为中心向着曲轴旋转方向导前角的地方，角可由轴心轨迹图求出。从强度观点考虑，油孔不应位于曲柄平面内而应在曲柄垂直平面内。因为在曲柄垂直平面内，曲柄销表面弯曲应力和扭转切应力都比较小。因此应兼顾上述两项要求来确定油孔的位置，同时还应考虑曲轴结构和钻孔的工艺性。为了减小应力集中，油孔出口应到角，抛光。（3）油孔直径：d=(0.070.10)D=5.7758.25mm 取d=6mm。图2-3所示为本次润滑油道的布置方案。图 2-32.3 曲轴主要尺寸的确定在设计汽车拖拉机这一类高速汽油机的曲轴时，它的基本尺寸大多根据结构布置上的要求来确定，再由强度校核修正。因为曲轴与活塞连杆组件和机体有密切的联系，曲轴的设计不能孤立进行。各部分尺寸多以与气缸直径的相对值表示，而气缸直径又是限制曲柄销直径的重要因素。曲柄长度方向的尺寸基本上决定于气缸中心距。表2-1 曲轴主要结构尺寸的统计范围（车辆用）机型 结构尺寸柴油机汽油机直列V列直列V列主轴径/D0.700.800.750.850.750.850.850.950.650.700.600.70/D0.300.360.240.300.300.350.250.30连杆轴径/D0.600.700.670.720.630.720.600.650.550.62/D0.320.370.230.280.310.350.450.60曲柄臂h/D0.220.280.200.250.180.250.180.22b/D1.051.31.01.30.751.20.751.2过渡圆角r/0.030.050.030.05平衡重/S0.80.90.91.00.80.91.01.12.3.1 曲柄销的直径和长度在考虑曲轴轴颈粗细时，首先要确定曲轴销的直径。在现代发动机设计中，总的趋势是采用较大的值，以减小曲柄销的比压，提高连杆轴承的可靠性，提高曲轴的刚度。然而，随着曲柄销连杆的增加，不平衡旋转质量的离心力增加，曲轴和轴承的工作是不利的。由于曲柄销直径的增加，轴的固有频率会增加，这将抵消由旋转质量的增加所造成的固有频率的减少。此外，曲柄销直径的增加也会增加轴承的摩擦功率损失，从而增加轴承温度，增加机油的热负荷。为此，曲柄销直径不宜较大。曲柄销的长度被认为是根据曲柄销的直径。根据表3-1，初步选取曲柄销的直径=（0.600.65）D=49.553.625mm，取=52mm；曲柄销的长度=（0.310.35）D=25.57528.875mm，取=28mm。2.3.2 主轴颈的直径和长度从轴承负荷开始，主轴颈可以比曲柄销薄，因为主轴承的最大负荷小于连杆轴承。然而，为了最大限度地提高曲轴的刚度，主要直径是非常重要的加强。因为第一，大胆的主轴直径不同于大胆的曲柄销，有很多副作用，对大胆的主轴颈的重叠程度，可以提高曲轴轴颈，从而提高曲轴的刚度，但几乎不增加曲轴的转动惯量，从而提高扭转振动的固有频率，减少危害；其次，可以相对缩短其长度。主轴颈，使增厚的曲柄臂可以提高其强度，提供。根据表2-1，初步选取主轴颈直径=（0.650.70）D=53.62557.75mm取=55mm；主轴颈长度=（0.300.35）D=24.7528.875mm 取=28mm。2.3.3 曲柄臂曲柄臂是曲轴中最薄弱的部分之一，它在曲柄平面内的抗弯刚度和强度都较差。实践表明：由交变弯曲应力造成的曲柄臂断裂是曲轴的主要损坏型式。曲柄臂应选择适当的厚度，宽度，以使曲轴有足够的刚度和强度。曲柄形状应合理，以改善应力分布。现代高速汽油机曲柄的形状大多采用椭圆形和圆形。试验证明：椭圆形曲柄具有最好的弯曲和扭转刚度。其优点是尽量去掉了受力小或不受力的部分，其重量减轻，应力分布均匀。但加工方法较复杂，采用模锻或铸造的方法可以直接成型。根据表2-1， 初步选取曲柄臂厚度h=（0.180.25）D=14.8520.625mm 取h=20mm；曲柄臂宽度b=（0.751.20）D=61.87599mm 取b=70mm。2.3.4 曲轴圆角曲轴主轴颈和曲柄臂连接的圆角称为主轴颈圆角，曲柄销和曲柄臂连接的圆角称为曲柄销圆角。由于曲柄销圆角和主轴颈圆角是曲轴应力最大的部位，且应力沿圆角轮廓分布也极不均匀，故圆角的轮廓设计十分重要。曲轴圆角半径r应足够大，根据表3-1， r/=0.030.05=2.4854.125mm，圆角半径过小会使应力集中严重。为了增大曲轴圆角半径，且不缩短轴颈有效工作长度，可采用沉割圆角，设计沉割圆角时应该保证曲柄臂有足够厚度。曲轴圆角也可由半径不同的二圆弧和三圆弧组成。当各段圆弧半径选择适当时可提高曲轴疲劳强度，增加轴颈有效承载长度。本次设计遵循以上原则，选取圆角半径 r=3mm。2.4 曲轴材料选择及毛坯制造常用的曲轴材料有可锻铸铁，合金铸铁，球墨铸铁，碳素钢和合金钢等，相应的毛坯也分为铸造与锻造。锻造曲轴一般采用中碳钢或者合金钢制造，毛坯生产需要大型锻压设备，虽然毛坯尺寸比较精确，减少了加工余量，提高了材料利用率，此外，锻造能够使材料的金属纤维成方向性排列，纤维方向和曲轴形状大致相符，这大大提高了曲轴的抗拉强度和弯曲疲劳强度。但是锻造曲轴成本过高，大约是球铁曲轴的3-7倍。虽然铸造曲轴主要是球铁曲轴有很多缺点，例如弯曲疲劳强度比较低，较容易发生断裂，相同尺寸的球铁曲轴与锻造曲轴相比，刚度差。但它的优点也相当明显，例如球墨铸铁曲轴经正火处理后的机械性能已接近蔌超过一般的中碳钢，尽管钢的疲劳强度比球墨铸铁高，但曲轴的结构复杂，钢曲轴难免会有油孔、过渡圆角和材质上留有缺陷面造成应力集中，从面降低了曲轴的疲劳强度。球铁可以铸造出复杂的曲轴形状，使其应力分布均匀，且球墨铸铁对缺口敏感度低、变形小，使球墨铸铁曲轴的实际弯曲的扭转疲劳强度与正火中碳钢相近。球铁曲轴的耐磨性好，吸振能力强，有较好的自润滑和抗氧化性能。综上分析，本次设计采用球墨铸铁曲轴。2.5 曲轴的平衡2.5.1曲轴的平衡性分析对曲曲轴轴平衡性的分析可以采用两种方法，矢量图法和数学分析法，此次设计中我采用的是数学分析法:（1）分析因为所以取通过第二气缸中心线且垂直于曲轴中心线的平面为力矩的计算基准平面。 令得即因为和的公式形态一样所以可知， 令得2=30即，由上得知一、二级往复惯性力矩的正、反转矢量 （2）惯性力矩的平衡方法一般，只采用曲轴附加偏角(或扇形)平衡块的方法将全部平衡掉。其中，K值需要与汽油机的配套装置一道试验确定。对一、二级往复惯性力，不另添置平衡轴，而让其自行存在。由此收起的振动是许可的。为了获得良好的外部平衡性能，应对带平衡块的曲轴进行仔细地静、动平衡，并把活塞组、连杆组的重量严格控制在误差范围内。2.5.1 曲轴平衡块的布置方式曲轴平衡块的作用是用来平衡曲轴不平衡的旋转惯性力和旋转惯性力矩，有时也可以平衡往复惯性力及其力矩，并可以减速小主轴承的负荷。随着汽油机转速的提高，多数离心惯性力和离心惯性力矩已自行平衡的曲轴也配置平衡块，这主要是为了减轻主轴承的最大负荷，保证轴承有良好的润滑条件，减小曲轴和曲轴箱所受的离心惯性力矩。但曲轴配置平衡块后，重量增加，制造工艺复杂，曲轴系统扭转振动自振频率降低。因此，应根据转速，曲轴结构，曲柄排列，轴承负荷以及对平衡的要求等因素综合考虑是否配置平衡块。一般低速汽油机不需要配置平衡块，高度汽油机则需要配置平衡块。平衡方案的选择，平衡块重量的计算与布置，应该仔细考虑。平衡块的重心应尽量远离曲轴中心线，以提高平衡效果。但平衡块一般不超过曲轴旋转所扫过的范围。平衡块厚度一般与曲柄臂相同。第三章 发动机外部平衡分析直列式内燃机的激振力，是由各缸平面力系所组成的空间力系，所以对直列式式内燃机的平衡性分析，实际上就是求解空间力系的合成惯性力和合成惯性力矩的问题，求解方法通常采用解析法和图解法，前者是运用公式进行准确计算，适于定量分析，后者则运用多边形作图法求合成矢量，清晰直观，主要用于定性分析。当假定曲轴和机体为绝对刚体来分析惯性力及其力矩对外的作用情况时，发动机的平衡称为“外部平衡”。图3-1 四缸机的曲轴的惯性力和力矩如图3-1所示是一台四冲程四缸机，作用力通过各缸中心线，处于同一平面内，这些力作用在曲轴上形成合力 和合力矩 =其中，力矩取自通过曲轴重心G且垂直于曲轴中心线的平面。根据以上原理，在单列式多缸机的空间力系中，显然存在如下激振力源： （1）合成离心惯性力 （2）合成离心惯性力矩 （3）合成往复惯性，（4）合成往复惯性力矩，（5）合成倾覆力矩倾覆力矩是内燃机输出扭矩的反转矩，它始终和输出扭矩大小相等，方向相反。输出扭矩具有周期性变法的特点，如前分析，用增加飞轮的方法，可使飞轮以后的输出扭矩趋向平衡并使曲轴回转不均匀度得到平衡，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，它也具有周期性变法的特点，并引起内燃机强烈的摇摆振动，是内燃机装置中危害较大的激振力源之一。但增加飞轮只能解决飞轮后输出扭矩的平衡性问题，却不能改变飞轮前各缸气体压力和往复惯性力的变动特性。也就是说，倾覆力矩是不能靠增加飞轮的方法来消减的。由于倾覆力矩含有不同谐波分量，若在内燃机运动机构中附加某些运动部件产生一定作用力，来把含有各谐波分量的倾覆力矩完全平衡，在结构上也有很大的困难。一般来说，解决倾覆力矩的常用方法是采用加强机座和地脚螺丝钉的办法来处理，或通过增加缸数的办法是倾覆力矩中的低次谐波自行抵消，当缸数越来越多时，剩余的倾覆力矩谐波次数也越高，其产生的振动振幅也越小，这对于改善发动机的振动状况是有利的。3.1合成离心惯性力和离心惯性力矩曲柄连杆机构回转质量离心惯性力的平衡，必须满足两个条件：（1）整根曲轴换算质量的重心与曲轴回转中心线重合。（2）回转质量离心惯性力对曲轴回转中心线上任意点的力矩之和等于零。满足第（1）项平衡条件，发动机离心惯性力就获得所谓“静平衡”。 图3-2 曲轴的合成离心惯性力即各离心力的矢量和：。如图6，显然则满足静平衡条件。若能同时满足第（1）（2）项平衡条件，发动机就获得“动平衡”。各缸离心惯性力的垂直和水平分力，分别对通过发动机重心的基准面取矩之和，等于发动机在垂直和水平平面内的合成离心惯性力矩。 合成离心惯性力矩显然，即合成惯性力矩为零。即在未加平衡重时，曲轴是达到平衡的。3.2合成一级往复惯性力和二级往复惯性力一级往复惯性力和二级往复惯性力的产生：内燃机在稳定工况时，假定曲柄作等角速度回转，将式对时间作一次微分，可得活塞运动速度的准确公式：将活塞速度准确公式对时间作一次微分，可得活塞加速度： =由，将其微分的 (其中，R曲轴半径，L连杆长度)代入上式得 对作时间作一次微分，可得到活塞加速度的近似公式：往复惯性力在曲柄连杆机构中，活塞组质量和连杆小端代替质量都沿气缸中心线作往复运动，因此，集中在活塞销中心作往复直线运动的质量为 惯性力的大小等于运动质量和加速度的乘积，而方向则与加速度相反，因此，曲柄连杆机构总的往复惯性力为 把加速度公式代入得称为一级往复惯性力，称为二级往复惯性力。往复惯性力是沿气缸中心线作用的，且往复惯性力和气体压力永远与活塞加速度方向相反，动力学中统一规定往复惯性力和气体压力都是沿气缸中心线向下为正值。（1）内燃机的一级往复惯性力 一级往复惯性力为 X发动机气缸数 a曲柄转角 b分别为各缸曲拐与第一缸曲拐之间的夹角，其中（2）内燃机的二级往复惯性力(3) 正反转平衡轮系采用正反转平衡轮系，可使一级往复惯性力和二级往复惯性力得到完全平衡。图3-3 正反转平衡原理图 如图3-3所示，设在半径R处有两个旋转质量，它们以w的角速度朝相反方向回转，其产生的离心惯性力的大小都为，其中与曲轴转向相同的称为“正传矢量”，相反的称为反转矢量，那么它们在垂直轴上的投影之和为 =这与大小相等，方向相反，相互自行平衡。根据分析，可视为两个旋转质量的离心惯性力转化的结果，因此可用离心惯性力的平衡方法进行平衡，这种平衡方法为“正反转矢量平衡法”。用正反转矢量平衡法平衡一级往复惯性力 为了使得到完全平衡，应令 这就是平衡一级往复惯性力时每个平衡重所需的质量，如图3-4所示图3-4 平衡一级往复惯性力的正反转轮系图3-5 用平衡重平衡一级往复惯性力如图3-5所示，满足上述平衡条件后，沿气缸中心线作用的分力总是与大小相等方向相反，变化周期也完全相同，在发动机工作时，它们总是互相抵消，起了平衡一级往复惯性力的作用。但除此之外，在垂直于气缸中心线的方向上仍存在分力，这个分力也是周期性变化的激振自由力，它经过主轴承传递到机体，必然要引起发动机的横向振动。由此可见，采用平衡重的平衡方法，虽然能将沿气缸中心线作用的一级往复惯性力平衡掉，但在垂直于气缸中心线的方向却产生另一个激振力，根据上述平衡条件，这个激振力的振幅2等于一级往复惯性力的振幅值并且按正弦规律作周期性变化。工程运用上，就常常利用上述结论来把一级往复惯性力适当的作部分转移，以适合装置的要求，如同所示，在曲柄臂下方配置平衡重，令其回转半径等于曲柄半径R，当曲轴以角速度w回转时，它产生的离心惯性力为，根据余弦定理，这个离心力与发动机一级往复惯性力的和为 上式表明，若用往复运动质量的一半作平衡重来平衡一级往复惯性力，平衡的结果，任何瞬时剩下的合力的大小，已减少至一级往复惯性力的一半。此外，从图中合力求解的几何关系可以看出，的作用方向则在（-a）角的离心方向，随着（-a）值的变化，将以角速度w朝曲轴转向相反的方向旋转，这意味着此时一级往复惯性力的一半已转移，所以沿气缸中心线和垂直气缸中心线的两个分力都只是等于一级往复惯性力的一半，如图所示。显然，由于最大作用力已经减半，对改善发动机的振动状况和主轴承负荷都有一定好处。 因此可以得出结论：平衡重不能直接平衡往复惯性力，只是把它转移90度置于另一个平面而已。平衡重除可用于平衡曲柄连杆机构的离心惯性力外，有时也要来平衡平衡一级往复惯性力。 平衡重的质量皆为，平衡重量的重心至其回转中心距离为，平衡重量离心力在水平方向的两个分力互相抵消，不必考虑。而平衡质量离心力在垂直方向两个分力的合力位于气缸中心线上，方向与二级往复惯性力相反，其值为： =为了使得到完全平衡，应令 即解得 就是满足二级往复惯性力平衡条件时，每个平衡重量所需数量，如图3-6所示。图3-6 平衡二级往复惯性力的正反转轮系图3-7 同时平衡一级往复惯性力和二级往复惯性力的正反转轮系3.3一级往复惯性力矩和二级往复惯性力矩直列式内燃机的合成往复惯性力矩，作用在通过各缸中心线的平面内，其大小等于各缸往复惯性力对发动机重心基准面取矩之和，如图3-8所示：图3-8 曲轴惯性力和力矩一级往复惯性力矩 a曲轴的转角 ，分别为各缸曲柄与第一缸曲柄之间的夹角（）同理 二级往复惯性力矩 a曲轴的转角 ，分别为各缸曲柄与第一缸曲柄之间的夹角（）在本次设计计算中，计算得直列四缸发动机的一级往复惯性力矩和二级往复惯性力矩都为0，如果不为0，可以令，此时得到的各个a值就是对应，为最大值时所在第一曲柄转角。 平衡一级往复惯性力矩和二级往复惯性力矩的方法一般有两种：（1） 用正反转平衡轮系进行平衡，如图3-9所示：图3-9 同时平衡一级往复惯性力矩和二级往复惯性力矩的正反转轮系其原理如下： 其产生的平衡力矩为了使刚好抵消直列式多缸机的不平衡合成往复惯性力矩，应令和方向相反，大小相等。 所以设计平衡机构主要部件的条件为:a发动机第一曲柄的转角 缸心距同理，可得另一平衡条件为一级往复惯性力矩平衡特征系数（）二级往复惯性力矩平衡特征系数（）(2)用皮带轮和飞轮上的配重进行平衡 在直列四缸发动机的曲轴的平衡设计过程中，一级往复惯性力矩和二级往复惯性力矩都为0，即，。假若一级往复惯性力矩和二级往复惯性力矩都不为0，则用皮带轮和飞轮上的配重进行平衡如下； 1.令=0，求出a的值。 2.在皮带轮上沿曲轴方向落后第一缸曲拐a方向上增加一平衡重，同方向在飞轮上钻平衡孔，由此产生的附加力矩来平衡旋转惯性力矩及转移部分一级往复惯性力矩。3.选定皮带轮平衡块重心至飞轮减重孔中心的距离L，的值即为所加皮带轮上平衡块的质量和飞轮上的去重质量。第四章 发动机内部平衡分析当考虑曲轴和机体为弹性体时，由于曲轴和机体承受惯性力及其力矩后产生周期性变形，此时即使发动机已达到完全的外部平衡，但变形的结果仍有一部分力和力矩会传到机座，引起发动机整体振动并向机外传递，发动机的这种平衡称为“内部平衡”。为了改善平衡性，直列式发动机曲柄图中的曲柄排列一般设计成均匀分布，因此合成离心惯性力都达到自行平衡，但合成离心惯性力矩仍未达到平衡，合成离心惯性力矩的平衡方法，通常如以下几种： （1）各缸平衡法（如图4-1） （2）分段平衡法 （3）整体平衡法 （4）不规则平衡法图4-1 各缸平衡法各缸平衡法是在每个曲柄正置一对平衡重，将每缸的离心惯性力分别平衡掉，如图所示。各缸平衡法的优点是能使离心惯性力及其力矩达到完全的外部平衡和内部平衡，这对消减振动力源和改善主轴承磨损大大不利，缺点是因每个曲柄臂都配置了平衡重，使发动机曲轴质量显著增加，并因增加了每个曲柄的转动惯量而使曲轴系统扭转振动性能受到影响。一般所谈到的发动机平衡问题，只涉及发动机对外部的力和力矩，即所谓“外平衡”问题。讨论外平衡时，实际上是把曲轴和缸体当做绝对刚体了，没考虑到它们的各个和所引起的内弯矩的作用下会产生周期性的弯曲变形，既增加轴承载荷，又引起机体振动。因此，有必要尽可能减小各个和所引起的曲轴和机体的内弯矩。这就是所谓的“内平衡”问题。在四冲程四缸机中，图画出了主轴承数目为2.3.5三种情况下因旋转惯性力而引起的曲轴的内弯矩图。这些弯矩图是按照点支撑的等截面直梁计算出来的，虽然与实际情况有差距，但仍能反映出一些基本特点。例如，增加主轴承数目可以限制曲轴变形，减少曲轴弯矩，但同时使机体所受弯矩增大，若曲轴上装平衡重，曲轴和机体的弯矩都能减小。曲轴的曲拐排列方案不仅决定发动机的外平衡特性，也影响曲轴和机体在各种惯性力作用下的内弯矩。要评价不同的曲柄图在内平衡方面的优劣，可以取机体的最大内弯矩来比较，也可用曲轴最大内弯矩来比较，也可用曲轴最大弯矩来比较，鉴于目的只在相对比较，为便于计算，通常就用一种在统一规定的假想条件下算出来的所谓曲轴“内力矩”的最大值来比较。计算内力矩的方法是：假定曲轴为简支直梁，且支点是第一缸和最末一缸的中心线与曲轴轴线的交点，在直梁上对应于各缸中心线和曲轴轴线的交点处，按照各曲拐方向画出各个，求次假想直梁的支承反力，画出弯矩图，图中最大弯矩值即所谓最大内力矩。如果各个不在一个平面上，可先将各个分解为互相垂直的两个分力，其一平行于，另一垂直于第一曲拐平面，然后按假想简支直梁模型分别求出两个方向的支承反力，画出第一曲拐平面及其垂直面两个平面上的弯矩图，最后算出最大合成弯矩，即得内力矩。 图4-2 不同的支承情况下的曲轴的弯矩图各缸平衡法是在每个曲柄正置一对平衡重，将每缸的离心惯性力分别平衡掉，如图所示。则 若取，则这就是需要加的平衡重的质量。第五章 平衡机构设计5.1 气缸发动机平衡分析图5-1 直列四缸发动机模型图5-1为直列四缸发动机为研究对象，发动机为4冲程发动机，发动机会产生二阶往复惯性力和较大的倾覆力矩，在操作过程中，二阶往复惯性力会使沿气缸中心线方向的发动机振动，存在倾覆力矩会使发动机曲轴中心周围的倾覆振动方向。图5-2图5-4分别为直列四缸发动机的一阶往复惯性力、二阶往复惯性力、旋转惯性力在某一时刻的受力分析图。由于在发动机整个运行过程中发动机各缸所受力的相对大小、方向是不变的，因此某个时刻发动机的受力分析结果是可以说明在整个运行过程中发动机的受力情况的。由图5-2可知，各缸一阶往复惯性力总是相互抵销，合力为零，其合力矩也为零。由图5-3可知，各缸二阶往复惯性力时刻等大同向，合力为各缸二阶往复惯性力的和，同时二阶往复惯性力的合力矩仍为零。由图5-4可知，各缸旋转惯性力总是相互抵销，合力为零，其合力矩也为零。 图5-2 一阶往复惯性力分析图 图5-3 二阶往复惯性力分析图图5-4 发动机旋转惯性力分析图发动机的倾覆力矩是由活塞队机体的侧压力向曲轴中心简化所产生的力矩，即：经过整理得到：由上式可知，倾覆力矩与气体压力、往复惯性力、曲柄半径以及系数有关。其曲线形式比较复杂，一般不会自平衡，需要安装平衡机构