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2100
柴油机
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2100柴油机曲轴系设计,2100,柴油机,曲轴,设计
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天津大学课程设计论文2100T柴油机曲轴的平衡性分析及平衡措施设计说明书专业：热能与动力工程班级：1班学号：3009201315姓名：邓豪目 录1. 绪论2. 2100T柴油机曲轴平衡性的理论分析与计算2.1 旋转惯性力的平衡分析2.2 往复惯性力的平衡分析3. 相关参数的确定和不平衡的惯性力及其力矩的理论曲线绘制3.1 相关参数的确定3.2 不平衡的惯性力及其力矩的理论曲线绘制4. 曲柄连杆机构多刚体动力学模型的建立4.1 多刚体动力学方程4.2 多刚体系统建模4.3 曲轴系统建模4.4 活塞系统建模4.5 连杆系统建模4.6 曲轴、活塞与连杆组件的装配5. 基于Adams的曲柄连杆机构动力学仿真分析5.1 模型文件的导入5.2 运动副的施加5.3 运动仿真的初始条件5.4 运动仿真的结果与分析6. 2100T柴油机平衡装置的设计6.1 平衡方案的比较6.1.1 平衡块平衡机构6.1.2 单轴平衡机构6.1.3 双轴平衡机构6.1.4 方案的确定6.2 平衡机构的计算6.3 平衡机构的布置6.4 平衡块的设计结论参考文献1 绪论往复式内燃机由于工作过程的周期性和机件运动的周期性，曲轴旋转时所产生的旋转惯性力和往复惯性力都是周期性变化的。如果这些力在机内不能相互抵消，传给支承的力也会不断变化。再者，由于输出转矩的波动，也会造成支反力的变化，这些就是往复式内燃机不平衡的原因。平衡性差的内燃机会引起机器在支承上振动，影响乘员的舒适性和驾驶的平顺性，同时会产生振动噪声、消耗能量、降低机器的总效率，还会引起紧固连接件的松动或过载，导致相关仪器和设备的异常损坏。因此，对于内燃机来说具有良好的平衡性极其重要。内燃机的平衡性分析包括两方面的内容：惯性力系的平衡性和扭矩的均匀性。对于2100T柴油机，由于两缸机自身平衡系统的特殊性，其往复惯性力和该力形成的力矩是不平衡的，因此如何使两缸机既在结构上不过于复杂，又能满足平衡性要求，具有十分重要的意义。分析2100T柴油机曲轴的平衡问题，实质上就是对各缸往复惯性力和各曲拐旋转惯性力构成的空间力系进行简化，如果简化结果主矢量、主力矩均为零，则曲轴是平衡的，反之就不平衡，这是求出不平衡量随时间（曲柄转角）的变化规律即可。虚拟样机技术在内燃机领域已经得到越来越广泛的应用。本文以多刚体系统动力学为理论基础，利用Proe软件平台建立柴油机曲柄连杆机构的实体模型，并采用ADAMS进行动力学仿真分析，可得到整个系统协调运作下的运动规律和动力学特性参数。针对2100T柴油机存在的平衡问题，在结构允许的范围内提出相应的改进措施和设计合理的平衡机构，根据仿真模拟结果，不断调整，最终得到一套比较可行的平衡方案。2 2100T柴油机曲轴平衡性的理论分析与计算2.1 旋转惯性力的平衡分析内燃机的旋转质量系统（由各曲拐的旋转质量mr组成），不但要求静平衡，而且要求动平衡。只有当系统旋转时不但旋转惯性力合力Fr=0，而且合力矩Mr=0，才完全平衡。 如图1所示，2100T柴油机的曲轴两曲拐夹角为180，显然满足静平衡方程：Fr=0。但动不平衡，存在不平衡的离心力矩Mr。图1 曲轴简图根据图1，我们可以计算得到Mr=mr2Ra，其中mr为曲拐的旋转质量，为曲轴旋转的角速度，R为曲柄半径，a为两曲拐之间的距离。2.2 往复惯性力的平衡分析根据曲柄图可以判断内燃机的平衡情况，图2和图3分别为2100T柴油机的一级和二级曲柄图。 图2 一级曲柄图 图3 二级曲柄图由图2可知，一级曲柄图的两曲拐是沿圆周均匀分布的，故其一级往复惯性力是平衡的。与此同时，根据图1，可知曲轴两曲拐相对于轴线中点非对称分布，故2100T柴油机存在一个不平衡的一级往复惯性力矩Mj1。经过计算得到，Mj1=-mj2Racos，其中，mj为往复直线运动部分的质量，为曲柄转角。由图3可知，二级曲柄图的两曲拐沿圆周非均匀分布，故其二级往复惯性力是不平衡的。经过计算得到，Rj2=-2mj2Racos2，由于二级往复惯性力是不平衡的，就更谈不上二级往复惯性力矩的Mj2平衡问题了。3 相关参数的确定和不平衡的惯性力及其力矩的理论曲线绘制通过前面的分析计算，我们已经知道2100T存在不平衡的离心力矩、一级往复惯性力矩，二级往复惯性力及其力矩。为了平衡离心力矩Mr，一般可通过在曲柄上布置平衡重来保证动平衡。本机型受空间限制，只能采用完全平衡法，即在曲轴上布置四个平衡重。对于往复惯性力及其力矩来说，主要是采用安装双轴平衡机构，但结构比较复杂。因此，后期的平衡优化主要针对不平衡的往复惯性力及其力矩展开。3.1 相关参数的确定根据前面计算得到的不平衡往复惯性力及其力矩的公式，所涉及的相关参数主要包括往复运动质量mj，曲轴旋转的角速度，曲柄半径R，连杆长度l，两曲拐之间的距离a。由2100T柴油机主要技术参数及图纸，上述参数可确定如下：往复运动质量mj=mj活塞+mj活塞销+mj连杆小头 =1.2923+0.4696+0.7503=2.5122(kg)； 曲轴旋转的角速度=2n60=209.3rad/s；曲柄半径R=60mm；连杆长度l=200mm；两曲拐之间的距离a=125mm。3.2 不平衡的惯性力及其力矩的理论曲线绘制将3.1中参数带入前面计算得到的公式Mj1=-mj2Racos，可以得到不平衡的一级往复惯性力矩随曲柄转角变化的理论曲线，如图4所示。图4 一级往复惯性力矩随曲柄转角变化的理论曲线将3.1中参数带入前面计算得到的公式Rj2=-2mj2Racos2，可以得到不平衡的二级往复惯性力随曲柄转角变化的理论曲线，如图5所示。图5 二级往复惯性力随曲柄转角变化的理论曲线4 曲柄连杆机构多刚体动力学模型的建立4.1 多刚体动力学方程ADAMS多刚体系统运动微分方程是采用拉格朗日方程建立的。首先选择适当的广义坐标对物体进行描述，对于刚体，采用质心在惯性参考系中的笛卡尔坐标和反映刚体方位的欧拉角作为广义坐标：qi = x，y，z，, ，q = q1，qnT，即每个刚体用六个广义坐标描述。系统动力学方程是最大数量但却高度稀疏耦合的微分代数方程，适于用稀疏矩阵的方法高效求解。应用拉格朗日待定乘子法， 得到多刚体系统的动力学方程为：式中：q为广义坐标列阵；Q为广义力列阵；p为对应于完整约束的拉氏乘子列阵；为对应于非完整约束的拉氏乘子列阵；T为系统能量，其中，(q,t)=0为完整约束方程，q,q,0=0 为非完整约束方程。4.2 多刚体系统建模两缸发动机曲柄连杆机构多刚体系统动力学模型主要包括：曲轴系统刚体模型及活塞组件刚体模型和连杆组件刚体模型。应用Proe实体建模软件,建立装配零部件的三维实体模型，如图6所示。图6 多刚体系统动力学仿真模型4.3 曲轴系统建模曲轴系统动力学模型主要包括曲轴身、平衡重与飞轮。应用Proe实体建模软件,建立零部件的三维实体模型，如图7所示。图7 曲轴系统零部件模型4.4 活塞系统建模活塞系统动力学模型主要包括活塞与活塞销，但在建立模型时需要对其两部分分开建立，因为在装配设计整体模型时，两部分间有相对运动。应用Proe实体建模软件,建立零部件的三维实体模型，如图8所示。图8 活塞系统零部件模型4.5 连杆系统建模连杆组件系统动力学模型主要包括连杆体、连杆衬套、连杆盖、连杆轴瓦、连杆螺栓。在建立模型时，分别建立连杆体、连杆衬套、连杆盖、连杆轴瓦、连杆螺栓的零部件模型之后，对其五部分进行装配，如图9所示。图9 连杆系统零部件模型4.6 曲轴、活塞与连杆组件的装配将连杆组件、活塞、活塞销与曲轴组合导入新的装配设计中，并且由于本文研究的是两缸发动机，连杆组件、活塞与活塞销需要导入两对，总装配模型如图10所示。图10 总装配部件模型5 基于Adams的曲柄连杆机构动力学仿真分析5.1 模型文件的导入在Proe中将装配好的模型保存副本至Parasolid (*x_t)格式，开启ADAMS程序后选择导入文件，并在浏览对话框中选择所要导入文件的位置文件夹，之后打开文件即完成模型的导入，导入后如图11所示。图11 导入Adams后模型示意图5.2 运动副的施加在曲轴与地面之间施加绕曲轴中心轴的旋转副；在连杆组件1、2与曲轴左右曲拐之间分别施加绕曲拐中心轴的旋转副；在连杆组件1、2与活塞销1、2之间分别施加绕活塞销中心轴的旋转副；在活塞1、2与活塞销1、2之间施加绕活塞销中心轴的旋转副；在活塞1、2与地之间施加沿活塞中心轴的移动副。施加后如图12所示。图12 施加运动副后模型示意图5.3 运动仿真的的初始条件在施加运动副的同时，在曲轴与地面之间的旋转副的定义对话框的motion选项中给予一个绕Z轴旋转的转动力，转速为额定转速n=2000r/min=1.256104mm/s。具体如图13所示。图13 驱动施加示意图5.3 运动仿真的的结果与分析2100T柴油机的往复惯性力及力矩的运动仿真结果分别如图14，图15所示图14 往复惯性力随曲柄转角变化的仿真曲线图15 往复惯性力矩随曲柄转角变化的仿真曲线将图14中往复惯性力随曲柄转角变化的仿真曲线与图5中二级往复惯性力随曲柄转角变化的理论曲线对比分析可以看到，两者的变化趋势是趋于一致的，而幅值存在些微的差别是因为仿真曲线中是各级往复惯性力的叠加。因此，可以说运动仿真所用的多刚体动力学模型是比较正确的。6 2100T柴油机平衡装置的设计6.1平衡方案的比较对于2100T柴油机而言，不平衡的往复惯性力及其力矩是发动机整机振动的重要激励源，强烈的振动直接影响柴油机的燃油消耗率、整机噪声和使用可靠性，继而影响车辆的使用性能和驾驶平顺性。而该激励源无法通过柴油机本体设计予以消除，所以只有通过安装平衡机构来达到减振降噪的目的。目前两缸发动机的平衡方法主要有以下几种：6.1.1 平衡块平衡机构图16所示为平衡块平衡机构简图，该机构通过安装在发动机前后端的偏心轮来实现对二级往复惯性力的平衡。平衡块对称布置，以发动机曲轴的两倍转速旋转，双平衡块旋转方向一致，且与曲轴旋转方向相反，双平衡块旋转时产生的离心惯性力在垂直方向的分力之和与二级往复惯性力平衡。图16 平衡块平衡机构简图采用平衡块方案，柴油机的外形尺寸可保持在要求的范围之内，对整机系列化有利，零部件通用化程度也高。但是，该机构也存在一些不足，表现如下： 平衡块偏心质量大，而且同向旋转的双平衡块将产生相对于曲轴中心的附加力矩，若设计不当，虽然能将二级往复惯性力平衡，但附加力矩的激振作用超出了原二级往复惯性力的激振作用，反而加剧柴油机的振动； 机体承受较大的内力矩，这将增大机体附加变形； 采用平衡块平衡机构势必增加齿轮数量，整机机械效率差一些，会增大机械噪声； 存在轴承载荷大和转动线速度高的问题。6.1.2 单轴平衡机构图17所示为单轴平衡机构简图，该机构是将平衡二级往复惯性力所需的偏心质量均匀布置在偏心轴段的平衡方式，平衡轴纵贯整个机体，由多点支撑。各轴承负荷相对较小，其附加变形也较小，油道布置简单，整个系统的可靠性较好。图17 单轴平衡机构简图单轴平衡机构如果单纯为平衡二次往复惯性力，其平衡轴位置应位于柴油机曲轴中心，但在实际布置时，要受到连杆运动轨迹及外围附件布置的限制，很难达到上述要求，平衡轴通常布置在偏离曲轴中心某一位置，纵贯整个机体。偏离曲轴中心的布置方式虽然原理上可以平衡部分倾覆力矩，但会造成柴油机下曲轴箱高度或宽度的增大，致使这种平衡方式的使用受到总体布置的限制，特别是对于高紧凑性军用发动机尤为突出。总体来说，单轴平衡系统紧凑性较差，轴承负荷较大，易出故障，使用灵活性较小，动力输出头较少，不易保证2100T柴油机驱动机构的一致性等。6.1.3 双轴平衡机构双轴平衡机构由柴油机的曲轴齿轮驱动机构运转，机构的驱动轴与从动轴以两倍于柴油机曲轴的转速运转，且转速相反，形成的离心惯性力合力与柴油机的二级往复惯性力相抵消。 该机构克服了上述平衡块和单轴平衡机构的不足，平衡轴位置相对容易布置。设计该机构时，需要注意，应该使柴油机二级往复惯性力与机构离心力合力之间的距离尽量小，以免机构带来的附加力矩过大，引起柴油机比之原来更加剧烈的振动。6.1.4 方案确定平衡方案的确定主要考虑两个方面的要求：一是发动机总体结构的限制，二是发动机的平衡性能要求。前者主要考虑布置平衡机构后，发动机刚强度及附件布置不受影响，传动容易实现，发动机外形尺寸满足装车要求，后者既要满足二次往复惯性力的平衡，还能兼顾侧倾力矩均匀性的平衡，从而达到减轻发动机振动的目的。同时，平衡系统的选择应考虑到系列化设计指导思想和试制周期、经费投入以及一次成功的要求，从紧凑性、可靠性、简易性、维修性、比质量等方面进行权衡和决策， 设计时还要求本设计应具有良好的互换性。针对高转速2100T柴油机，综上述平衡措施的优缺点，宜选择双轴平衡机构来平衡柴油机的内部载荷。6.2平衡机构的计算直列两缸柴油机的整机振动主要是由不平衡力及其力矩所引起的，即二阶往复惯性力Rj2及其惯性力矩Mj2。如果两缸柴油机装有配重平衡机构，所产生的力和力矩与发动机本身所产生的力和力矩大小相等，方向相反，那么发动机的不平衡力和力矩便可以抵消。平衡机构有两根轴，偏心质量为MB，偏心距为RB，平衡轴以二倍的曲轴转速旋转，且它们的旋转方向相反；偏心质量的相位和活塞的相位应保持反向，即当第1缸活塞到达上止点时，偏心质量质心朝下端。图18所示双轴平衡机构是仅针对二级往复惯性力的平衡设计，未兼顾平衡倾覆力矩中的二谐分量，是标准的兰彻斯特(Lauchester)原型。这种类型的平衡机构两根平衡轴对称于气缸中心线，等高布置，旋转方向相反。图18 二级往复惯性力平衡轴双平衡轴所产生的不平衡力为：FB=4MBRB2cos2 （1）根据平衡原理，以二倍于曲轴转速旋转的双平衡轴在垂直方向的合力FB与式的二阶往复惯性力Rj2之和为0：FB+Rj2=0，即：MBRB=12mjR （2）式（2）实现了完全平衡整机垂直方向上的振动。6.3平衡机构的布置平衡轴的布置范围大致可以分为两种：一种是通轴设计，多数为全长平衡轴（与整机长度相当），不平衡量分配在整个轴上，全长平衡轴大多数是原机型设计中就设计有平衡机构的柴油机；另一种是非长轴设计，即多段配置平衡块类型，平衡轴短于发动机总长，多为一缸或二缸内布置所采用，设计灵活多变，充分利用空间布置。对于2100T柴油机，采用两段配置平衡块类型是合理的选择。6.4平衡块的设计根据平衡原理，由式（2）得到平衡机构的理论平衡量如下：I0=12mjR=0.50.32.51220.06=0.0226（kgm）该2100T柴油机采用两段配置平衡块的设计，适合于平衡轴的非全长设计要求。平衡机构采用半轴类平衡块，平衡块截面如图19所示，其总平衡量为：I=IA+IB （3）图19 平衡块截面图其中：IA=23(RA3-rA3)LA, IB=23RB3-rB3LB.式中,为平衡轴所用材料的密度,其值为7.8103kgm3；RA、RB分别为A、B轴段的平衡块半径；rA、rB所表示的尺寸如图19所示；LA、LB为各轴段的长度。各轴段平衡量分布情况如表1所示，所设计的平衡机构的平衡量值几乎与理论平衡量值一致。表1 各轴段平衡量分布参数A段B段平衡块半径/mm5050rA、rB/mm88单位长度平衡量Ii/(kg)0.64730.6473轴段长度L/mm1718各轴段平衡量Ii/(kgm)0.01000.0165总平衡量I/(kgm)0.0265（=100.2%I0）按照表1中的平衡量分布情况，用Pro/E绘制平衡轴三维模型，如图20所示：图20 平衡轴三维模型双平衡轴与曲柄连杆机构的空间布置如图21所示：图21 双平衡轴与曲柄连杆机构的空间布置 结论(1) 采用传统理论分析方法对2100T柴油机进行了平衡分析，该机型存在不平衡的离心惯性力矩、一级往复惯性力矩，二级往复惯性力及其力矩；(2) 利用Proe建立曲柄连杆机构的装配模型，并导入Adams进行
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