（动力机械及工程专业论文）改善内燃机真实平衡性能的方法研究.pdf

北方交通大学硕士论文 y 3 ；0 2 5 摘要 本论文将重心位移法应用到内燃机平衡性能的研究中，通过数据计 算说明该方法的可行性，并运用重心位移法来研究了参数偏差对内燃机 平衡性能的影响情况，提出了通过减小各参数偏差对重心坐标的影响程 度来减小参数偏差对内燃机振动影响的研究方法。 由于内燃机曲柄连杆机构的各运动件的连接中存在间隙，而间隙对 内燃机振动的影响是不能忽略的，因此，在论文中对考虑间隙的参数偏 差对内燃机平衡性能的影响进行了研究。建立了考虑间隙时参数偏差对 内燃机真实平衡性能影响的数学模型，并计算了考虑间隙时1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油机的参数偏差对其平衡性能的影响情况。 机构精度分析法是机械设计中机构参数精度分配的传统方法，本文 将这种方法应用到研究内燃机曲柄连杆机构的精度分配上，提出了重新 进行精度分配的理论，并用三种方法对1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油机的参数分别 进行了计算，给出了重新分配后的参数偏差范围，作为制造、检修内燃 机时制定工艺的理论依据。) 关键词内燃机振动平镇t 精度分配一葛，乞蔼i 么每稚岛芝 沏柄薅柑 j 一 北方交通大学硕士论文 a b s t r a c t t h ist h e s isa p p l i e st h et o t a lm a s sc e n t e rm e t h o d ( t m c m ) t ot h e 一卅p o c i n gq u a l i t yo f in t e r n a l c o m b u s t i o ne n g i n e s t h em e t h o d isp r o v e dt ob ef e a s i b let h r o u g hc a l c u l a t i o n t h e n i tu s e s t h et m c mt os t u d yh o wt h ep a r a m e t r icd e v i a t i o ni n i l u e n c e st h e b a l a n t i n gq u a l i t y b yd i m i n is ht h ei n i l h e n c e0 fa l lp a r a m e t r ic d e v i a t i o nt 0t o t a lm a s sc e n t e r sc o o r d i n a t e ，as 0 1 u t i o nis b r o u g h tf o r w a r dt od i m i n is h t h ei n f l u e n c eo f p a r a m e t r ic d e v i a t i o nt ot h eb a l a n c i n gq u a l i t y t h e r ei sc l e a r a n c ei nt h ec o n n e c t i o no ft h er u n n i n gp a r t so f i n t e r n a l c o m b u s t i o ne n g i n e c r a n k g u i d e m e c h a n i s ma n dt h e i n f u e n c eo ft h ec l e a r a n c eo nt h eo s c i l l a t i o no ft h ec r a n k g u i d e m e c h a n i s mc a n tb ei g n o r e d s o ，t h et h e s i ss t u d i e st h ei n f l u e n c e o fp a r a m e t r i cd e v i a t i o no nt h eb a l a n c i n gq u a l i t yo fi n t e r n a l c o m b u s t i o ne n g i n eu n d e rt h ec o n s i d e r a t i o no fc l e a r a n c e i nt h i s c a s e ，am a t h e m a t i c a lm o d e li sf o u n d e da n di su s e dt oc a l c u l a t et h e i n i l u e n c eo nm o d e l1 6 v 2 8 0 z j ai n t e r n a l c o m b u s t i o ne n g i n e a sat r a d i t i o n a lm e t h o do fm e c h a n i s m p a r a m e t r i cp r e c i s i o n a s s i g n m e n tm e t h o di nm e c h a n is md e s i g n ，t h em e c h a n i s mp r e c i s i o n a n a l y t i c a lm e t h o di su s e di nt h et h e s i st os t u d ym e c h a n i s m p r e c i s i o na s s i g n m e n to fi n t e r n a l c o m b u s t i o ne n g i n e c r a n k g u i d e m e c h a n i s m t h em e t h o do fr e a s s i g n m e n tp r e c i s i o ni sb r o u g h to u t t h ep a r a m e t e r so fm o d e l1 6 v 2 8 0 z j ai n t e r n a l c o m b u s t i o ne n g i n ea r e c a l c u l a t e di nt h r e ed i f f e r e n tm e t h o d s a tl a s t ，t h ep a r a m e t r i c i i 北方交通大学硕士论文 d e v i a t i o ns c o p ea f t e rr e a s s i g n m e n ti sg i v e nt os e r v ea st h e t h e o r e t i c a lr e f e r e n c eo f p l a n n i n g i n m a n u f a c t u r i n g a n d o v e r h a u l i n gt h ei n t e r n a l c o m b u s t i o ne n g i n e s k e y w o r d si n t e r n a l c o m b u s t i o ne n g i n es h a k e b a a n c e a s s i g n m e n tp r e c i s i o n f 第一章绪论 第一章绪论 1 一i引言 内燃机由于具有良好的经济性和工作可靠性而被广泛应用于 国民经济的各个部门：诸如铁路、公路、船舶等交通运输行业的动 力源及内燃发电站等，而内燃机又是内燃机车、汽车、拖拉机、轮 船、内燃电站等动力装置的主要振动源和噪声源。随着内燃机高速 化、大功率、轻型化的发展趋势，其产生的振动、噪声问题也越来 越引起人们的高度重视。 科技飞速发展的当今世界，人们对环境保护越来越重视，为 控制和减少环境污染，人们投入了大量的精力和科研资金，并取得 了一定的效果。内燃机振动是产生内燃机噪声的根源，为了减少内 燃机的噪声污染，在国际上，从五、六十年代就开始了内燃机振动 噪声控制技术的研究工作。至今已经历了三个阶段【1 】： 第一阶段：从五十年代到六十年代中期，主要对产生内燃机 噪声的机理进行分析和实验研究，着重研究内燃机的振动机理，对 内燃机的振动声源进行控制； 第二阶段：从六十年代末开始，对内燃机传统结构做较大的 变革，以期达到减振降噪的目的： 第三阶段：从八十年代起，采用现代分析技术研究振动传递函 数与噪声辐射的关系，研制新一代的低噪声内燃机。 内燃机的噪声主要由气体动力噪声、燃烧噪声和机械噪声三 大部分组成 2 ，对于气体动力噪声与燃烧噪声两个方面，国内外 已有相当一部分人员从事这方面的研究工作，并且已取得了相当大 第一章绪论 的成就。对于机械噪声的研究，人们也于八十年代起开始了探索， 并发现机械噪声主要由内燃机的曲柄连杆机构、配气机构、齿轮机 构等运动部件与其连接体发生频繁的机械撞击，激励结构振动而产 生的，也是内燃机的主要噪声源之一。因此“降低内燃机的机械噪 声”引起了人们的高度重视，在近十几年里，人们先后采取了如下 措施： ( 1 ) 采用结构模态分析手段进行模态修改，将主要声辐射模 态改变到激励最小的频率上，降低机体等物件的声辐射效率系数从 而降低噪声： ( 2 ) 采用新技术、新材料，降低运动部件的质量以减少冲击 振动； ( 3 ) 提高零部件精度、减小误差( 机械加工误差) ，减小设 计装配间隙等，这些措施都不同程度地降低了振动噪声。 l 一2国内外研究现状、问题的提出 1 2 1 对内燃机平衡性能的研究 经过长期的科学研究和生产实践，人们对内燃机曲柄连杆机 构的动力平衡性能，已经有了系统的认识，而且形成了比较成熟的 理论。文献“2 、 33 对这方面都做了比较详细的介绍。但由于当 时( 八十年代至九十年代初) 受到计算机和实验条件的限制，当时 的研究是建立在曲柄连杆机构参数都是均衡和稳态基础上的，即在 研究惯性力和力矩时假定出厂时内燃机各曲柄连杆机构的参数完全 相同，运用中这些参数也不会发生变化 。很明显均衡、稳态参 数的假设虽然能揭示曲柄连杆机构的基本力学性能，但并不完全符 合内燃机的实际情况。因为不但生产制造过程中各机构质量、几何 2 第一章绪论 尺寸不可能完全相同，运用过程中由于磨损也会造成参数的变化， 例如在扭转状态下每个曲柄错角会出现周期性的变动：在某些情况 下一个工作循环内的内燃机转速亦会出现较大的波动。因此，这些 参数是“非均衡”和“非稳态”的，或者说是“波动”的。一如果抹 杀了它们的波动性质，就无法进一步揭示某些问题的内在联系，也 无法对一些现象作出合理的解释。 随着计算机技术的发展和先进测试手段的应用，现在已经能 够在更复杂、更接近实际的条件下对过去未能研究过的一些问题进 行分析。也就是说，能够按照波动的观点来研究曲柄连杆机构参数 偏差对内燃机振动的影响情况。 1 2 2 关于内燃机真实平衡性能的研究 “真实平衡性能”的概念，是人们为区别“理论平衡性 能”而提出来的。“理论平衡性能”是指传统的按均衡、稳态参数 的假设建立起来的，只考虑一、二阶往复惯性力的内燃机平衡性 能，它忽略了一些变化、波动因素，因而和真实情况有所差别。 “理论平衡性能”与“真实平衡性能”的差别在于“理论平衡性 能”的研究忽略了下列因素n ： ( 1 ) 由于工艺和运用因素造成的曲柄连杆机构参数偏差所产 生的附加惯性力和力矩。 ( 2 ) 高阶未平衡惯性力和入( 即曲柄半径r 与连杆长度l 之 比： = ) 的高阶项。理论平衡性能只考虑一、二阶往复惯性 l 力，故认为该柴油机的往复惯性力已自己平衡，但实际上仍存在并 未平衡的四阶及其倍阶往复惯性力。 第一章绪论 ( 3 ) 采用并列连杆的v 形内燃机中由于左右列同名气缸中心 线错开一段距离( 即移缸距) 而引起的附加往复惯性力矩。采用主 副连杆虽不存在移缸距，但主副连杆的结构差别也会引起附加惯性 力和力矩。 ( 4 ) 此外，还存在一些恶化内燃机平衡性能的因素，例如主 轴承孔的同轴度偏差和轴承间隙等的增大，将使曲轴重心偏移而引 起附加旋转惯性力。总之，上述各因素的综合作用，会产生客观的 附加惯性力和力矩。对理论平衡性能较好的内燃机( 六缸、八缸、 十二缸、十六缸等) ，这些因素的影响相对更为突出。 因此，从8 0 年代起，国内外学者就展开了对内燃机真实平衡 性能( 非均衡参数平衡性能) 理论的研究工作，并且已经取得了很 大成就。 文献 5 1 最早提出了计算曲柄连杆机构参数偏差对内燃机平衡 性能影响的一种新方法，即建立了曲柄连杆机构各种参数偏差与由 它们引起的内燃机附加惯性力( 矩) 间的数量关系，为分析各种参 数偏差对平衡性能的影响提供理论根据。指出内燃机动力平衡性能 传统的研究方法的缺陷是没有考虑由于加工工艺等因素引起的偏 差，认为同一台柴油机的各曲柄连杆机构的参数完全相同，将复杂 的往复惯性力简化为、二阶简谐力，略去了高阶成分。得出结 论：传统的采用一、二阶平衡性能概念的分析方法，在一些情况下 能基本反映内燃机的平衡性能，但对一、二阶平衡性能好的内燃 机，却不能准确反映其真实平衡性能，应加以补充、完善。作者提 出了微观动力平衡性能的概念：把传统的、只考虑一、二阶惯性力 ( 矩) 的平衡性能称为宏观平衡性能，而把考虑其余因素的平衡性 能称为微观动力平衡性能，从而建立了内燃机平衡性能的完整概 念，在理论上有了新的突破。 4 第一章绪论 文献提出了非均衡参数分析理论，详细讨论了多缸内燃机 中各缸曲柄连杆机构和功率参数的非均衡性对其动力平衡性能的影 响、参数非均衡性对倾倒力矩、扭转振动的影响情况，得出结论： 忽略各缸曲柄连杆机构和功率参数的非均衡性会导致低估多缸机的 平衡惯性力和力矩的数值、倾倒力矩的波动程度和扭转振动的强 度，丢失或削弱其中的低阶成分，缸数越多，参数非均衡性的影响 会越大。 文献1 提出了多缸内燃机动力学的非均衡参数分析原理，阐 明了该原理的内容、作用和研究方法。非均衡参数分析原理是指按 实际存在的曲柄连杆机构和示功图压力参数的非均衡性研究多缸内 燃机动力学问题，它包括均衡参数方法误差数量的估计和非均衡参 数计算分析方法。通过数据计算得出结论：均衡参数分析法由于忽 略了各气缸单元参数的非均衡性，会低估：整机惯性力和力矩的数 值；倾倒矩的波动程度；扭转振动的程度( 丢失或削弱其低阶成 分) 。对动力平衡性能而言，非均衡性影响最大的参数是曲柄相位 角以及往复和旋转质量；对倾倒力矩和扭转振动影响最大的是示功 图状况。 文献卜3 提出了多缸内燃机动力学性能的概率统计分析理 论。首先作者收集了大量的实测数据，然后对采集的数据进行整 理，验证了内燃机曲柄连杆机构的各参数偏差符合正态分布规律， 对没有生产记录的数据则用计算机模拟产生，采用蒙特卡洛模拟 法，对1 6 v 2 4 0 柴油机的惯性力和力矩进行概率统计分析，得出各 曲柄连杆机构参数偏差、各缸气体力偏差对多缸机动力学性能影响 的规律、数值分析和统计特征，得出结论：多缸机各气缸单元参数 偏差的存在，会恶化其动力学性能和振动状况，这也是造成同类型 内燃机各台产品之间动力学性能和振动状况不稳定的根本原因。 第一章绪论 总之，近十年来人们对内燃机真实平衡性能( 非均衡参数平 衡性能) 的研究，已经取得了很大进展。但是，这些研究都没有考 虑间隙的影响，虽然文献 8 1 指出间隙对平衡性能的影响可能会很 客观，但没有进行深入的研究。而上述研究表明参数偏差对内燃机 真实平衡性能的影响是不容忽略的，因此有必要对在考虑间隙时参 数偏差对内燃机真实平衡性能的影响情况作进一步的研究，笔者提 出了“改善内燃机真实平衡性能的方法研究”的课题，拟采用重心 位移法、精度分配理论来改善内燃机的真实平衡性能。 按照传统的内燃机动力学的均衡参数动力平衡分析理论 ， 对于曲轴呈镜面对称( 十字型曲轴) 的多缸内燃机( 如1 6 v 2 4 0 、 1 6 v 2 8 0 等柴油机) ，其一、二阶往复惯性力理论上已相互平衡， 未平衡惯性力只是四阶极其倍阶数，但是，由于内燃机曲柄连杆机 构参数非均衡性的影响，即使曲轴呈镜面对称，考虑参数偏差后的 往复惯性力、力矩等却出现了一、二阶等低阶成分，其数值有时比 原有的四阶还大。因此，在多缸内燃机的设计、制造、强化的 研究过程中，为了减小由于曲柄连杆机构的参数偏差的非均衡性引 起的附加惯性力和力矩，在弄清了各种参数偏差对真实平衡性能的 影响的大小、规律以及偏差分布状况的基础上，以及考虑实际生产 加工能力的前提下，应合理规定各种工艺公差的许用值。这就要采 用参数精度分配方法对相关的参数偏差重新进行精度分配。 1 3 本文主要内容 本论文首先将重心位移法应用到内燃机平衡性能的研究中， 得到该方法的可行性后，又运用重心位移法来研究了参数偏差对内 燃机真实平衡性能的影响情况，得出通过减小各参数偏差对重心坐 标的影响程度来减小参数偏差对内燃机振动的影响的方法。 6 第一章绪论 一 由于内燃机曲柄连杆机构的各运动件在铰接中存在间隙，而 间隙对内燃机振动的影响是不能忽略的，因此，论文中对考虑间隙 的参数偏差对内燃机真实平衡性能的影响进行了研究，建立了考虑 间隙时参数偏差对内燃机真实平衡性能影响的数学模型，并计算了 考虑间隙时1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油机的参数偏差对其平衡性能的影响 情况。 机构精度分析法是机械设计中机构参数精度分配的传统方 法，本文将这种方法应用到内燃机的精度分配上，提出了重新进行 精度分配的理论，并通过对1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油机的参数计算，给 出了重新分配后的参数偏差范围，作为制造、检修内燃机时制定工 艺的理论依据。 墨三至堡墼堡董塑塑翌錾吐坌堑 第二章参数偏差的概率统计分析 2 1 参数偏差产生的原因 在生产制造和科学实验过程中，对产品的长度、大小、重量等 许多方面的参数都要进行测量，以检验产品是否满足设计要求，而 测量水平的高低，又会影响检验结果。这就要求测量的结果与被测 物的真实值的差异越小越好。在误差理论中把测量的结果与真实值 之间的差异叫做误差2 】。 在生产制造过程中，由于加工设备( 如机床) 的精度各不相同， 即使按照相同的工艺加工出来的一批零部件的长度、大小、重量等 参数也不会完全相同，他们只能分布在一定的范围内，各个参数之 间总存在一定的偏差。因此由于机械方面的原因，机械零件的参数 偏差是不可避免的。 同时，在机械加工过程中，由于生产自动化程度不高，总是或 多或少地存在人为的测量、观察、检验的工作，这时由于人们在测 量、观察和检验时的方法、姿势、位置等的不同、不正确等偶然因 素也会造成测量的结果与其真实值之间存在差异，从而使得生产的 零部件的参数值在一定范围内波动。因此，由于人为因素的存在， 机械零件的参数偏差是不可避免的。 另外，环境因素的影响。由于任何测量总是在一定的环境里进 行的，而环境由多种因素组成，如测量环境的温度、湿度等，这些 因素能使测量装鬓包括标准器具、仪器仪表、测量附件同被测对象 均随着环境的变化而变化。而测量装置和被测量受环境变化的影响 有大有小，以至环境的变化引起了被测量和测量装置的相对变化， 第二章参数偏差的概率统计分析 从而导致测量误差的存在。 由于机械零件在机械加工过程中误差的存在，在制定生产工艺 时，对零部件的参数总要给定一定的范围，而不能只给定某一个数 值。参数范围既偏差值的大小应当根据装配要求以及机械加工工装 设备的精度来确定。若装配要求偏差值很小，而工装设备精度太低， 达不到要求，则加工出来的产品废品率会很高，造成生产成本高。 因此，在制定工艺确定参数的偏差范围时，应在考虑机械加工工装 设备精度的前提下，由装配精度来推算参数偏差值。 2 2 参数偏差的分布规律 2 2 1 工艺过程的统计分析 机械零件的机械加工工艺过程有代表性的基本特点是：影响制 成零件的精度的参数很多，各独立参数间的差别很大，以及由于他 们变化的随机性，不可能对大量的参数实行有目的的控鲥【1 3 】。机 械零件加工的工艺过程是一个复杂的系统，但工艺过程的作用遵从 一定的规律，揭示这些规律是工艺过程统计分析的一个重要部分。 进行工艺过程的统计分析要借助于大样本和小样本理论。小样 本主要用于工艺过程的可靠性分析。用于工艺过程分析的主要方法 是抽样方法，在数理统计中对其基本原理做了详细介绍。在抽样方 法的理论中最基本的两个概念是： j 母体；所有可能元素( 零件) 的总和，每个元素都有研究者 感兴趣的指标； 2 抽样总体( 样本) ：为获取关于全部总体的可靠信息而由母 体中选出的部分元素的总和。 组成样本的个体数1 1 就是它的容量。样本容量n 2 0 为大样 本，而n 0 ) 为标准差，x 。为均值，当x 。为0 时，其分布 曲线如图2 1 所示： 图2 一l 的曲线中y 的最大值y 。满足： i o y ：1 _ 。坠 y 2 ：而2 一a o 2 - - 2 由图2 1 可以看出，分布曲线关于y 轴对称，在横轴上距曲 线峰值为o 。的地方，有a 、b 两点为曲线拐点，其纵坐标为： y 一确5 j 磊2 等zi 0 2 4 - o s y z s y j j 鼗k ： ，。： 3oo o ， oo 3o 。 f 图2 1 正态分布曲线 由公式2 1 可知，如果改变x 。的值，则分布曲线就沿横轴移 动，但形状不变。因此，平均值x 。用来描述曲线在横轴上的位置， 但随着标准差o 。的变化，正态分布曲线的形状也跟着变化，因为 任何一个分布曲线，其下面的面积为一个单位( 这个面积等于特征 的随机变量取其本身的任何值的概率，也就是必然事件的概率，它 等于一个单位) 或1 0 0 ，因此，改变o 。也就相当于改变分布曲线 的比例增加一个轴向的和减小另一个轴向的比例。 正态分布曲线的方程式，往往采取标准形式，方法是将随机变 量x 变换为辅助变量t ，t - 坐，变换后得： c r 0 1 t 2 y 2 2 赢。2 2 - - 4 蔓三童叁夔缠董盟塑垩丛盐坌堑 如果令变量t 顺序取t ，= 1 、t 。= 2 、t3 = 3 那么根据公式2 3 得：x i = x o oo 、x 2 = x o 2oo 、x3 = x o 3 oo ，由正态分布曲线和 过x 。、x 。、x 。各点的垂线所包围的面积，可由公式2 5 求得： 1 一三三 2 ( t ) = 去e e e 2d t 2 - - 5 z , t g 则可由公式2 5 积分得到下表值： 表2 1积分面积值 t 2 妒( t )2 ( t ) ( 1 0 0 ) 1 1 o o oo 0 6 8 2 66 8 2 6 2x o 2oo 0 9 5 4 49 5 4 4 3 5 0 3oo o 9 9 7 39 9 7 3 由此可见正态曲线以渐近的方式逼近横轴，而且在距离峰顶 3o 。的距离上，它的两侧已是如此接近横轴，以至在这个距离之内 包含的面积为总面积的9 9 7 3 。因此实际运用正态分布曲线时， 我们大都采取“3o 原则”，如在机械制造中取满足正态分布的零件 的参数偏差分布范围为3o 。，此时产生的误差等于( 1 0 0 9 9 7 3 ) = 0 2 7 ，在工程实际中这是完全允许的。 根据“3o 原则”，正态分布规律的随机变量的分布范围为： p = ( x 0 + 3 oo ) 一( x o 一3oo ) = 6o o 2 3 参数偏差的统计分析 根据正态分布函数的理论6 ，设x 。，x ：x 。是独立同分布随 机变量，且服从正态分布n ( ，c r2 ) ，而变量y ，y ：y 。满足 y ，= a x l ，y ：= a x 2 y 。= a x 。那么y 。，y 2 y 。的分布规律可以通过 求其均值e ( y ) 与方差d ( y ) 得到： 1 2 篓三童壁墼堡差盟塑整堑盐坌堑 e ( y ) ：土圭y i = 土妻( a x ；) ：a 三妻( x 。) ：a 2 6 n i = jn i = 1 n ，- l d ( y ) ：三兰( y ；一面z ：! ( a x i - a 又) z ：a z 三羔( x ，一又) z ：a ：盯： 2 7 n i z ln l ；ln i ；1 所以y 。，y ：y 。满足正态分布n ( a , a ，a2 0 - 2 ) ，均值为a 2 ， 方差为a 2 盯2 。 因此，要得到满足正态分布n ( a 2 ，a2 盯2 ) 的数列y 。，y ：y 。 可以将服从标准正态分布n ( 2 ，盯2 ) 的数列x ，x ：x 。的每个数 均乘以a 即可。 根据正态分布函数的以上性质，可以用标准正态分布函数经过 变换得到满足正态分布的任何函数。 文献中作者收集了1 6 v 2 4 0 z j a 型柴油机活塞、连杆的质量( 5 0 台柴油机) 和曲柄相位角( i 0 0 台柴油机) 的实测数据，子样本数 均为8 0 0 。按每台柴油机各种参数的平均值，求出该台柴油机各活 塞、连杆质量的偏差m 。、m l 和曲柄相位角8 ，并得出了该型 柴油机am 、m ，和6 的分布满足正态分布规律。 当给定某参数的偏差值为，则由满足正态分布，根据3o 原则，其分布范围在3o 内，可取= 3 0o ，由此求得。值，则 o = 3 02 8 因此，将公式2 8 代入公式2 6 和公式2 7 可验证：对满 足标准正态分布n ( 0 ，1 ) 的一个数列的每个数都乘以3 0 后， 得到的新数列必然满足正态分布n 0 ，( 3 0 ) 2 。新数列的均 值仍为0 ，方差变为( a 3 0 ) 2 。 在模拟计算中，由于无法采集到足够的实际数据，可以用计算 机仿真技术，模拟产生满足标准正态分布的一组数据，然后采用这 种方法( 公式2 8 ) 进行变换获得满足条件的数据。 第三章用重心位移法研究内燃机的平衡性能 第三章用重心位移法研究内燃机的 平衡性能 3 一i 概述 本章介绍了用重心位移法来研究内燃机振动力平衡的研究方 法，并以1 6 v 2 4 0 z j b 型和1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油机的参数为例，通过数据 计算，说明该方法是可行性的，可以应用重心位移法通过调整有关 参数值来改善内燃机的平衡性能。 到目前为止，对内燃机曲柄连杆机构动力平衡性能的研究，大 多是采用通过计算其惯性力或力矩的确切值，然后采用附加平衡质 量或附加反向机构的方法，将计算所得到的不平衡力或力矩抵消或 削弱 l ”。在机构设计中，对机构振动力平衡的研究同样也是采用 上述方法。这种方法的实质是首先计算出机构存在的不平衡力或力 矩，再通过附加平衡质量或附加反向机构来保证曲柄连杆机构的总 质心在运动过程中保持静止不动。但是对内燃机来说，一般情况下 是实现不了总质心在运动过程中保持静止不动的，因此，内燃机在 工作过程中，其振动力或力矩总是存在的，并且随着内燃机工况的 不同而变化。 文献 17 1 提出了研究平面机构振动力平衡的重心位移法，通过 计算说明重心位移法在研究平面机构振动力平衡性能中是可行的。 本章将重心位移法应用到内燃机平衡性能的研究中来，这种方法可 以不计算其惯性力或力矩的确切值，而计算各有关参数对总质心的 影响情况，通过调整各参数的取值，来减小总质心位移的变化量， 第三章用重心位移法研究内燃机的平衡性能 从而改善内燃机的平衡性能。现以1 6 v 2 4 0 z j b 型和1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油 机的参数为计算依据，运用重心位移法来研究内燃曲柄连杆机构的 动力平衡性能。 3 2 基本思想和策略 重心位移法的基本思想是：以“总质心变化最小”作为基本目 标，考虑运动机构的运动“周期性”，利用“各因素对总质心影响 与总质心变化”的相关性，对影响内燃机曲柄连杆机构动力平衡性 能的有关参数，建立重心坐标运动轨迹的数学模型。 内燃机曲柄连杆机构的总质心位置可以在直角坐标系x o y 中表 示为五个参数：m ，、m 。、m 。、l 及r 的数学模型( 如图3 1 所示) ( 其 中m ，为连杆组换算到曲柄销处的旋转质量，m j 为活塞连杆换算到活 、荭驴 珊凝 ， 、5 0z 。m 。、 彦募、 图3 一i2 4 0 及2 8 0 柴油机曲柄连杆机构示意图 塞销处的往复质量，m d 为曲柄臂的不平衡质量换算到曲柄销处的旋 转质量，1 为连杆长度，r 为曲柄半径) ，当曲柄连杆机构作周期性 运动，曲柄转角a 在0 0 一3 6 0 0 间变化时，可以求出ax ( 重心坐标在 x 轴方向的变化分量) 、y ( 重心坐标在y 轴方向的变化分量) 、 s ( 重心位移的变化量) 随有关参数的变化值，根据“总质心变 第三章用重心位移法研究内燃机的平衡性能 化最小”的含义( 当五个参数取值在一定范围时使x 、y 、as 取得最小值) ，求出五个参数的优化值。再通过计算，对比修改前 后往复惯性力、离心惯性力及各力矩的变化情况得出该方法可行的 结论。 3 3 建立数学模型及计算数据 根据以上思想和策略确定具体计算步骤如下： 3 3 1 建立数学模型 首先对1 6 v 2 4 0 z j b 和1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油机曲柄连杆机构进行运动 分析。 根据1 6 v 2 4 0 z j b 和1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油机曲柄连杆机构采用并列连 杆的特点，可取曲轴上任意一节连杆颈上安装的两根并列连杆作为 研究对象，进行受力分析( 如图3 1 所示) ，取从自由端看的右列 气缸中心线向上方向为y 轴，曲轴中心为坐标原点，垂直向右为x 轴 正方向建立直角坐标系。得出曲柄连杆机构运动的重心坐标公式： ( 2 m r + m a ) r s i n a m j s i n 5 0 0 ( r c o s a l + l c o s f l l ) 2 m r - i - 2 m j - i - m d v ：= ( m , + m j + m d ) r e o s a + m j l c o s f l + m j ( l e o s f l , + r c o s 。a , ) c o s 5 0 o 。 2 m r + 2 m 1 - i - m d s ：珂 其中 r ：曲柄回转半径( 曲轴中心至曲柄销中心间的距离) ( m ) 1 ：连杆长度( 连杆两端孔中心间的距离) ( m ) 口：右列气缸曲柄转角( 度) b ：右列气缸连杆与该气缸中心线夹角( 度) 1 6 第三章用重心位移法研究内燃机的平衡性能 s i n 睁；硒i 3 _ 2 口。：左列气缸曲柄转角，口1 = 口+ 5 0 ( 度) ( v 型夹角均为5 0 0 ) b ：左列气缸连杆与该气缸中心线夹角 s i npi = s i n ( 口1 ) 3 3 m 。：连杆组总质量换算到曲柄销处的回转质量( k g ) r f l ；：总往复质量，即连杆组总质量换算到活塞销处的质量与活 塞组质量之和( k g ) m d ：曲柄臂的不平衡质量换算到曲柄销处的旋转质量( k g ) x ：重心坐标在x 轴方向的分量( m ) y ：重心坐标在y 轴方向的分量( m ) 3 3 2 计算1 6 v 2 4 0 z j b 和1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油机的重心位移变化情况： 根据文献1 1 9 3 、 2 “，将有关1 6 v 2 4 0 z j b 和1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油机 的参数列入下表( 表3 1 ) ： 表3 1 柴油机参数表 1 6 v 2 4 0 z j b1 6 v 2 8 0 z j a 参数名称 型柴油机 型柴油机 缸径d ( 1 1 1 )0 2 4 00 2 8 0 曲柄半回转径r ( m ) o1 3 7 50 1 4 2 5 气缸数i 1 61 6 v 型夹角，并列连杆 5 0 05 0 0 。 标准转速n ( r m i n ) 1 0 0 01 0 0 0 连杆长度1 ( m ) o 5 8 0 0 5 8 0 连杆重心到大头的距离1 。( m ) o 2 2 2 0 2 2 2 g 型连杆组质量m 。( k g ) 4 8 36 1 5 球墨铸铁活塞组质量m 。( k g ) 3 3 6 55 4 3 7 曲柄臂的回转不平衡( 换算) 质量 6 4 7 77 4 5 ”d ( k g ) 第三章用重心位移法研究内燃机的平衡性能 由文献给出的公式，采用两质量换算系统，计算得 连杆组换算到小头质量 16 v 2 4 0 ：m c a 。旱m 。= 1 6 v 2 8 0 ：2 竿孤3 婴4 8 3 ：1 8 5 k g 0 5 8 0 黑6 1 5 ：2 3 5 k g o 5 8 0 。 连杆组换算到大头质量 1 6 v 2 4 0 ：m r 一半m c = 警棚。硝s “s 16 v 2 8 0 ：旷半m e - - 0 5 8 丽0 - 0 r 2 2 2 6 1 5 = 3 8 o k g 其中1 为连杆长度( 连杆两端孔中心的距离) ，1o 为连杆重心到 连杆小头孔中心的距离，吼为连杆组质量。 总往复质量 1 6 v 2 4 0 ：m = f l i p + m 。= 3 3 6 5 + 1 8 5 2 5 2 15 k g 1 6 v 2 8 0 ：m = m o + m 。= 5 4 3 7 + 2 3 5 = 7 7 8 7 k g 将以上计算得到的1 ，m 以及m d ，l 及r 的数据代入公式3 1 计算 得1 6 v 2 4 0 z j b 矛1 1 16 v 2 0 z j a 型柴油机曲柄连杆机构在一个运动周期( 口 从0 0 至j j 3 6 0 0 ) 内运动时的重心位移曲线：图3 2 ( 2 4 0 柴油机) 和图 3 3 ( 2 8 0 柴油机) 。 第三章用重心位移法研究内燃机的平衡性能 拿 o x u 拿2 5 0 。2 0 0 1 5 0 1 0 0 图3 2 a 重心坐标在x 轴方向的变化分量( 2 4 0 柴油机) d ( 度) 0s o1 0 0 1 5 02 0 02 5 03 0 03 5 0 4 0 0a ( 度) 图3 2 b 重心坐标在y 轴上的变化分量( 2 4 0 柴油机) 第三章用重心位移法研究内燃机的平衡性能 4 5 0 4 0 0 3 5 0 耋3 0 0 v2 5 0 2 0 0 1 5 0 1 0 0 阜 古 一 v h 05 01 0 01 5 02 0 02 5 03 0 0 3 5 0 4 0 0 ( 度) 3 2 c 重心位移的变化量( 2 4 0 柴油机) 图3 2 1 6 v 2 4 0 z j b 型柴油机曲柄连杆机构运动的重心位移曲鳕 图3 3 a 重心坐标在x 轴方向的变化分量( 2 8 0 柴油机) q ( 度) 第三章用重心位移法研究内燃机的平衡性能 o 一 言 。 一 i 图3 3 b 重心坐标在y 轴方向的变化分量( 2 8 0 柴油机) 图3 3 c 重心位移的变化量( 2 8 0 柴油机) 图3 3 1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油机曲柄连杆机构运动的重心位移曲线 d ( 度) q ( 度) 第三章用重心位移法研究内燃机的平衡性能 由图3 2 的数据可以计算出1 6 v 2 4 0 z j b 型柴油机重心位移坐标在 一个运动周期内的最大变化量为： x l = x 。一x 。= o 1 3 5 7 1 0 7 - - ( 一0 3 3 8 1 2 3 4 ) = 0 4 7 3 8 3 4 1 ( m ) y i = y 。一y m = o 3 1 8 5 2 1 5 - - 0 1 1 3 8 0 5 2 = o 2 0 4 7 1 6 3 ( i n ) s l = s 一s i i n = o 4 4 3 3 7 8 6 - - 0 1 1 5 3 0 1 8 - - - - - 0 3 2 8 0 7 6 8 ( m ) 由图3 3 的数据可以计算出1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油机重心位移坐标在 一个运动周期内的最大变化量为： x 2 = x 一x 。= o 1 3 9 6 0 6 5 - - ( 一0 3 6 5 3 5 0 6 ) = o 5 0 4 9 5 7 1 ( m ) y 2 = y 。一y 。= o 3 4 6 0 3 6 1 - - 0 1 3 5 8 6 11 = o 2 1 0 1 7 5 ( m ) s 2 = s 一s 。- - - - 0 4 8 3 0 6 5 8 - - 0 1 3 7 7 0 5 6 = 0 3 4 5 3 6 0 2 ( m ) 将上述计算结果列成下表( 表3 2 ) 进行对b b ： 表3 2 重心位移的变化情况表( 单位m ) 项目x 轴方向分量 y 轴方向分量 重心位移s 1 6 v 2 4 0 z j b 最大值o 1 3 5 7 i 0 70 3 1 8 5 2 1 50 4 4 3 3 7 8 6 最小值 - 0 3 3 8 1 2 3 40 1 1 3 8 0 5 20 1 1 5 3 0 1 8 型柴油机 变化量0 4 7 3 8 3 4 10 2 0 4 7 1 6 30 3 2 8 0 7 6 8 1 6 v 2 8 0 z j a 最大值0 1 3 9 6 0 6 50 3 4 6 0 3 6 10 4 8 3 0 6 5 8 最小值 - 0 3 6 5 3 5 0 60 1 3 5 8 6 1 10 1 3 7 7 0 5 6 型柴油机 变化量 0 5 0 4 9 5 7 10 2 1 0 1 7 50 3 4 5 3 6 0 2 由上表数据，得到1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油机比1 6 v 2 4 0 z j b 型柴油机曲柄 连杆机构重心坐标的变化量的增大百分比为： 在x 轴方向的分量： 垒垫二垒兰! 1 0 0 ：0 5 0 4 9 5 7 1 - 0 4 7 3 8 3 4 1 1 0 0 ：6 6 x 0 4 7 3 8 3 4 1 在y 轴方向的分量： 垒：2 二全：! 。1 0 0 ： a y i 0 2 1 0 1 7 5 - 0 2 0 4 7 1 6 3 1 0 0 ；2 7 0 2 0 4 7 1 6 3 第三章用重心位移法研究内燃机的平衡性能 重心位移： 垒坠二垒旦l o o ：0 3 4 5 3 6 0 2 - 0 3 2 8 0 7 6 8 1 0 0 ：5 3 s l 0 3 2 8 0 7 6 8 通过以上计算可以看出随着曲柄转角a 的变化，柴油机曲柄连杆机 构的重心坐标的变化量是很大的，并且1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油机比 1 6 v 2 4 0 z j b 型柴油机增大了5 3 ，因此在运动过程中必然会产生不平 衡惯性力和力矩，1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油机比1 6 v 2 4 0 z j b 型柴油机产生的 不平衡惯性力和惯性力矩将会更大。这在实际测量过程中也发现，在同 样转速条件下，装用1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油机的东风，机车机械间比装用 1 6 v 2 4 0 z j b 型柴油机的东风。型机车的机械间的振动、噪声要大的多。 3 3 3 参数调整 根据“总质心变化最小”的原则，在工况及其他运动条件不变的情 况下，要改善内燃机曲柄连杆机构的平衡性能，可以通过在一定范围内 调整有关参数的数值减小曲柄连杆机构重心坐标的变化量来实现。五个 相关参数的取值范围应如何确定呢? 因为这些参数改变后，可能对内燃 机的燃烧、动力循环、工作过程等运行工况有所影响，在实际应用中可 以根据实际情况来确定，这里分别取相关的五个参数l i l r ，m j ，m 。，l 及 r 的变化范围为原参数值的一3 3 。以追求x 、y 、s 最小及五 个参数变化量最小为寻优目标进行优化求解，建立数学模型： im i n ( 如) = m i n m a x 0 ) 一m i n ( x ) m i n ( 妙) = m i n m a x ( y ) 一m i n ( y ) 】( o r 在0 0 到3 6 0 0 间变化) 3 4 【m i n ( a s ) = m i n m a x ( s ) 一m i n ( s ) 】 即总质心变化最小的含义为：ax ，、y 。和s 均为最小。在进行 优化计算时，对各参数取步长为取值的l ，若使x 。、ay 。和as 的相 对降低值不大于3 ，就判定此因素为“不起作用因素”，而转入对下 第三章用重心位移法研究内燃机的平衡性能 一轮因素的求优。由此得出优化的使得s 最小时的各参数数据如下表 ( 表3 3 ) ： 表3 3 最优化计算结果 项目1 6 v 2 4 0 z j b 型柴油机1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油机 as ( m )0 3 1 8 9 0 4 40 3 3 6 3 1 5 a x ( m ) 0 4 6 2 2 4 0 50 4 9 3 6 0 9 4 y ( m ) 0 1 9 8 6 4 1 3 0 2 0 3 8 6 9 m k g )3 0 6 9 4 3 9 1 4 m i ( k g ) 5 0 5 8 5 57 5 5 3 r n f i f k g )6 6 7 1 3 17 6 7 3 5 r ( m ) 0 1 3 3 3 7 50 1 3 8 2 2 5 l ( m ) 0 5 80 5 8 由于在优化求解过程中考虑了五个参数变化量最小的条件，因此