（车辆工程专业论文）三缸icwp的动平衡分析及优化设计.pdf

摘要 内燃式水泵虽然克服了活塞式内燃机柱塞泵系统与h f p e 的许多缺点，但由 于液柱冲击和往复质量增加的影响，相比原来用于i c w p 样机改制的活塞式内燃 机振动加剧，仍然具有机体偏高等不足之处。借鉴活塞式内燃机主运动系统动平 衡方面的研究成果，结合三缸i c w p 水泵存在的具体问题，通过对三缸i c w p 的 主运动机构的动力学及动平衡分析，建立以曲柄连杆的质量最轻和机构的动平衡 最优为目标函数的多目标函数优化数学模型。运用m a t l a b 语言，采用外点惩 罚函数优化方法，编制相关程序，对i c w p 主运动机构的动平衡进行了优化求解。 i c w p 在飞轮端没有能量输出，同时由于在液压分担了部分压力，所以曲柄 连杆受力相对k m 3 8 5 b 减小，但是由于往复质量的增加，机器的动平衡恶化。通 过优化，使曲柄连杆机构的质量最小、平衡块得到合理的配置。曲柄连杆总体质 量减小2 0 0 1 ，y 支反力最大幅值降低3 0 8 5 ，三缸i c w p 的动平衡性能得到 实质性的提高。 关键词：内燃机；泵；曲柄连杆；动平衡；多目标优化； a b s r a c t i c w p ( i n t e m a lc o m b u s t i o nw a t e rp u m p ) h a so v e r c o m em a n ys h o r t c o m i n g so ft h e i n t e r n a lc o m b u s t i o ne n g i n ep i s t o n p l u n g e rs y s t e ma n dh f p e ( h y d r a u l i cf r e ep i s t o n e n g i n e ) ，b u tt h ev i b r a t i o nb e c o m e s m o r es e r i o u sa n dt h eb o d yi sh i g h e rt h a nt h eo r i g i n a l p r o t o t y p ef o r t h el i q u i di m p a c ta n di n c r e a s eo fr e c i p r o c a t i n gq u a l i t y b a s e do nt h eb a l a n c e r e s e a r c ho ft h ei n t e r n a lc o m b u s t i o ne n g i n ea n dt h es i t u a t i o no ft h ei c w p , t h ef o r c ea n d d y n a m i cb a l a n c eo ft h ei c w pa l ea n a l y z e d a f t e rt h a t ，t h em a t h e m a t i cm o d e sr e g a r d i n g t h eq u a l i t ya n db a l a n c ea sg o a lf u n c t i o na l eb u i l t w i t hm a t l a bl a n g u a g ea n de x t e r i o r p e n a l t yf u n c t i o nm e t h o d ，t h ep r o g r a mt os o l v et h eo p t i m i z a t i o no ft h em a i ns p o r t sb o d i e s i c w pi sd e s i g n e d t h e r ei sn op o w e rt oo u t p u ta tt h ef l y w h e e la n ds o m ep r e s s u r ei ss h a r e db yh y d r a u l i c p r e s s u r e s ot h ef o r c ea c t i n go nc o n n e c t i n gr o di sd e c r e a s e dc o m p a r e d t ok m 3 8 5 b u tt h e d y n a m i cb a l a n c eo ft h e t h r e ec y l i n d e ri c w pb e c o m e ss e r i o u sf o r t h ei n c r e a s e d r e c i p r o c a t i n gq u a l i t y t oo p t i m i z et om a k e t h eq u a l i t yo ft h ec o n n e c t i n gr o dt ob es m a l l e s t a n dt h eb a l a n c eb l o c k st ob es e tr e a s o n a b l y t h et o t a lq u a l i t yo ft h ei sd e c r e a s e db y 2 0 0 1 ，a n dt h eb i g g e s t s u p p o r tf o r c eo fy d i r e c t i o ni sd e c r e a s e d3 0 8 5 t h e r ei sag r e a t i m p r o v e m e n to ft h eb a l a n c eo ft h et h r e ec y l i n d e ri n t e r n a lc o m b u s t i o n k e y w o r d s ：i n t e r n a lc o m b u s t i o ne n g i n e ；p u m p ；c o n n e c t i n gr o d ；d y n a m i c b a l a n c e ；m u l t i o b j e c t i v eo p t i m i z a t i o n 学位论文独创性声明 本人声明，所呈交的学位论文系本人在导师指导下独立完成的研究成果。文中依法引用他人的成 果，均已做出明确标注或得到许可。论文内容未包含法律意义上已属于他人的任何形式的研究成果， 也不包含本人已用于其他学位申请的论文或成果。 本人如违反上述声明，愿意承担由此引发的一切责任和后果。 论文作者签名：多7 芝堡日期：冲莎月，。日 学位论文知识产权权属说明 本人在导师指导下所完成的学位论文及相关的职务作品，知识产权归属学校。学校享有以任何方 式发表、复制、公开阅览、借阅以及申请专利等权利。本人离校后发表或使用学位论文或与该论文 直接相关的学术论文或成果时，署名蕾位仍然为青岛大学。 本学位论文属于： 保密口，在年解密后适用于本声明。 不保利。 论文作者 导师签名 ( 请在以上方框内打v ”) 日期：游月, o h 日期：加哆牛多月，日 ( 本声明的版权归青岛大学所有，未经许可，任何单位及任何个人不得擅自使用) 青岛丈学硕士学位论文 第一章绪论 11 研究的背景及意义 鉴于流体动力应用需求的广泛性和重要性，青岛大学经过深入的研究，在国 际上首次提出了液压约束活塞发动机( h y d r a u l i cc o n f i n e dp i s t o ne n g i n e ，简称为 h c p e ) 的概念，并成功研制了单缸h c p e 样机，建立了相应的实验台。通过仿真分 析和样机试验，效果卜分理想。h c p e 结构原理图如图1 1 所示，克服了传统的内燃 机柱塞泵能量转换组合系统存在的传递路线长、效率低、能源浪费严重及液压自由 活塞活发动机活塞- 柱塞回程、系统正时、工作控制等实现难度大等缺陷。 图1 1 三缸轴向型h c p e 结构原理圉 1 - 第一i 作室；2 一第一作室；3 第三i 啡室：4 - 导向滑块； 5 联接杆6 - i 作枉塞；7 赶接板：8 动力活塞 作为h c p e 的应用产品，内燃式水泵( i n t e r n a lc o m b u s t i o nw a k rp u m p ，简称 1 c w p ) 的研制为内燃式流体动力装置的地研制和丌发奠定了基础。前期工作主 要针对三缸i c w p 的结构原理、工作规律及性能进行了理论分析、数值模拟和试 验验证。同传统的活塞式内燃机驱动柱塞泵系统相比，燃油消耗率全工况相对改善 2 06 7 8 76 7 ：输出功率全工况相对改善2 0 6 7 - - 8 76 7 ：有效热效率全工况 相对改善2 0 6 7 - - 8 7 6 7 ；输j + 爪力全工况改善2 0 6 7 8 7 6 7 ；输出流量全丁 况基奉致：运转币均匀度全工况相对改善38 8 6 1 4 。 i c w p 的曲柄连丰t 机构同传统的内燃机相比，载荷通过泵输出曲轴输出端没 有载荷。因此曲柄连杆机构所受冲击的强度削弱，机械损失变小，同时由于液柱冲 击和往复质量增加的影响，相比原来川于i c w p 样机改制的活塞式内燃机振动加 剧，另外样机机体较高，而理论上丁以大幅度降低以使得机器性能得到改善。通 过对主运动系统的动平衡的优化，减小整机的尺寸和无日功耗降低主运动系统 第一章绪论 不平衡所带来的振动，进一步提高三缸i c w p 的性能。三缸i c w p 的主运动系统 的动平衡的优化设计技术可从根本上解决上述问题，是使其走向成熟与应用的关 键【1 。9 1 。 1 2 国内外研究现状 为解决上述三缸i c w p 存在的主要问题，对其曲柄连杆机构进行相关动平衡 优化。与i c w p 的动平衡优化相关的方面主要有动力学分析方法、内燃机主运动系 统的动平衡及内燃机动平衡特性优化设计等。下面主要对这几个方面做相关的阐述， 从而透析i c w p 动平衡研究亟待解决的问题。 1 2 1 动力学分析方法 对i c w p 的主运动机构进行动力学分析是对其进行动平衡特性优化的基础。 目前国内外对内燃机工作机构的动力学分析方法很多，而且已经比较完善和成 熟。内燃机曲柄连杆机构的动力学分析主要包括对气体力、惯性力、轴承力和曲 轴扭矩等的分析。分析内燃机的动平衡问题，实际上就是对由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。内燃机动力学的分析方法主要有解析 法、图解法和复数向量法。 ( 1 ) 解析法：任取坐标系，求各力和力矩在坐标轴上投影之和s f 和s m ，若s f = o ， s m = o ，则内燃机是平衡的，若s f ：# o 或s m # o ，则不平衡。解析法又包括单位向量法、 直角坐标法等。 ( 2 ) 图解法：作力和力矩的多边形，如多边形封闭，则平衡；如不封闭，则不 平衡。封闭矢量的大小和方向就代表不平衡量的大小和方向。不经任何计算，对曲 柄连杆机构直接图解速度和加速度的方法最早由德国数学家克莱茵提出，但方法十 分复杂。 ( 3 ) 复数向量法是以各个杆件作为向量，把在复平面上的连接过程用复数形式 加以表达，对于包括结构参数和时i 日j 参数的解析式就时间求导后，可以得到机构的 运动性能。该法是工作机构运动分析的较好方法。 大部分复杂的机械运动尽管能够给出解析表达式，却难以计算出供工程设计使 用的结果，不得不用粗糙近似的图解法求得数据。近年来随着计算机的发展，可以 利用复杂的计算机表达式来精确求解各种运动过程和动态过程，从而形成了机械性 能分析和产品设计的现代理论和方法【m 1 4 j 。 1 2 2 内燃机主运动系统的动平衡 i c w p 的曲柄连杆机构的工作原理和工作特性和活塞式内燃机具有相似性， 其主运动机构的动平衡的研究对本论文具有重要的借鉴意义。曲柄连杆机构作为 2 青岛大学硕士学位论文 活塞式内燃机心脏，它承受着周期性不断变化的燃气冲击力、往复运动质量的惯性 力、旋转质量的离心惯性力等复杂的交变载荷。当曲轴在围绕其轴线旋转时，由于 相对于轴线的质量分布不均匀而产生离心力。这种不平衡离心力作用在曲轴轴承上 会引起振动，产生噪声和加速轴承磨损，以致严重影响产品的性能和寿命。 在考虑发动机的整体平衡时，曲轴为旋转质量，活塞为往复质量，而连杆的 一部分视为往复质量，另一部分视为旋转质量。其结构形式如图1 2 所示， 厂? l 5 箫 厂h 渊 l 揣 ( a ) 实际机构 ( b ) 力学模型 图1 2 实体模型实体模型与力学模型之间的简化 就曲轴而言，根据曲柄销的个数、各曲柄的方向、各配重块的方向的不同有 各种形式，从平衡的特点来看，有如下的特点：形状复杂，并且整个表面中锻造 或铸造占有较大比例，一般初始不平衡较大；不论平衡平面选在何处，无法找到 可在整个圆周都能进行校正的平面；多缸曲轴在实际使用中由多个轴承支承，但 仅就曲轴而言，其弯曲刚度较小；根据发动机的形式不同，要兼顾往复质量的平 衡，所以曲轴自身的平衡有时需要在确定的位置上必须进行已确定大小的残余不 平衡的平衡。 在一台发动机中，由往复质量的运动所引起的惯性力以及由此而产生的力矩 如不平衡，则发动机的振动不可能减小。对于单缸、双缸、三缸发动机，要使往 复质量所产生的惯性力得到平衡是不可能的。即使多缸发动机，根据曲柄销的配 置不同，有的从理论上说也是不能平衡的，在这种情况下，使旋转质量的曲轴带 有确定的不平衡，用以减轻往复质量运动造成的惯性力，然而往复质量产生的振 动在包含往复质量的平面内，而由旋转质量产生的不平衡质量在整个圆周方向。 对内燃机曲柄连杆机构动力平衡性能的研究，大多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。在机构设计中，对机构振动力平衡的研究也是采用上述方法。 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， 般情况下实现不了总质心在运动过程中保持静止不动【1 5 0 9 1 。 很多学者对内燃机的平衡问题做了大量的研究，并取得了丰硕的理论成果。文 献f 2 0 1 解决了内燃机轴系扭振减振器的优化设计问题，其优化的目标为曲轴的扭转 3 第一章绪论 角位移的响应值，以减振器的刚度和阻尼系数为设计变量，并运用传递矩阵与最优 化技术相结合的方法对g 6 1 3 5 柴油机的轴系扭振、减振器进行了优化计算，明显地 改善轴系的扭振特性。文献1 2 1 根据旋转刚体双面平衡原理和一般六缸曲轴常用的 动平衡方法，对六缸曲轴动平衡问题进行了理论分析。文献【2 2 】1 6 v 2 8 0 z j a 型柴油 机的参数为例介绍了用质心位移法来研究内燃机振动力平衡，计算结果说明该方法 是可行的。文献f 2 3 】建立了内燃机曲轴扭转振动的连续体模型和计算方法。 1 2 3 内燃机动平衡的优化设计 随着计算机技术的快速发展，设计过程中计算机辅助设计的使用程度已成衡量 内燃机性能优劣的标准之一。在内燃机的优化设计方面，将现代优化设计与计算机 相结合，为寻求最优方案提供了一个有效的方法。其数学模型可归结为： 求设计变量x = 【x ，岛，x 1 ； 使目标函数f ( x ) 一f ，z ：x 。) 为最小或者最大； 并满足约束条件g ，伍) s0f = 1 ，2 ，3 z 曲柄连杆机构作为内燃机的最主要的运动部件，它的设计是否合理直接影响内 燃机的功率、排放、可靠性和使用寿命等重要性能。内燃机曲柄连杆优化设计的原 则是解决工作过程中惯性力的平衡及改进结构以减小活塞对气缸壁的侧压力，并降 低内燃机的振动。在工作过程中，活塞顶部受力变化复杂，上下运动使得活塞对气 缸壁产生很大的压力，降低了内燃机的工作效率，活塞环亦容易损坏；连杆作复杂 的平面运动，惯性力也不容忽视；飞轮曲轴的模态对内燃机的稳定性和寿命也有很 大的影响。设计出合理的曲柄连杆机构，传统的方法是对结构进行简化计算并与样 机试验相结合进行设计。通常优化设计可以选取不同的目标函数，如质量，可靠性 等。主要步骤如下：确定设计变量；确定目标函数；确定约束条件；确定 计算工况；优化问题求解；优化结果分析。 连杆是内燃机主要运动部件之一，在工作中所受外载荷复杂且作周期性变化。 机械负荷严重，工作条件恶劣，所以也是内燃机研究与改进中的关注焦点。对于连 杆的结构优化设计，其目的就是在满足足够的刚度、强度和稳定性的条件下，尽可 能达到质量轻、体积小、形状合理，并最大限度减小过度应力，采用相关的优化设 计方法确定内燃机连杆的结构、形状和尺寸。连杆的优化设计已由广泛的二维结构 优化设计向三维优化设计过渡，有局部优化设计向整体优化设计过渡。 为了减小往复质量所带来的往复惯性力，首先应对连杆进行优化设计，关键是 选取合适的有限元方法和效率高的优化方法及选取适当数目的优化变量。如冯慧华 等采用现代设计方法及有限元技术，对某型号四缸柴油机连杆的结构和主要尺寸参 数进行了一以质量为目标函数的优化计算。在保证足够强度和刚度的条件下，实现 4 青岛大学硕士学位论文 了连杆质量降低1 5 的结果1 2 4 1 。文献 2 5 1 、【2 6 】采用边界元摄动法对连杆进行了结构 形状优化设计的灵敏度分析，计算量小，精度高，程序实现方便。文献 2 7 1 i 立用遗传 算法计算内燃机主副连杆机构全局最优化参数，针对主副连杆机构数学模型的具体 特点以及参数要求，对标准遗传算法进行改进，提高了算法的收敛精度，加快了收 敛速度。 曲轴是内燃机中的重要部件之一，也是受力最复杂的部件，其尺寸参数在很大 程度上不仅影响着内燃机的整体尺寸和质量，且曲轴系统的振动是引发内燃机振动 的主要因素，这直接影响着内燃机的可靠性、工作效率和寿命。在设计新型内燃机 或老产品进行改造时，都必须对曲轴进行严格的考核。针对存在的此类问题，国内 外学者做了大量的研究工作，发表了很多个这个专题的研究成果【孤2 7 1 。 有限元和边界元的方法在曲轴应力计算中的应用为精确计算提供了条件。由于 传统方法的种种限制，使得计算结果有相当的不准确性，现在已很少采用。曲轴是空 间构件，从对实际形状的逼近和整个应力分布情况来说，三维有限元分析最为理想。 平面分析方法不能分析曲轴沿圆周方向的分布应力，目前已基本不采用二维模型。 三维有限元模型分析采用的计算模型一般有三种：1 4 、1 2 曲拐模型、单个曲拐模 型和整个曲轴模型。边界元法目前一般结合有限元方法计算曲轴的局部区域。 噪声、振动、运转平顺性是发动机设计的一个重要指标。现代设计方法是减小 曲轴的动不平衡量，降低发动机的噪声，提高其综合设计水平的根本途径。所谓曲 轴动平衡的优化方法，其实质就是改变现行的定点去重。根据各个曲轴的具体情况， 寻找最合适的点，使各个点的去重量均匀，总的去重量尽可能少。对于曲轴的振动 和减震问题，大多数是通过计算其惯性力或力矩的确切值，然后采用附加质量或附 加机构的方法，将计算所得的不平衡惯性力和力矩抵消或削弱【2 & 。讲。 1 3 三缸lc w p 主运动机构动平衡的主要研究内容和方法 i c w p 虽然克服了活塞式内燃机柱塞泵系统与液压自由活塞发动机 ( h y d r a u l i cf r e ep i s t o ne n g i n e ，简称为h f p e ) 的许多缺点，但仍然具有机体偏高、。 振动剧烈等不足之处，有待应用现代分析手段与方法，对其动力学特性进行优化 研究，尤其是曲柄连杆机构动平衡的优化。借鉴活塞式内燃机主运动系统动平衡 方面的研究成果，结合三缸i c w p 存在的具体问题，对其曲柄连杆机构进行相关 的优化。具体工作如下： ( 1 ) 三缸i c w p 的结构及动力学分析。对三缸i c w p 的基本结构进行简单介 绍，各部件结构特征与i c w p 动平衡的关系；对i c w p 进行动力学建模，对i c w p 进行动力学分析，为课题的进行打下理论基础。 ( 2 ) 对三缸i c w p 进行动平衡分析，确立影响动平衡的相关因素。 5 第一章绪论 ( 3 ) 基于质量最小、动平衡特性最优的平衡配重。在对以往的相关内燃机曲 柄连杆机构动平衡技术进行研究、总结的基础上，结合本课题的特点，提出一种 新的全面平衡配重的方法。以质量最小，动平衡最优为设计目标，构建在皮带轮、 曲柄臂、飞轮上全面平衡配重实现内部与外部平衡的动平衡性优化设计模型。 ( 4 ) 数据测量及程序的实现。对i c w p 主运动机构动平衡优化前后的结构进 行仿真，对动平衡性能进行比较评价，并根据得到的动平衡特性对其优化模型进 行相关的修正。 6 青岛大学硕士学位论文 第二章三缸l c w p 的结构及动力学分析 三缸i c w p 很好的克服了传统活塞内燃机柱塞泵组合系统与液压自由活塞发 动机两种系统存在的问题，吸收了液压自由活塞发动机利用活塞往复运动直接进行 能量转换的优点，保留了传统发动机技术成熟、工作可靠的特点，将发动机与柱塞 式水泵的结构原理与技术融汇一体，形成一种易于产业化的新型动力装副3 2 1 。青 岛大学研制出的i c w p ，可提供高压水力，主要适用于城市给水系统、消防给水系 统、油田注水系统及农业灌溉系统的多重领域。实现了发动机与柱塞泵结构的一体 化，全面解决了传统活塞是内燃机柱塞泵组合系统和液压自由活塞发动机存在的诸 多问题。以下将对三缸i c w p 的结构原理做一个简单的介绍，并对其进行动力学分 析，为动平衡分析及优化打下基础。 2 1 三缸ig r i p 结构原理 三缸i c w p 样机每一动力缸有3 个液压柱塞，结构完全一样，每一工作缸均单 独配有一套配流阀系统，有单独的进水管和出水管，各缸的进( 出) 水管通过一个 进( 出) 水总管同外部联系。三缸i c w p 各工作缸均由三个工作室和一些辅助系统 组成：第一工作室即燃烧室，通过一个工作循环即进气、压缩、燃烧与膨胀、排气 四个过程，活塞运动四个行程，实现一次热能向直线机械能的转换；第二工作室即 液压工作室( 主要结构原理如图2 1 所示) ，通过一个工作循环即吸水、压水过程， 柱塞组件往复运动两个行程，与配流机构配合工作，实现一次直线机械能向液压能 的转换与输出；第三工作室即辅助工作室，通过曲柄连杆机构约束活塞运动，限定 其行程和上下止点位置，保证其动作的连续性，实现系统工作定时、协调及辅助系 统驱动；辅助系统包括配气、燃料供给、润滑、冷却、启动( 点火) 、稳压及控制等 系统，其结构组成及工作原理与活塞式内燃机类似。活塞柱塞组件向上运动时第二 工作室内产生真空度，水通过进水单向阀被吸入；向下运动时第二工作室内的水经 出水单向阀被压出，系统输出水动力。水泵部分采用直线结构形式，平板阀式配流。 柱塞缸两侧设分开式吸入和排出及集流通道，通过三对进出口阀配流。为避免柱塞 液压力对活塞连接杆滑块刚性连接产生侧向弯矩和侧向力，每个工作缸安装3 个 相同的柱塞，柱塞均匀分布。在一个工作循环内( 曲轴运转两周) 各缸均做功一次， 实现两次吸水和压水，各缸第一工作室间隔相位为2 4 0 。曲轴转角，第二工作室间隔 相位为1 2 0 0 曲轴转角。 7 第一章三缸i c 肝的结构及动力学分析 图2 1 第一t 作室结构原理图 l 一出水州n 制：2 进爪削组建 主运动系统足i c w p 重要的组成部分，作为中m 蚪常承担着旋转机械能草的转 换与传递工作，j 1 _ = 作的好坏直接影响整机的性能。能量转换工作往含有动力活辈 一连接板- 被压柱雍- 连接杆- 导向滑块连车t 一曲轴的直线型装置r 完成。动力活塞ro 液 雎t e 藏运动方向毁，动力活塞通过连接板商接与液n 、杜雍连拔，通过连接杆、导 向滑块及连朴，曲轴连接。连接朴与连接板的连接中心是机械能的分流点，系统n 磕处将自线机械能分为两路，路直接带动液膻柱颦运动实现奉路分流能量向液压 能量的转换i 作，一路通过连接轩、导向滑块及连杆实现本蹄分流的往复直线机械 能量与曲轴旋转机械能锖的相可转换，并通过曲轴对外提供旋转机械能量以驱动辅 助系统。 于工作室中的动力活褒连接板液压杜瘫连接柙一导向滑块连杆n 轴足 i c w p 核心机构，承担着燃料热能_ 机械能一液j i , 能转换的工作。 22 三缸1 c w p 主运动机构的动力学分析 利川力学的耻本理论进行i c w p 的曲柄连丰t 机构的运动学、动力学的分析 与计算i ”j ，为课题的研究奠定理论扯础。 2 21 运动学分析 曲枘连十机构及杜塞足i c w p 的主运动机构，运动学f f j 的主要是分析机构的 运动胤件。二缸i c w p 的运动胤律样只是存在着柑天的相位等。战丌丁墩个甜 作为研究对象。图2 2 是三缸i c w p 的个缸的主运动机构的示意图，曲柄转角和 8 青岛大学硕士学位论文 连杆转角分别用a 和户表示。( 以上止点为基准，曲柄按顺时针方向回转为正，a 依曲柄转向自气缸中心线开始量至曲柄中心线为正值，户依连杆摆向从气缸中心线 起至连杆中心线为正值) ，由图2 1 可知，当曲柄自上止点转过a 角时，可得活塞的 位移公式： x ；r 【( 1 - c o s q ，) + ( 1 一扛面) 】 2 ( 1 ) l l 图2 2i c w p 的主运动机构简图 则活塞滑块组的速度 v = r w ( s i n a + 鲁s i n 2 a ) 二 活塞的加速度 口* ，2 ( c o s a + a c o s 2 a ) y 活塞的速度，m s ； a 活塞的加速度，m s 2 ； 雌杆长度，m ； r _ 曲柄半径，m ； 厂一曲轴转角，r a d ，起始位置为做功冲程的上止点； 雌杆摆角，r a d & 卜曲轴角速度，r a d s ； 西一曲轴转动角加速度，r a d s 2 ； a 一曲拐半径与连杆长度比，a = ，。 9 2 - ( 2 ) 2 - ( 3 ) 第二章三缸i c v f f 的结构及动力学分析 2 2 2 三缸i c w p 运动机构动力学分析 ( 1 ) 曲柄连杆机构运动质量的换算 主运动机构运动时，所产生的惯性力，与各运动部件的质量成正比，所以在分 析主运动机构作用力之前，应先确定各运动部件的质量。主运动机构的质量，按其 运动特点可以分为活塞滑块组、曲轴组和连杆组。 活塞滑块组 活塞滑块组是主运动机构中作纯粹往复运动的机构的总称。活塞滑块组包括 活塞、滑块、柱塞、活塞环以及它们的连接件及紧固件。活塞滑块组质量m 。等于 上述各零件实际质量之和，m 。可以近似的认为集中于活塞销中心处，不需要进行 质量换算。 曲轴组 曲轴组是曲柄连杆机构中做纯粹回转运动零件的总称。确定曲轴组质量只需考 虑其中的不平衡质量。对于与曲轴中心线对称部分的平衡质量，因其产生的离心惯 性力相互抵消，可不予考虑。 曲轴包括连杆轴颈、曲柄臂和主轴颈等。若暂不考虑平衡块的质量，则单位的 曲柄不平衡质量主要包括曲柄销和两边曲柄臂的不平衡部分。为计算方便，把单位 曲柄不平衡质量换算到曲柄半径广处，回转质量换算的原则是：代替质量与原来不 平衡质量在回转式所产生的离心惯性力相等。 用m ，表示曲轴销中心线为对称中心的曲柄销及附在其上面的曲柄臂部分质 量，此部分质量集中于曲柄销中心上，其回转半径为厂，故无需作质量换算。 用m 。表示曲柄臂的质量，其重心半径为p ，需将这部分质量换算到曲柄回转 半径，处。 用胁：表示换算到，处的代替质量，设曲轴角速度为，根据回转质量换算原 则，得： m j m 2 = m 。p o s 22 一( 4 ) 从而，得 m ：型2 ( 5 ) r 则单个曲拐的不平衡质量为： m ，；m ，+ 2 m 。旦2 - ( 6 ) 厂 连杆组 连杆组包括连杆及其附件，如轴瓦、连杆螺栓及附在连杆上的油道等。用m ，表 1 0 青岛大学硕士学位论文 示连杆组质量。为了进行质量换算，将复杂运动的连杆质量m 。分解为两部分m a 和 m 。其中m 翻表示连杆小端仅作纯粹往复运动的代替质量；m 表示集中在连杆 大端中心仅作纯粹回转运动的代替质量。根据质量换算原则，连杆系统的动力效应 必须同原连杆相同。为此满足以下三个条件： i 、代替质量之和与原质量相等，及川d + 肌凹，m c i i 、代替系统重心与原重心重合，以使得力矩得以平衡，即：m a l 一= m c b l 口 i i i 、代替质量对原连杆重心的转动惯量之和等于原连杆质量对重心的转动惯 量，即：m 翻工j + m c n l 2 = i c 由条件( 1 ) 、( 2 ) 可得： r 脚钳一m cx 争 2 - ( 7 ) 厶 ， 册c b = m 。x 半 2 ( 8 ) 厶 但将m 翻和m 带入条件( 3 ) ，并不满足，这是由于代替质量m 以和所距离连杆重 心较远。但是由于朋翻j + m c n l ；c c 与，c 相差不大，因此连杆可简化为m 翻、朋 的双质量系统。 ( 2 ) 主运动机构的力源 用动力学观点考察，i c w p 基本作用力有三方面：气缸的气体压力、液压对柱 塞的液压力和主运动机构运动时所产生的惯性力，它与各部件的质量成正比。i c w p 其它作用力是这三个作用力衍生出来的。 气缸内的气体压力 图2 3 气体作用在活塞上的压力随曲轴转角的变化 第二章三缸i c w p 的结构及动力学分析 缸内的气体压力是随着曲柄连杆转角的不同而作周期性变化的，其规律如图2 3 所示，气体的压力值为 = ( 弓一只) 暑d 2 2 - ( 9 ) r 式中，只一随曲柄角变化的缸内气体压力，其值有i c w p 示功图确定； 只一曲轴箱内气压； d 气缸直径。 液压缸对柱塞的液体压力 液压缸内液体对柱塞的作用力也是随着曲柄转角不同做周期其变化的。其变化 规律如图2 4 所示。 转膏坤呻 图2 4 液压缸内液压对活塞的作用力 昂= 竽2 2 - ( 1 0 )昂= 半 式中，d 口一柱塞直径； p 矽掖缸内的水压力。 机构的惯性力 i 、往复惯性力 在主运动机构中，活塞一滑块组质量小，和连杆小端质量研d 都沿着气缸中心线作 往复运动，故主运动机构总的往复惯性力为 = 嘲厂r f 0 2 汹s 口+ g c o s 2 a ) = 嘲，r o ) 2 c o s 口一mr m 2 a c o s 2-00mlrto a c o s 2 a 2 嘲，c 0 s 口一 ；f + f 皿 青岛大学硕士学位论文 其中为一级往复惯性力；为二级往复惯性力。其随曲轴转角的变化规律如图 2 5 所示。 由辅转膏h r 柚 图2 5 往复惯性力随曲轴转角的变化规律 i i 、离心惯性力 在三缸i c w p 的主运动机构中，曲柄的不平衡质量m r 和连杆大端代替质 量m c n 都作用于曲柄销中心，随曲轴做回转运动，因此回转运动总的不平衡量为 m s = m ，+ 朋。 2 - ( 1 2 ) 主运动机构中总的不平衡理性惯性力为： f c = 1 2t11 、sro) 20 3 ) ，s2 。 其中m 。、厂、c o 是确定的，因此离心惯性力的大小是不变的。而作用方向则始终沿 着曲柄半径远离回转中心，并随曲柄一起不断回转。 ( 3 ) i c w p 主运动机构作用力的分析 在研究了i c w p 主运动机构作用力源后，接着来对机构上各个零件所受作用力 作进一步分析。 作用于活塞滑块组上的作用力 气缸内的气体压力、液压缸内的液体压力r 和往复惯性力f ，皆可视为 作用于活塞销中心处并沿气缸中心线方向传递，如图2 6 所示。由于零件的重力及 零件之间相对运动产生的摩擦力数值较小，在分析过程中可不予考虑。故只需代数 相加，即可得合力 f = f r + f t + f w 2 - ( 1 4 ) 式中，足一活塞滑块上总的作用力； 1 3 第二章三缸i c w p 的结构及动力学分析 曲轴转青，怕由 图2 6 作用在活塞上的作用力 作用于活塞- 滑块组上总的作用力的分解与传递 活塞销处的作用力分解为两个分力，即沿连杆轴线的作用力r 和活塞压向气 缸的作用力r 。 r = 南a 志 2 也5 ， ，- 疋t a n 肛，z 志 2 - ( 1 6 ) 当连杆受压时，r 为j 下，反之为负；当侧向力凡所形成的反扭距与曲轴旋转 方向相反时，瓦为正，反之为负。 作用力& 通过连杆作用于曲轴上，此力分解为两个力，即推动曲轴旋转的切 向力b ，和压缩曲柄臂的径向力兄，其大小分别为 b = 足訾 2 - ( 1 7 ) ，z ；足甓铲 2 - ( 1 8 ) 作用于曲柄销上的转矩为 m = b 厂2 - ( 1 9 ) 其曲线形状与弓是相同的，只是相差，倍，在此力矩下，使得i c 、p 上产生一个与 此大小相等，方向相反的倾覆力矩。 青岛大学硕士学位论文 本章小结 图2 7 作用于曲柄销上各分力 ( 1 ) 介绍了三缸i c w p 的结构及工作原理，分析了三缸i c w p 的主运动机构及工 作过程。 ( 2 ) 对三缸i c w p 的主运动机构进行了动力学分析，得出了三缸i c w p 的主运动 机构的相关的力源及作用在各个部件上的作用力。 1 5 第三章三缸i c w p 的动平衡分析及优化模型的建立 第三章三缸ic w p 动平衡分析及优化模型的建立 f l 啡h 堋 一础王 对于三缸i c w p 而言，则是各个单缸力系所组成的空间力系： 1 6 青岛大学硕士学位论文 图3 2 三缸i c w p 的空间力系 将以上各个力叠加，在三缸i c w p 的空间力系中，显然存在如下的激振力源：合成 离心惯性力x f , 、合成离心惯性力矩z m ，、合成往复惯性力i 及合成往复惯性力 矩肼，。 周期性变化的激振力和激振力矩是i c w p 振动的根源。由于三缸i c w p 不平衡 引起的支架的振动必须会传递出去。振动有可能引起连接件接头松动或过载，造成 机件损坏，降低其可靠性和耐久性。本章主要分析i c w p 的平衡情况，并提出相关 的措施，使振动降低。对于i c w p 的平衡是在假定曲轴和机体为绝对刚体的条件下， 分析惯性力以及力矩对外的作用情况，及所谓的“外平衡”。因为“外平衡”不良 所引起的振动问题要严重和复杂的多f 4 4 硼。 对于三缸i c w p 来说，各缸产生的一次、二次往复惯性力都沿各自气缸的中心 线，作用在同一平面内，只是一次惯性力和二次惯性力变化的频率各不相同。各缸 的旋转惯性力沿曲柄方向作用在不同的平面内，由于各缸中心线之间有一定的距 离，因此各缸的往复惯性力和旋转惯性力对于曲轴轴线垂直的某一参考平面还将产 生力矩。曲柄排列从曲柄端来看，是均匀分布的。且各缸离心力大小相等，方向与 曲柄一致，所以离心力的矢量迦相互抵消了，即x f , = 0 ，也就是说，离心惯性力 处于所谓的“静平衡”。对于离心惯性力产生的合离心力矩y _ a ，通过曲轴中心，并 以角速度旋转，所以在垂直平面和水平平面内两个分力矩2 m 。和肼，且大小 和方向都是变化的。动平衡的具体分析如下： ( 1 ) 旋转惯性力的合力配 沿着气缸中心线方向的分力珥，的大小为： 1 7 第三章三缸i c w p 的动平衡分析及优化模型的建立 z z _ = 脚，r r 0 2 c o s a + c o s ( a + 2 4 0 。) + c o s ( a + 1 2 0 。) 】= o 3 ( 1 ) 垂直气缸中心线方向的分力砜的大小为： f _ = 肌，r i 0 2 s i n a + s i n ( a + 2 4 0 。) + s i n ( a + 1 2 0 。) 】= 0 3 一( 2 ) 所以旋转惯性力的合力龌大小为 z f , ；( 取) 2 + ( 觋) 2 = 0 3 - ( 3 ) 即三缸i c w p 的旋转惯性力己达到平衡。 ( 2 ) 一次往复惯性力的合力凹1 1 和二次往复惯性力 一次往复惯性力合力订的值为： f 1 = 一所f r r 0 2 c o s a + c o s ( a + 2 4 0 。) + c o s ( a + 1 2 0 。) a0 3 - ( 4 ) 二次往复惯性力的合力盟m 的值为： f = 一优f r w 2 s i n a + s i n ( a + 2 4 0 0 ) + s i n ( a + 1 2 0 。) = 0 3 - ( 5 ) 所以一次、二次往复惯性力的合力都已平衡。 ( 3 ) 离心惯性力矩y _ a ， 虽然旋转惯性力的合力弛为零，但有c 引起的旋转惯性力力矩的合力矩z m ， 不为零。以第一气缸中心为取矩点，在垂直平面上的离心力矩为： z m n ，；m ，r i 0 2 l c o s a + c o s ( a + 1 2 0 ) 】 3 - ( 6 ) 在水平面内的离心惯性力矩为： f _ a 。= m ，r w 2 l s i na + s i n ( a 一6 0 ) 】 3 - ( 7 ) 总的合成力矩为： f _ a ，一( 蹦删) 2 + ( 肼。) 2 = x 3 f , l 3 - ( 8 ) z m ，与垂直轴的夹角仇 ”觥留凳= a r c t g 忡t g _ 3 0 ) 】- 仆3 。 3 - ( 9 ) 由此可见，z m ，的方向恒位于第一曲柄后3 0 。，故可在曲轴上装平衡块将其平衡。 ( 4 ) 一次往复惯性力矩e mn 以第二缸为取矩点，由于一次往复作用于气缸的中心线平面内，所以一次往复 惯性力矩也作用在气缸中心线平面内，其大小为： 跏一5 朋竺2 怕s 口一c o s ( a + 1 2 0 ) 】3 ( 1 ；一锄i r w 2 l c o s ( a 一3 0 。) 、7 由上式可知：f _ a 1 是按简谐函数规律变化的，当a = 3 0 。时，z mj 1 的极大值为： 青岛大学硕士学位论文 , y a k 1 - 锄r 2 z 3 - ( 1 1 ) 且恒作用于气缸中心线平面内。 ( 5 ) 二次往复惯性力矩z mm 二次往复惯性力矩z mm 的大小为： 聊皿2 一? ! 2 c o s 缸一c 0 s ( 沈+ 1 2 0 ) 】3 ( 1 2 ) = 一3 i m ，2 lc o s ( 2 a - 3 0 。) 一 由上式可知，当i c o s ( 2 a + 3 0 ) i ；1 时，即当a = - 1 5 。与a = 1 6 5 。时，z m j a l 在垂直位 置有最大值： 跗m = x 3 mf a r c 0 2 z3 - ( 1 3 ) 上述讨论仅仅涉及三缸i c w p 对外部的力与力矩是否平衡，即“外平衡”，旋转 惯性力的合力矾= 0 ，合力矩y _ 2 v ，0 ，曲柄连杆机构旋转惯性力矩的不平衡，可 用加平衡块的方法来解决。受曲轴结构和整机布置的限制，无法将全部平衡重设计 在曲柄臂上，将一部分平衡重转移到飞轮及皮带轮上，可增加质径积，并且可使平 衡重的质量大大下降。对于往复惯性力，主要是采用双轴平衡机构平衡一阶、二阶 往复惯性力，但结构相当复杂，不实用。采用过量平衡法平衡一阶往复惯性力，而 二阶往复惯性力的平衡不予考虑。实际上是把曲轴假设成绝对刚体，并没有考虑旋 转惯性力和往复惯性力所引起的内弯矩作用，因它会产生周期性的弯曲变形，增加 轴承负载，又会引起机体振动。而内部的内力矩平衡将会减小各个旋转惯性力和往 复惯性力所引起的曲轴和机体的内弯矩，从而解决“内平衡”问题。对于三缸机， 通常采用加平衡重的方法，通过方案对比，选择内力矩系数较小的一种方案。一般 内平衡问题只考虑旋转惯性力引起的内力矩及其消减。 3 2 三缸ic w p 优化数学模型的建立 3 2 1 三缸i c w p 动平衡优化目标函数的建立 i c w p 的曲柄连杆机构同传统的内燃相比，载荷通过泵输出，曲轴输出端没有 载荷，因此曲柄连杆机构所受冲击的强度削弱，机械损失变小，同时由于液柱冲击 和往复质量增加的影响，相比原来用于i c w p 样机改制的活塞式内燃机振动加剧， 另外样机机体较高。在保证i c w p 正常承载和强度的条件下，以主运动机构的质 量最轻、动平衡最优为设计目标，构建在皮带轮、曲柄臂、飞轮上全面平衡配重， 以实现内部与外部平衡的动平衡性最优的多目标函数。 ( 1 ) 三缸i c w p 主运动机构的动平衡目标函数的建立 旋转惯性力矩虽然可以在曲轴上加平衡重使其平衡，但选用不同的平衡方案， 1 9 第三章三缸i c w p 的动平衡分析及优化模型的建立 得到的平衡效果却有很大的差异，而这种差异只有用连续梁的分析方法才能较好地 表现出来。内燃机曲轴是一根静不定连续曲梁，为了便于讨论，假定为一根不等刚 度变截面静不定梁，其主轴承座为刚性体，除作用在曲柄销上的载荷按抛物线分布 外，其余均按集中载荷处理，另外略去机构各零件的尺寸和重量偏差，及各运动件 之间的阻力通过上述假设，可以用三弯矩方程描述曲轴模型i 镐】( 见图3 3 ) 。首先做 一下假设： 不考虑气体压力和液体压力对i c w p 动平衡的影响( 因为气体压力和液压 力对i c w p 的宏观振动无影响) 每个气缸连杆机构质量和尺寸是相同的 除曲柄销上的负荷按抛物线分布处理外，其余的均作集中载荷处理 不计各运动件间摩擦阻力和冲击耗损的影响 曲轴按静不定直梁计算 在以上假设下，作用在曲轴上的作用力主要有作用在曲柄销上的作用力r ，曲 柄上的离心力k ，平衡块产生的离心力f j ，飞轮、皮带轮上产生的r 及支座反力 兄，现对各个作用力作以下分析。 图3 3 曲轴计算模型简图 作用在曲柄销处的力在工，y 方向上的分力 e x i = 沏l + 胁2 ) r i 0 2s i n ( a i - 忽) 。，：c 所。+ 所：) ，zs ；n c 口一委面，一m 厂珊z r c o s 陋一詈面，+ a c o s c