4110柴油机二阶平衡系统设计

4110柴油机二阶平衡系统设计摘要：随着制造水平的提高，柴油机的市场竞争越发激烈，客户不仅对汽车的操控舒适性要求逐渐提高，还对汽车的振动和噪音提出了要求。所以为了提升市场的竞争力，使客户驾驶的时候更舒适，需要采取措施来降低柴油机的振动和柴油机的噪声。柴油机产生振动的主要原因就是柴油机运转时产生的二阶往复惯性力，直列四缸柴油机的结构特性导致其二阶往复惯性力无法平衡，振动较大，进而导致柴油机噪声增大。为了降低直列四缸柴油机的振动，需要考虑增加二阶平衡机构来抵消二阶往复惯性力。本文先分析发动机往复惯性力的形成原因，并计算出本4110柴油机的二阶往复惯性力，还对不同的平衡方式进行了比较。接着分析和比较了不同的驱动方式和润滑方式设计出一款满足要求的平衡机构。关键词：二阶惯性力;发动机平衡;发动机振动Designof4110DieselEngineSecondOrderBalanceSystemAbstract：Withtheimprovementofmanufacturinglevel,themarketcompetitionofdieselengineshasbecomemoreandmorefierce.Customershavenotonlygraduallyincreasedtherequirementsforthehandlingcomfortofautomobiles,butalsoputforwardrequirementsforthevibrationandnoiseofautomobiles.Therefore,inordertoimprovethecompetitivenessofthemarketandmakecustomersmorecomfortablewhendriving,measuresneedtobetakentoreducethevibrationofthedieselengineandthenoiseofthedieselengine.Themainreasonforthevibrationofthedieselengineisthesecond-orderreciprocatinginertialforcegeneratedwhenthedieselengineisrunning.Thestructuralcharacteristicsoftheinlinefour-cylinderdieselenginecauseitssecond-orderreciprocatinginertialforcetobeunbalancedandthevibrationislarge,whichinturncausesthedieselenginenoisetoincrease.Inordertoreducethevibrationoftheinlinefour-cylinderdieselengine,itisnecessarytoconsideraddingasecond-orderbalancingmechanismtocounteractthesecond-orderreciprocatinginertialforce.Thispaperfirstanalyzesthereasonsfortheformationofthereciprocatinginertialforceoftheengine,andcalculatesthesecond-orderreciprocatinginertialforceofthe4110dieselengine,andalsocomparesthedifferentbalancingmethods.Thenanalyzeandcomparedifferentdrivingmethodsandlubricationmethodstodesignabalancingmechanismthatmeetstherequirements.Keywords:Secondorderinertialforce,Enginebalancing,Enginevibration目录第1章绪论 第1章绪论1.1研究背景及意义随着当今社会科学技术的迅猛发展，人们的生活更加丰富，人们对于汽车的要求也越来越高，从早期的实用性，到现在不仅要求具有实用性，还要兼顾舒适性和操控性，对柴油机的振动和柴油机的噪声越来越敏感，并且人们的环保意识也日益增强。发动机的噪声和振动逐渐成为评价发动机整体水平的重要指标。往复式发动机由于工作的周期性的原因，产生的旋转惯性力和往复惯性力也是周期性的。这些力在发动机内是不可能相互抵消掉的，都会传递到发动机的支撑上，使发动机运转不平衡，产生振动。直列四缸发动机外观尺寸相对来说比较小，适合的使用场景多，但由于其结构的特性，发动机产生的往复惯性力，不能够用在曲轴上增重的方法来完全平衡掉，尤其是二阶往复惯性力，其变化的频率是曲轴旋转频率的一倍，只能添加二阶平衡机构。直列四缸发动机存在的二阶往复惯性力使得发动机振动较大，低频振动比较大，增加了噪声，在发动机上装配二阶平衡机构装置来平衡二阶往复惯性力，能够显著的降低发动机的振动和噪声。发动机的不平衡会引发一系列的危害。倘若发动机没有做好平衡，首先将会引起车辆的振动。车辆的振动直接影响到了驾驶的平顺性和乘坐的舒适性，导致驾驶员疲劳，注意力不集中，影响行车的安全性。其次，内燃机的振动会缩短内燃机的使用寿命。再次，发动机产生的振动噪音，会消耗更多的能量，影响发动机的热效率。最后，长时间的振动会引起紧固件的松动，相连接的零件可能会发生损坏，降低零件的耐用性。1.2直列四缸柴油机国内外振动研究1.2.1发动机振动简述由于往复式发动机的工作具有周期性，因此其运转时肯定会产生振动。1911年，兰切斯特博士发明了一种双轴平衡机构，该机构能够平衡掉二阶惯性力，后人称该机构为“兰氏”机构。该机构是在两根平衡轴上分别增加平衡块，等高布置，要求与气缸的中轴线相对称，并且两个平衡轴转速相同，方向相反。这种平衡机构转动时产生的水平方向的离心力可以相互抵消，垂直方向的离心力可以抵消掉发动机产生的二阶往复惯性力。图1-1两种兰氏机构1.2.2国外研究现状为了了解国外公司的研究现状，针对著名的汽车公司推出的发动机进行统计，其中只要的发动机参数如下表表1-1各类发动机的参数公司机型气缸数缸径mm冲程mm排量L功率KW转速r/min二阶平衡机构吸气方式CATCAT3304BL4120154.27.051232200有T三菱4M50L41141204.901293200有TA三菱4M51L41181205.251103200有TA丰田IKZ-TEL4931032.80983600有T奔驰OM904LAL41021304.251252300有T五十铃4JX1TCL495.4104.93.001183600有TCFORDDOHC23L486862.001085600有TA从表格中可以看出，国外大公司出产的四缸发动机均采用了二阶往复惯性力平衡机构，例如日本三菱公司的4M50和4M51。而现存的发动机为了巩固市场，满足减振的要求，也会选择加装二阶平衡机构，例如福特的DOHC23。通过给发动机加装二阶平衡机构，从理论解决了发动机产生的振动，从而降低了发动机的振动和噪声，提升了发动机的寿命和驾驶舒适性。1.2.3国内研究现状根据调查，国内的四缸柴油机普遍没有安装二阶平衡机构，早期设计时结构简单，功率小，也不考虑振动的因素。但随着发动机行业的迅速发展，人们对发动机振动的要求越来越高，希望国内厂商能够尽快提供高功率，低振动和低噪声的发动机。近年来，国内的主机厂已经开始考虑在四缸发动机上加装二阶平衡机构，来解决或者缓解矛盾，如上柴的D4114增压中冷车用柴油机和济柴的4190船用柴油机，都装配了二阶平衡机构。上柴的D4114柴油机是在D6114系列柴油机基础上研发的，具有可拆卸的双轴平衡机构，具体数据如下表表1-2上柴D4114发动机参数标定功率132KW标定转速2600r/min扭矩储备系数1.2整机噪声116.6dB济柴的4190柴油机的布置方式是非对称的，其平衡机构是靠飞轮端的齿轮带动的，而且振动品质较高，达到了船用B级的标准。1.3本文研究内容本次毕业设计主要是针对4110柴油机而设计的二阶平衡机构，由于活塞质量与气缸直径的平方成正比，缸径大的二阶往复惯性力也大。而4110柴油机的缸径为110mm，二阶惯性力很大，想要减轻柴油机的惯性力，必须要采用二阶平衡机构。针对现有产品的不足和4110柴油机的特点，本次将设计一款结构紧凑可拆卸的二阶平衡机构。具体内容如下：查阅二阶平衡机构的相关文献资料，熟练使用设计软件。1、分析四缸机的二阶平衡机构的布置方式2、对4110柴油机进行旋转惯性力和往复惯性力的计算分析3、对4110柴油机平衡轴，平衡器零件进行计算。4、了解不同材料的特性，选用合适的材料5、绘制平衡零件的三维模型。6、绘制平衡零件的二维图纸 第2章发动机平衡2.1平衡的概念2.1.1平衡的定义发动机在稳定工作时，如果发动机传递给支撑的作用力的大小和方向恒定不变，则称此内燃机是平衡的。2.1.2发动机振动的原因内燃机在稳定的工况下运行时，如果传递给支撑点的作用力的方向和大小恒定，则称该内燃机平衡。实际上在往复活塞式内燃机中，这种情况并不存在。由于往复活塞式内燃机在工作过程中存在周期性变化，运转产生的往复惯性力和旋转惯性力都是周期变化的。当这些力不能够在机体内部相互抵消掉时，传递给支撑点的力也会发生周期性的变化。简述如下图所示图2-1发动机振动原因简图2.2发动机的平衡分析2.2.1平衡分析方法分析发动机各缸的往复惯性力和各拐的旋转惯性力，就是内燃机的平衡。平衡分析一般有两种方法：（1）解析法：任取一个坐标系，求和各力和力矩在此坐标系的投影。倘若∑F=0，∑M=0，则表明该力系是平衡的，反之不平衡。（2）图解法：做出力矩的多边形，如果该多边形能够封闭，那么该力系是平衡的，反之不平衡。虽然往复惯性力Fj的大小会苏随着时间而改变，但因为Fj1和Fj2，或更高阶的惯性力都能够用旋转矢量投影来表示。倘若最后的结果用公式表示和由计算得出，其精度并不差，这样的图解法就是图解解析法。2.2.2发动机往复惯性力的平衡分析曲拐排列与点火顺序点火的顺序和曲拐的排列有密切关系。一边，曲拐的排列形式规定了各个曲拐到达上止点的顺序，这样点火顺序也就决定了下来。另一边，曲拐的排列又具有平衡的特性。所以在设计发动机的曲轴时，会首先依据平衡性能优秀的要求来确定曲拐的排列，然后点火的顺序将按照点火间隔的均匀性来考虑。为了使曲轴具有良好的平衡性能，所有的曲拐应该均匀的分布在圆周。四冲程发动机的曲拐在每个工作循环中，需要转两转，为了使点火的间隔尽量均匀，所有的气缸点火应该平均分在两转之间，所以点火间隔角为：A=720°Z（2-A为点火间隔角；Z为气缸数本次设计针对的是4110柴油机，是直列四缸四冲程发动机点火间隔角为：A=720°4=180°（1）绘制曲柄图和轴测图。图2-2四冲程四缸曲轴的布置图a）一阶曲柄图b）二阶曲柄图c）轴测图(2)惯性力分析。按照一阶曲柄图和二阶曲柄图，可以绘制出力的矢量图，如下图所示的四拐平面曲轴往复惯性力矩图图2-3四拐平面曲轴往复惯性力矩图一阶惯性力分析发动机的一阶惯性力是往复部件产生的，周期和曲轴转过一圈的时间一致，对于直列四缸机来说，气缸上下运动，产生一阶惯力的最主要的因素就是活塞往复运动的惯性。在四缸发动机里，两端的活塞向上运动的时候，中间的两个活塞向下运动，之后再交换。（如图所示）一方面，当两端的活塞向上运动时，一阶惯性力会先上升，再下降，再上升，再下降。另一方面，中间的两个活塞正好相反，同一时间里，它们的惯性力先下降，再上升，再下降，再上升。所以这些活塞在垂直方向的合力为0，完全平衡掉了，所以四缸发动机的一阶惯性力是平衡的。图2-4活塞简化图图2-5垂直方向力-曲轴转角示意图二阶惯性力分析活塞，连杆和曲轴组成了一个典型的曲柄连杆机构，简图如下图2-6曲柄连杆机构简化图设活塞连杆绕曲轴轴心以直径为1的圆旋转，活塞连杆的长度为2，所以在上止点时，整个的高度为3，在下止点时的高度为2。根据勾股定理，可以算出，当在正中间的高度（曲轴转过90°）为2.4365。图2-7活塞运动距离简图从图中可以得知，当活塞在上止点时，高度为3，当曲轴转过90°时，高度是2.4365，并不是形成的一半，而在下止点时的高度为2。所以，曲轴在从上止点起转过90°时，活塞运动的距离比它从曲轴90°位置转到下止点运动的距离要长，往回运动的时候也一样，在180°和270°这段同样的时间里运动了更短的距离，270°到上止点，运动的距离更长。同样的时间里走过更长的距离意味着速度会更快，这造成了二阶惯性力的不平衡，因为活塞在上半部分运动的速度更快，使得连杆推动活塞向上的力更大，而活塞在下半部分活塞的运动速度慢，使得推动活塞向下的力要小。2.2.3发动机往复惯性力的平衡计算曲柄连杆机构的气缸，活塞和曲轴的中心线在同一平面内。连杆比λ确定了该机构的运动特性：λ=rl（2-r是曲柄的半径，l是连杆的长度由于发动机运转时受力十分复杂，因此先简化曲柄连杆机构，简图如下所示图2-8曲柄连杆机构简化曲柄的运动状态较为简单，是旋转运动。但连杆的平面复合运动较为复杂，我们可以把它看成一部分做旋转运动，一部分做往复活塞式运动。设曲柄的转角为α，当α=0°时候，活塞A位于上止点，当α=180°时，活塞A位于下止点。设连杆的摆动角为β，逆时针旋转为正。活塞的位移用公式表示：X=A'A=A'在三角形AOB中，利用正弦定理，可得出lsinα=rsin因为cosβ=(1−sinβ2所以x=r+l−[rcosα+连杆比l一般为0.2~0.33通过傅里叶级数展开式子(1−λ2sinα2可得：1−≈1−12λ2所以x=r1−cosα+1对位移求两次导，可以得到活塞的运动速度u和加速度a0u=rω（sinαa=rω2cosα根据计算公式，我们可以看出，两个不同速度的三角函数可以表示活塞的位移、速度和加速度。尤其加速度的一阶和二阶是引发活塞往复运动惯性力的根源，是分析曲柄连杆作用力的重要参数。计算得到了加速度公式之后，根据公式F=ma(只需要计算产生惯性力的零件质量，即可得到惯性力，设某一缸的惯性力为F0F0=m0rm0为某一缸产生惯性力的零件的的总质量，F0为该缸产生的往复惯性力。式中m0r四缸发动机的四个曲轴中，第一和第四拐的夹角为180°，第二和第三拐的夹角为180°，所以四缸发动机总的惯性力可以用公式表示：F=++m4rω由于四缸发动机每缸的零件质量是一样的，所以四缸产生的合惯性力F为：F=4mrω2由公式可知，对于直列四缸发动机其一阶惯性力全都抵消掉了，只剩下二阶惯性力，而且由于活塞做的是竖直往复运动，该二阶往复惯性力F的方向为竖直向上。2.34110柴油机二阶往复惯性力计算2.3.14110柴油机技术参数作本品针对4110柴油机进行二阶平衡装置的设计，4110柴油机的主要参数如下表所示表2-14110柴油机具体参数序号名称参数01缸数402发动机型式4冲程、增压、水冷03燃烧室形式直04气缸直径D（mm）11005活塞行程S（mm）12506连杆长度L（mm）21007连杆比λ0.297608转速n（r/min）240009压缩比18.510点火方式压燃11活塞组质量（kg）1.7112连杆小头质量（kg）0.8962.3.24110柴油机二阶平衡计算由柴油机转速计算柴油机曲轴角度ω。ω=2×π×n60=曲柄半径：R=S/2=62.5mm活塞连杆组重量：mj=1.71+0.896=2.606kg（2-19）以压缩上止点为例，来计算4110柴油机的二阶往复惯性力PjⅡPjⅡ=4λmjRω2=4×0.2976×2.606×0.0625×251.32=12244N（2-20）式中：λ—曲柄半径与连杆长度之比R—曲柄半径ω—曲柄角速度（发动机角转速度）Mj—往复运动的质量，Mj=Mp+M1式中：Mp—活塞组的质量，M1—连杆小头当量质量第3章平衡机构的设计3.1平衡轴的零件设计3.1.1平衡轴的工作原理从上一章的分析和计算，我们了解到导致发动机振动的主要原因是活塞往复运动产生的二阶惯性力。那么，我们该如何用平衡轴来抵消发动机产生的二阶惯性力呢？下面我会利用一个简化模型来描述平衡轴的工作原理。图3-1平衡轴工作原理简图上图是一个双平衡轴系统的剖视图。经过上一章的分析和计算，活塞往复运动产生的二阶惯性力，这个力是通过曲轴作用在曲轴主轴承上的，最终传到了发动机的缸体。假设这个时候二阶惯性力的方向竖直向上，那么我们需要平衡系统产生一个竖直向下的力，和发动机里的相互抵消，达到平衡。因此，平衡系统需要满足一下条件：（1）根据二阶惯性力的计算公式F=（2）二力相等才能平衡，平衡系统产生的力的大小和发动机产生的二阶惯性力里大小应该相同。实际生产中，由于空间等因素的限制，不可能做到完全一样，但是只要能够平衡掉70%以上的二阶惯性力就可以显著的降低发动机的振动了。（3）平衡系统产生的力的方向，在任何时候都应该与发动机产生的二阶惯性力的方向相反。我们基于以上的分析，可以得到平衡系统的基本方案。首先，平衡系统平衡力的运转周期是π，因此可以利用齿轮或链传动，使曲轴的转速是平衡轴转速的一半。其次，为了让平衡系统产生的平衡力的大小和发动机产生的二阶往复惯性力相等，我们可以在平衡轴上设计与曲轴上的平衡重一样的平衡块，我们仅需要变换平衡块的重量就可以调整平衡重产生的平衡力。最后，为了使平衡系统产生力的方向始终和发动机产生的二阶惯性力的方向相反，我们需要调整平衡轴的相位，使得平衡系统产生的惯性力的方向始终和发动机产生的二阶惯性力相反。如上图所示的平衡系统。同时，我们可以将双平衡轴对称布置在活塞的两侧，并反方向旋转，那么无论在什么时候，这两根平衡轴产生的力在水平方向上都是大小相等方向相反的，因此整个平衡系统在水平方向上的合理为0。如果采用单平衡轴的平衡系统，就不需要调整水平方向的力，只需调整平衡轴的位置使得其产生的力的鱼发动机产生的二级惯性力相反就行，综上所述，我们可以了解到平衡系统简单来说就是以曲轴转动速度的两倍转动，带有平衡快的对称轴。3.1.2平衡轴的材料选择材料是生产的物质基础，4110柴油机机体由于结构复杂，并且缸体需要承担较高的热量，对散热性能，润滑性能和价格的综合考量，最后采用的是H250灰铸铁。平衡轴的工作环境也十分恶劣，为了达到可长时间工作并且降低价格的目的，最终选择了球墨铸铁。球磨铸铁的密度为7.3×103kg/m3.球墨铸铁的抗拉强度，塑性，韧性和疲劳强度均高于其他铸铁，而且球墨铸铁的屈强比较高。球磨铸铁的力学性能比灰口铸铁高，但成本却接近灰口铸铁，并且保留了灰口铸铁的优良特性，比如易铸造，缺口不敏感等性能。3.1.3平衡轴的长度设计根据4110柴油机的模型，我们看到测量到4110柴油机下部分的空间，考虑到密封的问题，一般平衡轴的长度不会伸出缸体，因此通过测量可得最大长度为470mm,考虑到平衡机构框架的空间，最终平衡轴1的长度定为452mm，具体尺寸如下图所示。图3-2平衡轴CAD图图3-3平衡轴三维图3.2平衡块的参数设计根据第二章的计算，发动机产生的二阶惯性力大小为12244N，根据此惯性力的大小，来确定平衡块的参数。下图所示，为常见的扇形平衡模型。图3-4扇形平衡模型决定该平衡块的平衡能力的主要参数有：平衡块的数量，平衡轴的半径R1，平衡块的外径R2，扇形的角度β，平衡块的长度L。如下图所示图3-5扇形平衡模型参数考虑到发动机下方的可布置空间，我选择用两根平衡轴来平衡发动机的二阶惯性力。列等式4mrω2λ等式的坐标是发动机产生的总的二阶惯性力，等式右边为平衡机构产生的力，m1=m2为平衡块的质量，r1=r2为平衡块的质心距。将发动机的数据代入，我们可以得到m1*r1=24.23kg.mm（3-2）根据发动机下方的空间，设定r1=22mm，则平衡块的质量为1.1kg。基于平衡轴和平衡块材料的确定，即可确定扇形平衡块的具体尺寸，如下表所示表3-1平衡块具体参数R1（单位：mm）16R2（单位：mm）32L（单位：mm）215密度（单位：kg/m3）7.3×103图3-6平衡块CAD图图3-7平衡块三维图3.3平衡轴的驱动方式分析到平衡轴必须和曲轴保持同步运转，还得保证其速度是曲轴的两倍。因此我们需要给平衡轴选择一个合理的驱动方式。常见的传动方式有：链传动，带传动和齿轮传动。下面我会对比三种传动方式，并选择一种最合适的平衡轴驱动方式。从课本上可以了解到一下几点：链传动的优点是使用寿命长，不需要被驱动件和驱动件距离很近。缺点是噪声相对于另外两种传动方式来说，更大，对转动的速度也有要求，转速不能很快，需要油雾润滑，需要张紧器，虽说不需要被驱动件和驱动件距离很近，但面对距离过近的情况，也不能使用链传动。带传动的优点是质量轻，工作噪声低等，对被驱动件和驱动件的距离要求很低。同时存在一些缺点，例如需要张紧器，此外，针对4110柴油的附件是链传动的，但皮带的工作环境需要无油，所以倘若本平衡机构采用带传动，那么就必须考虑密封曲轴的带驱动轮。皮带需要设计成两侧均带齿的形状，这会增加皮带的成本。齿轮传动也有一些优缺点。优点主要是，和链传动一样，寿命长，有保障，很容易做到两根平衡轴反着转，噪声水平也介于链传动和带传动之间。缺点则是对被驱动件和驱动件的距离要求非常高，如果两个零件相距太远，就不能使用齿轮传动了，质量和另外的两种传动方式相比更重一些，对加工的精度要求很高，对材料的要求也更高，制作成本在三种传动方式中是最高的。综上所述，我制作了一张表，来进行一个总结表3-1传动方式优缺点传动方式优点缺点链传动使用寿命长驱动件和被驱动件的距离可高可低成本较低噪声比较大需要油雾润滑对转速有要求需要张紧装置不适用于驱动件与被驱动件的距离太近带传动噪声低质量轻驱动件和被驱动件的距离可高可低需要张紧装置需要处于无油环境需要两侧都带齿的带运转磨损块，寿命低齿轮传动使用寿命长适合需要反转的情况平衡重可以设计在齿轮上要求驱动件与被驱动件的距离近质量重需要润滑成本相对较高以目前发动机的情况，我认为最适合本设计的是齿轮传动，因为平衡轴可以布置在曲轴的附件，满足驱动件和被驱动件的距离的要求，可以简单的实现同步反转，发动机提供润滑也很方便。3.4齿轮的设计3.4.1齿形的选择首先，需要确定平衡轴上齿轮的样式。我们知道一般齿轮有两种形式，一种是直齿轮，另一种是斜齿轮。如下图所示图3-8直齿轮和斜齿轮直齿轮的主要特点有：制造简单，容易装配。斜齿轮的主要特点有：噪音低，工作平稳，承载能力强。综上所述，对比两种齿形的特点，我认为斜齿轮更适合作为平衡轴的驱动齿轮，因为平衡轴的转速高，对噪音和工作的稳定性要求也很高，因此最终我选择了斜齿轮作为我平衡轴设计的齿形。3.4.2齿轮参数的设定在确定了齿形之后，接下来就可以确定齿轮的参数了，由于齿轮参数的设计会涉及到大量计算，不在本文的讨论范围内，因此齿轮的计算过程不做详细的介绍。经过计算校核，齿轮的主要参数如下表表3-2齿轮参数参数数值单位模数2毫米齿轮形式斜齿轮斜齿轮倾角20度齿轮倾角20度齿数41分度圆直径87毫米齿轮厚度12毫米3.5框架的设计针对四缸发动机产生的往复惯性力，只有增设平衡机构才能够完全平衡掉,但增加平衡机构就会使发动机的高度产生变化。考虑到驱动平衡轴还需要一些零件，零件越多，发动机的可靠性就越差。底部加装平衡机构还要影响到本机的机油泵。目前，部分发动机上的平衡装置和发动机机体设计在一起，维护成本较高，而且不能够通用，仅限单一的发动机。本次设计的框架，既可以满足平衡机构消除往复惯性力及往复惯性力矩的需求，减小发动机震动，提高发动机运转平衡性，同时把机油泵安装到该框架上，降低发动机的高度。图3-9框架三维图二阶平衡装置包括框架、机油泵齿轮、机油泵、机油泵盖、机油泵螺栓、平衡轴一、平衡轴二、平衡轴衬套、齿轮一、齿轮二、平衡块、紧固螺钉、集滤器、集滤器垫片及集滤器螺栓。其中，平衡轴、集滤器都安装在框架上，平衡轴一上安装有机油泵、机油泵齿轮、齿轮一及平衡块，平衡轴二上安装有与平衡轴一上对称的平衡块、齿轮二。图3-10平衡机构装配爆炸图所述装置集合机油泵和平衡轴于一体。机油泵安装在平衡轴一上，不需要单独的机油泵轴，结构更加紧凑，机油泵齿轮可以直接驱动平衡轴一和齿轮一运动。平衡轴及机油泵采用齿轮驱动，传递平稳，使用寿命长。平衡轴上的平衡块可拆卸，维护方便，对于相同缸径、缸心距、不同行程的发动机，只需要更换平衡块就能达到平衡的目的，零部件的通用性好。本次设计的框架上有机油通道，平衡轴的润滑是压力润滑，可保证润滑的可靠性。本设计具有如下的优点：（1）机油泵和平衡装置设计成一体式，能有效的降低发动机的高度。（2）平衡轴可带动机油泵运转，省去了单独的机油泵机构，降低了整机零件的数量。（3）平衡块拆卸方便，后期维护简单。（4）依据实际情况，更换平衡块就能够适应不同的发动机。（5）平衡轴的润滑方式采用的是压力润滑，保证了润滑的可靠性。3.6润滑系统设计3.6.1润滑系统简述润滑系统的的主要任务就是输送机油到摩擦表面，还具有冷却和清洁的作用。摩擦表面上的油膜，能够防止金属直接接触，这样可以减小零件之间的摩擦和磨损。摩擦表面的机油还可以带走机械杂质，减小磨损，带走热量。因此，润滑系统在减少机械损失，提升机械效率，延长使用寿命等方面起着很大的作用。润滑不良的内燃机在运转的时候，其机械损失和零件磨损都很大，严重影响了内燃机的动力性和经济性。3.6.2润滑方案对于负载大，速度快的零件，一般采用压力润滑，对于不易开设油道的摩擦表面，一般采用飞溅润滑的方式。3.6.3油道设计设计背景由于平衡机构安装在机体的下部，平衡机构的安装位置和油底壳的机油距离较近，甚至有几率与机油直接接触，对发动机的润滑系统有一定的影响。为了降低发动机的整体高度，使结构更加紧凑，本设计将机构泵安装在了平衡轴的框架上。油路路径框架通过螺栓与机体固定连接。柴油机运转时，机油泵带动油底壳里的机油，通过集滤器连接法兰（1）、机油道1（8）进入机油泵，经过机油泵加压后经过进油口（10）进入机油道2（3），由机油道2（3）的出油口进入发动机机体主油道。油道中的油可以通过机油口1进入机油道3，然后来润滑平衡轴。图3-11框架主视图图3-12C-C剖视图装配步骤框架有安装机油泵的孔，可以安装机油泵。框架含有机油道1(8)，机油道2(3)，机油道1入口连通集滤器，机油道1出口连通机油泵，机油道2由进油口（10）连通机油泵，机油道2出油口连通机体主油道。框架在机油泵的作用下通过机油道1（8）、机油道2(3)将油底壳中的机油输送到机体主油道。框架通过固定螺栓孔(2)固定在机体底部。框架有安装平衡轴的平衡轴安装孔1,2,3,4，可以安装平衡轴。平衡轴安装孔3(6)通过机油道3与机体连通；平衡轴安装孔4(7)通过机油道3与机体连通。平衡轴安装孔1（4）和平衡轴安装孔3（6）相互连通，平衡轴安装孔2（5）和平衡轴安装孔4（7）相互连通。可以实现对平衡轴的润滑。图3-13平衡机构转配图第4章总结随着市场上对发动机噪声和振动日益严格的要求，发动机设计技术的不断进步，四缸机采用平衡机构的趋势是越来越明显了。新的四缸发动机不少都设计了平衡机构，还有了创新。此项技术的大规模应用，不仅提升了柴油机的环保和舒适性能，而且还推动了整个发动机的行业发展对柴油机来说，需要解决的重中之中是柴油机的尾气排放。因此，柴油机还需要采用高压喷射等技术。但是，增加的设备会致使发动机的负荷增加，增加整机的重量，加剧了发动机的不平衡。仔细分析后，我们认为在现代四缸柴油机的设计中，采用平衡机构是相当的有市场的，并且技术成熟，可以满足市场的需求。本设计的对象为4110柴油机。当柴油机缸径大100mm时，柴油机的二阶往复惯性力会有很大影响，所以对大缸径柴油机来说，为了进一步降低其振动噪声，采用二阶平衡装置是必然的。说明书介绍了4110柴油机的二阶平衡机构，主要设计了平衡轴，平衡块，驱动齿轮，框架和润滑系统等零件，根据零件的工况进行材料的选择。经过上述的设计过程，可以学习到发动机平衡相对应的知识，通过此次设计我学到了设计的精髓，首先从产品的设计要求出发，其次根据要求进行资料的查阅，然后进行设计计算，最后出图完成设计。参考文献[1]喻世学,鲍建军.LR4105柴油机二阶往复惯性力的计算分析[J].拖拉机与农用运输车,2006(03):49-50.[2]毕来文,刘玉娥,蔡君辉,吴毓海,韩继武,曹东明,金钊.WP4.1柴油机配套收获机噪声故障分析[J].内燃机与动力装置,2018,35(06):76-79+84.[3]罗梅兰.YC4110ZQ柴油机振动研究[D].长春：吉林大学,2005.[4]蒋义,贾学宏,李连豹,韦虹,李双清,王瑞平.发动机曲柄连杆机构平衡性分析及平衡轴设计[J].小型内燃机与车辆技术,2019,48(06):33-37.[5]刘海云.基于GT-Crank的柴油机曲轴扭转振动分析[J].内燃机与配件,2019(03):57-60.[6]袁兆成,方华,李盛成.降低车用柴油机振动噪声的设计方法[J].农业机械学报,2004(06):26-29.[7]李贵,朱敬安,陈洪涛,王志鹏.某直列四缸柴油机振动仿真分析与试验验证[J].拖拉机与农用运输车,2016,43(06):54-57.[8]唐俊杰.内燃机机械噪声与曲轴振动的关系[J].内燃机与配件,2019(17):202-203.[9]李艳宇.浅谈内燃机机械噪声与曲轴振动的关系[J].内燃机与配件,2019(07):151-152.[10]周海松,许庆峰,宋双占.四缸柴油机二级平衡