单缸柴油机平衡机构设计

null单缸柴油机平衡机构设计单缸柴油机平衡机构设计 第一章 前言第一章 前言问的提出 国内外研究现状 本文的研究内容1. 问题的提出1. 问题的提出由于单缸柴油机只有一个气缸的特点，目前采用的平衡机构，不能完全解决其往复惯性力的平衡问题，造成单缸柴油机普遍存在振动与噪声大的问题。出于改善产品的品质与提高人体的舒适性的需要，振动与噪声问题日益受到人们的关注。 2. 国内外研究现状2. 国内外研究现状为解决内燃机的平衡和振动问题，设计人员对机构进行了不断的改进和创新，如目前存在的双曲轴机构、无连杆机构、两角转子机构、无曲轴机构等。但应用最广的还是单轴平衡和双轴平衡。 目前国内外对曲柄连杆机构和平衡机构的研究已经比较完善和成熟。通常采用ADAMS对机构进行运动学、动力学分析。从中可以清楚地了解内燃机工作机构的运动性能、运动规律等，从而可以更好地对机构进行性能分析和产品设计。 3. 本文的研究内容3. 本文的研究内容本次设计以1115单缸柴油机为研究对象，以降低振动为目标，设计研究一种对置式全平衡式机构，利用Soidworks三维工具软件对其机构进行三维造型，然后进行新型平衡机构的平衡计算与校核，并将其载入Adams机构运动学仿真软件进行机构的运动学分析，探讨解决单缸柴油机往复惯性力平衡难题。 第二章 单缸柴油机惯性力分析第二章 单缸柴油机惯性力分析 2.1曲柄连杆机构运动学分析 2.2 曲柄连杆机构的质量换算 2.3 惯性力分析2.1 曲柄连杆机构运动学分析2.1 曲柄连杆机构运动学分析由于正常内燃机工作时可近似认为曲轴作匀速旋转运动。则可将机构的运动学关系示为曲轴转角α的函数。 活塞位移近似： x=R[(1-cosα)+(1-cos2α) λ /4] 活塞加速度近似公式： a=Rω2(cosα+λcos2α) 2.2 曲柄连杆机构质量换算2.2 曲柄连杆机构质量换算活塞上每点运动状态一样，活塞组质量可近似认为集中在活塞销轴线中心上。 曲轴旋转质量一般换算到曲柄销中心上，原则是换算前后离心惯性力相等。 将连杆组件的质量mL转换成集中于活塞销中心的往复质量m1和集中于曲柄销的旋转质量m2。 m1=mL(l-l1) /l m2=mLl1/l2.3 惯性力分析2.3 惯性力分析1.往复惯性力 Pj=-mja=-mjRω2(cosα+λcos2α) =-(mjRω2cosα+mjRω2cos2α)=Pj1+Pj2 由于高次项的幅值较低，故略去高次项。 方向：沿汽缸中心线 2.旋转惯性力 Pr= mr rω2 方向：沿曲柄方向向外第三章 单缸柴油机常用平衡机构第三章 单缸柴油机常用平衡机构3.1 旋转惯性力的平衡机构 3.2 往复惯性力的平衡机构 3.2.1 双轴平衡法 3.2.2 部分平衡法 3.2.3 单轴平衡法3.1 旋转惯性力平衡机构3.1 旋转惯性力平衡机构在曲柄的反向延长线上增加一对质量各为mb的平衡块来进行平衡，并满足：2mbρω2=mrrω2 , mb=0.5mrR/ρ，其中ρ是平衡块重心到曲轴中心线的距离。 设计平衡块时还要尽可能减小质量，以免过分降低曲轴的扭转振动固有频率，同时减少消耗，简化制造工艺。 3.2 往复惯性力平衡机构3.2 往复惯性力平衡机构3.2.1 双轴平衡法 在机体上安装一对大小相同的平衡轴，由齿轮传动，两平衡轴旋转角速度与曲轴相同，且转向相反。两平衡轴旋转产生离心力，其在汽缸中心线方向的分力与活塞的往复惯性力相平衡。 null3.2.2 部分平衡法 在曲轴的两块平衡块上再各增加一部分质量Δmb，将一部分沿气缸中心线的惯性力转移到垂直方向，其峰值有所下降，且不在同一时刻到达，从而改善了振动性能。 3.2.3 单轴平衡法 为了简化机构，去掉一根平衡轴。采用如图所示的单轴平衡机构，同时采用了过量平衡法，两种方法各平衡0.5Pj1 第四章 新型全平衡机构第四章 新型全平衡机构4.1 机构简介 4.2 平衡原理 4.3 主要零件的特征和功能并用SolidWorks 对其造型4.1 机构简介4.1 机构简介通过前几章的分析，一般的平衡机构如：单轴平衡机构、双轴平衡机构和部分平衡机构只能平衡旋转惯性力和一级往复惯性力，无法对二级往复惯性力进行平衡。而实际中，由二级往复惯性力产生的振动还是比较大的。要想最大限度的减小内燃机的振动，必须对其产生的二级往复惯性力进行平衡。由此设计了一个对置式的滑块平衡机构。该机构能完全平衡旋转惯性力和往复惯性力。 null 该机构主要由曲轴，滚珠轴承，环形连杆，滑动平衡块组成，它能完全平衡旋转惯性力和往复惯性力。 4.2 平衡原理4.2 平衡原理曲轴两端各有一偏心轴颈，偏心距作为平衡机构的曲柄半径，当曲轴转动时由中间的滚动轴承带动平衡连杆转动，平衡连杆通过其特殊结构与两个滑动平衡块相连，带动滑动平衡块沿导轨作往复直线运动。滑块的运动方向与活塞的运动方向相反，通过设计合理的偏心距、连杆长及滑块质量，则可看作是一台对置式的发动机，滑块产生的往复惯性力即可与活塞组产生的往复惯性力相抵消，使总的往复惯性力得到平衡。 4.3 主要零件的特征及功能 并用SolidWorks对其造型4.3 主要零件的特征及功能 并用SolidWorks对其造型第五章 新型全平衡机构平衡计算第五章 新型全平衡机构平衡计算5.1 旋转惯性力平衡 连杆长度为L=185mm，曲柄半径R=57.5mm。 连杆小头换算质量m1=0.4935kg 连杆大头换算质量m2=1.9335-0.4935=1.44kg 则连杆大头产生的离心力 Pr =1.44×57.5ω2=82.84ω2 曲轴产生的离心力 Pr =10.357×6.43=66.596ω2 平衡连杆用于平衡离心部分的质量0.273kg 则平衡连杆与滚珠球轴承产生的离心力为： Pr =（0.31+0.273）×14×2ω2=16.324ω2 曲轴及偏心连杆平衡连杆大头的百分比：（16.324+66.596）/82.84=100.14% 因此能完全平衡旋转惯性力。 null5.2 往复惯性力的平衡 往复质量 mj=活塞组质量+连杆小头换算质量=2.3715kg 滑块平衡机构的往复质量mp=滑块及螺栓质量+环形小连杆的往复 质量 =9.405+0.212×2=9.829kg 一级往复惯性力： 计算公式为： Pj1= mjrω2cosα 活塞连杆机构 mjRω2cosα=2.3715×57.5ω2cosα=136.36ω2cosα 滑块平衡机构 mpeω2cosα=9.829×14ω2cosα=137.6ω2cosα 平衡百分比：137.6/136.36=100.9% 二级往复惯性力： 计算公式为： Pj2 = mjrλω2cos2α 连杆比λ=R/L=57.5/185=0.3108 平衡连杆比λ=r/l=14/45=0.31 活塞连杆机构 mjRλω2cos2α=2.3715×57.5×0.3108ω2cos2α=42.38ω2cos2α 滑块平衡机构 mpeRλω2cos2α=9.829×14×0.31ω2cos2α=42.66ω2cos2α 平衡百分比： 42.66/42.38=100.66% 综上所述，新型全平衡机构不但能完全平衡旋转惯性力及一级往复惯性力，对于以往机构如双轴平衡机构所不能平衡的二级往复惯性力也能完全平衡。第六章 运动学分析第六章 运动学分析首先将SolidWorks中的装配体导入ADAMS软件中。 然后进行约束副的添加。null由于发动机工作时曲轴可以近似认为作匀速转动，故可在曲轴一端的旋转副上加一Motion，因为标定转速为2200r/min，则取Motion值为13200度/秒。 然后对该机构进行运动学仿真，及测量输出。测量内容为：活塞的速度和加速度、连杆沿汽缸中心线方向的加速度、滑动平衡块的速度和加速度、环形连杆沿汽缸中心线方向的加速度。nullnullnull由第二章中往复惯性力的求解公式Pj=-mja 建立一个测量函数FUNCTION： 整机的往复惯性力=活塞组往复质量×活塞加速度+连杆质量×连杆沿汽缸中心线的加速度+滑动平衡块往复质量×滑块加速度+环形连杆质量×环形连杆沿汽缸中心线的加速度 得到如下曲线全文总结全文总结1. 详细分析了内燃机曲柄连杆机构的惯性力，列举并分析了单轴、双轴和部分平衡法的平衡原理及几种新型平衡机构。从中掌握了单缸机的主要平衡方法及原理。 2. 利用Solidworks建立1115柴油机全平衡机构的三维图形，得到各零件的质量特性参数。通过惯性力的计算公式，分别对原机（双轴平衡机构）和全平衡机构进行手工计算。得到原机只能平衡旋转惯性力和一级往复惯性力，而新型全平衡机构还能完全平衡二级往复惯性力。 3. 导入ADAMS中进行运动学仿真分析。通过输出曲线可直观地看到零件的各种参数随时间的变化规律。仿真结果表明，在标定转速下，发动机的往复惯性力能得到完全平衡。