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1、2002年第1期(总第71期) 山东内燃机 SHANDONGI.C.E.2002年3月【设计计算】偏心与不偏心平衡块曲轴的平衡计算对比分析包永惠,程用科,顾永强(常柴股份有限公司,江苏常州 213002) 摘要:本文通过对3102柴油机布置不同平衡块曲轴的造型、平衡计算及对比,阐述对于三缸机,布置偏心平衡块的曲轴平衡旋转惯性合力矩的效率高于布置不偏心平衡块的曲轴。关键词:柴油机;曲轴;平衡;对比中图分类号:TK422文献标识码:A文章编号:1671-2471(2002)01-0012-04块的布置方式和1、
2、3缸加偏心平衡块的布置方式1 前言称为方案1和方案2。众所周知,曲轴是内燃机的关键零件。当曲2.1 已知参数轴的不平衡量过大时,引起发动机的振动和噪声两种方案的已知参数相同。这些参数如下:加大,严重地影响其运转性能,同时还会加快轴承1.发动机的发火次序1-3-2。各曲拐夹角等零件的磨损,从而降低发动机的使用寿命。因120Ü,材料QT800-2。此,在曲轴设计阶段,应对曲轴进行平衡计算,根2.活塞行程S=118mm。据计算结果对曲轴结构参数加以改进,以尽量减3.曲柄半径r=SP2=59mm。少不平衡量。4.连杆大小头孔中心距1
3、=192mm。对于三缸柴油机曲轴,由于各曲拐及曲柄销5.缸心距a=124mm。布置成相互夹角120Ü,这就决定了一阶往复惯性6.发动机转速n=2600rPmin。-1合力矩平面及旋转惯性合力矩平面一定是在沿曲7.角速度ω=πnP30=272.27S。轴旋转方向落后第一缸中心线30Ü平面上。而平8.活塞组质量mp=1600g(包括活塞、活塞环、衡块的布置方式有两种:一种是在每缸曲拐及曲活塞销及挡圈等)。柄销的相反方向上增加平衡块,另一种是在第一、9.连杆组质量mc=2138g(包括连杆体、盖、衬第三曲拐及曲柄销的相反方向上增加
4、偏心平衡套、轴瓦、螺栓等)。重。由于受机体的结构限制,在平衡重的回转半连杆组质量分配径及平衡块的厚度不变和不考虑内力矩的情况往复部分mcs=648g下,这两种平衡重的布置方式对3102柴油机曲轴旋转部分mcd=1490g平衡的影响如何,正是本文所要阐述的。10.飞轮及皮带轮中心距L=575.25mm。另外,近年来,计算机的辅助设计在发动机的2.2 三维造型设计、造型、分析上发展得很快。例如,AutoCAD、我们利用Solidworks软件分别对方案1和方Solidworks、UG等。我们在该文的计算中,积极地案2的曲轴进行了
5、造型。其造型见图1,2所示。利用这些软件进行造型、计算,取得了很好的效2.3 曲柄连杆机构的质量果。方案1中的曲柄连杆机构质量1.往复运动质量2 计算和对比mj=mp+mcs为了方便,我们分别将1、2、3缸加扇形平衡=1600+648作者简介:(略-)2002年第1期 包永惠,等:偏心与不偏心平衡块曲轴的平衡计算对比分析·13·=2248g由三维造型及矢量作图法得到:第二缸曲拐及曲柄销:质量mr1=5090g回转半径R1=28.024mm第一缸两扇形平衡块:质量mr1=3552g回转半径R2=55.1mm33.曲轴
6、材料的密度ρ=7.2gPcm2.4 往复惯性力和往复惯性力矩图1 方案1中的曲轴:方案1中:1.一阶往复惯性力及合力矩一阶往复惯性力2Pj1=mjrωCOSα一阶往复惯性合力2∑Pj1=mjrω[cosα+cos(α+120Ü)+cos(α+240Ü)]=0对第二缸中心取矩一阶往复惯性力矩Mj1=aPj12=amjrωCOSα图2 方案2中的曲轴一阶往复惯性合力矩2∑Mj1=amjrω[cosα-cos(α+240Ü)]2.旋转运动质量1P22=3amjrωcos(α-30Ü)(1)连杆组旋转质量mcd=1490g当α=-3
7、0Ü、α=-210Ü 时,
8、∑Mj1
9、最大,即(2)曲轴旋转质量一阶往复惯性合力矩平面沿曲轴旋转方向滞后第由三维造型得到各部分旋转质量:一缸30Ü、210Ü时有最大一阶往复惯性合力矩。曲拐及曲柄销1P22质量mr1=4475.35g
10、∑Mj1
11、max=3amjrω1P22回转半径R1=36.25mm=3×124×2248×59ω2每缸的两扇形平衡块=28485945ω质量mr2=4758.3g所以一阶往复惯性力已平衡,但力矩不平衡。2.二阶往复惯性力及合力矩回转半径R2=45.84mm3二阶往复惯性力3.曲轴材料的密度ρ=7
12、.2gPcm2Pj2=(rP1)mjrωcos2α方案2中的曲柄连杆机构质量:二阶往复惯性合力1.往复运动质量2rPj2=(rP1)mjrω[cos2α+cos2(α+120Ü)+mj=mp+mcs=1600+648cos2(α+240Ü)]=2248g=02.旋转运动质量对第二缸中心取矩
