CF4108柴油机曲轴平衡设计计算
一、曲柄连杆机构的受力分析
曲柄连杆机构是内燃机中的主要运动构件，对外输出功率，其受到的作用力很多，其中沿每一气缸中心线作用的往复运动的惯性力和每一曲拐旋转平面内作用的旋转离心惯性力是影响内燃机平衡的主要因素。
3.1曲柄连杆机构的运动质量
①、活塞组质量m p
②、曲轴组质量m s ，m S 可代换为两部分质量，一部分是曲拐质量m a ，另一部分是平衡重质量m b 。
③、连杆组质量m c ，m c 根据其运动性质，可代换为两部分质量，一部分是随活塞做往复运动的连杆小头孔端质量m cp ，另一部分是随曲柄销做旋转运动的连杆大头孔端质量m cs 。则曲柄连杆机构的运动质量可表示为：
往复运动的惯性质量：m j = m p + m cp
旋转运动的惯性质量：m r =m a + m cs
3.2往复运动的惯性力
P j = m j a=m j ω2Rcos α+ m j ω2R λcos2α=P j1 + P j2
其中P j1 是一阶往复惯性力， P j2为二阶往复惯性力。
往复惯性力的力矩由各往复惯性力对曲轴轴线上某一点取矩得到。
3.3旋转运动的惯性力
对于四缸机单拐，旋转惯性力包括：（1）曲拐旋转惯性力，（2）连杆组旋转惯性力，（3）平衡重旋转惯性力。
故旋转惯性力也由这三部分组成，其计算式为：
()2r a a b b CS CS P m r m r m r ω=?+
m a ——曲拐质量；
r a ——曲拐旋转半径；
m b ——平衡重质量；
r b ——平衡重旋转半径；
m CS ——连杆旋转质量；
r CS——连杆旋转半径，等于曲柄半径r
ω——角速度。
和往复惯性力矩一样，旋转惯性力的力矩也是由各旋转惯性力对曲轴轴线上的某一点取矩得到。
二、已知参数
曲轴结构形式如图3所示，发火次序为1-3-4-2，全支撑，曲拐夹角为180°，材料为QT800-3。
图3
（1）活塞行程S=135mm
（2）曲柄半径r=67.5mm
（3）连杆大小头孔中心距L=217mm；则曲柄连杆比λ=r/L=0.31
（4）缸心距a=135mm
（5）发动机转速n=2300r/min
（6）角速度ω=πn/30=240.855rad/s
（7）活塞组质量
m p=m3+m4+m5+2m6=1310+(32.4+28.1+18.67)+811.55+2×5=2210.72g（其中
m3是活塞质量，m4是3道活塞环质量，m5是活塞销质量，m6是挡圈质量）（8）连杆小头孔端质量是m cp=787.4g，大头孔端质量是1812.6g。
因此往复运动的惯性质量：m j= m p+ m cp=2210.72+787.4=2998.12g
旋转运动的惯性质量由曲轴平衡设计分析获得。
三、曲轴平衡设计
为了保证曲轴运转平稳和足够的强度，曲轴的设计要保证：
第一，旋转惯性力的合力为零，即静平衡；
第二，旋转惯性力的合力矩为零，即动平衡；
第三，曲轴承受的内弯矩尽量小，即单拐离心力的平衡率尽量高。
在尽量满足上述三项条件的情况下，又考虑曲轴结构、安装和工艺等因素，经多次质量分析并应用proe 软件建模计算获得曲轴各曲拐和平衡重的质量。为分析方便，将单缸曲拐（曲柄和曲柄销）产生的旋转惯性力和连杆旋转部分产生的旋转惯性力称为正向旋转惯性力，平衡重产生的旋转惯性力称为负向旋转惯性力，两部分质量按图4所示方法分开，分别计算其旋转惯性力和单缸平衡率。
图4 经过曲轴平衡设计的计算并通过Proe 建模得到各缸曲拐平衡块的质量和距离曲轴中心线的质心距：
第一缸：质量m b1=2.486kg ，相对曲轴中心线的质心距离r b1=71.65mm 。 第二缸：质量m b2=2.4961kg ，相对曲轴中心线的质心距离r b2=71.75mm 。 第三缸：质量m b3=2.032kg ，相对曲轴中心线的质心距离r b3=63.2mm 。
第四缸：质量m b4=2.486kg ，相对曲轴中心线的质心距离r b4=71.65mm 。
3.1单拐旋转惯性力的计算：
第一缸：
曲拐正向旋转惯性力为F a
F a1＝2a1a1m r ω26.94326.4ω=×23183.310ω?=×N
a1a1m r 、分别为第一缸曲拐正向旋转质量和距离曲轴中心线的质心距。
连杆旋转部分正向旋转惯性力为F CS
连杆大头部分通过质量代换，得到质量为 1.8126kg ，单片轴瓦质量是0.0575kg ，则连杆旋转质量m cs 是连杆大头质量加上两个轴瓦的质量m cs =1.9276kg 。每缸连杆旋转部分的惯性力相同。
F CS ＝2CS CS r m ω21.927667.5ω=×23130.13310ω?=×N
平衡重负向旋转惯性力为F b
F =m r ω =2.47×71.6ω =176.852ω 310?× N
第一缸旋转惯性力P r1= F a1+ F CS -F b1=7923.225N
第二缸：
曲拐正向旋转惯性力为F a
F a2＝2a2a2m r ω26.94126.4ω=×23183.242410ω?=×N
a2a2m r 、分别为第二缸曲拐正向旋转质量和距离曲轴中心线的质心距。
连杆旋转部分正向旋转惯性力为F CS
F CS ＝2CS CS r m ω21.99567.5ω=×23130.13310ω?=×N
平衡重负向旋转惯性力为F b
F =m r ω =2.471×71.61ω =176.95ω 310?× N
第二缸旋转惯性力P r2= F a2+ F CS -F b2=7914.2N
第三缸：
曲拐正向旋转惯性力为F a
F a3＝2a3a3m r ω28.2629.3ω=×23242.0210ω?=×N
a3a3m r 、分别为第三缸曲拐正向旋转质量和距离曲轴中心线的质心距。
连杆旋转部分正向旋转惯性力为F CS
F CS ＝2CS CS r m ω21.99567.5ω=×23130.13310ω?=×N
平衡重负向旋转惯性力为F b
F =m r ω =4.136×56.9ω =235.34ω 310?× N
第三缸旋转惯性力P r3= F a3+ F CS -F b3=7936.68N
第四缸：
曲拐正向旋转惯性力为F a
F a4＝2a4a4m r ω26.94326.4ω=×23183.310ω?=×N
a4a4m r 、分别为第四缸曲拐正向旋转质量和距离曲轴中心线的质心距。
连杆旋转部分正向旋转惯性力为F CS
F CS ＝2CS CS r m ω21.99567.5ω=×23130.13310ω?=×N
平衡重负向旋转惯性力为F b
F =m r ω =2.47×71.6ω =176.852ω 310?× N
第四缸旋转惯性力P r4= F a4+ F CS -F b4=7923.225N
3.2旋转惯性力的合力验算：
对于曲轴整体旋转惯性力的合力计算，假设第一缸曲拐位于上止点时的向上方向为正方向。因此，经过计算一、四缸旋转惯性力方向为正，二、三缸旋转惯性力方向方向为负。则旋转惯行力的合力如下：
12347923.2257914.2N 7936.68N 7923.225 4.43r r r r r P P P P P N
=??+=??+=?∑
分析：旋转惯性力的合力为-4.43N ，这是由于Proe 造型引起的误差，仅为单拐最小旋转惯性力的0.056%，可忽略不计。此时，可认为时曲轴达到静平衡。
3.3旋转惯性力的合力矩验算：
计算曲轴整体旋转惯性力的合力矩，假设第一缸位于上止点时，以曲轴第三道主轴颈轴向中心为计算零点，顺时针为正方向。则旋转惯性力的合力矩： M =P ×a ?P ×a +P ×a ?P ×a
=?75.12?24.45+24.56+75.17=0.16Nm
其中，a 、a 、a 、a 分别为各缸旋转惯性力合力的中心相对曲轴第三道主轴颈轴向中心的距离。旋转惯性力的合力矩0.16Nm ，这是由于Proe 造型引起的误差，仅为单拐最小旋转惯性力矩的0.65%，可忽略不计。可认为时曲轴达到动平衡。
3.4单拐旋转惯性力的平衡率验算：
第一缸曲拐平衡率为：F (F +F )?=55.62% 第二缸曲拐平衡率为：F (F +F )?=55.66%
第三缸曲拐平衡率为：F (F +F )?=47.4% 第四缸曲拐平衡率为：F (F +F )?=55.62%
四、 结论
1.通过对曲轴三维模型的设计计算，Cf4108柴油机曲轴整体旋转惯性力的合力
为-4.43N（向下），合力矩为0.16Nm（顺时针）。
2.由单拐旋转惯性力分析可得，Cf4108柴油机第一缸曲拐旋转惯性力平衡率为
55.62%，第二缸曲拐旋转惯性力平衡率为55.66%，第三缸曲拐旋转惯性力平
衡率为47.4%，第四缸曲拐旋转惯性力平衡率为55.62%。
2.1 曲轴的结构 曲轴的作用是把活塞往复运动通过连杆转变为旋转运动，传给底盘的传动机构。同时，驱动配气机构和其它辅助装置，如风扇、水泵、发电机等【18】。 曲轴一般由主轴颈，连杆轴颈、曲柄、平衡块、前端和后端等组成，如图1.1所示。一个主轴颈、一个连杆轴颈和一个曲柄组成了一个曲拐，直列式发动机曲轴的曲拐数目等于气缸数，而V型发动机曲轴的曲拐数等于气缸数的一半。 图1.1 主轴颈是曲轴的支承部分，通过主轴承支承在曲轴箱的主轴承座中。主轴承的数目不仅与发动机气缸数目有关，还取决于曲轴的支承方式。 曲柄是主轴颈和连杆轴颈的连接部分，断面为椭圆形，为了平衡惯性力，曲柄处常设置平衡重。平衡重用来平衡发动机不平衡的离心力矩及一部分往复惯性力，从而保证了曲轴旋转的平稳性【19】。 曲轴的连杆轴颈是曲轴与连杆的连接部分，曲柄与主轴颈的相连处用圆弧过渡，以减少应力集中。直列发动机的连杆轴颈数目与气缸数相等而V型发动机的连杆轴颈数等
于气缸数的一半。 曲轴前端装有正时齿轮，以驱动风扇和水泵的皮带轮以及起动爪等。为了防止机油沿曲轴轴颈外漏，在曲轴前端装有一个甩油盘，在齿轮室盖上装有油封。曲轴的后端用来安装飞轮，在后轴颈与飞轮凸缘之间制成档油凸缘与回油螺纹，以阻止机油向后窜漏。 曲轴的形状和曲拐相对位置取决于气缸数、气缸排列和发动机的发火顺序。多缸发动机的发火顺序应使连续作功的两缸保持尽量远的距离，这样既可以减轻主轴承的载荷，又能避免可能发生的进气重叠现象。此外作功间隔应力求均匀，也就是说发动机在完成一个工作循环的曲轴转角，每个气缸都应发火作功一次，以保证发动机运转平稳。 曲轴的作用：它与连杆配合将作用在活塞上的气体压力变为旋转的动力，传给底盘的传动机构。同时，驱动配气机构和其它辅助装置，如风扇、水泵、发电机等。工作时，曲轴承受气体压力，惯性力及惯性力矩的作用，受力大而且受力复杂，并且承受交变负荷的冲击作用。同时，曲轴又是高速旋转件，因此，要求曲轴具有足够的刚度和强度，具有良好的承受冲击载荷的能力，耐磨损且润滑良好【20】。 2.2 曲轴的疲劳损坏形式 曲轴的工作情况十分复杂，它是在周期性变化的燃气作用力、往复运动和旋转运动惯性力及其他力矩作用下工作的，因而承受着扭转和弯曲的复杂应力。曲轴箱主轴承的不同心度会影响到曲轴的受力状况，其次，由于曲轴弯曲与扭转振动而产生的附加应力，再加上曲轴形状复杂，结构变化急剧，产生了严重的应力集中。最后曲轴主轴颈与曲柄销是在比压下进行高速转动，因而产生强烈的磨损。因此柴油机在运转中发生曲轴裂纹和断裂事故不为鲜见，尤其是发电柴油机曲轴疲劳破坏较多。依曲轴产生裂纹的交变应力的性质不同，主要有以下三种疲劳裂纹:弯曲疲劳裂纹、扭转疲劳裂纹和弯曲一扭转疲劳裂纹【21】，如图2.1所示。
技术讲课教案 主讲人：范经伟 技术职称（或技能等级）：高级工所在岗位：锅炉辅机点检员 讲课时间： 2011年 06月24日
培训题目：《转子动平衡——原理、方法和标准》 培训目的： 多种原因会引起转子某种程度的不平衡问题，分布在转子上的所有不平衡矢量的和可以认为是集中在“重点”上的一个矢量，动平衡就是确定不平衡转子重点的位置和大小的一门技术，然后在其相对应的位置处移去或添加一个相同大小的配重。 内容摘要： 动平衡前要确认的条件： 1.振动必须是因为动不平衡引起。并且要确认动不平衡力占 振动的主导。 2.转子可以启动和停止。 3.在转子上可以添加可去除重量。 培训教案： 第一章不平衡问题种类 为了以最少的启停次数，获得最佳的平衡效果，我们不仅要认识到动不平衡问题的类型（静不平衡、力偶不平衡、动不平衡），而且还要知道转子的宽径比及转速决定了采用单平面、双平面还是多平面进行动平衡操作。同时也要认识到转子是挠性的还是刚性的。
刚性转子与挠性转子 对于刚性转子，任何类型的不平衡问题都可以通过任选的二个平面得以平衡。 对于挠性转子，当在一个转速下平衡好后，在另一个转速下又会出现不平衡问题。当一个挠性转子首先在低于它的70%第一监界转速下，在它的两端平面内加配重平衡好后，这两个加好的配重将补偿掉分布在整个转子上的不平衡质量，如果把这个转子的转速提高到它的第一临界转速的70%以上，这个转子由于位于转子中心处的不平衡质量所产生的离心力的作用，而产生变形，如图10所示。由于转子的弯曲或变形，转子的重心会偏离转动中心线，而产生新的不平衡问题，此时在新的转速下又有必要在转子两端的平衡面内重新进行动平衡工作，而以后当转子转速降下来后转子又会进入到不平衡状态。为了能在一定的转速范围内，确保转子都能处在平衡的工作状态下，唯一的解决办法是采用多平面平衡法。 挠性转子平衡种类 1.如果转子只是在一个工作转速下运转，小量的变 形不会产生过快的磨损或影响产品的质量，那么
目录 1 绪论 (1) 1.1 本课题的目的及意义 (1) 1.2 国外研究的现状与发展趋势 (1) 1.2.1 曲轴结构设计的发展 (1) 1.2.2 曲轴强度计算发展 (2) 1.3 有限元分析 (3) 2 1015柴油机曲轴结构设计 (4) 2.1 曲轴的结构 (4) 2.2 曲轴的疲劳损坏形式 (5) 2.2.1 弯曲疲劳裂纹 (6) 2.2.2 扭转疲劳裂纹 (6) 2.2.3 弯曲--扭转疲劳裂纹 (6) 2.3 曲轴的设计要求 (7) 2.4 曲轴的结构型式 (7) 2.5 曲轴的材料 (8) 2.6 曲轴的主要部件设计 (8) 2.6.1 主轴颈和曲柄销 (8) 2.6.2 曲柄臂 (9) 2.6.3 曲轴圆角 (10) 2.6.4 润滑油道 (11) 2.6.5 平衡重 (12) 2.6.6 曲轴两端和轴向止推 (12) 2.6.7 曲轴的强化 (13) 2.7 曲轴的强度校核 (14) 2.7.1 曲柄销应力 (14) 2.7.2 圆角形状系数 (17) 2.7.3 安全系数 (19)
3 有限元分析 (21) 3.1 ANSYS软件介绍 (21) 3.2 整体曲轴有限元模型的建立 (22) 3.2.1 有限元网格的划分 (22) 3.2.2 载荷状况的确定 (22) 3.3 曲轴整体模型计算结果分析 (24) 3.3.1 压应力分析 (24) 3.3.2 拉应力分析 (25) 3.4 疲劳强度校核 (26) 3.5 结论 (26) 4 总结 (26) 参考文献 (28) 致 (32)
1 绪论 1.1 本课题的目的及意义 柴油机与汽油机相比其燃料、可燃混合气的形成以及点火方式都不相同，而柴油机采用压缩空气的办法提高空气温度【1】，因此柴油机的功率更大、经济性能更好，这也导致柴油机工作压力大，要求各有关零件具有较高的结构强度和刚度，所以柴油机比较笨重，体积较大；柴油机的喷油泵与喷嘴制造精度要求高【2】，所以成本较高；另外，柴油机工作粗暴，振动噪声大；柴油不易蒸发，冬季冷车时起动困难。因而柴油发动机一般用于大、中型载重货车上【3】。 曲轴是发动机的关键零件，其尺寸与燃机整体尺寸和重量有很大关系，如曲柄销直径直接影响连杆大端尺寸和重量，后者又影响曲轴箱宽度，曲轴单位曲柄长度影响燃机总长度，曲轴尺寸大小在很大程度上影响着发动机的外形尺寸和重量。曲轴是燃机曲柄连杆机构的主要组成部分、三大运动件之一，是主要传力件。它的功用是把气缸中所作的功，通过活塞连杆汇总后以旋转运动形式输出。此外，曲轴还传动保证燃机正常工作需要的机构和系统附件(如配气机构、燃油泵、水泵、润滑油泵等)，因此曲轴工作的可靠性和寿命在很大程度上影响燃机工作的可靠性和寿命。【4】。曲轴的工作情况及其复杂，基本工作载荷是弯曲载荷和扭荷；对不平衡的发动机曲轴还承受弯矩和剪力；未采取扭转振动减振措施的曲轴还可能作用着幅值较大的扭转振动弹性力矩。这些载荷都是交变性的，可能引起曲轴疲劳失效。曲轴的破坏事故可能引起其它零件的严重损坏。曲轴又是一根连续曲梁，结构形状复杂，刚性差，材质要求严，制造要求高，是燃机造价最贵的机件。随着燃机的发展与强化，曲轴的工作条件愈加严酷了【5】，必须在设计上正确选择曲轴的结构形式，并根据设计要求选择合理的尺寸、合适的材料与恰当的工艺，以求获得满意的技术经济效果【6】。由以上所述可以看出曲轴设计的重要性。 1.2 国外研究的现状与发展趋势 1.2.1 曲轴结构设计的发展 曲轴结构设计在过去的几十年中得到了飞速的发展。在曲轴的设计初期一般是按照已有的经验公式计算或者与已有的曲轴进行类比设计【7】。在进行了初步的设计后造出曲轴样品再进行试验，通过实验数据进行适当的改进【8】。曲轴设计发展到今天已经有了很大的发展。随着燃机向高可靠性、高紧凑性、高经济性的不断发展，传统的以经验、试
转子动平衡标准文档编制序号：[KKIDT-LLE0828-LLETD298-POI08]
平衡精度等级考虑到技术的先进性和经济上的合理性，国际标准化组织(ISO)于1940年制定了世界公认的ISO1940平衡等级，它将转子平衡等级分为11个级别，每个级别间以倍为增量，从要求最高的到要求最低的G4000。单位为公克×毫米/公斤(gmm/kg)，代表不平衡对于转子轴心的偏心距离。如下表所示： G4000具有单数个气缸的刚性安装的低速船用柴油机的曲轴驱动件 G1600刚性安装的大型二冲程发动机的曲轴驱动件 G630刚性安装的大型四冲程发动机的曲轴驱动件弹性安装的船用柴油机的曲轴驱动件 G250刚性安装的高速四缸柴油机的曲轴驱动件 G100六缸和多缸高速柴油机的曲轴传动件；汽车、货车和机车用的发动机整机 G40汽车车轮、轮毂、车轮整体、传动轴，弹性安装的六缸和多缸高速四冲程发动机的曲轴驱动件 G16特殊要求的驱动轴（螺旋桨、万向节传动轴）；粉碎机的零件；农业机械的零件；汽车发动机的个别零件；特殊要求的六缸和多缸发动机的曲轴驱动件 商船、海轮的主涡轮机的齿轮；高速分离机的鼓轮；风扇；航空燃气涡轮机的转子部件；泵的叶轮；机床及一般机器零件；普通电机转子；特殊要求的发动机的个别零件 燃气和蒸汽涡轮；机床驱动件；特殊要求的中型和大型电机转子；小电机转子；涡轮泵 G1磁带录音机及电唱机、CD、DVD的驱动件；磨床驱动件；特殊要求的小型电枢 精密磨床的主轴；电机转子；陀螺仪 在您选择平衡机之前，应该先确定转子的平衡等级。 举例：允许不平衡量的计算 允许不平衡量的计算公式为： (与JPARC一样的计算 gys) 式中m per为允许不平衡量，单位是g； M代表转子的自身重量，单位是kg； G代表转子的平衡精度等级，单位是mm/s； r 代表转子的校正半径，单位是mm； n 代表转子的转速，单位是rpm。 举例如下： 如一个电机转子的平衡精度要求为级，转子的重量为0.2kg，转子的转速为1000rpm，校正半径20mm， 则该转子的允许不平衡量为： 因电机转子一般都是双面校正平衡，故分配到每面的允许不平衡量为0.3g。 目前T0转动部分重量大约为180Kg（包括电机转子、旋变转子、轴承等回转体）不包括为166Kg。 按照180Kg，转速3000rpm，标准，校正半径为220mm，
曲轴的结构如图1.1所示：它由主轴颈，连杆轴颈曲轴臂，平衡块，前轴端和后轴端等部分组成。其中一个连杆颈和它两端的曲臂以及前后两个主轴颈合在一起，称为曲拐。曲轴的形式有整体式和组合式两种。下面分析大多数汽车发动机采用的整体式曲轴的结构。 图1.1 1.主轴颈 图1.2所示，用来支撑曲轴，曲轴几即绕其中心线旋转。主轴颈支撑于滑动主轴承上，主轴颈结构和连杆轴颈类似，不同点于滑动主轴承上，主轴颈结构和连杆轴颈类似，不同点是内表面有油槽。主轴承盖用螺栓与上曲轴箱的主轴承座紧固在一起。为了使各主轴颈磨损相对均匀，对于受力交大的中部和两端的主轴颈制造得较宽。 在连杆轴颈的两侧都有主轴颈者，称为全支撑曲轴。全支撑曲轴钢度好，主轴颈负荷小，但它比较长。如果主轴颈数目比连杆轴颈少，则称为非全支撑曲轴。其特点和全支撑主轴相反。
图1.2 2.连杆轴颈 用来安装连杆大头，如图1.3所示。直列式发动机的连杆轴项数与汽缸数相等；V型发动机因为两个连杆共同装在一个连杆轴颈上，故连杆轴颈数为汽缸数的一半。连杆轴颈通常被制成中空，其目的是为了减轻曲拐旋转部分的质量，以减小离心力。中空的部分还可兼作油道和油腔，如图所示。油腔不钻通，外端用螺塞封闭，并用开口销锁住。连杆中部插入一弯管，管口位于油腔中心。当曲轴旋转时，在曲轴油管机油中的较重的杂质被甩向油腔壁，而洁净的机油则经弯管流向连杆轴向表面，减轻了轴颈的磨损。 图1.3
3.曲轴臂 用来连接主轴颈和连杆轴颈，如图1.4所示。有的发动机曲轴臂上加有平衡块，用来平衡曲轴的不平衡的离心力和离心力矩，有的还可平衡一部分往复惯性力。图示1.5为四缸发动机曲轴受力情况。1.4道连杆轴颈的离心力F1.F4与2.3道连杆轴颈的离心力F2.F3大小相等，方向相反。从整体上看，似乎在内部能相互平衡，但由于在F1与F2形成的力偶MF2和F3与F4形成的力偶M3-4作用下，如果曲轴的刚度不足，则发生弯曲变形，加剧主轴颈的磨损。为此，需加宽轴颈，增加刚度，以减少磨损。但更有效的措施是在曲轴臂反方向延伸一块平衡块。平衡块与曲轴制成一体，也可单独制造，再用螺栓固装在曲轴臂上，加平衡块会导致曲轴质量和材料消耗增加，制造工艺复杂。因此，曲轴是否要加平衡块，应视具体情况而定。 图1.4
CF4108柴油机曲轴平衡设计计算 一、曲柄连杆机构的受力分析 曲柄连杆机构是内燃机中的主要运动构件，对外输出功率，其受到的作用力很多，其中沿每一气缸中心线作用的往复运动的惯性力和每一曲拐旋转平面内作用的旋转离心惯性力是影响内燃机平衡的主要因素。 3.1曲柄连杆机构的运动质量 ①、活塞组质量m p ②、曲轴组质量m s ，m S 可代换为两部分质量，一部分是曲拐质量m a ，另一部分是平衡重质量m b 。 ③、连杆组质量m c ，m c 根据其运动性质，可代换为两部分质量，一部分是随活塞做往复运动的连杆小头孔端质量m cp ，另一部分是随曲柄销做旋转运动的连杆大头孔端质量m cs 。则曲柄连杆机构的运动质量可表示为： 往复运动的惯性质量：m j = m p + m cp 旋转运动的惯性质量：m r =m a + m cs 3.2往复运动的惯性力 P j = m j a=m j ω2Rcos α+ m j ω2R λcos2α=P j1 + P j2 其中P j1 是一阶往复惯性力， P j2为二阶往复惯性力。 往复惯性力的力矩由各往复惯性力对曲轴轴线上某一点取矩得到。 3.3旋转运动的惯性力 对于四缸机单拐，旋转惯性力包括：（1）曲拐旋转惯性力，（2）连杆组旋转惯性力，（3）平衡重旋转惯性力。 故旋转惯性力也由这三部分组成，其计算式为： ()2r a a b b CS CS P m r m r m r ω=?+ m a ——曲拐质量； r a ——曲拐旋转半径； m b ——平衡重质量； r b ——平衡重旋转半径； m CS ——连杆旋转质量；
r CS——连杆旋转半径，等于曲柄半径r ω——角速度。 和往复惯性力矩一样，旋转惯性力的力矩也是由各旋转惯性力对曲轴轴线上的某一点取矩得到。 二、已知参数 曲轴结构形式如图3所示，发火次序为1-3-4-2，全支撑，曲拐夹角为180°，材料为QT800-3。 图3 （1）活塞行程S=135mm （2）曲柄半径r=67.5mm （3）连杆大小头孔中心距L=217mm；则曲柄连杆比λ=r/L=0.31 （4）缸心距a=135mm （5）发动机转速n=2300r/min （6）角速度ω=πn/30=240.855rad/s （7）活塞组质量 m p=m3+m4+m5+2m6=1310+(32.4+28.1+18.67)+811.55+2×5=2210.72g（其中 m3是活塞质量，m4是3道活塞环质量，m5是活塞销质量，m6是挡圈质量）（8）连杆小头孔端质量是m cp=787.4g，大头孔端质量是1812.6g。 因此往复运动的惯性质量：m j= m p+ m cp=2210.72+787.4=2998.12g 旋转运动的惯性质量由曲轴平衡设计分析获得。 三、曲轴平衡设计 为了保证曲轴运转平稳和足够的强度，曲轴的设计要保证： 第一，旋转惯性力的合力为零，即静平衡； 第二，旋转惯性力的合力矩为零，即动平衡；
单缸发动机的平衡： 一．1.单缸发动机的旋转惯性力为：2r r P m r ω= 往复惯性力：2(cos cos2) j j P m r t t ωωλω=+ 一阶往复惯性力： 2cos j j P m r t ωω=Ⅰ 二阶往复惯性力：2cos2j j P m r t ωω=Ⅱ 一般忽略二阶往复惯性力。 对于单缸内燃机的平衡一般采用过量平衡法。 过量平衡法： 过量平衡法又称转移法，是采用在曲柄臂的配重完全平衡掉旋转质量惯性力后再加一部分平衡重，这部分平衡重用来平衡部分一阶往复惯性力。由于这部分平衡重虽然平衡掉了部分气缸中心线方向的往复惯性力，但同时也在气缸中心线的垂直方向产生了一新的惯性力，所以这种方法也叫转移法，即指将气缸中心线方向的惯性力转移到了与之垂直的方向上。 采用过量平衡法，往复惯性力在x 与y 轴方向的力为（不考虑二阶惯性力）： 22cos cos()x j j r F m r t fm r t ωωωωθ=-+ 2sin()y j r F fm r t ωωθ=-+ 其中 r j f m m = 经过一些列的数学变化，可以证明此方程为一个椭圆方程。
主轴倾角θ：发动机不平衡力F 随曲柄转角变化，在某一角度F 达到最大，该角度和X 方向的夹角定义为主轴倾角，主轴倾角表示最大惯性力方向。 对于卧式发动机机，其f 值一般控制在0.2～0.3的范围内效果最好，f 值小于0.2时，惯性力椭圆就会变得过于细长，如果发动机在车架上的安装角度稍有偏差，也会在垂直方向上产生较大的振动，这种对安装角度偏差过于敏感的f 值也不适应批量生产；若f 值大于0.3，发动机运转时就会在垂直方向产生较大的惯性力，引起垂直方向产生较大的振动，骑乘的舒适性就会就变差。要减小发动机的振动，除了控制f 外，控制θ也至关重要，θ它表明了惯性力矢端椭圆长轴与气缸中心线方向的关系。总的原则是，发动机在车架上安装好后，其曲柄连杆机构的惯性力矢端的椭圆的长轴应与水平方向接近。 j m ：往复运动的总质量 1r m ：完全平衡掉旋转惯性力后额外的平 衡质量 由于是非对称布置，1r m 与曲柄方向的之 间的夹角为r θ。
9.1 动平衡机理概述 众所周知，不平衡是旋转机械最常见的振动原因，并且其它一些故障，如不对中和碰摩等，也可以通过改善机组的平衡状态而予以减轻或消除，因此现场找平衡就成为消除机组振动的重要措施之一。 由振动理论知，振动的振幅不仅正比于静不平衡的离心力Meω2，而且还与动力放大因子R有关。动力放大因子R是转子转速的单值函数，转速确定后，R 的值也将确定。滞后角φ表明振动的幅值滞后于不平衡激励力Meω2的角度，并且随转速的改变而改变，当转速确定后，滞后角也为定值。因此，只要系统符合线性假设，即物性参数（如支撑刚度，阻尼等）和特性参数（如固有频率和阻尼率等）不因振动大小而发生改变，则相同转速下轴承的振动正比于转子不平衡质量的大小，并且振动滞后于不平衡离心力的相位也为定值，这就是转子平衡的理论基础。 平衡是通过检测和调整转子的质量分布，即在转子的适当位置上加上或减去一定大小的质量（称为校正质量或配重），来减小转子的惯性主轴与旋转轴线的偏离，使机组的振动降到允许范围内。平衡的作用是减少转子的挠曲，减低机组的振动并减少轴承及基础的动反力，保证机组安全，平稳，可靠地运行。 9.2 动平衡软件使用说明 平衡计算模块为一通用的平衡 软件(图9.2-1)，系统提供了最小二 乘法影响系数计算、最小二乘法影 响系数动平衡、谐分量法影响系数 计算、谐分量法影响系数动平衡、 三点定位定量法动平衡、矢量加 减运算和估算剩余振动等多种功 能，可以迅速方便地找出最佳的合 理配重。它可以对多平衡面、多测 振点同时进行平衡。图9.2-1
影响系数法只有当知道影响系数后才能使用，由于各机组实际情况不同，各机组的影响系数也大不相同。它一般由技术人员根据经验得到的或通过多次试重得到。 最小二乘法影响系数计算模块通过试重可以自动计算出机组的最小二乘法影响系数。 进入最小二乘法影响系数计算模块后，选择对应的加重面和测振点(图9.2-2)后进入图9.2-3所示的对话框。用户必须输入各测振点原始振动的振幅和相位(由于本软件为通用软件，故用户可以从前面的信号分析中得到一倍频振幅和相位，并人工输入)、试重后振动的振幅和相位以及试加重量的大小和角度，然后击一下计算按钮，即可得到计算结果，即该加重面对各测振点的最小二乘法影响系数。试加重量的大小可以根据经验或同型机组的统计结果确定，没有把握可以取小一些。 图 9.2-2 图9.2-3
曲轴组的平衡 柴油机工作时，曲轴进行高速旋转运动。在它上面任何微小的不平衡重量，都会产生很大的离心力，使柴油机个各部件负荷增加，并产生强烈的有害的振动。 为了保持柴油机的惯性力矩的平衡，在曲轴上设置有平衡块。有柴油机从外部来看，惯性力和力矩本身是平衡的，但为了减轻每个曲轴和连杆大头不平衡重量所引起的离心惯性力和惯性力矩的影响，减轻主轴承负荷，改善曲轴工作条件，有时也装置有平衡块。从柴油机内部和外部均获得平衡的观点出发，最好在每一个曲拐下面均装平衡块，但这样做使曲轴的重量大大增加，扭转自振频率降低，给加工制造带来麻烦。因此各种柴油机根据曲轴结构、曲拐的排列、要求平衡的情况以及柴油机转速和重量等方面因素，来确定是否强化的高速大功率柴油机必须要装。最常见的平衡块布置方法是每个曲柄下面装一块。 曲轴组装配好以后，因零件加工和装配过程误差，会产生不平衡状态，若直接装到柴油机上使用，必然产生振动现象。因此，曲轴组装好后，必须进行动平衡试验，并进行调整，使不平衡度低于规定要求，方可装机使用。动平衡试验是在动平衡机上进行的。 由此可见，平衡块对发动机的整体平衡，提高性能，提高耐久性，减少振动和噪音是相当重要的。这就要求我们在实际加工，既要严格要求曲轴动不平衡量，又要少去最好不去平衡块的重量。显然要想达到上述要求，关键是曲轴原始动不平衡量的问题，而原始动不平衡量取决于两个因素，一是曲轴中心孔的位置精度，二是毛坯精度，第一个因素较之第二个因素更为主要。于是，五十年代中期就出现了钻曲轴质量中心孔代替过去钻几何中心孔的新工艺，从而提高曲轴中心孔的位置精度。钻出的质量中心孔与零件质量中心线重合度可达0.03mm。
平衡精度等级 考虑到技术的先进性和经济上的合理性，国际标准化组织(ISO)于1940年制定了世界公认的 ISO1940平衡等级，它将转子平衡等级分为11个级别，每个级别间以倍为增量，从要求最高的到要求最低的 G4000具有单数个气缸的刚性安装的低速船用柴油机的曲轴驱动件 G1600刚性安装的大型二冲程发动机的曲轴驱动件 刚性安装的大型四冲程发动机的曲轴驱动件 G630 弹性安装的船用柴油机的曲轴驱动件 G250刚性安装的高速四缸柴油机的曲轴驱动件 G100六缸和多缸高速柴油机的曲轴传动件；汽车、货车和机车用的发动机整机 汽车车轮、轮毂、车轮整体、传动轴，弹性安装的六缸和多缸高速四冲程发动机的G40 曲轴驱动件 特殊要求的驱动轴（螺旋桨、万向节传动轴）；粉碎机的零件；农业机械的零件； G16 汽车发动机的个别零件；特殊要求的六缸和多缸发动机的曲轴驱动件 商船、海轮的主涡轮机的齿轮；高速分离机的鼓轮；风扇；航空燃气涡轮机的转子 部件；泵的叶轮；机床及一般机器零件；普通电机转子；特殊要求的发动机的个别 零件 燃气和蒸汽涡轮；机床驱动件；特殊要求的中型和大型电机转子；小电机转子；涡 轮泵 G1磁带录音机及电唱机、CD、DVD的驱动件；磨床驱动件；特殊要求的小型电枢 精密磨床的主轴；电机转子；陀螺仪 在您选择平衡机之前，应该先确定转子的平衡等级。 举例：允许不平衡量的计算 允许不平衡量的计算公式为： (与JPARC一样的计算 gys)式中m per为允许不平衡量，单位是g； M代表转子的自身重量，单位是kg； G代表转子的平衡精度等级，单位是mm/s； r 代表转子的校正半径，单位是mm； n 代表转子的转速，单位是rpm。
总结： 从自身的方面说,对曲轴的设计,涉及到很多方面的知识,例如建立基本的三维模型的能力,以及对机械原理中动平衡概念的理解以及计算。当然，设计过程中，我的设计只是提供一种理论上关于直列四缸发动机曲轴的动平衡的计算模型,并不是针对某一款发动机的曲轴,只是提供一种计算的模型方法。 为了改善平衡性，直列式发动机曲柄图中的曲柄排列一般设计成均匀分布，因此合成离心惯性力都达到自行平衡，但合成离心惯性力矩仍未达到平衡，合成离心惯性力矩的平衡方法，通常如以下几种： （1）各缸平衡法（2）分段平衡法（3）整体平衡法（4）不规则平衡法 各缸平衡法 本次设计采用各缸平衡法，计算得每个平衡重的质量为1125g. 一．内燃机的外部平衡的分析 1.合成离心惯性力 即各离心力的矢量和：∑p=p1+p2+p3+p4。 显然∑p=0，即合成离心惯性力为0
2.合成离心惯性力矩 各缸离心惯性力的垂直和水平分力，分别对通过发动机重心的基准面 取矩之和，等于发动机在垂直和水平平面内的合成离心惯性力矩。 ∑Mx=mr 2w [L 1cos (a+b 1)+L 2cos(a+b 2)+…+Lxcos(a+b x )] =0 ∑My=mr 2w [L 1sin (a+b 1)+L 2sin(a+b 2)+…+Lxsin(a+b x )] =0 合成离心惯性力矩∑ 显然，∑M=0，即合成惯性力矩为零。 3.合成一级往复惯性力 一级往复惯性力为p1= -2j m Rw cosa ∑p1=-2j m Rw [cos(a+b1)+cos(a+b2)+…+cos(a+bx)] = - 4 2j m Rw cosa x-----发动机气缸数 a-----曲柄转角 b-----分别为各缸曲拐与第一缸曲拐之间的夹角，其中b1=0. 将上式对a 求导，即 () 1(j ) a d P d ∑=42j m Rw sina,令其等于0.则a=0,即a=0时，∑p1最 大，最大值为 42j m Rw ，即a=0时对应于∑p1最大值时所在的第一曲柄的转角。 采用的平衡方法： 平衡质量：m1= 12j m R
曲轴的设计要求 曲轴是发动机中最重要的部件。它承受连杆传来的力，并将其转变为转矩通过曲轴输出并驱动发动机上其他附件工作。曲轴受到旋转质量的离心力、周期变化的气体惯性力和往复惯性力的共同作用，使曲轴承受弯曲扭转载荷的作用。因此要求曲轴有足够的强度和刚度，轴颈表面需耐磨、工作均匀、平衡性好。发动机中最重要的部件。它承受连杆传来的力，并将其转变为转矩通过曲轴输出并驱动发动机上其他附件工作。曲轴受到旋转质量的离心力、周期变化的气体惯性力和往复惯性力的共同作用，使曲轴承受弯曲扭转载荷的作用。因此要求曲轴有足够的强度和刚度，轴颈表面需耐磨、工作均匀、平衡性好。 为减小曲轴质量及运动时所产生的离心力，曲轴轴颈往往作成中空的。在每个轴颈表面上都开有油孔，以便将机油引入或引出，用以润滑轴颈表面。为减少应力集中，主轴颈、曲柄销与曲柄臂的连接处都采用过渡圆弧连接。曲轴平衡重（也称配重）的作用是为了平衡旋转离心力及其力矩，有时也可平衡往复惯性力及其力矩。当这些力和力矩自身达到平衡时，平衡重还可用来减轻主轴承的负荷。平衡重的数目、尺寸和安置位置要根据发动机的气缸数、气缸排列形式及曲轴形状等因素来考虑。平衡重一般与曲轴铸造或锻造成一体，大功率柴油机平衡重与曲轴分开制造，然后用螺栓连接在一起。 高温低硫纯净铁水的获得是生产高质量球墨铸铁的关键。国内主要是以冲天炉为主的生产设备，铁水未进行预脱硫处理；其次是高纯生铁少、焦炭质量差。采用冲天炉熔化铁水，经炉外脱硫，然后在感应电炉中升温并调整成分。在国内铁水成分的检测已普遍采用真空直读光谱仪来进行。气流冲击造型工艺明显优于粘土砂型工艺，可获得高精度的曲轴铸件，该工艺制作的砂型具有无反弹变形量等特点，这对于多拐曲轴尤为重要。国内已有一些曲轴生产厂家从德国、意大利、西班牙等国引进气流冲击造型工艺，不过，引进整条生产线的只有极少数厂家。 曲轴粗加工将广泛采用数控车床、数控内铣床、数控车拉床等先进设备对主轴颈、连杆轴颈进行数控车削、内铣削、车-拉削加工，以有效减少曲轴加工的变形量。曲轴精加工将广泛采用CNC控制的曲轴磨床对其轴颈进行精磨加工。此种磨床将配备砂轮自动动平衡装置、中心架自动跟踪装置、自动测量、自动补偿装置、砂轮自动修整、恒线速度等功能要求，以保证磨削质量的稳定。高精设备依赖进口的现状，估计短期内不会改变。 曲轴是发动机中最重要的机件之一。它的尺寸参数在很大程度上不仅影响着发动机的整体尺寸和重量，而且也在很大程度上影响着发动机的可靠性与寿命。曲轴的破坏事故可能引起发动机其它零件的严重损坏，在发动机的结构改进中，曲轴的改进也占有重要地位。随着内燃机的发展与强化，使曲轴的工作条件愈加苛刻。因此，曲轴的强度和刚度问题就变得更加严重，在设计曲铀时必须正确选择曲轴的尺寸参数、结构型式、材料与工艺，以求获得最经济最合理的效果。 第一节曲轴的工作条件、结构型式和材料的选择 一、曲轴的工作条件和设计要求 曲赖是在不断周期性变化的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩(扭矩和弯矩)共同作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态。实践局理论表
不平衡量的简化计算公式： M ----- 转子质量单位kg G ------精度等级选用单位 kg r ------校正半径单位mm n -----工件的工作转速单位 rpm m------不平衡合格量单位g -------m=风机动平衡的阐述 1、风机动平衡标准：如动平衡精度≤ G (指位移振幅6.3mm/s)； 2、一般动平衡机采用350 rpm和720 rpm两种转速做动平衡测试；
3、一般动平衡机采用最大动平衡重量（Kg）命名型号； 4、动平衡方法：加重平衡和去重平衡； 平衡对象：轴，风轮，皮带轮和其它转子 6、平衡的原因：一个不平衡的转子将造成振动和转子本身及其支撑结构的应力（应力：材料内部互相拉推的力量，即作用与反作用力）； 7、平衡的目的： A,增加轴承寿命； B,减少振动； C,减少杂音； D,减少操作应力； E,减少操作者的困扰和负担； F,减少动力损耗； G,增加产品品质； H,使顾客满意。 8、不平衡的影响 A,只有一个传动组件的不平衡会导致整个组合产生振动，在转动所引起的振动会造成轴承﹑轴套﹑轴心﹑卷轴﹑齿轮等的过大磨损，而减少其使用寿命； B,一旦很高的振动出现，则在结构支架和外框产生应力，经常导致其整个故障； C,且被支架结构吸收的能量会使得等效率的减低； D,振动也会经由地板传给邻近的机械，会严重影响其精确度或正常功能。 9、不平衡的原因： 不平衡为转子（风轮﹑轴心或皮带轮等）的重量分布不均匀。 一、叶轮产生不平衡问题的主要原因
叶轮在使用中产生不平衡的原因可简要分为两种：叶轮的磨损与叶轮的结垢。造成这两种情况与引风机前接的除尘装置有关，干法除尘装置引起叶轮不平衡的原因以磨损为主，而湿法除尘装置影响叶轮不平衡的原因以结垢为主。现分述如下。 1.叶轮的磨损 干式除尘装置虽然可以除掉烟气中绝大部分大颗粒的粉尘，但少量大颗粒和许多微小的粉尘颗粒随同高温、高速的烟气一起通过引风机，使叶片遭受连续不断地冲刷。长此以往，在叶片出口处形成刀刃状磨损。由于这种磨损是不规则的，因此造成了叶轮的不平衡。此外，叶轮表面在高温下很容易氧化，生成厚厚的氧化皮。这些氧化皮与叶轮表面的结合力并不是均匀的，某些氧化皮受振动或离心力的作用会自动脱落，这也是造成叶轮不平衡的一个原因。 2．叶轮的结垢 经湿法除尘装置(文丘里水膜除尘器)净化过的烟气湿度很大，未除净的粉尘颗粒虽然很小，但粘度很大。当它们通过引风机时，在气体涡流的作用下会被吸附在叶片非工作面上，特别在非工作面的进口处与出口处形成比较严重的粉尘结垢，并且逐渐增厚。当部分灰垢在离心力和振动的共同作用下脱落时，叶轮的平衡遭到破坏，整个引风机都会产生振动。 二、解决叶轮不平衡的对策 1．解决叶轮磨损的方法 对干式除尘引起的叶轮磨损，除提高除尘器的除尘效果之外，最有效的方法是提高叶轮的抗磨损能力。目前，这方面比较成熟的方法是热喷涂技术，即用特殊的手段将耐磨、耐高温的金属或陶瓷等材料变成高温、高速的粒子流，喷涂到叶轮的叶片表面，形成一层比叶轮本身材料耐磨、耐高温和抗氧化性能高得多的超强外衣。这样不仅可减轻磨损造成叶轮动平衡的破坏，还可减轻氧化层产生造成的不平衡问题。 选用引风机时，干式除尘应优先选用经过热喷涂处理的叶轮。使用中未经过热喷涂处理的叶轮，在设备维修时，可考虑对叶轮进行热喷涂处理。虽然这样会增加叶轮的制造或维修费用，但却提高叶轮的使用寿命l～2倍，延长了引风机的大修周期。从而降低了引风机和整个生产系统的运行成本，综合效益很好。 2．解决叶轮结垢的方法 (1)喷水除垢：这是一种常用的除垢方法，喷水系统装在引风机的机壳上，由管道、3个喷嘴(1个位于叶轮出口处，2个位于进口处)及排水孔组成。水源一般为自来水，压力约。这种方法通常还是有效的。缺点是每次停机除垢的时间较长，每月需停机数次进行除垢。影响机组的正常使用。 (2)高压气体除垢：该系统采用与喷水系统相似的结构，但其管道为耐高压管道、专用的喷嘴和高压气源。这种装置对叶片的除垢是快速有效的，它可以在引风机正常停机的间隙，开启高压气源，仅用数十秒的时间即可完成除垢。由于操作简单方便，一天可以进行许多次，不但解决了人工除垢费力、费时的问题，还明显降低了整个机组的生产成本。问题是用户是否有现成的高压气源(压力在～之间，可以用压缩空气或氮气)，否则，需要专用的高压压缩机设备。
柴油机知识：12V190曲轴事故分析 一：事故分析： 1: 该曲轴自由端第一道平衡块脱落，从表面现象分析，该平衡块螺栓有一根中间螺纹区断裂，断裂面光滑，系撕裂性断裂。 2: 第二根螺栓弯曲，仍在平衡块孔内，螺栓滑丝，并带有金属磨，根据表面现象分析，该曲轴平衡块螺栓出厂时是紧固好的，是否螺栓的丝纹存在问题，(待返厂后物理分析)。 3: 因为该平衡块系曲轴的自由端，振动较大，如螺纹丝距有问题，振动后会产生松动，失去紧固的平衡块会左右摆动，产生现在的后果，造成机体打烂，曲轴报瓦。 二：责任分析： 三方均负相关责任。 1：机组使用方：曲轴平衡块螺栓松动后左右摇摆，产生撞击，会发出相当大的金属撞击声，而且产生的后果并不是瞬间，是有一段时间的过程，这个时间段的操作者，是听见不管还是不在现场，机器是在机油泵打烂后失去油压的情况下自动停止，使用方是否应该承担下责任。 2：机器制造单位：根据用户的需要，厂房设置了远距离的操作间，不知操作间的控制监测哪些项目，包括机器的各部运转数据，发电机的数据，但是能否监测机器的异常的声音数据，这是个非常关键的问题，另外是否履行了使用该机器运转期间还要进行室外巡回检查的责任。 3：曲轴生产单位:现场已进行了分析排查，待损伤件运回本单位后进行仔细的物理化验分析，联合出个结论，供各方参考。 三：曲轴生产单位的几点建议： 1：发生事故后，曲轴单位非常重视，加强了生产三检制的力度，保证产品的合格率达到100%，在此，诚恳的要求制造厂家进行监督，装机前再次审查一遍，多沟通，多交流。 2：机器制造厂应与用户协商，在远距离操作间的方式上应该改进一下，单靠远距离操作是存在安全隐患的，应当需要阶段性的进行巡回检查。 3：远距离操作的项目，是否增加在操作间能否监测到机器运转的声音变化等（以监测机器噪音的分贝为基点） 以上鉴定分析难免有疏漏之处，不当之处还望指正。
多转子动平衡计算方法 【摘要】航空发动机转子多采用多转子套齿或端齿连接、拉杆压紧结构的转子结构，且转子装配要求不采用增加或减少重量的方式达到平衡要求，为此本文旨在从平衡理论着手通过计算进行多转子连接的动平衡技术研究，提供平衡方法。 【关键词】动平衡；静不平衡；动不平衡量 转子动平衡是在转子制成后采取的一种减振措施，通过转子上某些界面增加或减少质量，使转子的重心和其几何重心靠近及其一主惯性轴尽量和旋转轴线靠近，以减少转子工作时的不平衡力、力偶或临界转速附近的振动量。 实际转子在运转时，转子动不平衡量的惯性力将在运转中引起附加的动压力。这不仅会增大转子的内应力，降低机械效率和使用寿命，而且这些惯性力都将传到发动机的上，特别是由于这些惯性力的大小及方向一般都是周期性变化的，所以必将引起发动机产生强迫振动。为了完全地或部分地消除惯性力的不良影响，就必须设法将转子不平衡量所引起的惯性力加以消除或减小，这就是转子平衡的目的。转子的平衡是现代发动机的一个重要问题，尤其现在发动机的转速越来越高，更具重要的意义。 中小型航空发动机装配转子件由套齿或端齿连接、拉杆压紧结构，而且转子装配要求不采用增加或减少重量的方式达到平衡要求，与以往的平衡方式有很大的区别，为此应从动平衡理论着手通过计算找到最佳平衡的方式。 1 动平衡的基本理论 由于转子材料的不均匀、制造的误差、结构的不对臣等因素保存转子存在不平衡质量。因此当转子旋转后就会产生离心惯性力组成一个空间力系，使转子动不平衡。要使转子达到动平衡，则必须满足空间力系的平衡条件，这是转子动平衡的力学条件：力平衡和力矩平衡。 在转子的设计阶段，尤其在设计高速转子及精密转子结构时，必须进行平衡计算，以检查惯性力和惯性力偶是否平衡。若不平衡则需要在结构上采取措施，以消除不平衡惯性力的影响，这一过程称为转子的平衡设计。转子的平衡设计分为静平衡设计和动平衡设计，静平衡设计指对于D/b≥5的盘状转子，近似认为其不平衡质量分布在同一回转平面内，忽略惯性力矩的影响。动平衡设计指径宽比D/b<5的转子（如航空发动机转子、汽轮机转子等），其特点是轴向宽度较大，偏心质量可能分布在几个不同的回转平面内，因此，不能忽略惯性力矩的影响。此时，即使不平衡质量的惯性力达到平衡，惯性力矩仍会使转子处于不平衡状态。由于这种不平衡只有在转子运动时才能显示出来，因此称为动不平衡。为避免动不平衡现象，在转子设计阶段，根据转子的功能要求设计转子后，需要确定出各不同回转平面内偏心质量的大小和位置，然后运用理论力学中平行力的合成与分
曲轴的结构特点和作用 曲轴是发动机最重要的机件之一： 结构特点: 曲轴一般由主轴颈，连杆轴颈、曲柄、平衡块、前端和后端等组成。一个主轴颈、一个连杆轴颈和一个曲柄组成了一个曲拐，曲轴的曲拐数目等于气缸数(直列式发动机)；V型发动机曲轴的曲拐数等于气缸数的一半。 主轴颈是曲轴的支承部分，通过主轴承支承在曲轴箱的主轴承座中。主轴承的数目不仅与发动机气缸数目有关，还取决于曲轴的支承方式。曲轴的支承方式一般有两种，一种是全支承曲轴，另一种是非全支承曲轴。 全支承曲轴：曲轴的主轴颈数比气缸数目多一个，即每一个连杆轴颈两边都有一个主轴颈。如六缸发动机全支承曲轴有七个主轴颈。四缸发动机全支承曲轴有五个主轴颈。这种支承，曲轴的强度和刚度都比较好，并且减轻了主轴承载荷，减小了磨损。柴油机和大部分汽油机多采用这种形式。 非全支承曲轴：曲轴的主轴颈数比气缸数目少或与气缸数目相等。这种支承方式叫非全支承曲轴，虽然这种支承的主轴承载荷较大，但缩短了曲轴的总长度，使发动机的总体长度有所减小。有些汽油机，承受载荷较小可以采用这种曲轴型式。 曲轴的连杆轴颈是曲轴与连杆的连接部分，通过曲柄与主轴颈相连，在连接处用圆弧过渡，以减少应力集中。直列发动机的连杆轴颈数目和气缸数相等。V型发动机的连杆轴颈数等于气缸数的一半。 曲柄是主轴颈和连杆轴颈的连接部分，断面为椭圆形，为了平衡惯性力，曲柄处铸有(或紧固有)平衡重块。平衡重块用来平衡发动机不平衡的离心力矩，有时还用来平衡一部分往复惯性力，从而使曲轴旋转平稳。 曲轴前端装有正时齿轮，驱动风扇和水泵的皮带轮以及起动爪等。为了防止机油沿曲轴轴颈外漏，在曲轴前端装有一个甩油盘，在齿轮室盖上装有油封。曲轴的后端用来安装飞轮，在后轴颈与飞轮凸缘之间制成档油凸缘与回油螺纹，以阻止机油向后窜漏。 曲轴的形状和曲拐相对位置(即曲拐的布置)取决于气缸数、气缸排列和发动机的发
曲轴动平衡机的故障原因及排除 引起平衡机不能正常工作或达不到平衡精度的因素很多，这些因素中有的是被平衡工件的原因，也有的是机器本身或电测系统的原因。因此只要某一个环节不正常就必然会影响工件的平衡，如能针对性地分析这些现象，才能有助于我们正确区分并判定出现的各种情况的原因，进而采取有效措施来减少或消除这些不利因素对工件平衡的影响。传动轴平衡机 1.工件的影响 校正工件不平衡要求超过了平衡机本身最小可达剩余不平衡量的能力，也就是平衡机的平衡精度不能满足工件平衡的要求。 工件本身支承处轴颈的圆度不好，表面粗糙度太低。 工件本身的刚度不佳，在高速旋转时产生变形造成质量偏移，或工件本身有未固定的零件在旋转状态下移动或松动。 经过平衡的转子在实际使用中会出现明显的振动，这并非转子自身不平衡所引起的，而是由于转子支承轴颈成椭圆或转子结构上存在着刚度的差异引起而产生的高次谐波，电磁激励引起的振动，带叶片转子在旋转过程中产生气涡流的影响，系统的谐振等而引起的。 由于电网相连的其他设备频繁启动造成电源波动和噪声的影响或由于支承架滚轮与转子轴颈两者直径相近而产生的拍频干扰。滚轮直径与工件轴颈尺寸间的差异应大于20%。 由于校验无轴颈的转子而使用的工艺芯轴本身的不平衡或芯轴安装与支承处的同轴度误差，以及芯轴与转子配合的间隙误差而造成平衡后的转子在重复装校时或使用时又产生较大的不平衡。 工件转子的实际工作状态和平衡校验时的状态不一致。 校正工件转子的不平衡量时，其加重或去重的质心位置与平衡机测量显示的校正位置偏离。 2.平衡机的影响 1.左右支承处有高低，使转子左右窜动或轴颈平面与支承处相擦。 2.支承块严重磨损或滚轮跳动增大。 3.支承处有污物，未加润滑油。 4.安装平衡机的地基不符要求，底部结合面未垫实，地脚螺栓未紧固，或放在楼面上，引起共振。 5.传感器的输出讯号不正常。 6.支承架上能移动的零部件处的紧固螺钉未固紧。 7.传动带不符要求，有明显的接缝。 8.平衡机光电头未对正反光纸，光电头镜面模糊，光电头位置偏斜引起角度偏移
摘要 曲轴是汽油机的重要零件，其强度和刚度直接影响到整机的工作性能。因为曲轴的结构形状比较复杂，曲拐的受力又在发生周期性的变化，所以运用经典力学对其进行强度和刚度计算有一定的困难。计算机技术的飞速发展使得有限元法在曲轴的强度、刚度计算中得到了广泛应用。 因此，本次设计中对6V150柴油机整体曲轴运用Pro/e建立了符合实际情况的三维模型，导入Ansys对其进行了有限元分析，分析了整体曲轴的受力，并且对曲轴单拐有限元模型的应力状态进行了研究，为曲轴的优化设计提供一定的参考依据。 关键词:曲轴，有限元，静强度分析，多体动力学
ABSTRACT The crankshaft is an important part of the gasoline engine. Its strength and rigidness have direct influence upon the properties of the whole machine. Since the structure and the shape of the crankshaft are complicated and the loads vary periodically，it is difficult to calculate its strength and rigidness using classical mechanics. With the rapid development of computer technology, FEM is widely used in the field of strength and rigidness analysis of the crankshaft. So, This design set up a three-dimensional model of 6V150 diesel engine crankshaft corresponding to the practical conditions by Pro/e, and then carry out the finite element analysis of the crankshaft by Ansys. The stress of both the whole crankshaft and the single crank were studied therefore the valuable theory basis is provided for optional design. Keywords: Crankshaft; FEM; Static Strength Analysis; Modal Analysis; Multi-body System dynamic Analysis