隨著大功率柴油機向高轉(zhuǎn)速、高爆壓、輕量化、低能耗方向發(fā)展,柴油機在不斷強化過程中,氣缸壓力和慣性力等沖擊載荷進一步加劇,曲軸不平衡將引起軸頸彎曲或傾斜,進而導(dǎo)致曲軸軸承潤滑和振動特性的惡化。本文通過基礎(chǔ)理論分析、仿真計算、優(yōu)化分析等手段,以12V150大功率柴油機為研究對象,建立了曲軸軸承系統(tǒng)動力學(xué)與摩擦學(xué)模型,分析了曲軸平衡重對主軸承潤滑和振動特性的影響。在曲軸軸承系統(tǒng)運動學(xué)和動力學(xué)的基礎(chǔ)上,分析了柴油機的內(nèi)外平衡性,發(fā)現(xiàn)12V150柴油機旋轉(zhuǎn)慣性力和往復(fù)慣性力及力矩達到完全外部平衡。為克服12V剛性曲軸完全外平衡仍存在高轉(zhuǎn)速引起振動加劇及潤滑惡劣的不足,提出高速柴油機柔性曲軸平衡重配置方法,建立了六平衡重、八平衡重、十二平衡重的曲軸動力學(xué)模型,分析了欠平衡、臨界平衡、50%過平衡和100%過平衡四種平衡狀態(tài)下的曲軸各主軸承載荷,確定合適曲軸平衡重配置方案。綜合對比各主軸承最大和平均主軸承載荷,發(fā)現(xiàn)十二平衡重布置的曲軸優(yōu)于六平衡重和八平衡重,為曲軸平衡重的配置提供了參考。采用十二平衡重配置方案,研究了柔性曲軸平衡率對軸承潤滑特性、振動特性的影響�，F(xiàn)有文獻針對軸承潤滑和曲軸振動特性的影... 

【文章來源】：中北大學(xué)山西省

【文章頁數(shù)】：87 頁

【學(xué)位級別】：碩士

【部分圖文】：

曲柄連桿機構(gòu)運動簡圖

中北大學(xué)學(xué)位論文15sinsincosTKP(2-14)coscoscosZKP(2-15)圖2-2曲柄連桿機構(gòu)受力示意圖Fig.2-2Forcediagramofcrank-connectingrodmechanism沿曲柄半徑方向的徑向力Z傳遞到曲柄旋轉(zhuǎn)中心形成作用到主軸承上的力Z，垂直曲柄方向的切向力T傳遞到曲柄中心形成作用在主軸承上的力T和力偶1M。力偶1M使曲柄克服外界阻力矩而旋轉(zhuǎn)為：1sincosMTrPr(2-16)作用力T和Z可合成為作用主軸承上的力K，力K可進一步分解為垂直于氣缸中心線方向的力N和沿氣缸中心線的力P，經(jīng)分析coscoscoscosPKKPP(2-17)NKsinKsinPtanN(2-18)經(jīng)以上分析，氣缸壓力和往復(fù)慣性力傳動通過連桿傳遞到曲柄上產(chǎn)生輸出力矩和旋轉(zhuǎn)慣性力，最終會引起機體的振動。因此需要對柴油機的整體平衡性進行分析，以減小往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力帶來的影響。

中北大學(xué)學(xué)位論文17圖2-312V150柴油機曲軸布置示意圖Fig.2-3Crankshaftarrangementof12V150dieselengine往復(fù)慣性力及力矩只限于數(shù)值較大的一階和二階往復(fù)慣性力及力矩的討論，由圖2-3看出：一階往復(fù)慣性力的合力為2jj(coscos(240)cos(120)cos(120)ⅠPmrcos(240)cos)0(2-19)二階往復(fù)慣性力的合力為2jjcos2cos2(240)cos2(120)cos2(120)ⅡPmrcos2(240)cos20(2-20)一階往復(fù)慣性力矩為2j5311coscos(240)cos(120)cos(120)2222ⅠMmrl35cos(240)cos022(2-21)二階往復(fù)慣性力矩為2j531cos2cos2(240)cos2(120)222ⅡMmrl135cos2(120)cos2(240)cos20222(2-22)旋轉(zhuǎn)慣性力合力在氣缸中心線z方向和垂直于氣缸中心線x方向分解為2rzrPmrcoscos(240)cos(120)cos(120)cos(240)cos0(2-23)

【參考文獻】：
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碩士論文
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本文編號：3562377