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一种V8型柴油机双轴平衡设计方法

阅读：1021发布：2020-10-05

专利汇可以提供一种V8型柴油机双轴平衡设计方法专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且本发明涉及一种V8型柴油机双轴平衡设计方法，由理论设计、多刚体动力学仿真和刚柔耦合振动仿真组成，理论设计包含气缸夹角及曲柄方式选取、倾覆力矩拟合及谐波分析、平衡轴空间布置方式、相位角、质量分布、截面形状及参数的确定；动力学仿真建立V8型柴油机多刚体模型，对理论设计确定的双轴平衡效果进行验证；刚柔耦合振动仿真，针对加装了双轴平衡设计的V8柴油机，建立柴油机刚柔耦合模型，对加装平衡装置的柴油机振动情况进行仿真，从另一方面验证双轴平衡方案的平衡效果。本发明的优点在于：本发明采用理论设计与动力学仿真相结合的方法，各阶段结果相互验证，不仅保证设计方案的正确性，还能保证设计方案的合理性和良好的平衡效果。，下面是一种V8型柴油机双轴平衡设计方法专利的具体信息内容。

权利要求

1.一种V8型柴油机双轴平衡设计方法，其特征在于：采用理论设计与动力学仿真相结合的方法，运用传统的柴油机平衡性能计算对各种气缸夹角、不同曲柄下的柴油机进行平衡性能计算，选择最适合V8型柴油机的气缸夹角及曲柄方式，在此基础上计算出柴油机的倾覆力矩，并进行倾覆力矩曲线的拟合及谐波分析；建立柴油机的多刚体模型并进行倾覆力矩的仿真测量，与理论计算的结果进行比对从而验证所建模型的准确性；根据柴油机的平衡特性设计合适的空间布置方式，并通过动力学仿真对平衡效果进行验证；为了能够抵消二阶往复惯性力的同时，最大限度的衰减柴油机的倾覆力矩，需对平衡轴的相位角进行设计，设计完成后重新建立平衡轴模型加装到多刚体模型，对平衡前后的倾覆力矩进行对比；根据平衡轴的惯性力对平衡轴的质量分布、截面形状及参数进行设计；最后从倾覆力矩的变化及振动烈度速度值两个方面对双轴平衡的效果进行验证。
2.根据权利要求1所述的V8型柴油机双轴平衡设计方法，其特征在于：所述平衡轴布置方式为水平布置或V轴镜面对称布置中的一种。
3.根据权利要求2所述的V8型柴油机双轴平衡设计方法，其特征在于：所述平衡轴布置方式，作为优选为V轴镜面对称布置。
4.根据权利要求1所述的V8型柴油机双轴平衡设计方法，其特征在于：所述平衡轴的相位角是通过平衡轴附加力矩与柴油机倾覆力矩二阶正弦项相互抵消而计算出来的。
5.根据权利要求1所述的V8型柴油机双轴平衡设计方法，其特征在于：所述平衡轴包括四个平衡块，所述平衡块采用多点支撑的办法以减少平衡轴在重力作用下所产生的变形，且平衡块的截面为扇形结构；根据平衡轴的旋转惯性力设计扇形平衡块的半径和厚度，设计完成后重新建立平衡轴模型并加装到V8型柴油机多刚体模型中检验其平衡效果。
6.根据权利要求1所述的V8型柴油机双轴平衡设计方法，其特征在于：所述振动烈度速度值的仿真测量，主要是将机架支座进行柔性化处理，建立刚柔耦合模型，从而对柴油机机架上及支座上进行振动速度曲线的仿真测量。

说明书全文

一种V8型柴油机双轴平衡设计方法

技术领域

[0001] 本发明涉及平衡轴的设计方法，特别涉及一种V8型柴油机双轴平衡设计方法。

背景技术

[0002] V8型柴油机存在较大的不平衡惯性力，且倾覆力矩在复杂的周期变化中，具有较大的变化幅度。活塞的侧推力通过气缸作用在机架上，使柴油机产生振动，平衡难度较高。如果不采取相应措施予以消除或衰减，则会造成柴油机整机的振动超标，使柴油机无法安全可靠的运行，引起紧固连接件的松动或过载，导致相关仪器和设备的异常损坏。良好的平衡机构设计方法是研制出平衡机构的关键，本专利提供理论设计与动力学仿真相结合的方法对双轴平衡机构进行设计，两者的结果可以相互验证，并且能够从多方面对平衡效果进行评估。

发明内容

[0003] 本发明要解决的技术问题是提供一种V8型柴油机双轴平衡设计方法，采用理论设计与动力学仿真相结合的方法对双轴平衡方案进行设计，两者的结果可以相互验证，并且能够从多方面对平衡效果进行评估。为解决上述技术问题，本发明的技术方案为：一种V8型柴油机双轴平衡设计方法，其创新点在于：采用理论设计与动力学仿真相结合的方法，运用传统的柴油机平衡性能计算对各种气缸夹角、不同曲柄下的柴油机进行平衡性能计算，选择最适合V8型柴油机的气缸夹角及曲柄方式，在此基础上计算出柴油机的倾覆力矩，并进行曲线的拟合及谐波分析；建立柴油机的多刚体模型并进行倾覆力矩的仿真测量，与理论计算的结果进行比对从而验证所建模型的准确性；根据柴油机的平衡特性设计合适的空间布置方式，并通过动力学仿真对平衡效果进行验证；为了能够抵消二阶往复惯性力的同时，最大限度的衰减柴油机的倾覆力矩，需对平衡轴的相位角进行设计，设计完成后重新建立平衡轴模型加装到多刚体模型，对平衡前后的倾覆力矩进行对比；根据平衡轴的惯性力对平衡轴的质量分布、截面形状及参数进行设计；最后从倾覆力矩的变化及振动烈度速度值两个方面对双轴平衡的效果进行验证。

[0004] 进一步地，进行平衡轴空间布置设计，所述平衡轴布置方式为水平布置或V轴镜面对称布置中的一种。

[0005] 进一步地，所述平衡轴布置方式，作为优选为V轴镜面对称布置。

[0006] 进一步地，进行平衡轴相位角设计，所述平衡轴的相位角是通过平衡轴附加力矩与柴油机倾覆力矩二阶正弦项相互抵消而计算出来的。

[0007] 进一步地,进行平衡轴结构设计，所述平衡轴包括四个平衡块，所述平衡块采用多点支撑的办法以减少平衡轴在重力作用下所产生的变形，且平衡块的截面为扇形结构；根据平衡轴的旋转惯性力设计扇形平衡块的半径和厚度，设计完成后重新建立平衡轴模型并加装到V8型柴油机多刚体模型中检验其平衡效果。

[0008] 进一步地，对柴油机的振动情况进行仿真测量及评估，所述振动烈度速度值的测量，主要是将机架支座进行柔性化处理，建立刚柔耦合模型，从而对柴油机机架上及支座上进行振动速度曲线的仿真测量。

[0009] 本发明的优点在于：本发明结合理论设计及动力学仿真对双轴平衡进行设计，两者之间得到的结果可以进行比对，从而验证设计方案的合理性，设计完成之后，从倾覆力矩的变化及振动烈度速度值两个方面对平衡轴的平衡效果进行评估；各阶段结果相互验证，不仅能保证设计方案的正确性，还能保证设计方案的合理性和良好的平衡效果。附图说明

[0010] 下面结合附图和具体实施方式对本发明作进一步详细的说明。

[0011] 图1为本发明V8型柴油机的倾覆力矩曲线拟合示意图。

[0012] 图2为本发明V8型柴油机多刚体模型结构示意图。

[0013] 图3为本发明V8型柴油机中双平衡轴的水平布置示意图。

[0014] 图4为本发明V8型柴油机中双平衡轴的V轴镜面对称布置示意图。

[0015] 图5为本发明水平布置平衡轴安装前后倾覆力矩变化曲线对比图。

[0016] 图6为本发明V轴镜面对称布置平衡轴安装前后倾覆力矩变化曲线图7为本发明V8型柴油机中平衡轴的结构示意图。

[0017] 图8为图5中平衡轴中平衡块的截面示意图。

[0018] 图9为安装平衡轴前后倾覆力矩变化对比图。

[0019] 图10为本发明V8型柴油机刚柔耦合示意图。

[0020] 图11为安装平衡轴后X方向上柴油机振动烈度速度曲线示意图。

[0021] 图12为安装平衡轴后Y方向上柴油机振动烈度速度曲线示意图。

[0022] 图13为安装平衡轴后Z方向上柴油机振动烈度速度曲线示意图。

具体实施方式

[0023] 下面的实施例可以使本专业的技术人员更全面地理解本发明，但并不因此将本发明限制在所述的实施例范围之中。实施例

[0024] 本实施例V8型柴油机双轴平衡设计方法，通过理论设计与动力学仿真相结合的方法对额定转速工况下的柴油机进行双轴平衡方案设计，并基于虚拟样机技术对柴油机的平衡特性进行多方面研究分析。

[0025] 本实施例对两种曲柄型式（空间型式和平面型式）、四种气缸夹角（45°、50°、60°和90°）下的柴油机进行平衡性能计算，所计算的内容包括旋转惯性力及力矩、一二阶往复惯性力及力矩，相互比较并选择最适合V8柴油机的曲柄型式和气缸夹角。平衡性能计算的方法主要是通过将力或力矩在水平、竖直方向上进行投影并叠加而成，详细计算结果如表1和表2所示。

[0026] 表1 空间曲柄型式V8柴油机平衡性能计算结果表2 平面曲柄型式V8柴油机平衡性能计算结果
由表1可知，当曲柄为空间型式，V型夹角为45°、50°和60°时，柴油机存在旋转惯性力矩及一阶往复惯性力矩；当V型夹角为90°时，柴油机只存在一阶旋转惯性力矩。因此若采用空间曲柄型式，为方便平衡机构布置，V8柴油机宜采用90°V型夹角。但90°V型夹角将大大增加柴油机宽度，对于机车柴油机，由于受安装空间限制，不宜采用。

[0027] 由表2可知，对于平面曲柄型式，V型夹角为45°和50°时，柴油机存在二阶往复惯性力旋转分量及二阶往复惯性力往复分量；当V型夹角为60°时，柴油机只存在二阶往复惯性力旋转分量。当V型夹角为90°时，柴油机只存在二阶往复惯性力往复分量。因此若采用平面曲柄型式，为方便平衡机构布置，V8柴油机宜采用60°和90°V型夹角。但是90°V型夹角受机车安装空间限制，因此对于机车车用V8柴油机，宜采用60°V型夹角平面曲柄型式。

[0028] 在此基础上计算出柴油机的倾覆力矩，并进行倾覆力矩的曲线拟合及谐波分析，图1为拟合完成的倾覆力矩曲线，提取其常数项及二阶项:式中：X—曲轴转角，rad/s。

[0029] 利用三维建模软件建立起V8柴油机三维零件模型并进行装配，装配完成后导入到多体动力学仿真软件，从而建立起V8柴油机多刚体模型，如图2所示，机架1上安装有曲轴4，气体压力作用在活塞2上，连杆3将活塞的往复运动转化为曲轴4的旋转运动，曲轴4的外端安装有曲轴齿轮7，在曲轴4上对称分布有两根平衡轴5，两根平衡轴5的外端均安装有平衡轴齿轮6，曲轴齿轮7与平衡轴齿轮6之间的传动通过惰轮8来实现。在多刚体模型的基础上进行倾覆力矩的仿真测量，与理论计算结果进行对比，检验多刚体模型建立的准确性。

[0030] 结合理论设计和仿真分析，根据柴油机的平衡特性设计合理的平衡轴空间布置，图3和图4显示了两种常见的布置方式，图3为双平衡轴的水平布置示意图，图4为双平衡轴的V轴镜面对称布置示意图；水平布置的平衡轴能够抵消柴油机的二阶往复惯性力，但是不产生附加力矩。V轴镜面对称布置的平衡轴在能够抵消二阶往复惯性力的同时，还能够产生附加力矩衰减柴油机的倾覆力矩，通过动力学仿真测量两种布置方式下的柴油机的倾覆力矩，验证了理论计算的结果，详细的曲线对比如图 5和图6所示。所以平衡轴的空间布置方式选择V轴镜面对称布置。

[0031] 在此基础之上设计出平衡轴的相位角，让平衡轴所产生的附加力矩与倾覆力矩二阶正弦项相互抵消，从而得到平衡轴的相位角，即平衡轴的旋转惯性力偏离竖直方向向内偏转11.734°，并以仿真分析进行验证。

[0032] 然后根据平衡轴的旋转惯性力对平衡轴平衡重质量的分布和结构参数进行设计，结构参数包括平衡轴的截面形状和厚度，在产生相同旋转惯性力的扇形平衡轴与偏心圆平衡轴之间，扇形平衡轴更符合低质量的要求，如图7和8所示，每根平衡轴由四个平衡轴轴颈9和四个平衡轴平衡块10组成，且平衡轴平衡块10为扇形结构，扇形平衡轴的夹角选取为
180°，扇形的半径设计为38mm，单个平衡块的厚度为400mm。至于轴心处的油孔11，其尺寸比较小且旋转中心就是平衡轴的中心，可不对油孔的直径大小做考虑。

[0033] 按照设计平衡轴的尺寸及参数，建立平衡轴模型并装配到先前的多刚体模型，对安装平衡轴前后的柴油机模型进行动力学仿真分析，测量出平衡前后的倾覆力矩曲线，如图9所示，倾覆力矩的波动幅值降低了85.24%，平衡轴抵消了大部分的二阶倾覆力矩，双轴平衡的平衡效果十分显著；将机架支座进行柔性化处理，建立V8柴油机刚柔耦合模型，柔性体是机架支座12，刚体主要包含了柴油机的固定件14、活塞组件15、连杆组件16、曲轴组件17、传动齿轮13及平衡轴18，如图10所示。并对该型柴油机的振动烈度速度值进行仿真测量，验证其振动情况是否符合标准。

[0034] 在8V280柴油机振动测量点的选取上，为了对柴油机的振动情况进行全面评估，本专利分别选取了4个机架支座的质心及2个机架前后端顶点。图11、12和13为各个测量点的振动速度曲线，我国柴油机振动均采用整机的当量振动烈度V（S mm/s）为评定量标。

[0035]式中，Vx、Vy、Vz分别为X、Y、Z三个方向上各规定测点的振动速度均方根值（mm/s）；Nx、Ny、Nz为三个方向上的测点数。将曲线的散点导出并代入公式计算可得到V8型柴油机的振动烈度速度值为10.28mm/s，根据TB/T 3164-2007《柴油机机车车内设备机械振动烈度评定方法》，达到了“B”级，其振动情况达到了容许级别。

[0036] 以上显示和描述了本发明的基本原理和主要特征以及本发明的优点。本行业的技术人员应该了解，本发明不受上述实施例的限制，上述实施例和说明书中描述的只是说明本发明的原理，在不脱离本发明精神和范围的前提下，本发明还会有各种变化和改进，这些变化和改进都落入要求保护的本发明范围内。本发明要求保护范围由所附的权利要求书及其等效物界定。

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