柴油机及轴系振动平衡1
船舶柴油机的轴系扭转振动的分析与研究
船舶柴油机的轴系扭转振动的分析与研究【摘要】本文通过一些国内因轴系扭转振动而引起的断轴断桨的事故实例，来分析引起轴系扭转振动的主要原因，分析扭振主要特性，并提取一些减振和防振的基本控制措施。
【关键词】船舶柴油机轴系扭振危害分析措施在现代船舶机械工程中，船舶柴油机轴系扭转振动已经成为一个很普遍的问题，它是引起船舶动力装置故障的一个很常见的原因，国内外因轴系扭转而引起的断轴断桨的事故也屡见不鲜，随着科学水平的提高和航运业的发展，人们越来越重视船舶柴油机组的轴系扭转振动，我国《长江水系钢质船舶建造规范》和《钢质海船入级与建造规范》（简称《钢规》）和也均规定了在设计和制造船舶过程中，必须要向船级社呈报柴油机组的轴系扭转振动测量和计算报告，以此来表明轴系扭转振动的有关测量特性指标均在“规范”的允许范围内。
1 船舶柴油机轴系扭转振动现象简介凡具有弹性与惯性的物体，在外力作用下都能产生振动现象。
它在机械，建筑，电工，土木等工程中非常普遍的存在着。
振动是一种周期性的运动，在许多场合下以谐振的形式出现的，船舶振动按其特点和形式可分为三种，船体振动，机械设备及仪器仪表振动，和轴系振动。
船舶柴油机轴系振动按其形式可分为三种：扭转振动，纵向振动，横向振动。
柴油机扭转振动主要是由气缸内燃气压力周期性变化引起的，它的主要表现是轴系上各质点围绕轴系的旋转方向来回不停的扭摆，各轴段产生不相同的扭角。
纵向振动主要是由螺旋桨周期性的推力所引起的。
横向振动主要是由转抽的不平衡，如螺旋桨的悬重以及伴流不均匀产生的推力不均匀等的力的合成。
船舶由于振动引起的危害不但可以产生噪音，严重影响旅客和船员休息，还会造成仪器和仪表的损害，严重的时候甚至出现船体裂缝断轴断桨等海损事故，直接影响船舶的航行安全。
而在船舶柴油机轴系的三种振动中，产生危害最大的便是扭转振动，因扭转振动而引起的海损事故也最多，因此对扭转振动的研究也最多。
而且当柴油机轴系出现扭转振动时，一般情况下，船上不一定有振动的不适感，因此这种振动也是最容易被忽视的一种振动形式，一旦出现扭转振动被忽视，往往意味着会发生重大的事故。
第十一章船舶主机轴系振动
扭转
核算
一、扭摆扭转振动的特性
1 ．无阻尼扭转振动
节点
在某一转角位移下，圆盘受到
惯性力矩： I
弹性力矩： K / e 则得平衡方程：
k 0 I k I 0程，得：
α =360°
x=0
即 x=R
2.活塞的速度
R sin x
R
4
2 sin 2
= 0
α=0° α=180°
1 x 2 x
x
α ＜90 °或 α ＞ 270°时的某位置 3.活塞的加速度
2 x R cos
xmax x
R
4
(2 ) 2 cos 2
第十二章 柴油机及 推进轴系的振动
1.影响结构强度和正常工作；
S L
Aˊ
2.影响轴承的润滑和磨损；
3.引起船体振动、机体损坏等。
第一节 活塞、连杆的 运动及其作用力
－、活塞的运动
1．活塞的位移
R = S/2 连杆比λ
λ = R/L = 1/3~1/5
A"
x R(1 cos ) 4R (1 cos 2 )
方向向下
1 2 x x
0
max R 2 (1 ) x x max R 2 (1 ) 方向向上 180 x x 0 在 90或 270的某位置 x
二、连杆的运动
sin
2α
R
R 4
二次往复惯性力
ω ω 2ω 2α 2α 2ω
α
α
一次往复惯性力
即曲柄在上止点时，平衡重应当垂直朝下。
11柴油机的振动与平衡
• 惯性力Pj为一次往复惯性力和二次 往复惯性力的和。 • 一次往复惯性力，可看成往复运动 质量mj在一次曲柄（半径为R，以 角速度ω回转）产生的离心力在气 缸中心线上的投影。也可以想象为 两个回转质量为mj/2，回转半径为 R的质点，自上止点起同步反向， 以角速度ω回转，产生的离心力的 合力，如图所示。这两个离心力的 水平分力相互抵消，其合力为两个 垂直分力之和。一次往复惯性力引 起的振动是沿气缸中心线方向上、 下振动。 • （平衡原理如图所示，也用两个质 量为mj/2，回转半径为R的质点， 自下止点起同步反向，以角速度ω 回转。）
• 连杆力分量Pcj传向曲柄销后，分解成曲柄 切向力PTj及曲柄法向力PNj，它们的方向 与气体力法向分量PN及气体力切向分量 PT的方向正好相反；即在图示位置由于往 复惯性力的存在，会减小曲柄销上切向合 力及法向合力。
18
•
• • •
•
•
连杆力分量Pcj传向主轴承后，分解成气 缸轴线方向分量及水平分量；气缸轴线方向 分量的大小就与活塞往复惯性力Pj相等，而 水平分量的大小与气缸套上的水平分量PHj 相等。也就是说，活塞往复惯性力通过曲柄 连杆机构传到了机体上。 综合上述往复惯性力的传递过程，可知： （1）在主轴承上作用着不平衡往复惯性 力Pj，它将引起柴油机上下振动。 （2）往复惯性力使得柴油机颠覆力矩、 气缸侧推力及曲柄销的法向力在气缸压力较 大时有所减小。 （3）往复惯性力虽使柴油机输出力矩在 上止点附近有所减少，但是在下止点附近又 使其有所增大，故总体不影响输出功率。 （4）柴油机的颠覆力矩是输出扭矩的反 作用力矩，与输出扭矩大小相等、方向相反。
第三十七讲
• 1、连杆替代系统有哪三个条件？ • 2、分析曲柄连杆机构气体力和惯性力、离心力 • 3、柴油机工作时产生振动作用力的来源有哪些？
柴油发动机平衡轴结构
柴油发动机平衡轴结构一、引言柴油发动机是一种内燃机，广泛应用于各种交通工具和工业设备中。
为了减少发动机的振动和噪音，提高其运行平稳性和可靠性，柴油发动机通常都采用平衡轴结构。
本文将对柴油发动机平衡轴结构进行详细介绍。
二、平衡轴的作用平衡轴是一种用于平衡发动机振动的装置，通常由一根或多根轴组成。
它的主要作用有以下几点：1. 抑制发动机的一阶振动：发动机在运行过程中会产生一阶振动，即由于气缸的工作冲击而引起的振动。
平衡轴通过逆向振动的方式来抵消这种一阶振动，从而减少了发动机的振动程度。
2. 减小发动机的二阶振动：除了一阶振动外，发动机还会产生二阶振动，即由于曲轴的旋转不平衡而引起的振动。
平衡轴可以通过适当的设计和安装位置来减小这种二阶振动，使发动机运行更加平稳。
3. 提高发动机的可靠性：发动机振动过大会对其它零部件产生不良影响，如增加磨损和损坏的风险。
平衡轴的使用可以减小发动机的振动，降低了这些风险，从而提高了发动机的可靠性和使用寿命。
三、平衡轴的结构平衡轴的结构设计通常会根据发动机的具体要求和工作原理进行优化。
以下是柴油发动机常见的几种平衡轴结构：1. 单轴平衡轴结构：这是最简单的平衡轴结构，由一根轴组成。
它通常被安装在发动机的正中位置，通过对称的质量分布来实现平衡效果。
2. 双轴平衡轴结构：这种结构由两根轴组成，分别安装在发动机的两侧。
它可以更好地抵消发动机的一阶和二阶振动，提高平衡效果。
3. 多轴平衡轴结构：除了双轴结构外，某些高性能的柴油发动机还会采用更多的轴来实现更好的平衡效果。
这些轴通常会根据发动机的具体要求和振动特性进行合理的布置和设计。
四、平衡轴的制造和安装平衡轴的制造通常使用高强度的合金材料，以保证其足够的刚度和耐久性。
制造过程中需要进行精确的加工和平衡校正，以确保平衡轴的质量和平衡效果。
平衡轴的安装位置通常是根据发动机的具体结构和工作特点来确定的。
一般来说，它会安装在曲轴的下方，通过链条、齿轮或皮带传动与曲轴相连。
柴油机的振动与平衡
反，而形成的“颠覆力矩”将使柴油机倾倒。 ***柴油机的往复惯性力最终通过主轴承使柴油机产生上、下跳动的效 应。同时，往复惯性力也将使柴油机产生颠覆力矩，使柴油机有左右倾 倒的趋势。 ***柴油机的离心力将使柴油机形成上、下、左、右跳动的作用力，而 连杆力偶则是使柴油机产生左右摇摆的力矩。 *****以上几种作用力或力矩都是周期性地发生变化的。因此，但柴油 机运转时，这些周期性变化的力或力矩将使柴油机产生周期性地跳动或 摇动，这就是柴油机运转时引起共振的根源。
***颠覆力矩平衡： 颠覆力矩由固定基座螺栓承受。 ***连杆力偶平衡： 一般可忽略而不采取平衡措施。 2．多缸柴油机的平衡： 柴油机机体减振指的是消除或减轻柴油机机身在支承上的整体振动即 外部振动。 外部平衡与内部平衡： ***对多缸柴油机，如果采用适当的曲柄排列，可达到“外部平衡”。但 是，曲轴不是一个刚体，而是弹性体。曲轴在惯性力的作用下回发生变 形。由于主轴承阻碍这种变形，致使主轴承和机座受到力和力矩的作 用，而当机体刚度不足时，同样会产生或引起振动。因此，在分析柴油 机的平衡特性也就是它的振动力源时，不但要关心它的外部平衡特性， 还要考虑到机身内部的受力情况。如果它的内部受力过大，仍然要引起 变形和振动。 ***我们把考虑机身内部受力情况的平衡称为柴油机的“内部平衡”。通 常以柴油机达到某种程度的外部平衡后，曲轴所受的最的大的弯曲力矩 （也称内力矩）来表征柴油机内部的平衡性。使曲轴所受的最大弯曲力 矩限制在安全范围内的平衡措施，即为内部平衡。 离心力及离心力矩的平衡： 在单列多缸柴油机中，一般多采用均匀分布的曲柄排列方案，因此合 成离心力都是自行平衡的。但是，还可能存在不平衡的合成离心力矩。 不平衡合成离心力矩的平衡方法，一般可归纳为四种： ***各缸平衡法： 这是最彻底的平衡方法，即在每一曲柄上都装两块反向安置的平衡 重，以平衡掉每个曲柄的离心力。由于每个曲柄的离心力都消失了，自 然就不存在总的不平衡合成离心力矩和不平衡合成离心力。 这种方法优点很多，不但作到了外部平衡，同时也作到了内部平衡， 使柴油机的机身和曲轴受力情况最佳，但这种方法的平衡重数量多，重 量较大。 ***分段平衡法： 将曲轴分成两段（或数段），而后分别对各段所存在的合成不平衡离 心力矩采取平衡措施。这是一种折衷方案，平衡并不彻底。 ***整体平衡法： 在曲轴首尾两个曲柄上各加一对方向相反的平衡重块，以消除全部曲 柄的合成离心力矩。它的优点是曲轴重量轻，但内部平衡性差，且平衡 重在曲柄臂上要偏置安装。
柴油机的振动与平衡课件
Pcj PTj PNj
Pcj Pj PHj
结论： 1、在主轴承上存在Pj，将引起柴油机上下振动； 2、对气体压力产生的有一定的抵消作用 3、对输出力矩影响不大。 4、颠覆力矩与输出力矩大小相等、方面相反
2024/7/26
chapter 11 柴油机的振动与平衡
15
11.1 柴油机动力学
三、曲柄连杆机构的作用力分析-侧推力与连杆 推力
侧推力 FN 的大小交变，作用在十字头导板或气缸壁上。连杆推力 FL 的数值大小交变，作用在曲柄销上，而方向是否交变则取决于合力 F
的方向。
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chapter 11 柴油机的振动与平衡
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11.1 柴油机动力学
三、曲柄连杆机构的作用力分析-切向力和径向 力
3
一、曲柄连杆机构的运动
1 活塞位移 位移的精确公式 位移的傅里叶级数公式 活塞位移的近似公式 2 活塞速度和加速度 3 连杆运动 连杆角位移近似公式 连杆角速度近似公式 连杆角加速近似公式
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chapter 11 柴油机的振动与平衡
4
11.1 柴油机动力学
位移的精确公式
由多谐次合成，使柴油 机装置产生错综复杂的 振动
M D M m M v sin(v t v ) v 1
v 1,2,3,...
M D M m M v sin(v t v ) v1/ 2
v
1
2
,1,1
1 2
,2,2
1 2
,...
二冲程柴油机 四冲程柴油机
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chapter 11 柴油机的振动与平衡
的绝对值达到最大2。
忽略2⑶项的连影杆响最，大可得摆极角大、值最的近大似角计速算度公及式为最：大角加速度均不大
柴油机的振动与平衡
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10.1.2.3多缸柴油机的振动与平衡
振动力源：（1）多缸柴油机的合成离心惯 性力ΣFR（ ΣFR＝0） （2）多缸柴油机的惯性力矩（一次力矩的 垂直分量M1V，包括离心力矩的垂直分量MRv 和一次往复惯性力矩∑Mj1；一次力矩的水平 分量M1H，即离心力矩的水平分量MRH；二 次力矩的垂直分量M2V，即二次往复惯性力 矩∑Mj2。） （3）总倾覆力矩ΣMD。对于7缸以下的柴 油机会产生H型的振动，即使柴油机整体发 出横向摇动，其振动的阶次为气缸数的整数 倍；对于6缸以上的柴油机，则会产生X型振 动，即使柴油机机体产生扭曲，其主要振动 阶次为气缸数的一半。 （4）总连杆力偶ΣML（总连杆力偶对于柴 油机振动的影响很小，一般可忽略不计）
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（3）倾覆力矩MD------MD无法平衡， 只能依靠强大的地基由机座的地脚螺 栓来承受） （4）连杆力偶ML----一般都忽略其影 响，不采取平衡措施
当曲柄在上止点时，平衡一次、二次往复惯 性力的平衡重应当垂直朝下。齿轮系的传动 保证了平衡重的角速度和相位。齿轮系的传 动保证了平衡重的角速度和相位。高速小型 柴油机的平衡重都做成长条状。在齿轮上布 置所需要的平衡重有一定困难，大多沿发动 机的纵向延伸，安排在曲轴箱的底部或柴油 机腰部两侧，称“正反转平衡轮系”。
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10.2.1.1轴系的当量扭振系统
轴系------由减振器、曲轴及相连的活塞连杆机构、推力轴、飞轮、中间轴、尾轴及螺旋 桨组成 扭振系统-----柴油机及轴系转化为若干个只有柔度而无转动惯量的轴段和互相连接起来的 只有转动惯量而无柔度的集中质量组成的扭振系统.
绘图时，轴的柔度越大， 将轴画得越长；转动惯量 越大时，将质量画得越大 ，或离轴线越远。
8V280柴油机平衡方案设计及平衡性能分析
8V280柴油机平衡方案设计及平衡性能分析目前中国中车有限公司生产的柴油机产品中，对于额定功率在2 000 kW～3 000 kW之间的柴油机，只有直列8缸机型，柴油机轴向尺寸长，且质量大，制造成本较高。
相比直列8缸柴油机，V8柴油机轴向尺寸缩短一半，质量也大大减少，紧凑性好，刚度强，在船舶领域和机车领域得到广泛使用。
从8V280型柴油机的平衡性能来看，该柴油机存在较大的不平衡惯性力（矩），双轴平衡因其布置方便、平衡效果好和紧凑可靠等优点而多被采用，如王纪福采用理论设计及仿真分析的方法对3种平衡方案进行比较发现，采用平衡轴方案更能有效改善90° V6柴油机的整机振动性能；HUEGE等在排量2.0 L的双顶置凸轮轴发动机的基础上安装了双轴平衡机构，使得其振动与噪声性能大大提高，与未安装平衡轴的发动机相比，其噪声水平下降了60%，振动烈度下降了70%。
所以，8V280柴油机平衡方案采用双轴平衡方案。
目前，国内外学者在进行平衡方案设计之后，大多只从单个方面对平衡效果进行验证，有的学者从振动方面对平衡效果进行验证，如HEUSER等对福特内燃机进行平衡方案设计后，通过实体样机测量技术发现车体的振动情况有所改善。
还有一些学者用平衡前后倾覆力矩的对比来验证平衡方案的平衡效果，如张保成等对8V150柴油机进行平衡轴方案设计后，通过虚拟样机仿真发现，平衡后的柴油机倾覆力矩波动幅值显著降低。
本文运用平衡性能计算对柴油机的平衡方案进行设计，并结合虚拟样机技术对8V280柴油机的平衡性能进行多方面研究，验证仿真模型及其结果正确性，以及双轴平衡方案的平衡效果。
首先，运用传统的柴油机平衡性能计算，计算出安装平衡轴前后倾覆力矩的变化曲线，并设计出相应的平衡方案；然后，基于虚拟样机技术，分析该型柴油机在额定运转工况下安装平衡轴前后倾覆力矩曲线，并与理论计算的结果进行对比；最后，建立刚柔耦合的虚拟样机模型，完成该柴油机振动烈度速度值的仿真测量及评估。
柴油机的振动与平衡PPT课件
chapter 11 柴油机的振动与平衡
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11.1 柴油机动力学
2 活塞速度和加速度 活塞的运动速度是位移对时间的一阶导数：
x RsinR(2)si2 n
4
对上式取微分则得活塞加速度的近似公式：
x R 2(co sco 2s )
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chapter 11 柴油机的振动与平衡
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11.1 柴油机动力学
x L R R c o L sco s
LsinRsi n
R /Lsin /sin co s1si2n 12si2 n
xR (1 co ) sL (1 1 2s2 i n )
2020/11/12
chapter 11 柴油机的振动与平衡
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11.1 柴油机动力学
xR (1 co ) sL (1 1 2s2 i n )
PcjPTjPNj PcjPj PHj
结论： 1、在主轴承上存在Pj，将引起柴油机上下振动； 2、对气体压力产生的有一定的抵消作用 3、对输出力矩影响不大。 4、颠覆力矩与输出力矩大小相等、方面相反
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chapter 11 柴油机的振动与平衡
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11.1 柴油机动力学
2.往复惯性力 2)计算
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一、曲柄连杆机构的运动
1 活塞位移 位移的精确公式 位移的傅里叶级数公式 活塞位移的近似公式 2 活塞速度和加速度 3 连杆运动 连杆角位移近似公式 连杆角速度近似公式 连杆角加速近似公式
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chapter 11 柴油机的振动与平衡
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11.1 柴油机动力学
位移的精确公式
《船舶柴油机》 Marine diesel engine
第六章柴油机及轴系振动
船舶柴油机
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平衡装置按传动方式的平衡方法
2、首尾齿轮传动式平衡装置：为首尾齿轮传动式平衡装置 。首尾两端分别用齿轮传动两个同步反转的平衡重，以 在柴油机纵剖面内产生一个平衡合成往复惯性力矩的平 衡力矩。这种平衡装置多用于大、中型低速及中速柴油 机上。这样可以省去过长的平衡轴。
船舶柴油机
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平衡装置按传动方式的平衡方法
船舶柴油机
三、曲柄连杆机构的作用力
1、气体力Fg：
11
2 大小： Fg p g D 4 p 气缸中的压力，变化规律见p－V示功图
g
方向：缸内四周，内部平衡。 气体力产生的作用力在柴油机内部平衡，但产生的倾覆力矩MDg使 柴油机摆动。
船舶柴油机
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三、曲柄连杆机构的作用力
2、惯性力
1）往复惯性力Fj： 大小：
F
R
MR
（3）合成往复惯性力，
（4）合成往复惯性力矩， （5）总倾覆力矩， （6）总连杆力偶等。
F
MD Mc
j
M j
船舶柴油机
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船舶柴油机
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多缸机的平衡 1、离心力及离心力矩的平衡 离心力：在单列多缸柴油机中，一般多采用均匀分布的
曲柄排列方案，因此合成离心力都是自行平衡的。
离心力矩：可能存在不平衡的合成离心力矩。 需要平衡的是合成离心力矩
船舶柴油机
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二、自由扭转振动
振动的三要素：振幅A、自振频率ωe、初相位ε
船舶柴油机
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1、扭摆无阻尼自由扭转振动
运动方程式
A sin( e t )
式中：φ ——圆盘角位移，rad； ωe——自振圆频率（又称固有圆频率），rad/s； ωe＝（ K/I）1/2 A ——圆盘振幅，rad； ε ——初相位，rad。
柴油机及轴系振动平衡1
3.4柴油机及推荐轴系的振动和平衡3.4.1活塞、连杆的运动及受力3.4.1.1活塞连杆的运动1．活塞的位移xα＝0°时，x＝0（即活塞在上止点）；当α＝180°时，x＝2R＝s（即活塞在下止点）；当α＝90°或270°时，x＝R＋λR/2＞R。
即当α＝90°或180°时，活塞不在行程中央，而在α＜90°或α＞270°的某一位置时，活塞位移x＝R（行程中央位置）。
2．活塞的速度x.当α＝0°时（上止点）或α＝180°时（下止点），x.＝0，即在上下止点处活塞的运动速度均为零,而活塞运动的最大速度x.max则出现在α＜90°或α＞270°的某一位置。
3．活塞的加速度x..当α＝0°时，x..达最大值：x..max＝Rω2 （1＋λ），方向向下；当α＝180°时，x..＝-Rω2 （1-λ），方向向上。
活塞在上止点时的加速度在数值上大于活塞在下止点时的加速度。
在α＜90°或α＞270°的某个位置x..＝0（活塞速度最大）。
1. 在曲轴连杆机构中，连杆比λ通常是指（）。
A．活塞直径D与曲柄半径R之比 B．曲柄半径R与连杆长度LC．连杆长度L与曲柄半径R之比 D．连杆长度L与活塞直径D之比2. 曲轴半径R与连杆长度L之比用λ表示，通常低速柴油机的λ值为（）。
A．1/3～1/4 B．1/3～1/5 C．1/4～1/5D．1/5～1/63. 活塞位移x是曲轴转角α的函数，下列表述错误的是（）。
A．当α＝0°时，则x＝0 B．当α＝90°时，则x＝RC．当α＝180°时，则x＝2R D．当α＝270°时，则x＝R＋R/2λ4. 与活塞位移x与无关的是（）。
A．曲轴半径R B．曲轴转角α C．连杆比λD．曲轴回转角速度ω5. 柴油机在运行过程中，其活塞运动规律是（）。
柴油机振动的原因
柴油机振动的原因
柴油机振动的原因有很多种，主要有以下几个方面：
1. 柴油机的不平衡。
柴油机在运行过程中，由于零部件的制造、安装或使用的年限等原因，可能会出现不平衡的情况，导致振动加剧。
2. 燃烧不充分。
柴油机的燃烧不充分也会导致振动加剧。
如果燃油喷射不均匀或燃烧室内部结构不合理等问题，都会导致燃烧不充分，从而产生振动。
3. 燃油喷射系统的问题。
柴油机的燃油喷射系统如果出现故障，如喷油器堵塞、压力不足等问题，都会影响柴油机的正常运行，从而产生振动。
4. 油泵和进气系统的问题。
如果柴油机的油泵或进气系统存在故障，如油泵的流量不足、进气管道有漏气等问题，都会影响柴油机的运行质量。
5. 柴油机的老化。
柴油机在长期使用过程中，由于零部件的损耗、磨损等原因，可能会导致机器的振动加剧，需要及时更换零部件来保证机器的正常运行。
综上所述，柴油机振动的原因是多种多样的，需要我们在日常使用中注意维护和保养，及时发现问题，并及时解决，以保证柴油机的正常运行和使用寿命。
- 1 -。
柴油机的振动与平衡3
•
• •
第四节 轴系纵向振动和减振
– – –
•
一、纵向振动基本概念 二、自由纵向振动 三、强制纵向振动
1．阻尼和激励分析 – 1）阻尼分析 – 2）激励分析 – 3）共振转速 2．纵向振动的减振措施 – 1）调频 – 2）减少激励力输入 – 3）配置减振器
•
–
四、扭转纵向耦合振动基本概念
存在n-1种简谐振动 存在 种简谐振动
三、强制扭转振动
• • • • • • • 1．系统激振力矩 气体力,往复惯性力 ,活塞连杆的重量 ,螺旋桨 2．轴系的强制扭转振动特性 激振力矩的变化频率f是柴油机转速n的函数 自振频率均为与转速无关的常数 临界转速是很多的 主临界转速为主共振的相应转速。主共振是由简 谐次数ν等于曲轴每转发火气缸数整数倍的激振 力矩（称主谐量）所引起的共振 • 3．封缸运行时的扭振特点(拆除与不拆除活塞) • 4．现代船用大型柴油机的扭振特点 • 激振力矩增加 ,转动惯量增加 ,自振频率降低
柴油机的振动与平衡
第一节 第二节 第三节 第四节 柴油机动力学 柴油机平衡 轴系扭转振动和减振 轴系纵向振动和减振
第三节 轴系扭转振动和减振
– 一、基本概念 – 轴系的组成与简化 – 无阻尼自由扭转振动的振动频率称为自振频率 或固有频率 – 当干扰力矩频率与轴系自振频率相同时，轴系 当干扰力矩频率与轴系自振频率相同时， 将产生振幅明显增高的共振,此时的转速称为 将产生振幅明显增高的共振 此时的转速称为 临界转速 – 二、自由扭转振动 – 三、强制扭转振动 – 四、减振和避振
• 2．双质量系统自由扭转振动特性 ． •只有一个节点，且节点靠近转动惯量较大 只有一个节点， 只有一个节点 的圆盘 • 3．三质量系统的自由扭转振动特性 ． •三质量系统自由扭转振动是由两种简谐振 三质量系统自由扭转振动是由两种简谐振 动相加而成的； 动相加而成的；三质量扭振系统具有两种自 振频率.质量愈大离节点愈近 振幅愈小， 质量愈大离节点愈近， 振频率 质量愈大离节点愈近，振幅愈小， 节点多落在柔度较大的轴段上 • 4．n个质量系统的自由扭转振动特性 ． 个质量系统的自由扭转振动特性 •n个质量的扭振系统的自由扭振是由（n-1） 个质量的扭振系统的自由扭振是由（ ） 个质量的扭振系统的自由扭振是由 种简谐扭振叠加而成， 种简谐扭振叠加而成，它们的振动形式分别 是单节点、双节点、三节点……（n-1）节 是单节点、双节点、三节点 （ ） 点,单节圆频率最低 单节圆频率最低
第六章 柴油机及推进轴系振动
第六章柴油机及推进轴系的振动柴油机是往复运动机械,它采用曲柄连杆机构把活塞的往复运动转换成曲轴的回转运动。
当柴油机以恒定转速运转时,活塞做往复运动,连杆一边随活塞作往复运动一边绕活塞销(或十字头销)摆动,曲轴基本为匀速回转运动。
由于曲柄连杆机构这种复杂的运动特点,必然要产生周期性变化的不平衡力和力矩。
它们的存在不仅影响活塞、连杆和曲轴的强度,也影响连杆小端和大端轴承的负荷、润滑和磨损,同时还会使柴油机发生振动并引起船体振动,甚至会导致柴油机或船体发生故障或损坏。
为了改善这种不平衡力和力矩对柴油机本身造成的不良影响,必须采取一定的平衡补偿措施,把它们控制在一个限定的范围之内。
船舶推进轴系在实际运转中也会受到各种冲击和周期性的激振力(或力矩)的作用。
对于柴油机动力装置,主要有以下几种激振力: (1)柴油机气缸气体力、运动部件惯性力与重力等产生的作用在曲轴、曲柄销上的交变切向力和径向力; (2)螺旋桨在径向和周向都很不均匀的三维伴流场中运转时所受到的交变纵向(轴向)和横向推力和力矩; (3)轴系部件运转时所产生的激振力和力矩。
由于这些激振力和力矩的存在,将导致船舶推进轴系产生扭转振动、纵向振动和回旋(横向)振动, 造成轴系损坏或影响船舶的正常航行。
第一节活塞、连杆的运动及受力一、活塞的运动1.活塞的位移在柴油机中,由活塞(或活塞十字头组件)、连杆和曲轴组成的运动机构称为曲柄连杆机构,它的结构简图如图6-1所示。
图中B、A、O分别代表活塞销(或十字头销)和连杆小端、曲柄销和连杆大端、主轴颈和主轴承的位置。
BA为连杆,其长度为连杆小端中心到连杆大端中心的距离L。
OA为曲柄,其回转半径为主轴颈中心到曲柄销中心的距离R,等于活塞行程S的一半,即R=S/2。
B点沿着气缸中心线在上下止点O′和O″之间作往复运动,它与上止点O′间的距离x称活塞位移。
假设曲柄按顺时针方向转动,从图中的几何关系可以得出:x=L+R-(Rcosα+Lcosβ)=R(1-cosα)+L(1-cosβ) (6-1)运算并简化得活塞位移的近似公式:x≈R(1-cosα)+λR4(1-cos2α) (6-2)式中: α---曲轴转角;β---连杆摆角;λ---连杆比,它表示曲柄半径与连杆长度之比, 即λ=R/L, 一般λ=R/L=1/3～1/5。
机车柴油发电机组传动轴系的轴向振动研究及优化设计
机车柴油发电机组传动轴系的轴向振动研究及优化设计张小婵;陆丹丹;李钢;李友峰;薛良君;仲怀清【摘要】以机车柴油发电机组的传动轴系为研究对象,考虑部件之间的耦合关系得到整个传动轴系的固有特性.利用动态有限元方法建立机车柴油机整机的柔性体动力学模型,包括传动轴系和机体及主要附件模型.进行柴油发电机组的多柔体动力学仿真,得到轴系的动态载荷,为研究轴系的轴向振动提供依据.深入分析轴系的动态特性,对联轴节进行相应优化设计,避免出现轴向共振,保证轴系工作的可靠性.【期刊名称】《传动技术》【年(卷),期】2018(032)003【总页数】4页(P27-30)【关键词】传动轴系;动态载荷;轴向振动;优化设计【作者】张小婵;陆丹丹;李钢;李友峰;薛良君;仲怀清【作者单位】江苏城乡建设职业学院,常州213147;江苏城乡建设职业学院,常州213147;江苏城乡建设职业学院,常州213147;中车戚墅堰机车有限公司,常州213011;中车戚墅堰机车有限公司,常州213011;中车戚墅堰机车有限公司,常州213011【正文语种】中文【中图分类】U262.410 引言机车柴油发电机组的传动轴系是核心部件，包括活塞组、连杆组、曲轴本体、齿轮系、减振器、曲轴后端联轴节和电机转子等。
传动轴系在复杂的、周期性变化的气体力和力矩、往复和旋转运动引起的惯性力，以及它们所引起的弯扭矩共同作用下，对外输出扭矩，且工作负荷大，有可能在柴油机工作转速范围内发生强烈的振动，使轴系动应力急剧增大，导致其过早出现破坏[1-2]。
因此，有必要对轴系的动态特性进行分析研究，找到轴系产生振动的原因，为轴系的有效减振提供可靠依据。
本文对机车柴油发电机组的传动轴系进行有限元建模和固有特性分析，利用动态有限元法建立柴油机整机的柔性体动力学模型，对机车柴油发电机组进行多柔体动力学仿真。
1 传动轴系的固有特性分析某机车柴油发电机组的传动轴系包括安装在曲轴前端的减振器、曲轴本体、传动齿轮、联轴节和电机转子，由于其结构复杂，为了提高计算效率，建模时省略细小结构[3]。
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3.4柴油机及推荐轴系的振动和平衡3.4.1活塞、连杆的运动及受力3.4.1.1活塞连杆的运动1．活塞的位移xα＝0°时，x＝0（即活塞在上止点）；当α＝180°时，x＝2R＝s（即活塞在下止点）；当α＝90°或270°时，x＝R＋λR/2＞R。
即当α＝90°或180°时，活塞不在行程中央，而在α＜90°或α＞270°的某一位置时，活塞位移x＝R（行程中央位置）。
2．活塞的速度x.当α＝0°时（上止点）或α＝180°时（下止点），x.＝0，即在上下止点处活塞的运动速度均为零,而活塞运动的最大速度x.max则出现在α＜90°或α＞270°的某一位置。
3．活塞的加速度x..当α＝0°时，x..达最大值：x..max＝Rω2 （1＋λ），方向向下；当α＝180°时，x..＝-Rω2 （1-λ），方向向上。
活塞在上止点时的加速度在数值上大于活塞在下止点时的加速度。
在α＜90°或α＞270°的某个位置x..＝0（活塞速度最大）。
1. 在曲轴连杆机构中，连杆比λ通常是指（）。
A．活塞直径D与曲柄半径R之比 B．曲柄半径R与连杆长度LC．连杆长度L与曲柄半径R之比 D．连杆长度L与活塞直径D之比2. 曲轴半径R与连杆长度L之比用λ表示，通常低速柴油机的λ值为（）。
A．1/3～1/4 B．1/3～1/5 C．1/4～1/5D．1/5～1/63. 活塞位移x是曲轴转角α的函数，下列表述错误的是（）。
A．当α＝0°时，则x＝0 B．当α＝90°时，则x＝RC．当α＝180°时，则x＝2R D．当α＝270°时，则x＝R＋R/2λ4. 与活塞位移x与无关的是（）。
A．曲轴半径R B．曲轴转角α C．连杆比λD．曲轴回转角速度ω5. 柴油机在运行过程中，其活塞运动规律是（）。
A．活塞在上止点时，速度最大，加速度最大 B．活塞在行程中央时，速度最大，加速度为零C．活塞在下止点时，速度为零，加速度为零 D．活塞在行程中点附近某点，速度最大，加速度为零6. 活塞运动的最大速度是出现在行程的（）。
A．上止点 B．下止点 C．接近行程中点 D．行程中点7. 活塞运动的最小速度是出现在行程的（）。
A．止点 B．接近止点 C．行程中央 D．接近行程中央8. 活塞运动的最大加速度是出现在行程的（）。
A．上止点处 B．接近止点处 C．行程中央 D．接近行程中央9. 活塞运动的加速度为零的点是出现在行程的（）。
A．上止点 B．接近行程中央 C．行程中央 D．下止点10. 柴油机活塞运动速度和加速度绝对值的变化规律是（）。
A．活塞在上止点时速度最大，加速度为零 B．活塞在上止点时速度为零，加速度最大C．活塞在上止点时，速度和加速度都为零 D．活塞在上止点时，速度和加速度都最大11. 柴油机活塞运动的速度和加速度，当活塞下行靠近行程中央时（）。
A．加速度最大，速度为零 B．速度最大，加速度为零C．速度和加速度都最大 D．速度和加速度均为零12. 活塞速度的方向由向上变为向下且速度变化最大，是发生在行程（）。
A．上止点 B．下止点 C．行程中点偏上 D．行程中点偏下13. 活塞速度的方向由向下变为向上且速度变化最大，是发生在行程（）。
A．上止点 B．下止点 C．行程中点偏上 D．行程中点偏下14. 活塞加速度的方向由向下变为向上且加速度变化最大，是发生在行程（）。
A．上止点 B．下止点 C．α＝＜90°接近中点D．α＝＞270°接近中点15. 活塞加速度的方向由向上变为向下且加速度变化最大，是发生在行程（）。
A．上止点 B．下止点 C．α＝＜90°接近中点D．α＝＞270°接近中点16. 活塞加速度的方向（）。
Ⅰ.在上止点，加速度方向朝上Ⅱ.在上止点，加速度方向朝下Ⅲ.在下止点，加速度方向朝上Ⅳ.在下止点，加速度方向朝下A．Ⅰ＋Ⅱ B．Ⅰ＋Ⅲ C．Ⅱ＋Ⅲ D．Ⅱ＋Ⅳ17. 活塞加速度在上、下止点处绝对值大小比较（）。
A．上止点的大于下止点 B．下止点的大于上止点C．上止点的等于下止点 D．上止点或大于或小于下止点18. 在曲轴连杆机构中，若曲轴按稳定角速度回转时，活塞做（）。
A．匀速直线运动 B．匀加速直线运动 C．变速直线运动 D．匀减速直线运动19. 当活塞由上止点运行到下止点（α＝0°～180°）过程中，活塞速度和加速度方向变化是（）。
A．速度一直向上，加速度由向上变向下 B．速度一直向下，加速度由向下变向上C．加速度一直向下，速度由向下变向上 D．加速度一直向上，速度由向上变向下20. 当活塞由下止点运行到上止点（α＝180°～360°）过程中，活塞速度和加速度方向变化是（）。
A．加速度一直向上，速度由向上变向下 B．加速度一直向下，速度由向下变向上C．速度一直向上，加速度由向上变向下 D．速度一直向下，加速度由向下变向上21. 当曲柄从极左运行到极右位置（α＝270°～90°）过程中，活塞速度和加速度方向变化是（）。
A．速度向下，加速度由向下变这向上 B．速度向上，加速度由向下变为向上C．加速度向下，速度由向上变为向下 D．加速度向上，速度由向下变为向上22. 当曲柄从极右运动到极左位置（α＝90°～270°）过程中，活塞速度和加速度方向变化是（）。
A．速度向下，加速度由向上变为向下 B．速度向上，加速度由向下变为向上C．加速度向下，速度由向上变为向下 D．加速度向上，速度由向下变为向上23. 下述说法正确的是（）。
A．连杆比λ是指连杆长度L与曲柄半径R之比B．当曲柄转角α＝90°时，活塞位x＝R（R为曲柄半径）C．活塞运行的最大加速度出现在行程中央D．当曲柄从极左运行到极右位置（α＝270°～90°）过程中，活塞速度由向上变向下，加速度向下24. 二次曲柄的曲柄半径和曲柄角加速度分别为（）。
A．λR/2，2ω B．λR/4，2ω C．λR/4，ωD．λR/2，ω25. 一次曲柄的曲柄半径和曲柄角加速度分别为（）。
A．R，ω B．λR，ω C．λR/4，2ω D．R，2ωBcbdd caabb babcd cacbc cddba3.4.1.2曲柄连杆机构的受力分析1．气体力F g作用在曲柄连杆机构上的气体力F g与柴油机的工作过程和负荷有关。
即使在负荷一定的情况下，气体力F g也是周期交变的，即气体力F g随曲轴转角α而变。
F g的变化周期为柴油机的一个工作循环，方向沿气缸中心线向下。
2．曲柄连杆机构的惯性力曲柄连杆机构的惯性力有：活塞组件往复运动所产生的往复惯性力；曲柄不平衡回转质量回转运动所产生的回转惯性力（离心力）；连杆运动所产生的惯性力。
曲柄连杆机构的惯性力主要和运动件的质量及运动时的加速度有关。
（1）往复惯性力F j往复惯性力F j为集中在活塞销（或十字头销）中心处的往复运动质量m j在做不等速往复运动时产生的惯性力。
往复惯性力的方向与活塞加速度的方向相反，作用线与气缸中心线平行。
略去往复质量重心与气缸中心线的微小偏移（如单滑块十字头、活塞冷却机构引起的偏移），可以认为往复惯性力的作用线与气缸中心线重合。
（2）离心惯性力F R离心惯性力F R为集中在曲柄销中心处的不平衡回转质量M的惯性力。
离心惯性力的方向与向心加速度的方向相反，永远是离心的。
它的作用线与曲柄中心线重合，并随曲柄按角速度ω回转。
（3）连杆力偶M L连杆力偶M L为连杆转动惯量在连杆摆动时产生的惯性力偶。
连杆力偶作用在连杆摆动平面内，其数值大小交变，方向交变。
当连杆摆到气缸中心线左侧时，M L为逆时针方向；当连杆摆到气缸中心线右侧时，M L为顺时针方向。
连杆力偶数值较小。
3．合力F在活塞上作用着气体力F g和往复惯性力F j的合力F为F＝F g+F j，合力f作用在气缸中心线连杆小端处。
由于气体力F g和往复惯性力F j都随曲轴转角变化，其合力F的大小和方向也随曲轴转角而变化。
4．侧推力F N与连杆推力F L作用力F在活塞销处分解为两个力：一个分力F N 垂直于气缸壁（或导板），称为侧推力；另一个分力F L沿连杆中心线，称为连杆推力。
侧推力F N的大小、方向交变，作用在十字头导板或气缸壁上。
连杆推力ＦＬ的数值大小交变，作用在曲柄销上，而方向是否交变则取决于机型。
5．切向力F T和法向力F Z连杆推力F L在曲柄销处又可分解为两个分力：一个分力F T垂直于曲柄中心线，称为切向作用力；另一个分力F Z沿着曲柄中心线，称为法向作用力。
将F L移至主轴承处并沿水平和垂直方向分解为F′和N F''，其中F′等于合力F。
这说明在活塞销处承受的合力通过曲柄连杆机构最终传递到主轴承上。
此外，在主轴承上还作用着不平衡回转质量的离心惯性力F R。
6．柴油机的输出力矩和倾覆力矩切向力F T对曲轴中心线形成的力矩F T·R为柴油机的单缸输出力矩，由于切向力F T的大小是随着气体力F g、往复惯性力F j和曲轴转角α的变化而变化的，输出力矩F T·R也是交变的。
此外由于气体力F g和往复惯性力F j的合力F的作用，在柴油机机体垂直于气缸中心线方向作用着一对大小相等、方向相反的力F N和N F''，力间距离为h，它们构成了柴油机的倾覆力矩，在数值上同柴油机各瞬时输出力矩大小相等而方向相反。
但作用在不同的一部件上。
柴油机的输出力矩作用在柴油机之外被驱动的机械上（如螺旋桨、发电机等），而倾覆力矩则作用在柴油机机体上。
因此二者不能抵消。
1. 柴油机在工作中产生的气体力将直接作用在（）。
A．气缸盖 B．气缸套 C．活塞顶 D．A＋B＋C 2. 曲柄连杆机构中的往复惯性力是由（）产生的。
A．活塞和连杆 B．连杆和曲轴 C．活塞和曲轴D．活塞、连杆和曲轴3. 通过力学模型的简化可知，曲柄连杆机构中的离心惯性力是由（）产生的。
A．活塞和连杆 B．连杆和曲轴 C．活塞和曲轴D．活塞，连杆和曲轴4. 作用在活塞销（或十字头销）上的合力f，主要是由（）组成的（）。
A．摩擦力和气体力 B．往复惯性力和气体力C．往复惯性力和离心惯性力 D．气体力和离心惯性力5. 作用在活塞顶上的气体力与（）。
A．柴油机工作过程和运动部件质量有关 B．柴油机工作过程和运动部件质量无关C．工作过程无关而与运动部件质量有关 D．工作过程有关而与运动部件质量无关6. 作用在曲柄连杆机构的惯性力（）。