【壓縮機網(wǎng)】某公司因為使用需要，接到任務(wù)要求開(kāi)發(fā)一款轉速n=1470r/mim，z*大活塞力P=160kN,4M型基礎件。這對高轉速、4M型的曲軸提出更高的精度要求。

　　相關(guān)人員分析研究后擬利用SolidWorks進(jìn)行曲軸動(dòng)平衡仿真，使曲軸達到國際標準ISO1940規定的平衡精度，并選取曲軸精度等級G6.3，依據動(dòng)平衡原理（要求慣性力和慣性力矩都達到平衡），設計出基于SolidWorks的4M16曲軸動(dòng)平衡仿真分析報告，并具體提出幾種分析方法，以供參考施行研究。

　　方法一：Simulation有限元分析法

　　a)夾具：在曲軸兩軸承端設置固定鉸鏈，如圖1所示。

　　b) 外部載荷：在旋轉軸上添加旋轉速度n=1470r/min，方向順時(shí)針（從電機端往曲軸方向看去）如圖2所示。

 

　　c) 網(wǎng)格化：對曲軸進(jìn)行網(wǎng)格化，如圖3所示。

　　d)運行并顯示結果：如圖4所示。

 

　　圖中顯示兩端軸承受力情況，得出的合力即為旋轉不平衡力F1=221.09N。

　　方法二：Motion運動(dòng)分析法

　　a)新建運動(dòng)算例，將曲軸兩端設好的點(diǎn)分別與機身旋轉軸（Z軸）重合。

　　b)設置旋轉馬達，轉速n=1470r/min，方向順時(shí)針，如圖5所示。

　　c)添加重力：將Y軸正向設為重力方向（因為研究水平軸X方向受力，可以不設置重力），如圖6所示。

　　d)點(diǎn)擊計算按鈕，輸出兩端支反力作用曲線(xiàn)圖，如圖7所示。

　　e)將左右兩側支反力進(jìn)行矢量疊加，獲得的曲線(xiàn)圖如圖8所示。

　　這是一條類(lèi)正余弦曲線(xiàn)，其極值F2=221N（在水平方向0°和180°）。

　　方法三：傳統計算法

　　a)原理：具有一定轉速的轉子，由于材料組織不均性、零件外形誤差、裝配誤差以及結構形狀局部不對稱(chēng)性（如鍵槽）等原因，使通過(guò)轉子重心的主慣性軸與旋轉軸線(xiàn)不重合，因而旋轉時(shí)，轉子產(chǎn)生不平衡離心力，其值如下式所示:

　　式中：m為轉子的重量（kg）；ω為轉子角速度（rad/s）；n為轉子速度（r/min）；e為轉子重心對旋轉軸線(xiàn)的偏移，即偏心距（mm）。

　　b)由曲軸的質(zhì)量屬性可知曲軸質(zhì)量，重心位置，如圖9所示。

　　c)該曲軸旋轉不平衡慣性力

　　結論

　　從上述三種方法可知F1=F2=F3=221N，即無(wú)論使用Simulation有限元分析法還是Motion運動(dòng)分析法，其結果與傳統計算法得出的結果一致。

　　確定z*大往復質(zhì)量Mp

　　已知電機轉速n=1470r/mim，取綜合活塞力

　　P=156kN，λ=0.1724，行程S=2r=2×63.5=127mm，則往復z*大質(zhì)量Mpmax=P/[rω2（1+λ）]=88.4kg

　　取往復質(zhì)量Mp=85kg[相對運動(dòng)兩列的往復運動(dòng)重量誤差，不得大于1磅（0.4536 kg）]

　　整機進(jìn)行Motion運動(dòng)仿真

　　將連桿、曲軸、活塞及活塞桿等運動(dòng)件進(jìn)行裝配，在此裝配體中進(jìn)行Motion運動(dòng)仿真（具體步驟見(jiàn)方法二），得出軸承兩端受力曲線(xiàn)圖，如圖10所示。

 

　　從圖中可知，左側受力在±1.82×10⁴ N成正余弦波動(dòng)，右側受力在±1.84×10⁴ N成正余弦波動(dòng)，該力組成的力矩是機組震動(dòng)的根源。這種周期性變化的支反力是由于一階慣性力矩不平衡引起的，必須予以降低甚至消除。

　　4M16曲軸連桿機構受力分析

　　1、氣體力與摩擦力（旋轉摩擦力和往復摩擦力）屬于內力，它們均在機器內部相互抵消掉。

　　2、往復慣性力和旋轉慣性力屬于外力，它們在機器內部若不能平衡掉，那么它們會(huì )通過(guò)主軸承和機體傳遞至機器外部來(lái)。因為其數值大小和方向隨著(zhù)曲柄轉角周期變化，會(huì )引起機器的振動(dòng)和噪聲，縮短軸承使用壽命。

　　3、往復慣性力：往復慣性力的大小由往復質(zhì)量ms與其加速度a大小決定的，方向同加速度a方向，其表達式為I=msa=msω2r（cosθ+λcos2θ）

　　4、旋轉慣性力：是由曲柄銷(xiāo)質(zhì)量mr沿著(zhù)旋轉軸旋轉引起的，方向始終沿著(zhù)曲柄銷(xiāo)半徑向外, 其表達式為Ir=mrω2r

　　5、4M16曲軸連桿機構簡(jiǎn)圖如圖11所示：第1列所處位置設為曲柄轉角為0，b為相鄰列間距，L為兩端平衡重距離，δ為1、3列氣缸中心線(xiàn)夾角等于90°，λ為1、2列氣缸中心線(xiàn)夾角等于180°，其慣性力與慣性力矩如表1所示。

　　從表1中知旋轉慣性力Ir、一階往復慣性力I1、二階往復慣性力I2、二階往復慣性力矩M2均等于零；旋轉慣性力矩Mr可在曲柄銷(xiāo)對側加平衡重來(lái)平衡（本文曲軸的Mr已配平衡，過(guò)程不再贅述）；一階往復慣性力矩，其極值在曲柄轉角45°和225°方向上，故在其反方向225°和45°方向上加配重塊進(jìn)行平衡。一般在曲軸兩端，因為此時(shí)力臂z*大，則配置塊的質(zhì)量z*輕，對曲軸平衡性能更有利。

　　6、在曲軸兩端，曲柄轉角分別為225°和45°方向加配重塊，如圖12所示。

　　7、將修改后的曲軸重新裝入裝配體中再進(jìn)行Motion運動(dòng)仿真（具體步驟見(jiàn)方案二），得出軸承兩端受力曲線(xiàn)圖，如圖13所示。

　　由曲線(xiàn)圖可知，左側支反力由±1.82×10⁴N 銳減至±0.12×10⁴N, 右側支反力由±1.84×10⁴N 銳減至 ±0.10×10⁴N，兩側力是大幅減低（降幅約15倍），有效抵消了反作用力矩，這對機組震動(dòng)是有益的?，F將上圖中兩側支反力進(jìn)行矢量疊加，求的合力如圖14所示。

　　此曲線(xiàn)圖表示該運動(dòng)機構在水平軸（X）方向所受的合力，大小在-250～+350（N）范圍內波動(dòng)。

　　8、驗證一階慣性矩平衡情況

　　所加配重塊質(zhì)量屬性如圖15所示。

　　剩余不平衡力矩△M=M1-M'=400（N.m），此值相對于一階往復慣性力矩M1非常?。?.4%），可以認為一階往復慣性力矩被配重塊構成的反力矩平衡掉了。

　　1、達到的技術(shù)指標

　　將修改后的曲軸（圖12）進(jìn)行Simulation有限元分析，具體步驟同方法一，分析結果如圖16所示。

　　

　　2、用途及應用范圍

　　基于SolidWorks的曲軸動(dòng)平衡仿真可以模擬各類(lèi)轉子動(dòng)平衡：可適用適有轉軸或可裝配工藝軸的轉子，如壓縮機及發(fā)動(dòng)機曲軸、機床主軸、滾筒、風(fēng)機、增壓器、電機轉子、汽輪機等；也適用于轉子本身不具轉軸的盤(pán)狀工件，如離合器、齒輪、風(fēng)扇、壓盤(pán)及其總成、制動(dòng)盤(pán)、風(fēng)葉、水泵葉輪、汽車(chē)飛輪、剎車(chē)轂、皮帶輪、砂輪等盤(pán)類(lèi)零件。

　　3、經(jīng)濟效益和社會(huì )效益

　　傳統硬支撐平衡機雖能較好地對轉子本身進(jìn)行平衡，但是對于轉子尺寸相差較大時(shí)，往往需要不同規格尺寸的動(dòng)平衡機，而且試驗時(shí)仍需將轉子從機器上拆下來(lái)，這樣明顯是既不經(jīng)濟，也十分費工。當對曲軸連桿這類(lèi)特殊轉子進(jìn)行平衡時(shí)需要折算連桿作旋轉運動(dòng)質(zhì)量，一般很難保證精度。

　　基于SolidWorks的曲軸動(dòng)平衡仿真則完全可以模擬曲軸運動(dòng)件受力情況并得出受力曲線(xiàn)圖，數據更準確，而且操作簡(jiǎn)單。這種方法在曲軸設計前期就可以對曲軸進(jìn)行動(dòng)平衡分析，提高曲軸設計精度、縮短曲軸開(kāi)發(fā)時(shí)間、降低開(kāi)發(fā)成本。尤其對于高速往復式壓縮機，不僅可以平衡力，而且還可以平衡力矩，確保高速往復式壓縮機運行平穩，減少軸承磨損，降低噪聲。

　　作者簡(jiǎn)介：

　　王孝磊(1986-),男，大學(xué)本科，安瑞科（蚌埠）壓縮機有限公司研發(fā)室。