压缩机4M16曲轴动平衡仿真分析
文/王孝磊 朱峰 赵大帅
某公司因为使用需要，接到任务要求开发一款转速n=1470r/mim，最大活塞力P=160kN,4M型基础件。这对高转速、4M型的曲轴提出更高的精度要求。
相关人员分析研究后拟利用SolidWorks进行曲轴动平衡仿真，使曲轴达到国际标准ISO1940规定的平衡精度，并选取曲轴精度等级G6.3，依据动平衡原理（要求惯性力和惯性力矩都达到平衡），设计出基于SolidWorks的4M16曲轴动平衡仿真分析报告，并具体提出几种分析方法，以供参考施行研究。
方法一：Simulation有限元分析法
a)夹具：在曲轴两轴承端设置固定铰链，如图1所示。
c) 网格化：对曲轴进行网格化，如图3所示。
d)运行并显示结果：如图4所示。
图中显示两端轴承受力情况，得出的合力即为旋转不平衡力F1=221.09N。
方法二：Motion运动分析法
a)新建运动算例，将曲轴两端设好的点分别与机身旋转轴（Z轴）重合。
b)设置旋转马达，转速n=1470r/min，方向顺时针，如图5所示。
c)添加重力：将Y轴正向设为重力方向（因为研究水平轴X方向受力，可以不设置重力），如图6所示。
d)点击计算按钮，输出两端支反力作用曲线图，如图7所示。
e)将左右两侧支反力进行矢量叠加，获得的曲线图如图8所示。
这是一条类正余弦曲线，其极值F2=221N（在水平方向0°和180°）。
方法三：传统计算法
a)原理：具有一定转速的转子，由于材料组织不均性、零件外形误差、装配误差以及结构形状局部不对称性（如键槽）等原因，使通过转子重心的主惯性轴与旋转轴线不重合，因而旋转时，转子产生不平衡离心力，其值如下式所示:
式中：m为转子的重量（kg）；ω为转子角速度（rad/s）；n为转子速度（r/min）；e为转子重心对旋转轴线的偏移，即偏心距（mm）。
b)由曲轴的质量属性可知曲轴质量，重心位置，如图9所示。
c)该曲轴旋转不平衡惯性力
结论
从上述三种方法可知F1=F2=F3=221N，即无论使用Simulation有限元分析法还是Motion运动分析法，其结果与传统计算法得出的结果一致。
确定最大往复质量Mp
已知电机转速n=1470r/mim，取综合活塞力
P=156kN，λ=0.1724，行程S=2r=2×63.5=127mm，则往复最大质量Mpmax=P/[rω2（1+λ）]=88.4kg
取往复质量Mp=85kg[相对运动两列的往复运动重量误差，不得大于1磅（0.4536 kg）]
整机进行Motion运动仿真
将连杆、曲轴、活塞及活塞杆等运动件进行装配，在此装配体中进行Motion运动仿真（具体步骤见方法二），得出轴承两端受力曲线图，如图10所示。
从图中可知，左侧受力在±1.82×104 N成正余弦波动，右侧受力在±1.84×104 N成正余弦波动，该力组成的力矩是机组震动的根源。这种周期性变化的支反力是由于一阶惯性力矩不平衡引起的，必须予以降低甚至消除。
4M16曲轴连杆机构受力分析
1、气体力与摩擦力（旋转摩擦力和往复摩擦力）属于内力，它们均在机器内部相互抵消掉。
2、往复惯性力和旋转惯性力属于外力，它们在机器内部若不能平衡掉，那么它们会通过主轴承和机体传递至机器外部来。因为其数值大小和方向随着曲柄转角周期变化，会引起机器的振动和噪声，缩短轴承使用寿命。
3、往复惯性力：往复惯性力的大小由往复质量ms与其加速度a大小决定的，方向同加速度a方向，其表达式为I=msa=msω2r（cosθ+λcos2θ）
4、旋转惯性力：是由曲柄销质量mr沿着旋转轴旋转引起的，方向始终沿着曲柄销半径向外, 其表达式为Ir=mrω2r
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