魏 薇，杜憲峰，王俊文，閆鵬斌，張 磊

（遼寧工業(yè)大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，遼寧 錦州121001）

直列四缸柴油機傾覆力矩影響因素研究

魏 薇，杜憲峰，王俊文，閆鵬斌，張 磊

（遼寧工業(yè)大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，遼寧 錦州121001）

通過軟件ADAMS/Engine建立柴油機虛擬仿真計算模型，計算獲得曲柄連桿機構(gòu)運動過程中產(chǎn)生的傾覆力矩，并以平衡軸設(shè)計變量作為優(yōu)化傾覆力矩的基礎(chǔ)，運用軟件ADAMS/Insight模塊分析獲得傾覆力矩的最佳設(shè)計值，同時，傾覆力矩改善前后影響因素分析為平衡軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計指明了方向，不僅實現(xiàn)了最佳傾覆力矩下的平衡軸結(jié)構(gòu)設(shè)計，而且機體二階往復(fù)慣性力得到了明顯改善，也驗證了平衡機構(gòu)具有良好的減振效果。

柴油機；傾覆力矩；平衡軸 ；計算模型

低振動、低噪聲已經(jīng)成為柴油機的重要評價指標(biāo)[1]，也是增強產(chǎn)品市場競爭力的主要途徑。往復(fù)式內(nèi)燃機的激振力源主要來自運轉(zhuǎn)中產(chǎn)生的不平衡力和不平衡力矩，同時是由內(nèi)部來抑制發(fā)動機振動的減振技術(shù)之一。

國內(nèi)外知名公司新推出的小型四缸高速柴油機大多數(shù)采取了平衡措施，但四缸柴油機平衡技術(shù)通常局限于對整機二階往復(fù)慣性力的平衡[2-3]。近年來，國內(nèi)外新開發(fā)的直列四缸發(fā)動機大多采用安裝平衡軸的方法來消減二階往復(fù)慣性力的激振作用，主要有使用單、雙平衡軸兩種方案[4]。研究結(jié)果也表明，加平衡軸可以降低內(nèi)燃機的振動和噪聲，車內(nèi)噪聲與振動也會得到有效的降低[5]。

國內(nèi)對于引起柴油機劇烈振動的傾覆力矩研究較少。本文從理論上對傾覆力矩的性質(zhì)、影響因素等進(jìn)行了分析，同時采用虛擬仿真技術(shù)手段探討了平衡軸設(shè)計變量對傾覆力矩的影響，并開展平衡軸的結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計。

1 柴油機傾覆力矩仿真分析

1.1 柴油機仿真計算模型建立

ADAMS/Engine建模基本過程：設(shè)置柴油機全局變量來定義柴油機各個組件。在全局變量設(shè)定以后，系統(tǒng)會自動生成一組坐標(biāo)系，坐標(biāo)系用來定義柴油機組件在整個結(jié)構(gòu)中的相對位置，然后選擇安裝所需要的柴油機組件，如曲軸，連桿，活塞等。設(shè)置和修改柴油機各個組件的幾何參數(shù)與材料屬性如圖1所示。

圖1 四缸機曲柄連桿機構(gòu)基本參數(shù)

在柴油機額定轉(zhuǎn)速2 800 r/min工況條件下，對所建立的仿真模型施加激勵載荷，所施加的氣體爆發(fā)壓力如圖2所示。

圖2 氣體壓力示功圖

邊界條件根據(jù)各氣缸分別相間180o相位角發(fā)火，而且沿著氣缸軸向方向施加在活塞頂部，得到柴油機曲柄連桿機構(gòu)無平衡機構(gòu)的多體動力學(xué)仿真模型，如圖3所示。

圖3 多體動力學(xué)仿真模型

1.2 往復(fù)慣性力及傾覆力矩仿真計算分析

四缸柴油機中，各缸以同樣的間隔角交替進(jìn)行做功，四缸柴油機往復(fù)慣性力如圖4所示，其中Fj為往復(fù)慣性力，F(xiàn)g為氣體壓力，l為相鄰曲柄間的距離，λ=Rq/lg為曲柄連桿比，lg為連桿中心距，Rq為曲柄半徑，α為曲柄轉(zhuǎn)角，β為連桿和氣缸中心線間的夾角，ω為曲柄旋轉(zhuǎn)的角速度。

圖4 四缸柴油機的往復(fù)慣性力示意圖

合成一階往復(fù)慣性力。

合成二階往復(fù)慣性力

合成傾覆力矩。

慣性力和氣體壓力的垂直分力對曲軸中心的力矩為傾覆慣性力矩，使活塞與氣缸壁間產(chǎn)生側(cè)向壓力，機體產(chǎn)生側(cè)翻的趨勢。

在曲軸轉(zhuǎn)速2 800 r/min工況條件下，對未施加平衡軸的柴油機進(jìn)行多體動力學(xué)仿真計算，得到的總傾覆力矩的時域圖如圖5所示。

圖5 傾覆力矩時域圖

由圖5可以看出，柴油機的傾覆力的最大峰值為3 150.7 N·m，最小值為-3 122 N·m，峰谷值差為6 272.7 N·m。

由圖6計算結(jié)果可知，二階、四階、六階主諧次振動頻率分別為93.3、186.6、279.9 Hz，相應(yīng)的幅值分別為610.6、268.8、73.3 N·m。其中二階傾覆力矩最大。

圖6 傾覆力矩頻域圖

四缸柴油機往復(fù)慣性力時域圖如圖7所示，往復(fù)慣性力頻域圖如圖8所示。

圖7 往復(fù)慣性力時域圖

圖8 往復(fù)慣性力頻域圖

由圖8可見，在曲軸轉(zhuǎn)速2 800 r/min工況條件下，93.3 Hz時往復(fù)慣性力最大得出二階往復(fù)慣性力是機體的主要激勵力，對應(yīng)的幅值為6 654.0 N。

2 平衡機構(gòu)優(yōu)化設(shè)計

2.1 傾覆力矩理論分析

四缸機減振效果包括減小二階往復(fù)慣性力和傾覆力矩，傾覆力矩峰谷的差值越小，柴油機的振動越小則平衡性越好[6]。設(shè)計變量為平衡軸結(jié)構(gòu)參數(shù)與安裝參數(shù)。

平衡軸設(shè)計在不同高度上，軸在垂直（x）方向分量用于平衡二階往復(fù)慣性力 ，水平方向（y）分量相互抵消，因為在垂直方向距離曲軸中心距離不同，兩水平分量對曲軸的力矩不同，可部分抵消傾覆力矩?？紤]到柴油機機體結(jié)構(gòu)與機構(gòu)間干涉，兩平衡軸分別位于曲軸下方185 mm處和135 mm處。初始平衡軸質(zhì)心與曲軸中心連線與豎直方向夾角設(shè)為24°，平衡軸布置示意圖如圖9所示。

圖9 平衡軸布置示意圖

平衡軸設(shè)計要求為平衡更多的往復(fù)慣性力，而且符合結(jié)構(gòu)要求前提下要易于加工。平衡同樣大小的慣性力，扇形平衡塊比偏心圓輕，所以選擇扇形。

圖10 扇形平衡塊示意圖

扇形平衡塊設(shè)計如圖10所示，軸頸的半徑為r，扇形平衡塊半徑為Rs，扇形夾角為2θ，寬為B，密度為ρ。

扇形平衡塊質(zhì)量：

產(chǎn)生的慣性力為：

由此可以看出影響平衡軸幾何參數(shù)有:平衡軸半徑，偏心半徑，平衡軸的總長，材料密度，同時也是影響傾覆力矩的設(shè)計變量。

2.2 確定優(yōu)化目標(biāo)與約束條件

柴油機的往復(fù)慣性力由于是不平衡力因此傳遞到支承上的力有切向力與垂向力，有四個支承的直列四缸柴油機，測量標(biāo)如果為支承上的仿真載荷，則會有多個，目標(biāo)的最優(yōu)化值在實驗設(shè)計中難以找到。運用ADAMS/Insight模塊，以最大程度地抵消總的傾覆力矩為測量目標(biāo)[7-8]，則平衡軸最佳設(shè)計值容易在仿真后找到，平衡軸的的優(yōu)化設(shè)計可通過仿真計算的優(yōu)化功能實現(xiàn)。

式(1)～(5)中影響傾覆力矩的設(shè)計變量可知，平衡軸中心相對于原點的坐標(biāo)x,y的值與平衡軸的偏心半徑r和平衡質(zhì)量m是影響傾覆力矩的重要因素。同時，約束條件要求進(jìn)行平衡軸的設(shè)計不能破壞柴油機的機體結(jié)構(gòu)，故平衡軸應(yīng)該安裝在柴油機曲軸箱內(nèi)，而且平衡軸不能和曲軸、曲軸箱之間相互干涉。平衡軸結(jié)構(gòu)設(shè)計變量和變化范圍如表1所示。

表1 平衡軸結(jié)構(gòu)設(shè)計變量和變化范圍

2.3 傾覆力矩影響因素計算分析

建立裝有平衡軸的柴油機多體動力學(xué)模型如圖11所示，在標(biāo)定工況下進(jìn)行仿真計算。將ADAMS/Engine模塊中計算獲得的測量目標(biāo)（總傾覆力矩）導(dǎo)入ADAMS/Insight模塊。將平衡軸1與平衡軸2的偏心半徑r、平衡質(zhì)量m、安裝位置x（平衡軸中心相對于曲軸中心的水平位移），分別設(shè)定為設(shè)計變量并仿真計算，通過ADAMS/Insight模塊自動創(chuàng)建的工作矩陣進(jìn)行了64次仿真計算。

圖11 帶平衡軸的柴油機仿真模型

圖12是仿真計算后的平衡軸響應(yīng)面的處理結(jié)果，根據(jù)結(jié)果得出，傾覆力矩的相關(guān)系數(shù)R/V=77.9，平衡軸響應(yīng)面和實際情況接近程度R2=0.981（綠圓點顯示）接近1，（綠圓點顯示）接近1，說明平衡軸響應(yīng)面和實際情況相符合。

平衡軸各因子對傾覆力矩的影響程度采用HTML網(wǎng)頁的格式輸出如圖13所示，可以看出，平衡軸的安裝位置對傾覆力矩結(jié)果影響較為明顯，平衡軸1和平衡軸2的偏心半徑和平衡質(zhì)量對傾覆力矩影響也非常大。

圖12 平衡軸響應(yīng)面的處理結(jié)果

圖13 各因子對響應(yīng)的影響

2.4 傾覆力矩優(yōu)化與平衡軸結(jié)構(gòu)設(shè)計

通過ADAMS/Insight模塊進(jìn)行仿真計算，得到平衡軸優(yōu)化設(shè)計結(jié)果如圖14所示。

圖14 平衡軸設(shè)計變量優(yōu)化結(jié)果

圖15 有無平衡措施條件下的往復(fù)慣性力對比圖

圖16 有無平衡措施條件下的傾覆力矩對比圖

兩平衡軸位置不變，修改柴油機曲柄連桿機構(gòu)仿真模型中的平衡軸偏心質(zhì)量和質(zhì)心，進(jìn)行多體動力學(xué)仿真，柴油機有無平衡措施條件下的往復(fù)慣性力對比如圖15所示，傾覆力矩對比如圖16所示。

由圖15可知，機體二階往復(fù)慣性力得到了明顯改善，也驗證了平衡機構(gòu)具有良好的減振效果。由圖16可知，總傾覆力矩的最大峰值為2 106.0 N·m，最小為-3 017.5 N·m，峰谷值差值為5 123.5 N·m，即傾覆力矩最大的峰谷值差減小了18.32%，加高低平衡軸優(yōu)化可部分抵消柴油機的傾覆力矩。根據(jù)優(yōu)化結(jié)果可知，兩根平衡軸有不同的截面尺寸， 為了就減小重力變形采用三個軸承支撐，軸的結(jié)構(gòu)如圖17所示。

圖17 平衡軸結(jié)構(gòu)設(shè)計圖

考慮平衡軸的軸承寬度、傳動齒輪寬度、裝配與軸向定位，取偏心軸段總長為B=B1+B2=270 mm，平衡軸材料密度ρ=7 850 kg/m3，2θ=90o下面根據(jù)優(yōu)化結(jié)果以及公式（4）、（5）求出兩根平衡軸的截面半徑：Rs1=28.3 mmRs2=29.1 mm

不同截面尺寸的兩根平衡軸，工作時產(chǎn)生離心力來平衡二階往復(fù)慣性力，同時降低了極少的傾覆力矩，豎直方向上的兩根平衡軸相距△X=50 mm，并且平衡軸1在下，與曲軸的旋轉(zhuǎn)方向相同，平衡軸2在上，與曲軸的旋轉(zhuǎn)方向相反，產(chǎn)生少許不平衡力矩能部分抵消傾覆力矩。裝配高低平衡軸，使整體結(jié)構(gòu)緊湊并且柴油機有良好的減振效果。

3 結(jié)論

（1）通過軟件ADAMS/Engine建立柴油機虛擬仿真計算模型，計算獲得曲柄連桿機構(gòu)運動過程中產(chǎn)生的傾覆力矩，為改善傾覆力矩奠定基礎(chǔ)。（2）以傾覆力矩影響因素分析為基礎(chǔ)，運用軟件ADAMS/Insight模塊分析獲得傾覆力矩的最佳設(shè)計值，并實現(xiàn)了在最佳傾覆力矩條件下的平衡軸結(jié)構(gòu)設(shè)計。（3）傾覆力矩已經(jīng)成為影響柴油機整機振動的關(guān)鍵因素，傾覆力矩的改善與平衡軸結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計有利于實現(xiàn)柴油機整機的低振動研究，對于柴油機設(shè)計開發(fā)具有一定的指導(dǎo)意義。

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責(zé)任編校：劉亞兵

Research on Overturning Moment Influence Factors of Four Cylinder in-line Diesel Engine

WEI Wei,DU Xian-feng,WANG Jun-wen,YAN Peng-bin,ZHANG Lei

（Automobile&Transportation Engineering College,Liaoning University of Technology,Jinzhou 121001,China）

The virtual simulation model of diesel was set up by the software ADAMS/Engine, overturning moment crank linkage movement produced was obtained by the calculation of model,and as overturning moment was optimized on the basis of balance shaft design variables,the best design value of overturning moment was obtained by using the software ADAMS/Insight module,while the direction of balance shaft’s structural design is pointed out through analysis of the overturning moment’s influence factors,not only the goal of designing balance shaft structure under the best overturning moment is achieved,but the second order reciprocating inertia force from the crankshaft has also been significantly reduced which proves that the balance mechanism has good damping effect.

diesel engine;overturning moment;balance shaft;calculation model

U469.72

A

1674-3261(2017)01-0028-05

2015-01-06

遼寧省博士啟動基金項目（20141200）

魏 薇(1988-)，女，黑龍江綏化人，碩士生。

杜憲峰(1984-)，男，山東濟寧人，副教授，博士。

10.15916/j.issn1674-3261.2017.01.008