魏 薇，杜憲峰，王俊文，閆鵬斌，張 磊

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

直列四缸柴油機(jī)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(chē)與交通工程學(xué)院，遼寧 錦州121001）

通過(guò)軟件ADAMS/Engine建立柴油機(jī)虛擬仿真計(jì)算模型，計(jì)算獲得曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中產(chǎn)生的傾覆力矩，并以平衡軸設(shè)計(jì)變量作為優(yōu)化傾覆力矩的基礎(chǔ)，運(yùn)用軟件ADAMS/Insight模塊分析獲得傾覆力矩的最佳設(shè)計(jì)值，同時(shí)，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(jì)指明了方向，不僅實(shí)現(xiàn)了最佳傾覆力矩下的平衡軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，而且機(jī)體二階往復(fù)慣性力得到了明顯改善，也驗(yàn)證了平衡機(jī)構(gòu)具有良好的減振效果。

柴油機(jī)；傾覆力矩；平衡軸 ；計(jì)算模型

低振動(dòng)、低噪聲已經(jīng)成為柴油機(jī)的重要評(píng)價(jià)指標(biāo)[1]，也是增強(qiáng)產(chǎn)品市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力的主要途徑。往復(fù)式內(nèi)燃機(jī)的激振力源主要來(lái)自運(yùn)轉(zhuǎn)中產(chǎn)生的不平衡力和不平衡力矩，同時(shí)是由內(nèi)部來(lái)抑制發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)的減振技術(shù)之一。

國(guó)內(nèi)外知名公司新推出的小型四缸高速柴油機(jī)大多數(shù)采取了平衡措施，但四缸柴油機(jī)平衡技術(shù)通常局限于對(duì)整機(jī)二階往復(fù)慣性力的平衡[2-3]。近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外新開(kāi)發(fā)的直列四缸發(fā)動(dòng)機(jī)大多采用安裝平衡軸的方法來(lái)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(jī)的振動(dòng)和噪聲，車(chē)內(nèi)噪聲與振動(dòng)也會(huì)得到有效的降低[5]。

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

1 柴油機(jī)傾覆力矩仿真分析

1.1 柴油機(jī)仿真計(jì)算模型建立

ADAMS/Engine建?；具^(guò)程：設(shè)置柴油機(jī)全局變量來(lái)定義柴油機(jī)各個(gè)組件。在全局變量設(shè)定以后，系統(tǒng)會(huì)自動(dòng)生成一組坐標(biāo)系，坐標(biāo)系用來(lái)定義柴油機(jī)組件在整個(gè)結(jié)構(gòu)中的相對(duì)位置，然后選擇安裝所需要的柴油機(jī)組件，如曲軸，連桿，活塞等。設(shè)置和修改柴油機(jī)各個(gè)組件的幾何參數(shù)與材料屬性如圖1所示。

圖1 四缸機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)基本參數(shù)

在柴油機(jī)額定轉(zhuǎn)速2 800 r/min工況條件下，對(duì)所建立的仿真模型施加激勵(lì)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(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)無(wú)平衡機(jī)構(gòu)的多體動(dòng)力學(xué)仿真模型，如圖3所示。

圖3 多體動(dòng)力學(xué)仿真模型

1.2 往復(fù)慣性力及傾覆力矩仿真計(jì)算分析

四缸柴油機(jī)中，各缸以同樣的間隔角交替進(jìn)行做功，四缸柴油機(jī)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(jī)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(duì)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(jī)體產(chǎn)生側(cè)翻的趨勢(shì)。

在曲軸轉(zhuǎn)速2 800 r/min工況條件下，對(duì)未施加平衡軸的柴油機(jī)進(jìn)行多體動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算，得到的總傾覆力矩的時(shí)域圖如圖5所示。

圖5 傾覆力矩時(shí)域圖

由圖5可以看出，柴油機(jī)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(jì)算結(jié)果可知，二階、四階、六階主諧次振動(dòng)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(jī)往復(fù)慣性力時(shí)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(shí)域圖

圖8 往復(fù)慣性力頻域圖

由圖8可見(jiàn)，在曲軸轉(zhuǎn)速2 800 r/min工況條件下，93.3 Hz時(shí)往復(fù)慣性力最大得出二階往復(fù)慣性力是機(jī)體的主要激勵(lì)力，對(duì)應(yīng)的幅值為6 654.0 N。

2 平衡機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

2.1 傾覆力矩理論分析

四缸機(jī)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(jī)的振動(dòng)越小則平衡性越好[6]。設(shè)計(jì)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(jì)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?yàn)樵诖怪狈较蚓嚯x曲軸中心距離不同，兩水平分量對(duì)曲軸的力矩不同，可部分抵消傾覆力矩。考慮到柴油機(jī)機(jī)體結(jié)構(gòu)與機(jī)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(jì)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(jì)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(zhǎng)，材料密度，同時(shí)也是影響傾覆力矩的設(shè)計(jì)變量。

2.2 確定優(yōu)化目標(biāo)與約束條件

柴油機(jī)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(gè)支承的直列四缸柴油機(jī)，測(cè)量標(biāo)如果為支承上的仿真載荷，則會(huì)有多個(gè)，目標(biāo)的最優(yōu)化值在實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)中難以找到。運(yùn)用ADAMS/Insight模塊，以最大程度地抵消總的傾覆力矩為測(cè)量目標(biāo)[7-8]，則平衡軸最佳設(shè)計(jì)值容易在仿真后找到，平衡軸的的優(yōu)化設(shè)計(jì)可通過(guò)仿真計(jì)算的優(yōu)化功能實(shí)現(xiàn)。

式(1)～(5)中影響傾覆力矩的設(shè)計(jì)變量可知，平衡軸中心相對(duì)于原點(diǎn)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(shí)，約束條件要求進(jìn)行平衡軸的設(shè)計(jì)不能破壞柴油機(jī)的機(jī)體結(jié)構(gòu)，故平衡軸應(yīng)該安裝在柴油機(jī)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(jì)變量和變化范圍如表1所示。

表1 平衡軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)變量和變化范圍

2.3 傾覆力矩影響因素計(jì)算分析

建立裝有平衡軸的柴油機(jī)多體動(dòng)力學(xué)模型如圖11所示，在標(biāo)定工況下進(jìn)行仿真計(jì)算。將ADAMS/Engine模塊中計(jì)算獲得的測(cè)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(duì)于曲軸中心的水平位移），分別設(shè)定為設(shè)計(jì)變量并仿真計(jì)算，通過(guò)ADAMS/Insight模塊自動(dòng)創(chuàng)建的工作矩陣進(jìn)行了64次仿真計(jì)算。

圖11 帶平衡軸的柴油機(jī)仿真模型

圖12是仿真計(jì)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(shí)際情況接近程度R2=0.981（綠圓點(diǎn)顯示）接近1，（綠圓點(diǎn)顯示）接近1，說(shuō)明平衡軸響應(yīng)面和實(shí)際情況相符合。

平衡軸各因子對(duì)傾覆力矩的影響程度采用HTML網(wǎng)頁(yè)的格式輸出如圖13所示，可以看出，平衡軸的安裝位置對(duì)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(duì)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(duì)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(jì)

通過(guò)ADAMS/Insight模塊進(jìn)行仿真計(jì)算，得到平衡軸優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果如圖14所示。

圖14 平衡軸設(shè)計(jì)變量?jī)?yōu)化結(jié)果

圖15 有無(wú)平衡措施條件下的往復(fù)慣性力對(duì)比圖

圖16 有無(wú)平衡措施條件下的傾覆力矩對(duì)比圖

兩平衡軸位置不變，修改柴油機(jī)曲柄連桿機(jī)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(dòng)力學(xué)仿真，柴油機(jī)有無(wú)平衡措施條件下的往復(fù)慣性力對(duì)比如圖15所示，傾覆力矩對(duì)比如圖16所示。

由圖15可知，機(jī)體二階往復(fù)慣性力得到了明顯改善，也驗(yàn)證了平衡機(jī)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(jī)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(gè)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(jì)圖

考慮平衡軸的軸承寬度、傳動(dòng)齒輪寬度、裝配與軸向定位，取偏心軸段總長(zhǎng)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(shí)產(chǎn)生離心力來(lái)平衡二階往復(fù)慣性力，同時(shí)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(jī)有良好的減振效果。

3 結(jié)論

（1）通過(guò)軟件ADAMS/Engine建立柴油機(jī)虛擬仿真計(jì)算模型，計(jì)算獲得曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)過(guò)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(yùn)用軟件ADAMS/Insight模塊分析獲得傾覆力矩的最佳設(shè)計(jì)值，并實(shí)現(xiàn)了在最佳傾覆力矩條件下的平衡軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。（3）傾覆力矩已經(jīng)成為影響柴油機(jī)整機(jī)振動(dòng)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(jì)有利于實(shí)現(xiàn)柴油機(jī)整機(jī)的低振動(dòng)研究，對(duì)于柴油機(jī)設(shè)計(jì)開(kāi)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(dòng)基金項(xiàng)目（20141200）

魏 薇(1988-)，女，黑龍江綏化人，碩士生。

杜憲峰(1984-)，男，山東濟(jì)寧人，副教授，博士。

10.15916/j.issn1674-3261.2017.01.008