發(fā)動機(jī)變壓縮比機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與關(guān)鍵部件仿真

陳明非，劉克銘，汪 娜

(1.沈陽北方交通重工集團(tuán)有限公司，遼寧 沈陽 110142;2.遼寧工程技術(shù)大學(xué)機(jī)械學(xué)院，遼寧 阜新 123000)

0 前言

壓縮比是指發(fā)動機(jī)的氣缸總?cè)莘e與燃燒室容積的比值，是衡量發(fā)動機(jī)工作性能的重要指標(biāo)，由發(fā)動機(jī)的理論循環(huán)可知，增大壓縮比可以提高發(fā)動機(jī)的指示熱效率，改善發(fā)動機(jī)的動力性、經(jīng)濟(jì)性及排放性，同時(shí)提高發(fā)動機(jī)的冷啟動性能。但壓縮比過大會增加發(fā)動機(jī)的機(jī)械負(fù)荷及熱負(fù)荷，降低發(fā)動機(jī)的工作可靠性及使用壽命。為了解決二者之間的矛盾，設(shè)計(jì)了發(fā)動機(jī)的一種變壓縮比機(jī)構(gòu)［1-4］。

1 變壓縮比機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)及工作原理

變壓縮比機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)如圖1所示。變壓縮比機(jī)構(gòu)的工作原理:在發(fā)動機(jī)冷啟動過程中，外接油泵提供的壓力為25 MPa，油液經(jīng)進(jìn)油單向閥8進(jìn)入到控制活塞上腔，控制活塞9下移至極限位置，此時(shí)發(fā)動機(jī)的壓縮比最大，其設(shè)計(jì)數(shù)值為19;由于壓縮比的增大，發(fā)動機(jī)壓縮終了的溫度及壓力升高，利于發(fā)動機(jī)的冷啟動。當(dāng)發(fā)動機(jī)負(fù)荷逐漸增大時(shí)，氣缸內(nèi)工質(zhì)的爆發(fā)壓力增大，燃?xì)庾饔糜诨钊?頂面的力經(jīng)活塞桿3、傳動齒條2、齒輪齒條10、控制齒條11、控制活塞9作用于控制活塞上方的油液，油液壓力隨之升高。因回油單向閥7的開啟壓力設(shè)計(jì)為29 MPa，中小負(fù)荷工況 (壓縮比為19)情況下，氣缸內(nèi)的爆發(fā)壓力為11.6 MPa，控制活塞上方的油液壓力為23.2 MPa，低于29 MPa，回油單向閥7不能開啟，此時(shí)發(fā)動機(jī)的壓縮比19保持不變。隨著發(fā)動機(jī)負(fù)荷由中小負(fù)荷向大負(fù)荷過渡的過程中，氣缸內(nèi)的爆發(fā)壓力進(jìn)一步增大，控制活塞上方的油液壓力進(jìn)一步升高，當(dāng)工況變?yōu)榇筘?fù)荷時(shí) (此時(shí)壓縮比為19)，氣缸內(nèi)工質(zhì)的爆發(fā)壓力升高，當(dāng)大于14.5 MPa時(shí)，控制活塞上方的油液壓力高于回油單向閥7的調(diào)定壓力29 MPa，油液通過回油單向閥7流回油箱，控制活塞上行至上極限位置，此時(shí)發(fā)動機(jī)的壓縮比減小至15。由于大負(fù)荷、壓縮比為15時(shí)氣缸內(nèi)工質(zhì)的爆發(fā)壓力高于12.5 MPa，控制活塞上方的油液壓力高于25 MPa，故外接油泵的油液不能進(jìn)入控制活塞上腔，壓縮比保持為15不變。在壓縮比為15情況下，發(fā)動機(jī)工況由大負(fù)荷減小至中小負(fù)荷時(shí)，當(dāng)氣缸內(nèi)工質(zhì)的爆發(fā)壓力為10 MPa低于12.5 MPa，故控制活塞上方的油液壓力低于25 MPa，外接油泵提供的油液經(jīng)進(jìn)油單向閥8進(jìn)入到控制活塞上腔，在控制活塞由上極限位置下行至下極限位置過程中，發(fā)動機(jī)的壓縮比也由15逐漸增大為19，此時(shí)氣缸內(nèi)工質(zhì)的爆發(fā)壓力低于11.6 MPa，控制活塞上方的油液壓力低于29 MPa，回油單向閥7不能開啟，所以，中小負(fù)荷時(shí)發(fā)動機(jī)維持高壓縮比19。由上述可知，該變壓縮比機(jī)構(gòu)可實(shí)現(xiàn)發(fā)動機(jī)壓縮比隨工況變化的自動調(diào)節(jié)，提高發(fā)動機(jī)的冷啟動性能及中小負(fù)荷時(shí)的動力性、經(jīng)濟(jì)性，控制發(fā)動機(jī)在大負(fù)荷工況下的機(jī)械負(fù)荷、熱負(fù)荷不致過大，提高發(fā)動機(jī)的工作可靠性［5-7］。

圖1 變壓縮比機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Tructure diagram of variable compression ratio mechanism

2 變壓縮比機(jī)構(gòu)關(guān)鍵部件的有限元仿真

傳動齒條承受燃?xì)庾饔糜诨钊淖饔昧Γ跃€接觸形式傳遞給齒輪齒條;傳動齒條是變壓縮比機(jī)構(gòu)動力傳遞的關(guān)鍵部件，需對其進(jìn)行力學(xué)分析［8-9］。采用ANSYS有限元軟件對傳動齒條進(jìn)行建模與仿真，得到在不同工況下傳動齒條的應(yīng)力及應(yīng)變云圖。仿真過程中選取6缸、4沖程、增壓、水冷某柴油發(fā)動機(jī)，氣缸直徑180 mm，發(fā)動機(jī)功率為380 kW，傳動齒條的材料為40Cr，彈性模量為2.06E11、泊松比為0.28。對不同壓縮比、不同工況下傳動齒條的應(yīng)力、應(yīng)變進(jìn)行仿真，施加的外作用力具體數(shù)值為:壓縮比為19，大負(fù)荷時(shí)氣缸的最高爆發(fā)壓力為14.5 MPa;壓縮比為15，大負(fù)荷時(shí)氣缸的最高爆發(fā)壓力為12.5MPa;壓縮比為19，中小負(fù)荷時(shí)氣缸的最高爆發(fā)壓力為11.6 MPa;壓縮比為15，中小負(fù)荷時(shí)氣缸的最高爆發(fā)壓力為10.0 MPa。通過有限元仿真得到的傳動齒條應(yīng)力云圖如圖2～圖5所示。

由圖2～圖5可知，不同壓縮比情況下傳動齒條的最大應(yīng)力點(diǎn)均出現(xiàn)在傳動齒條與活塞桿接觸部位，壓縮比為19、大負(fù)荷下時(shí)傳動齒條的最大應(yīng)力值為0.227 296 MPa，壓縮比為15、中小負(fù)荷時(shí)傳動齒條的最大應(yīng)力值為0.128 469 MPa，壓縮比為19、中小負(fù)荷時(shí)傳動齒條的最大應(yīng)力值為0.176 769 MPa，壓縮比為15、大負(fù)荷時(shí)傳動齒條的最大應(yīng)力值為0.165 182 MPa。由有限元仿真應(yīng)力云圖可知，不同工況、變壓縮比情況下齒輪齒條的最大應(yīng)力值為0.227 296 MPa。

圖5 壓縮比為15，大負(fù)荷時(shí)的應(yīng)力云圖Fig.5 Stress nephogram when compression ratio is 15 and load is large

通過有限元仿真得到的傳動齒條得到的應(yīng)變云圖如圖6～圖9所示。

由圖6～圖9可知，不同壓縮比情況下傳動齒條的最大應(yīng)變點(diǎn)均出現(xiàn)在第二齒位置處。壓縮比為19、大負(fù)荷下傳動齒條的最大應(yīng)變?yōu)?.002 454 mm，壓縮比為15、中小負(fù)荷時(shí)傳動齒條的最大應(yīng)變?yōu)?.001 387 mm，壓縮比為19、中小負(fù)荷時(shí)傳動齒條的最大應(yīng)變?yōu)?.001 908 mm，壓縮比為15、大負(fù)荷時(shí)傳動齒條的最大應(yīng)變?yōu)?.001 783 mm?？梢?，在不同工況、不同壓縮比情況下傳動齒條的最大應(yīng)變?yōu)?.002 454 mm。

由以上仿真結(jié)果可知:傳動齒條的應(yīng)力遠(yuǎn)小于40Cr的抗拉強(qiáng)度680 MPa，應(yīng)對其進(jìn)行結(jié)構(gòu)的優(yōu)化，以降低其重量，降低生產(chǎn)成本、減小傳動齒條在高速往復(fù)運(yùn)動過程中的慣性力［10-11］。對傳動齒條結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的應(yīng)力云圖如圖10～圖13所示。

由圖10～圖13的應(yīng)力云圖可知:在不同壓縮比、不同工況下傳動齒條的最大應(yīng)力點(diǎn)出現(xiàn)在傳動齒條與活塞桿的接觸部位。壓縮比為19、大負(fù)荷下的最大應(yīng)力值為3.282 MPa，優(yōu)化后壓縮比為15、中小負(fù)荷時(shí)的最大應(yīng)力值為1.855 MPa，壓縮比為19、中小負(fù)荷時(shí)的最大應(yīng)力值為2.552 MPa，壓縮比為15、大負(fù)荷時(shí)最大應(yīng)力值為2.385 MPa。可見，優(yōu)化后的傳動齒條最大應(yīng)力值為3.282 MPa，滿足材料的強(qiáng)度要求。

圖13 優(yōu)化后壓縮比為15、大負(fù)荷時(shí)的的應(yīng)力云圖Fig.13 Optimized stress nephogram when compression ratio is 15 and load is large

圖14-圖17為優(yōu)化后傳動齒條的應(yīng)變云圖。

由圖14～圖17傳動齒條的應(yīng)變云圖可知，最大應(yīng)變點(diǎn)出現(xiàn)在傳動齒條與齒輪齒條的接觸部位。壓縮比為19、大負(fù)荷下的最大應(yīng)變?yōu)?.013 423 mm，壓縮比為15、中小負(fù)荷時(shí)的最大應(yīng)變?yōu)?.007 587 mm，壓縮比為19、中小負(fù)荷時(shí)的最大應(yīng)變?yōu)?.010 439 mm，壓縮比為15、大負(fù)荷時(shí)的最大應(yīng)變?yōu)?.009 755 mm。可見，結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，在不同工況、不同壓縮比情況下傳動齒條的最大應(yīng)變?yōu)?.013 423 mm。

優(yōu)化前后的最大應(yīng)力值及最大應(yīng)變值均有所增加，且滿足傳動齒條的強(qiáng)度要求，說明結(jié)構(gòu)優(yōu)化的結(jié)果是可行的。

3 結(jié)論

該文設(shè)計(jì)的變壓縮比機(jī)構(gòu)可以實(shí)現(xiàn)在發(fā)動機(jī)冷啟動、中小負(fù)荷工況下壓縮比為19，大負(fù)荷工況下發(fā)動機(jī)的壓縮比為15，且發(fā)動機(jī)的壓縮比可隨負(fù)荷的變化實(shí)現(xiàn)自動調(diào)節(jié)。

通過對不同壓縮比、不同工況下變壓縮比機(jī)構(gòu)傳動齒條的有限元仿真，得到了傳動齒條的應(yīng)力及應(yīng)變云圖;并對傳動齒條進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化，得到了優(yōu)化后的應(yīng)力應(yīng)變云圖，結(jié)果表明所設(shè)計(jì)的傳動齒條的能夠滿足發(fā)動機(jī)變壓縮比機(jī)構(gòu)的工作要求，為變壓縮比機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供了理論基礎(chǔ)。

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