直列4缸發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸平衡重優(yōu)化

張超溫志高畢玉華賈德文申立中（-昆明理工大學(xué)云南省內(nèi)燃機(jī)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室云南昆明650500 -豫西集團(tuán)成都銀河動(dòng)力有限公司）

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直列4缸發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸平衡重優(yōu)化

張超1溫志高2畢玉華1賈德文1申立中1
（1-昆明理工大學(xué)云南省內(nèi)燃機(jī)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室云南昆明650500 2-豫西集團(tuán)成都銀河動(dòng)力有限公司）

曲軸平衡性對軸承載荷、振動(dòng)與噪聲具有較大影響?；谳S承潤滑理論，針對某直列4缸發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸不同平衡重配置方案，運(yùn)用AVL EXCITE Designer建立不同曲軸模型，研究了不同平衡率對曲軸的載荷、潤滑、扭振、強(qiáng)度等性能的影響。研究表明：在曲軸上設(shè)置平衡重可以有效地平衡發(fā)動(dòng)機(jī)不平衡的離心力和離心力矩，改善軸承載荷；隨著平衡率的增加，主軸承的最大載荷相應(yīng)增大，但平均載荷相對減小；隨著平衡率的增加，主軸承最大油膜壓力呈現(xiàn)不規(guī)律的變化，但在平衡率最大時(shí)，最大油膜壓力最小，曲軸潤滑性能最好；曲軸加上平衡重后，固有頻率減小；曲軸最小圓角應(yīng)力安全系數(shù)隨著平衡率的增加而減小。

曲軸軸承平衡重扭振安全系數(shù)潤滑

引言

發(fā)動(dòng)機(jī)向著高效率、高可靠性、輕質(zhì)量、低燃油消耗率以及低排放等方向發(fā)展，其設(shè)計(jì)指標(biāo)不斷提高，這要求相關(guān)零部件不斷強(qiáng)化［1］。曲軸是發(fā)動(dòng)機(jī)中最重要的部件之一，承受著周期性變化的氣體壓力、往復(fù)慣性力和離心力以及它們產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩和彎矩的共同作用。在上述周期性載荷的作用下，會(huì)引起扭轉(zhuǎn)振動(dòng)和彎曲振動(dòng)而產(chǎn)生附加應(yīng)力。此外，轉(zhuǎn)速和負(fù)荷經(jīng)常變化，可能導(dǎo)致軸頸處不易形成良好的油膜［2］。因此，對曲軸的設(shè)計(jì)提出了很高的要求，也是發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)中的重點(diǎn)和難點(diǎn)之一。

近年來，隨著內(nèi)燃機(jī)強(qiáng)化程度的不斷提高，曲軸燒瓦、振動(dòng)、斷軸事故不時(shí)發(fā)生，除工藝和使用中的原因外，更重要的可能是曲軸工作不平衡引起的［3］。因此，合理配置曲軸平衡重提高曲軸平衡性是保證其可靠工作的基礎(chǔ)。

為了改善曲軸內(nèi)部不平衡，減少主軸承負(fù)荷、內(nèi)力矩及保證最小油膜厚度等，需要合理布置平衡重。不合理的平衡重布置，會(huì)使軸承載荷加大或載荷不均勻性增加，中間軸承會(huì)受兩側(cè)平衡重布置方式對彎矩的影響，從而影響主軸承的使用壽命［4-5］。因此研究不同平衡重配置方案對曲軸系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)與潤滑特性的影響，合理設(shè)計(jì)曲軸，對提高內(nèi)燃機(jī)可靠性與耐久性，降低整機(jī)振動(dòng)具有重要意義［6］。

內(nèi)燃機(jī)曲軸因結(jié)構(gòu)復(fù)雜、工作條件惡劣，需要同時(shí)從多個(gè)方面分析曲軸工作情況，評價(jià)曲軸結(jié)構(gòu)可靠性［7］。利用有限元分析軟件建立不同平衡率曲軸模型，并進(jìn)行仿真計(jì)算，得到不同平衡率下不同主軸承最大載荷與平均載荷，通過對比得出曲軸所受載荷情況；通過對比不同平衡率下主軸承油膜壓力，評價(jià)曲軸主軸承潤滑情況；計(jì)算不同平衡率下曲軸圓角最小安全系數(shù)，評價(jià)曲軸強(qiáng)度問題；通過對比不同平衡率下曲軸扭轉(zhuǎn)模態(tài)，分析曲軸扭振問題。

1　平衡率理論分析

平衡重用來平衡發(fā)動(dòng)機(jī)不平衡的離心力和離心力矩。對于曲拐呈對稱布置的多缸機(jī)主要關(guān)注內(nèi)力矩的平衡，通常檢查一半氣缸數(shù)曲軸的力矩平衡率［8］。

一般直列4缸發(fā)動(dòng)機(jī)曲拐配重典型分布結(jié)構(gòu)為4塊平衡重和8塊平衡重兩種方式，這里只分析配有4塊平衡重模型結(jié)構(gòu)，分別為C1、C4、C5、C8，其他曲柄臂無平衡重。4平衡重曲拐配重典型分布結(jié)構(gòu)如圖1所示。

4塊平衡重曲軸平衡方案的力矩平衡率為［9］：

在設(shè)計(jì)配重時(shí)由于旋轉(zhuǎn)力引起內(nèi)部平衡率通常在0.5～1.0之間［9］。合理平衡率計(jì)算考慮以下幾個(gè)基本因素：

1）平衡率隨活塞速度增加而加大。

2）平衡率可通過加大燃?xì)鈮毫Χ鴾p小。

圖1　直列4缸發(fā)動(dòng)機(jī)曲拐配重典型分布結(jié)構(gòu)

根據(jù)目標(biāo)平衡率計(jì)算需求配重：

式中：Uc為各配重靜不平衡力矩；Ucr為各曲拐靜不平衡力矩（不含配重）；mrot為連桿旋轉(zhuǎn)質(zhì)量；R0為旋轉(zhuǎn)半徑；K為由于旋轉(zhuǎn)力引起的平衡率。

2　計(jì)算方案

在曲軸曲柄臂上加平衡重能夠減少慣性離心力所引起的曲軸內(nèi)力矩，還能夠改善曲軸軸承載荷。但平衡重過大會(huì)增加材料耗費(fèi)、增加曲軸質(zhì)量，造成曲軸自振頻率下降。因此需要全面綜合考慮進(jìn)行平衡重合理配置。

計(jì)算機(jī)型為某型號非道路柴油機(jī)，工作過程中出現(xiàn)曲軸主軸承燒瓦現(xiàn)象，要對其平衡重結(jié)構(gòu)進(jìn)行相應(yīng)的改進(jìn)，改善其內(nèi)部平衡性。

2.1平衡重改進(jìn)設(shè)計(jì)原則

平衡重改進(jìn)設(shè)計(jì)原則如下［10］：

1）曲軸平衡重所產(chǎn)生的平衡效果不變；

2）在平衡重外緣上的去重范圍盡量保持不變；3）減輕主軸承負(fù)荷，改善其工作條件。

2.2平衡重設(shè)計(jì)方案

通常情況下，曲軸設(shè)置平衡重的平衡率在50%～100%之間［11］。設(shè)置三個(gè)模擬計(jì)算方案如表1所示，方案一中整個(gè)曲軸不帶平衡重，平衡率為0%。方案二中設(shè)置平衡重，使平衡重與相鄰曲柄銷滿足力矩平衡，但不考慮連桿離心力，平衡率大小為53%。方案三中平衡重與曲柄銷滿足力矩并與連桿滿足離心力平衡，平衡率為100%。

表1　計(jì)算方案

3　建立曲軸仿真模型

應(yīng)用UG 9.0，并利用式（1）、式（2）平衡率及配重計(jì)算方法，改變曲柄臂的尺寸和配重質(zhì)量，基于AV EXCITE Designer建立一維軸系動(dòng)力仿真模型。計(jì)算選用發(fā)動(dòng)機(jī)基本參數(shù)如表2所示。

表2　柴油機(jī)基本參數(shù)

利用AVL EXCITE Designer自帶建模工具建立發(fā)動(dòng)機(jī)基本工作模型，如圖2所示。輸入活塞單元及連接單元相應(yīng)參數(shù)，利用Conrod Modeler建立連桿模型；利用Shaft Modeler建立不帶平衡重2D曲軸模型如圖3所示，建立帶平衡重2D曲軸模型如圖4所示。

圖5為通過AVL BOOST模擬計(jì)算得到的氣缸壓力曲線，計(jì)算時(shí)需要加載以模擬發(fā)動(dòng)機(jī)工作狀態(tài)。

圖2　　AVL EXCITE Designer模型

圖3　無平衡重2D曲軸模型

圖4　帶平衡重2D曲軸模型

圖5　各轉(zhuǎn)速下的氣缸壓力曲線

4　計(jì)算結(jié)果分析

利用AVL EXCITE Designer仿真軟件對三種方案進(jìn)行計(jì)算，得到軸承負(fù)荷隨曲軸平衡率的變化情況基本一致。由于此直列四缸機(jī)各曲拐和配重呈對稱布置，第一主軸承和第五主軸承以及第二主軸承和第四主軸承也分別呈對稱布置，則對稱的兩軸承工作狀況近似一致，因此其軸承所受負(fù)荷和潤滑情況也近似一致［12］，這里在計(jì)算結(jié)果中只列出第三、四、五主軸承的軸承載荷、油膜壓力變化情況。

為方便描述，在下文中分別用MB1、MB2、MB3、MB4、MB5表示第一、二、三、四、五主軸承。

4.1軸承載荷

由于不同方案下、不同轉(zhuǎn)速中主軸承載荷隨曲軸轉(zhuǎn)角變化基本一致，故只列舉方案二中2 400 r/min下不同軸承載荷隨曲軸轉(zhuǎn)角變化情況，如圖6所示。

分析圖6可知，軸承力大小取決于軸承兩側(cè)的氣缸內(nèi)壓力與各曲拐慣性力，氣缸內(nèi)壓力是決定軸承載荷的主要因素。由于MB2、MB4相鄰兩缸的發(fā)火間隔為180°CA，受相鄰兩缸連續(xù)爆發(fā)壓力的影響，最大主軸承載荷相比最大；MB3相鄰兩缸發(fā)火間隔為360°CA，受相鄰兩缸發(fā)火爆發(fā)壓力的影響不是連續(xù)的，有間隔，所以最大主軸承載荷偏?。欢鳰B1、MB5處于曲軸的兩端，只受1缸發(fā)火爆發(fā)壓力的影響，最大主軸承載荷也偏小，和MB3的載荷值比較接近［8］。

圖6　MB3、MB4、MB5軸承載荷隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線

不同平衡率（通過改變各曲拐平衡重的旋轉(zhuǎn)慣性力）對軸承力產(chǎn)生一定的影響。對于MB1、MB3、MB5最大軸承載荷隨著曲軸平衡率的增大而增大，如圖7、圖8所示；而平均主軸承載荷隨著平衡率的增大而減小，如圖9、圖10所示。這是由于旋轉(zhuǎn)慣性力和往復(fù)慣性力的一次諧波分量同步，且疊加在氣缸中心線方向。當(dāng)氣缸內(nèi)壓力在上止點(diǎn)位置達(dá)到最大時(shí)，往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力在氣缸中心線方向也達(dá)到最大，但方向與氣缸內(nèi)壓力相反，而平衡重的旋轉(zhuǎn)慣性力可以部分抵消曲拐離心力和軸系的往復(fù)慣性力，并且隨著平衡率的增加，抵消得越多，使得氣體壓力作用明顯，因此隨著平衡率的增大，最大主軸承載荷增加。當(dāng)氣缸內(nèi)壓力較小或活塞位于下止點(diǎn)時(shí)，軸承力主要由慣性力決定，而慣性力會(huì)隨著平衡重平衡率的增大不斷被抵消掉，因此軸承載荷較小，平均軸承載荷也跟著減小，且隨著平衡率的增大逐漸減小。

由于MB2、MB4相鄰兩缸的離心力基本抵消，因此不同平衡率方案對其軸承載荷基本沒影響。不同方案下MB2、MB4最大載荷和平均載荷大小基本相同，如圖11、圖12所示。

圖7　不同平衡率下MB3最大載荷對比圖

圖8　不同平衡率下MB5最大載荷對比圖

圖9　不同平衡率下MB3平均載荷對比圖

圖10　不同平衡率下MB5平均載荷對比圖

圖12　不同平衡率下MB4平均載荷對比圖

4.2油膜壓力

各方案MB3～MB5最大油膜壓力隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化情況如圖13～15所示。

圖13　不同平衡率下MB3最大油膜壓力

圖14　不同平衡率下MB4最大油膜壓力

圖15　不同平衡率下MB5最大油膜壓力

分析圖13中MB3最大油膜壓力可知，在不同轉(zhuǎn)速下，方案二中的最大油膜壓力均比其他方案小，方案三的最大油膜壓力均比其他方案大，在2 200 r/min時(shí)達(dá)到最大。

分析圖14中MB4最大油膜壓力可知，在不同轉(zhuǎn)速下，方案三中最大油膜壓力明顯小于其他兩個(gè)方案；當(dāng)轉(zhuǎn)速小于1 400 r/min時(shí)，方案一與方案二中最大油膜壓力相差不大，當(dāng)轉(zhuǎn)速大于1 400 r/min時(shí)方案二中最大油膜壓力比方案一大。

分析圖15中MB5最大油膜壓力可知，不同轉(zhuǎn)速下，方案三最大油膜壓力均大于其他兩個(gè)方案。當(dāng)轉(zhuǎn)速小于1 800 r/min時(shí)方案一與方案二中最大油膜壓力基本一致；當(dāng)轉(zhuǎn)速大于1 800 r/min時(shí)，方案一中最大油膜壓力比方案二小。

從圖13、圖14、圖15可以看出，在低轉(zhuǎn)速時(shí)，不同主軸承最大油膜壓力隨轉(zhuǎn)速變化趨勢與最大載荷變化趨勢基本一致；但隨著轉(zhuǎn)速的增大，油膜的旋轉(zhuǎn)效應(yīng)增大，故在高轉(zhuǎn)速下，不同主軸承的最大油膜壓力變化趨勢與最大載荷變化趨勢呈現(xiàn)不同。

加上不同平衡率平衡重后，不同主軸承潤滑情況具有不同的改變。但不同轉(zhuǎn)速下，各個(gè)主軸承中最大油膜壓力始終出現(xiàn)在MB4主軸承上。對比不同方案，方案三中MB4最大油膜壓力最小，所以方案三曲軸軸承潤滑效果最好。

4.3固有頻率

增加不同平衡率的平衡重，曲軸的扭轉(zhuǎn)剛度和彎曲剛度均未變化，但曲軸原有質(zhì)量增加，使扭振自振頻率和彎曲自振頻率相應(yīng)下降，這對發(fā)動(dòng)機(jī)的工作不利［13］，應(yīng)用有限元法對不同平衡率曲軸自由振動(dòng)模態(tài)進(jìn)行計(jì)算分析，各模態(tài)的振型均相同，取前5階自由振動(dòng)固有頻率進(jìn)行對比，見表3。

表3　固有頻率計(jì)算結(jié)果

由表3分析知，對于同一階次固有頻率而言，帶平衡重的兩種曲軸方案與不帶平衡重的曲軸相比，固有頻率均有所下降。特別是從第3階開始，差距比較明顯。對于平衡重?cái)?shù)量相同的曲軸，只改變曲軸配重大小，各階固有頻率不變。

4.4曲軸強(qiáng)度

由于受飛輪扭振影響，曲軸第八曲柄臂處最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力最大，第八曲柄臂兩側(cè)的曲軸圓角應(yīng)力安全系數(shù)最?。?1］。所以這里只列出不同方案下第八曲柄臂主軸承側(cè)和曲柄銷側(cè)圓角應(yīng)力安全系數(shù)進(jìn)行分析，如表4所示。

表4　不同平衡率下第八曲柄臂曲軸圓角應(yīng)力安全系數(shù)

三種方案中曲軸圓角最小應(yīng)力安全系數(shù)都在安全范圍之內(nèi)。由于隨著平衡率的增加，曲軸軸承最大載荷相應(yīng)增大，導(dǎo)致曲軸最大彎曲應(yīng)力也增大，曲軸圓角最小應(yīng)力安全系數(shù)逐漸下降。故隨著平衡率的增加，曲柄臂強(qiáng)度降低。但由于曲軸軸承平均載荷隨著平衡率的增大而減小，曲軸的可靠性增加。所以在今后進(jìn)行曲軸強(qiáng)度分析時(shí)，不可以只考慮曲軸圓角應(yīng)力安全系數(shù)，還需要分析曲軸平均載荷大小。

5　結(jié)論

1）MB1、MB3、MB5最大軸承載荷隨著曲軸平衡率的增大而增大，而平均主軸承載荷隨著平衡率的增大而減??；MB2、MB4最大軸承載荷和平均軸承載荷隨平衡率的增加變化不大。

2）受曲軸軸承最大載荷與油膜旋轉(zhuǎn)效應(yīng)的影響，曲軸軸承最大油膜壓力隨著平衡率的增加，出現(xiàn)不同的變化，但平衡率達(dá)到最大時(shí)，各個(gè)轉(zhuǎn)速下曲軸軸承最大油膜壓力均為最小，曲軸軸承潤滑性能最好。

3）從對曲軸系統(tǒng)自由振動(dòng)特性的影響來看，增加平衡重使曲軸質(zhì)量增大，帶有平衡重曲軸固有頻率降低，但只改變平衡重的大小，曲軸固有頻率不變。

4）從曲軸強(qiáng)度方面來看，隨著平衡率的增加，曲軸最小圓角應(yīng)力安全系數(shù)減小，但曲軸軸承平均載荷減小，曲軸強(qiáng)度不可只通過最小圓角應(yīng)力安全系數(shù)來評價(jià)。

1鄭啟福.內(nèi)燃機(jī)動(dòng)力學(xué)［M］．北京：國防工業(yè)出版社，1991

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Optimization of Counterweight for a Four-Cylinder In-Line Diesel Engine

Zhang Chao1，Wen Zhigao2，Bi Yuhua1，Jia Dewen1，Shen Lizhong1
1-Yunnan Provincial Key Laboratory of Internal Combustion Engine，Kunming University of Science and Technology（Kunming，Yunnan，650500，China）2-Chengdu Galaxy Power Co.，Ltd.

The crankshaft balance has a great influence on the bearing load，vibration and noise.The different counterweight configuration crankshaft models of inline 4-cylinder engine were built with AVL EXCITE Designer software based on the bearing lubrication theory.The influence of different equilibrium rates on the crankshaft properties，such as load，lubrication，torsional vibration，strength，etc.was studied. The results show that the balance weight can effectively balance the centrifugal force and the centrifugal force of the engine，and reduce the bearing load.With increasing balancing rate，the maximum load of main bearing is increased，but the average load is reduced；With the increase of the balance rate，the maximum oil film pressure of the main bearing is irregular，but when the equilibrium rate is maximum，the maximum oil film pressure is the smallest and the crankshaft lubrication performance is the best；The natural frequency decreases after the crankshaft with the balance weight；The minimum fillet stress safety factor decreases with balancing rate increasing.

Crankshaft，Main bearing，Counterweight，Vibration，Safety factor，Lubrication

TK412+.5

A

2095-8234（2015）06-0076-06

張超（1990-），男，碩士研究生，主要研究方向?yàn)閮?nèi)燃機(jī)現(xiàn)代設(shè)計(jì)。

畢玉華（1967-），女，教授，主要研究方向?yàn)閮?nèi)燃機(jī)現(xiàn)代設(shè)計(jì)。

（2015-08-27）