直列4缸汽油機(jī)曲軸結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)與工程分析

李國華，潘圣臨，任偉偉，閆立凱，徐敬彬

（哈爾濱東安汽車發(fā)動(dòng)機(jī)制造有限公司技術(shù)中心，黑龍江 哈爾濱 150060）

直列4缸汽油機(jī)曲軸結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)與工程分析

李國華，潘圣臨，任偉偉，閆立凱，徐敬彬

（哈爾濱東安汽車發(fā)動(dòng)機(jī)制造有限公司技術(shù)中心，黑龍江 哈爾濱 150060）

∶本文以東安汽發(fā)某款汽油發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸結(jié)構(gòu)優(yōu)化為實(shí)例，在保證曲軸重量和平衡率不變的前提下，通過對(duì)曲軸平衡重布置方案及結(jié)構(gòu)的優(yōu)化，實(shí)現(xiàn)了降低了曲軸工作載荷，優(yōu)化了曲軸載荷分布的效果。同時(shí)也分析了在相同平衡率的情況下，四平衡重和八平衡重兩種平衡重布置方案對(duì)軸承油膜厚度、載荷的對(duì)比。

∶汽油發(fā)動(dòng)機(jī)；平衡重布置；曲軸載荷；軸承載荷

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.09.018

CLC NO.: U464.171Document Code: AArticle ID: 1671-7988 (2016)09-46-03

引言

曲軸是發(fā)動(dòng)機(jī)的最重要的零部件之一，其自身的強(qiáng)度和剛度對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的可靠性有著決定性的影響，而曲軸的平衡性能也會(huì)對(duì)曲軸自身及發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承的工作條件產(chǎn)生影響，因此曲軸的優(yōu)化設(shè)計(jì)對(duì)提高發(fā)動(dòng)機(jī)可靠性和耐久性，甚至整機(jī)的振動(dòng)、油耗都具有重要意義。

直列四缸內(nèi)燃機(jī)曲軸通常采用曲拐夾角為180°的對(duì)稱平面曲軸結(jié)構(gòu)，其本身已動(dòng)平衡，但要承受較大的內(nèi)彎矩[1]。為使曲軸達(dá)到內(nèi)平衡需要布置平衡重，合理的布置平衡重可以有效減少曲軸受力、主軸承負(fù)荷及內(nèi)力矩，四缸機(jī)平衡重布置通常可按分段平衡法布置四塊平衡重，或按完全平衡法布置八塊平衡塊。四平衡塊布置法結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、重量輕，但內(nèi)彎矩大、單個(gè)平衡重大，而八平衡塊布置法相對(duì)來說結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，重量較重，內(nèi)彎矩較小、單個(gè)平衡重小、對(duì)軸承的載荷較小。

隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)在發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)中的應(yīng)用日趨廣泛，曲軸的設(shè)計(jì)開發(fā)也更加高效、準(zhǔn)確、全面、可靠。通過以PRO/E等計(jì)算機(jī)三維軟件的廣泛應(yīng)用，使曲軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)更加高效、準(zhǔn)確，也使曲軸的結(jié)構(gòu)優(yōu)化更加便利的實(shí)現(xiàn)。而通過以AVL Excite等仿真軟件的應(yīng)用也為曲軸設(shè)計(jì)完成后提供模擬仿真，使得虛擬驗(yàn)證成為一項(xiàng)重要的向工程師提供合理的改進(jìn)優(yōu)化建議的方法[2]。

東安汽發(fā)在開發(fā)一款高性能汽油機(jī)中，采用兩種曲軸平衡重的布置方案即一種方案為四平衡重，一種為八平衡重。兩種方案曲軸采用相同的材料及主軸直徑、連桿直徑、潤(rùn)滑油道布置等基本結(jié)構(gòu)，也設(shè)計(jì)成相同的重量和曲軸系統(tǒng)平衡率。通過仿真軟件模擬結(jié)果對(duì)比兩種曲軸自身強(qiáng)度以及對(duì)軸承的載荷、軸承摩擦功耗等各項(xiàng)參數(shù)，確定更優(yōu)的曲軸詳細(xì)設(shè)計(jì)方案。設(shè)計(jì)過程中也對(duì)相同曲軸系統(tǒng)平衡率的四平衡重和八平衡重曲軸的油膜壓力、油膜厚度等參數(shù)進(jìn)行了對(duì)比，為后續(xù)四缸直列汽油機(jī)整機(jī)平衡設(shè)計(jì)與曲軸的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供有力借鑒。

1、兩種曲軸方案概述

1.1方案一

方案一采用本機(jī)型同系列產(chǎn)品的基本結(jié)構(gòu)，采用四平衡重曲軸的基本結(jié)構(gòu)，曲軸平衡率根據(jù)本系列同類曲軸系統(tǒng)相同，確定為90%。曲軸結(jié)構(gòu)三維視圖見圖1，曲軸平衡率計(jì)算見表1，曲軸質(zhì)量為10.294kg。

圖1　方案一曲軸三維視圖

表1　方案一曲軸平衡率計(jì)算

1.2方案二

方案二采用八平衡重的平衡重配置方式，通過采用PRO/E三維CAD軟件不斷對(duì)平衡重結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)優(yōu)化，同時(shí)保證了平衡率及曲軸重量與方案一相同,并且曲軸自身達(dá)到靜、動(dòng)平衡。

圖2　方案二曲軸三維視圖

表2　方案二曲軸平衡率計(jì)算

2、仿真模型的建立

采用AVL Excite軟件分別對(duì)方案一、方案二的曲軸進(jìn)行曲軸系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真分析。

曲軸參數(shù)通過PRO/E軟件測(cè)量、計(jì)算得出。缸壓曲線來自于GT-POWER對(duì)整機(jī)建模后性能計(jì)算得出。在模型載荷中加載發(fā)動(dòng)機(jī)從1000rpm～5500rpm的示工圖數(shù)據(jù)，并對(duì)加載數(shù)據(jù)進(jìn)行檢查，圖3為4500rpm的示工圖。

圖3　曲軸系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真分析模型

圖4　4500rpm 缸壓曲線

3、計(jì)算結(jié)果分析

曲軸平衡重布置方案的不同對(duì)連桿軸承影響不大，在此不做對(duì)比。而對(duì)曲軸自身受力以及主軸承載荷有一定影響，以下對(duì)兩種方案的主軸承最大載荷、主軸承最小油膜厚度、主軸承摩擦功耗、曲軸圓角應(yīng)力、曲軸圓角安全系數(shù)結(jié)果進(jìn)行比對(duì)和分析。

3.1主軸承最大單位載荷對(duì)比

主軸承載荷大小主要取決于軸承兩側(cè)的缸內(nèi)壓力以及曲柄連桿機(jī)構(gòu)慣性力。其中缸內(nèi)壓力是決定軸承負(fù)荷的主要因素，從圖5可以看出，因?yàn)榈诙?、第四相鄰兩缸的點(diǎn)火間隔為180°CA，受相鄰兩缸連續(xù)爆發(fā)壓力影響，最大主軸承載荷相比最大[3]，第三主軸承相鄰兩缸點(diǎn)火間隔360°CA，受相鄰兩缸爆發(fā)壓力不是連續(xù)的，所以最大軸承載荷偏小，第一、第五主軸承位于曲軸的兩端只承受一個(gè)缸爆發(fā)壓力的影響所以最大軸承載荷也偏小，并且與第三主軸承數(shù)值相近。

而慣性力影響較小，從圖5就可以看出第一、第三、第四、第五主軸承的載荷都沒有明顯變化，而第二主軸承下降了0.44MPa（占原軸承載荷的2.8%）。

圖5　主軸承最大單位載荷對(duì)比

3.2主軸承最大單位載荷對(duì)比

主軸承最小油膜厚度主要取決于軸承載荷，載荷越大軸承的最小油膜厚度越小，從圖5和圖6對(duì)比可以看出。兩種方案最小油膜厚度變化不大且均大于1μm，遠(yuǎn)遠(yuǎn)滿足設(shè)計(jì)要求。

圖6　主軸承最小油膜間隙對(duì)比

3.3曲軸圓角應(yīng)力對(duì)比

曲軸軸頸和曲柄連接的圓角處和油孔附近是曲軸應(yīng)力集中最嚴(yán)重的部位，尤其一圓角處更為突出，所以校核曲軸圓角的應(yīng)力是曲軸設(shè)計(jì)較為重要的內(nèi)容。圖7為兩種方案主軸頸圓角與曲柄銷頸圓角的對(duì)比情況。

從圖7可以看出主軸頸和曲柄銷頸圓角應(yīng)力在發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩點(diǎn)轉(zhuǎn)速下最大，而第五主軸承臂受力最大。方案一最大圓角應(yīng)力為190MPa，方案二最大圓角應(yīng)力為182MPa，比方案一減少4.2%。

圖7　曲軸圓角應(yīng)力對(duì)比

3.4曲軸圓角安全系數(shù)對(duì)比

曲軸的安全系數(shù)即曲軸強(qiáng)度的儲(chǔ)備系數(shù)，表示曲軸本身的疲勞強(qiáng)調(diào)與工作應(yīng)力之比。

圖8為曲軸圓角安全系數(shù)的對(duì)比， 從圖可以看出曲軸最小安全系數(shù)在最大扭矩點(diǎn)轉(zhuǎn)速4500rpm，方案一、方案二的主軸頸最小安全系數(shù)均為3.6左右，曲柄銷頸最小安全系數(shù)均為3.6左右。方案一主軸頸圓角最小安全系數(shù)分布在2000rpm～5000rpm之間，發(fā)生在第四、第五、第八曲柄臂處。方案二則分布在汽車實(shí)際使用時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)不經(jīng)常工作的4000 rpm～5000 rpm之間。方案一和方案二曲柄銷頸圓角最小安全系數(shù)分布情況基本相當(dāng)。

圖8　曲軸圓角安全系數(shù)對(duì)比

4、總結(jié)

1）通過采用PROE等三維建模軟件完全可以實(shí)現(xiàn)曲軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的動(dòng)態(tài)優(yōu)化，使在保證平衡率、主軸直徑、曲柄銷直徑等基本參數(shù)不變的情況下，將八塊平衡重布置結(jié)構(gòu)的曲軸重量降到最低。

2）采用八平衡重的曲軸在與四平衡重曲軸在相同平衡率的情況下，主軸承載荷、主軸承油膜厚度、曲柄銷處圓角安全系數(shù)，均未能達(dá)到想象中顯著改善的效果。

3）采用八平衡重的曲軸的最小安全系數(shù)從四平衡重的2000rpm～5000rpm的范圍有效縮小到4000rpm～5000 rpm之間。從而有效降低了汽車在使用期間曲軸失效的風(fēng)險(xiǎn)。

4）綜上所述八平衡重曲軸在軸承載荷以及曲軸自身結(jié)構(gòu)強(qiáng)度上，具備一定優(yōu)勢(shì)。但四平衡重曲軸質(zhì)量小，成本低的優(yōu)勢(shì)毋庸置疑，設(shè)計(jì)開發(fā)時(shí)需要綜合評(píng)判各取所需，本文希望對(duì)今后的曲軸平衡重布置方案的選擇提供借鑒意義。

[1] 楊連生.內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì),1980.

[2] 梁立峰.高性能汽油機(jī)曲軸設(shè)計(jì)與工程分析,2012.

[3] 李勛,畢玉華等.直列4缸發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸平衡方案研究,內(nèi)燃機(jī)車2011.

Inline 4-cylinder gasoline engine crankshaft optimal design and engineering analysis

Li Guohua, Pan Shenglin, Ren Weiwei, Yan Likai, Xu Jingbin
（Center of Technology, Harbin DongAn Automotive Engine Manufacturing Co., Ltd, Heilongjiang Harbin 150060）

In this paper, a gasoline engine crankshaft structural optimization instance of Dong'an automotive engine company's was given. ON the premise of on change of the weight and balance rate of the crankshaft, we achieve results of reducing work load of the crankshaft and optimizing the crankshaft load distribution through rearranging crankshaft counterweight and optimizing crankshaft structure. Also at the same balance rate, two rearranging programs of four-counterweight and eight-counterweight were made comparison on film Thickness of thrust bearing and the load.

gasoline engine; counterweight arrangement; crankshaft load; bearing load

∶U464.171

∶A

∶1671-7988 (2016)09-46-03

李國華（1979-），男，工程師，就職于哈爾濱東安汽車發(fā)動(dòng)機(jī)制造有限公司技術(shù)中心。研究方向發(fā)動(dòng)機(jī)、曲軸設(shè)計(jì)、發(fā)動(dòng)機(jī)軸承設(shè)計(jì)。