對置活塞二沖程內燃機折疊曲柄系方案設計研究

張付軍,郭順宏,王斌,章振宇,吳滔滔,董雪飛

(1.北京理工大學機械與車輛學院,北京 100081;2.山西柴油機廠工藝研究所,山西大同 037036）

對置活塞二沖程內燃機折疊曲柄系方案設計研究

張付軍1,郭順宏1,王斌2,章振宇1,吳滔滔1,董雪飛1

(1.北京理工大學機械與車輛學院,北京 100081;2.山西柴油機廠工藝研究所,山西大同 037036）

結合一種新型對置活塞內燃機折疊曲柄系設計要求,提出4種折疊曲柄系統方案,利用Matlab/Simulink和ADAMS建立了仿真模型,通過運動學和動力學特性分析進行方案優選。計算結果表明,與傳統內燃機相比,這4種折疊曲柄系活塞運動學關于上止點具有明顯的非對稱性,相同轉速下使得膨脹時間和壓縮時間均不相同,因而將對氣流湍動能、掃氣質量和燃燒等容度均產生不同影響;動力學上,活塞側壓力較傳統二沖程內燃機大幅度減小,有利于減小氣缸壁的磨損。由于方案4具有空間結構布置靈活性大,系統平衡性較好,活塞運動規律有利于提高內燃機的充氣效率和加快內燃機燃油與空氣的混合速率,同時可以縮短著火延遲時期的特點,所以方案4為最優方案。

動力機械工程;對置活塞二沖程柴油機;折疊曲軸系;動力學

0 引言

隨著汽車節能與環保方面的法規日益嚴格,開發進一步提高循環熱效率、降低燃油消耗率等的新技術成為內燃機行業技術發展的關鍵。對置活塞內燃機起源于19世紀末的德國,雨果·容克在20世紀初將該發明工業化,因其具有高效率、高功率密度的特點,被廣泛應用于飛機、船舶、坦克、卡車等領域,但是到了20世紀后半葉,現代排放法規的出現限制了其應用。然而現代汽車技術如內燃機控制技術、渦輪增壓技術等的出現,使對置活塞內燃機以其獨特的結構、顯著的優點重登歷史舞臺,成為不少研究機構及公司的開發對象[1]。

對置活塞二沖程內燃機由于取消了氣缸蓋和氣門,僅靠氣缸套上的進排氣孔控制配氣,具有結構簡單、緊湊,效率和功率密度高,成本低,質量輕,制造繼承性好,系統平衡性好等優點使其備受各大研究機構的青睞[2-10]。目前諸如Armstrong Whitworth SBE、Sulzer Brothers ZG Series、Rootes TS3、Achates A47和Rolls-Royce H12等二沖程內燃機所采用的多連桿折疊曲軸系備受矚目[3],但多連桿機構本身存在的沖擊慣性大等機構動力學問題,一直困擾其廣泛發展[1]。本文針對對置活塞二沖程內燃機提出了4種同步機構方案,并對機構進行了運動學和動力學分析,通過比較這4種方案優缺點確定了最佳方案,為對置活塞二沖程內燃機原理樣機開發提供了技術支持。

1 對置活塞同步機構設計方案

為實現對置活塞的同步性,Armstrong Whitworth和Achates等機構在20世紀前中期對如圖1所示的折疊曲柄系統進行了較為詳細的研究。

該機構由上連桿、搖桿、下連桿和曲柄組成,相對傳統曲柄連桿機構多了上連桿和搖桿。即此折疊曲柄系由“曲柄搖桿+連桿滑塊”機構組成,也稱為折疊機構。搖桿通過下支點和機體以銷釘形式連接,在下連桿和曲柄作用下左右擺動,并通過小連桿使活塞在水平放置的氣缸內往復運動。這類機構增加了搖擺桿BC,則可有效地將上連桿ED的擺動控制在很小的范圍內(3°～5°),有利于減小活塞在相同氣缸壓力下所受到的側向力,從而減小活塞及活塞環組件與氣缸壁之間的摩擦損失。

圖1 某對置活塞二沖程內燃機折疊曲軸系Fig.1 A folded-cranktrain of opposed-piston two-stroke engine

圖2 4種曲柄搖桿機構方案的單側運動機構示意圖Fig.2 Schematic diagram of unilateral movement mechanisms of four solutions

為尋求和探索更好的折疊機構,結合現有的一些多連桿曲軸系的方案,提出了如圖2所示的4種曲柄系。方案1和方案3活塞E以鉸鏈與滑塊D相連,滑塊D可沿搖桿CB滑動,搖桿擺動時帶動活塞E水平往復運動;方案2和方案4活塞E通過上連桿ED與搖桿CD相連,搖桿擺動時通過連桿ED帶動活塞E水平往復運動。方案1和方案2搖桿支點在下端,方案3和方案4搖桿支點在中間。

1.1 機構運動學計算

由于傳統內燃機曲柄搖桿機構在結構、運動特性等方面的研究已經比較完善,下面通過分析各方案活塞的運動規律,并與傳統內燃機活塞運動進行比較,利用運動學理論分析各方案的優劣。以方案1為例,圖3為對置活塞內燃機曲柄搖桿機構和傳統內燃機曲柄連桿機構運動分析簡圖。

圖3 曲柄搖桿機構運動分析簡圖Fig.3 Motion analysis of crank-rocker mechanism

對圖3(a)所示對置活塞內燃機的曲柄搖桿機構進行速度分析,設定曲柄轉角ω1已知,根據速度投影定理,可求出活塞速度。以下連桿(AB桿)為研究對象,求得其角速度ω2.如圖3(a)所示,

式中:vA=ω1lOA;vB=ω2lCB;θ1為速度vA與AB桿的夾角;θ2為速度vB與AB桿的夾角。以搖桿(CD桿)為研究對象可得到活塞運動速度

下面求解(1)式～(4)式中未知的角度:在△OFC中有

式中:β1為CO與水平面的夾角。在△AOC中由余弦定理得

式中:φ為曲柄AO與水平面的夾角。在△AOC中由余弦定理得

式中:AC為曲柄銷B與搖桿固定銷C的距離;β2為曲柄AO與AC的夾角。在△ABC中,同理得

式中:β3為桿AB與桿CB的夾角。因為θ2和β3互余,有

由C點處各角度互補關系得到

式中:β4為桿CB與水平面的夾角;β5為△AOC中邊AC和OC的夾角;β6是△ABC中邊AC和BC的夾角。同理得

△ABC中各角和為π,于是有

下面求解(2)式中的ω2.以曲柄和搖桿為研究對象。N點為下連桿AB運動的速度瞬心,β9為QC和CD的夾角,θ5為桿AN和桿CD的夾角。在△ANB中有

由余弦定理得輔助線AN的長度:

將(5)式～(15)式代入(2)式、(3)式和(4)式即可求出活塞速度、位移和速度。

圖3(b)所示傳統內燃機曲柄連桿機構進行位移分析圖,A1和A2分別為活塞上止點和下止點。則活塞位移為

對(7)求導,得到活塞運動速度

對(8)式求導,得到活塞運動加速度

根據上述理論計算,利用Matlab/Simulink建立計算模型,在模型中輸入所設計的機構參數值(如表1所示),實現了各個連桿機構運動學求解(從上止點開始計算)。

表1 折疊機構和常規曲柄連桿機構部分參數值Tab.1 Parameters of folded-cranktrain and conventional crank connecting rod mechanism

1.2 結果分析及方案初選

圖4為方案1和方案2與傳統內燃機活塞運動規律正弦曲線的對比圖。

由圖4可以看出,方案1和方案2活塞運動規律與傳統內燃機差別比較大。與傳統內燃機相比,兩個方案活塞位移曲線和速度曲線關于上止點均不具有對稱性;二者的活塞在上止點附近運動均較慢,利于提高燃燒效率,下止點附近運動快,不利于掃氣。如圖4(c)所示,傳統機構的加速度值出現在上止附近,而這兩機構的最大值則出現在下止點附近,且其加速度值相對傳統機構其加速度增加了近30%,這是因為曲柄搖桿機構具有“急回特性”所致。

圖5為方案3和方案4與傳統內燃機的活塞運動規律曲線對比圖。

由圖5可以看出,方案3和方案4活塞運動特性的差別較方案1和方案2活塞運動特性的差別大,活塞位移曲線關于上止點同樣不具有對稱性。方案4活塞運動與傳統內燃機比較接近,特別是在膨脹行程,這保證了新型內燃機與傳統內燃機的燃燒過程具有相同的等容度,方案3活塞運動差別較大。

另外,方案1和方案3活塞通過活塞銷與搖桿連接,活塞銷相對搖桿銷孔有上下滑動和相對轉動,而滑動連接具有公差配合較難保證、磨損較多、加工工藝精度要求高等特點。綜合考慮,采用方案2和方案4的連桿連接比較合理。因此,將對方案2和方案4進行更詳細的研究和分析。

2 運動學特性分析

為了進一步對比方案2和方案4,保證相同排量情況下,根據各自的機構特點并結合以往內燃機設計經驗,分別給出各自的機構參數,如表2所示。由于搖桿支點位置和下連桿位置不同,使兩種方案結構空間不一樣,從而使得曲柄半徑、搖桿長度和下連桿長度均不相同;考慮到銷軸受力等因素,調整了各自搖桿比。同樣利用Matlab/Simulink建立計算模型,并輸入如表2所示的機構參數,從下止點開始計算。

兩種方案活塞位移曲線如圖6所示。由圖6可知,方案2左右兩活塞不能同時到達上下止點,兩活塞位移差別較大,壓縮行程對應的曲軸轉角更大,這是由于曲柄搖桿機構存在“極位夾角”,導致活塞壓縮行程與膨脹行程所對應的曲軸轉角不相等。方案4兩活塞同步性較好,但壓縮行程與膨脹行程的運動規律不同。

兩種方案活塞-速度曲線如圖7所示。由圖7可知,換氣過程中方案4的活塞運動速度慢于方案2,相同轉速下進氣時間的延長有利于提高內燃機的充氣效率;壓縮過程中方案4快于方案2,相同轉速下壓縮行程的縮短可以增強壓縮上止點附近的紊流強度,加快內燃機燃油與空氣的混合速率,有利于提高燃燒效率,改善燃燒過程,同時活塞運動加快,活塞環漏氣損失和散熱損失會相對減小,壓縮溫度和壓力提高,可以縮短著火延遲時期;膨脹行程中方案4活塞運動速度大于方案2,不利于循環的熱功轉換效率。

圖8為兩種方案活塞速度-位移曲線對比圖。方案2活塞在下止點附近運動速度較快,不利于換氣過程,上止點附近運動較慢,等容度較好,有利于燃燒過程。方案4活塞下止點附近運動較慢,利于換氣過程;上止點前運動較快,壓縮時間短,將會提高混合氣流動速度,增大了湍流動能,增加壓縮上止點附近的混合氣紊流強度,為高效燃燒提供了先決條件,而且其等容度也與傳統發動機接近。

圖4 方案1、方案2與傳統內燃機的正弦曲線對比Fig.4 Comparison of Solution 1,Solution 2 and the traditional internal combustion engine

兩種方案4個活塞加速度曲線如圖9所示。由圖9可知,由于運動學的非對稱性,方案2兩活塞在同一曲軸轉角的加速度差異較大,內燃機所受往復慣性力較大,系統自平衡性較差,方案4活塞加速度差值相對較小,利于降低系統振動。方案2在下止點附近的加速度值4.5 km/s2大于上止點附近的3 km/s2;方案4活塞在上下止點附近加速度值相同,絕對值均為3.5 km/s2.

3 機構動力學特性及其分析

3.1 機構受力情況計算

為選出更好的方案,需對所提出的方案進行必要的受力分析。圖10是以方案4為例的機構整體受力分析圖。首先將氣體作用力Fp分解為沿上連桿方向上的連桿作用力FE和垂直于氣缸側壁的側壓力FN兩個分力,可得

表2 兩種方案機構參數Tab.2 Parameters of Solutions 2 and 4

圖6 兩種方案活塞位移曲線Fig.6 The piston displacement curves of Solutions 2 and 4

FE使上連桿受到壓縮和拉伸,FN使氣缸在上連桿對氣缸中心線傾斜時受到活塞的側向推壓,它對活塞和氣缸壁間的摩擦有影響。

圖7 兩種方案活塞速度曲線Fig.7 The piston speed curves of Solutions 2 and 4

圖8 兩種方案4個活塞速度-位移曲線Fig.8 The piston speed-displacement curves of Solutions 2 and 4

圖9 兩種方案4個活塞加速度曲線Fig.9 The piston acceleration curves of Solutions 2 and 4

FE沿上連桿傳遞到搖桿上銷中心D處的力FD,并將它分解為垂直于搖桿的切向力FtD和沿搖桿的法向力FnD,即

FtB垂直于搖桿,將分解為沿搖桿BD的和沿下連桿AB的FB,即

圖10 方案4的受力分析圖Fig.10 Force analysis of Solution 4

3.2 動力學特性分析

針對方案2和方案4,將利用Pro/E建立的三維實體模型,并導入到ADAMS/View中,建立如圖11所示的多剛體系統動力學模型。其中FZ表示沿氣缸中心線方向的力,FY為垂直于氣缸中心線垂直向上的力,TY為繞Y軸的轉矩。分別在各個活塞頂部施加如圖12所示的氣體壓力曲線,最高燃燒壓力為105 bar(-4°CA).標定轉速為2 500 r/min.

通過分析可知,方案2和方案4在活塞銷和搖桿上銷處受力基本相似,下面僅對作用力差別較大的其他銷軸的作用力情況進行對比。圖13～圖17為曲軸旋轉一周各銷軸的受力曲線。

圖11 方案2和方案4多剛體系統動力學模型Fig.11 Multibody system dynamics models of Solutions 2 and 4

圖12 缸內壓力變化曲線Fig.12 Cylinder pressure curve

圖13 搖桿中銷作用力FZFig.13 Force FZof rocker mid-pin in Z direction

圖13為搖桿中銷作用力FZ曲線。由圖13可知,兩個方案的搖桿中銷Z方向受力FZ在同一時刻達到最大值,均位于活塞上止點后10°CA.方案4最大值為130 kN,遠大于方案2的最大值85 kN,原因是方案4搖桿中銷是支點,承受搖桿上銷和搖桿下銷作用力的代數和,而方案2搖桿中銷是搖桿與下連桿的連接點,作用力約為搖桿上銷作用力的1.5倍。

由圖14可得兩種方案搖桿下銷作用力最大值也在同一時刻達到。方案2最大值為23 kN,方案4約為70 kN,二者差別較大,原因是方案2搖桿下銷為支撐點,而方案4搖桿下銷為主要傳力作用點。

圖14 搖桿下銷作用力FZFig.14 Force FZof rocker low-pin in Z direction

由圖15可得方案2在曲柄銷處作用力最大值為39 kN,方案4為98 kN,同時可以看出由于搖桿支點位置的不同,此處兩種方案作用力最大值的方向已經不再一致,而是反向。

圖15 曲柄銷作用力FZFig.15 Force FZof crank pin in Z direction

主軸承受力情況如圖16和圖17所示。由圖16可得主軸承處兩種方案FZ都較小,原因是主軸承同時作用兩個連桿力,Z方向可以相互抵消;曲軸同步性越好,其值越小。但由圖17知,方案2力FY較大,這個方向上的力無法靠自身來平衡,將會大幅度增大振動幅度,影響整機性能;方案4力FY很小,具有良好的平衡特性。

3.3 方案確定

圖16 主軸承作用力FZFig.16 Force FZof main bearing in Z direction

圖17 主軸承作用力FYFig.17 Force FYof main bearing in Y direction

總結前文,將兩種方案運動學和動力學特性歸納并得出表3的方案對比表。方案4的活塞最大速度和加速度均小于方案2,且其活塞運動規律有利于提高內燃機的充氣效率和加快內燃機燃油與空氣的混合速率,同時可以縮短著火延遲時期。另外,方案4下連桿距離活塞較遠,豎直方向空間大,布置結構靈活性較大。此外,由于方案4在豎直方向上對箱體的作用力遠小于方案2.所以綜合考慮機構的運動特性及其對內燃機缸內工作過程的影響、動力學特性、機械結構特點等,選取方案4為對置二沖程內燃機的最終方案。方案4的兩缸機的最終三維實體模型如圖18所示。

4 結論

1)與傳統二沖程內燃機相比,這類折疊機構的運動學最大特征是不具有關于上止點的對稱性。折疊機構增加了搖桿,使上連桿擺角可控制在很小的范圍內,從而大幅度減小了活塞側壓力,有利于減小整機的機械損失。折疊機構具有急回特性,活塞銷和搖桿銷受力較大,應注意加強結構強度以應對急回特性帶來的沖擊和磨損。2)通過對所提出的4種方案進行運動學和動力學分析,最終確定方案4為最優方案。相對于傳統內燃機曲柄連桿機構,在相同轉速下,方案4壓縮沖程時間短,將會提高混合氣流動速度,增大了湍流動能,增加壓縮上止點附近的混合氣紊流強度,有利于內燃機充分提高燃燒效率,雖然其膨脹行程速度較快,但上止點處與傳統內燃機運動差異不大,燃燒過程等容度與傳統內燃機接近。

表3 兩方案對比表Tab.3 Comparison of Solutions 2 and 4

圖18 方案4三維實體模型(兩缸機)Fig.18 3D solid model of Solution 4(two-cylinder engine)

3)由于該折疊機構豎直方向分力很小,且水平方向的受力及震動相互抵消,因此將此折疊曲軸系運用于對置活塞內燃機,將會達到很好的整體平衡性。

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Design of Folded-cranktrain of Opposed-piston Two-stroke Internal Combustion Engine

ZHANG Fu-jun1,GUO Shun-hong1,WANG Bin2,ZHANG Zhen-yu1,WU Tao-tao1,DONG Xue-fei1
(1.Schoo1 of Mechanical Engineering,Beijing Institute of Technology,Beijing 100081,China;
2.Technology Research Institute of Shanxi Diesel Engine Factory,Datong 037036,Shanxi,China)

Four design solutions are proposed for the folded-cranktrain of an advanced opposed-piston internal combustion engine.The kinematics and dynamics models of the proposed folded-cranktrains are established using Matlab/Simulink and ADAMS,and the best solution is obtained by analyzing the numerical simulation results.The results show that the piston kinematics characteristics of these four solutions are asymmetrical with respect to TDC,and the intake duration and compression duration are different compared with traditional internal combustion engine,which influences the turbulence intensity,scavenging quality and combustion isovolumetric degree.In view of dynamics,the lateral pressure of piston is much lower than that of traditional two-stroke internal combustion engine,which helps to reduce the abrasion of cylinder wall.Since Solution 4 has better spatial structure layout flexibility and system balance, the piston motion is conducive to the improvement in the charging efficiency of engine and the mixing rate of fuel and air;moreover,it also can shorten the ignition delay period,so Solution 4 is the optimal solution.

power machinery engineering;opposed-piston two-stroke engine;folded-cranktrain;dynamics

TK421

:A

1000-1093(2014)03-0289-09

10.3969/j.issn.1000-1093.2014.03.001

2013-03-12

國家部委“十二五”科研基金項目(2011年)

張付軍(1966—),男,教授,博士生導師。E-mail:zfj123@bit.edu.cn;郭順宏(1986—),男,碩士研究生。E-mail:guo_shunhong@126.com