水平對置二沖程活塞發動機工作特性仿真研究

李冠東，楊翼飛，梅杰，黃嘉煒，嚴晟凱

（200093 上海市 上海理工大學 機械工程學院）

0 引言

由于汽車環保和節能方面的法律法規越來越嚴苛，研究開發能夠進一步提高發動機的熱循環效率，并且能顯著降低發動機的燃油消耗率等新技術成為汽車發動機行業的研究熱題[1]。水平對置二沖程活塞發動機創新性地取消了氣缸蓋和氣門等機構，只是依靠氣缸套上的進排氣孔來控制發動機的配氣過程，具有布置結構比較簡單、布局比較緊湊、發動機效率和功率密度高，以及相對于其他對置發動機制造成本低、整體質量輕、制造繼承性好、發動機的重心低、系統平衡性好、發動機氣缸內側壓力小等優點，受到越來越多的關注[2]。國內對水平對置二沖程活塞發動機的研究不多，相關資料可供參考的文獻也不常見。

本文主要通過對水平對置二沖程活塞發動機的曲柄連桿機構的參數化分析來得到不同參數下的對置發動機的工作特性，主要通過Comsol 軟件進行不同搖臂參數下的建模，并依此進行運動學仿真，得到不同參數下的運動規律，以及活塞位移與曲柄轉角分別對應不同時間下的函數關系及相應的數據，再利用GT-power 軟件對水平對置二沖程發動機進行仿真，將利用Comsol 軟件仿真所得的活塞位移與曲柄轉角相對應的數據導入GT-power 下的模型當中，得到不同參數下的缸壓圖與P-V 圖，以便以此為依據來分析不同參數下的工作特性。

1 曲柄連桿機構

1.1 曲柄連桿機構的運動特性

水平對置二沖程活塞發動機的曲柄連桿機構主要由搖桿即搖臂、上連桿、下連桿和曲軸4 部分組成，也稱作折疊機構。搖桿經過下支點和發動機體的下連桿通過銷柱進行連接，使下連桿與搖桿的下端的鉸接點在曲柄旋轉的作用下進行左右的水平方向的擺動，通過上連桿與活塞相連并使活塞在水平氣缸內進行水平直線的往復運動。該曲柄連桿機構由于搖桿臂的出現，使得上連桿與搖臂上端的鉸接點的擺動控制在很小的范圍內（3～5°），這樣便有助于減小活塞在相同氣缸壓力下所受到的側向力，以便減小活塞環于氣缸壁、活塞組件和氣缸壁間的摩擦損失。曲柄連桿的結構與運動示意圖如圖1 與圖2 所示。

圖1 某對置活塞二沖程發動機曲柄連桿機構Fig.1 Crank linkage of a pair of piston two-stroke engine

圖2 某曲柄連桿機構單側運動機構示意圖Fig.2 Schematic diagram of one-side motion mechanism of a crank linkage

其運動及受力特性為[3]：

（1）連桿的受力：對壓力、強度、剛度要求比較高；

（2）搖桿支點的受力：上下端受力之和比較大；

（3）搖桿的運動特性：速度，加速度大，擺角大，擺動時功損失大；

（4）結構布置：下連桿距離活塞較遠，豎直方向的空間較大，容易布置結構，但搖桿水平方向擺動角度大。

1.2 曲柄連桿機構的參數

在進行分組變量分析時，曲柄連桿的上下連桿的長度是不變的，只改變搖桿即搖臂的上下兩部分的長度，搖臂的總長度不變，即BC+BD 為一定值。發動機部分曲柄連桿機構參數如表1 所示。

表1 發動機曲柄連桿機構部分參數設置Tab.1 Parameter setting of engine crank and rocker mechanism

設定搖桿機構材料為碳素鋼，厚度為5 mm，寬度為10 mm，各段用銷柱鉸接而成。銷柱的長度為10 mm，銷柱直徑為3 mm。改變曲柄搖桿機構中搖臂的數據來獲得不同的設計方案。因為搖臂總長度即BC+BD 不變，即改變銷柱在搖臂豎直方向的高度來改變BC 與BD 的值，分別獲得以下7 種方案，如表2 所示。

表2 各方案的搖臂數據Tab.2 Rocker data for each scheme

各方案的CAD 如圖3 所示。

圖3 方案1 至方案7 的CAD 圖Fig.3 CAD diagram for scenario 1 to scenario 7

2 曲柄連桿機構的受力分析

為了更加準確地了解所設定的曲柄連桿機構的運動狀態以及對曲柄連桿機構進行的穩定性的驗證，以對機構進行力學分析，以如圖4 所示的機構為整體進行受力分析[4]。

圖4 單側曲柄連桿機構受力簡圖Fig.4 Force diagram of single-side crank and linkage mechanism

首先，將氣體對活塞的作用力FP分解為沿著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

FE使上連桿受到拉伸和壓縮，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，這對活塞以及汽缸壁之間的摩擦存在影響。

沿著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和沿著搖臂的法向力FnD，即

根據力矩平衡，FtD沿著搖桿傳遞到搖臂下銷B 處得到FtB，即

FtB垂直于搖桿，將分解為沿著搖桿BD 的FnB，和沿著下連桿AB 的FB

FB沿著下連桿傳遞到曲柄銷得到FA，將它分解為垂直于曲軸的切向力FtA和沿著曲柄半徑的徑向力FnA，即

其中，徑向力FnA沿著曲柄半徑傳遞到曲柄中心的同時也得到FnA1。在曲軸FtA1和FtA2，把FtA力分解為作用在曲軸中心的一個力FtA1和由FtA1，FtA2形成的力偶。由于力FtA1作用在發動機曲軸的主軸承上，而力偶M 是使發動機的曲軸克服外界阻力矩而旋轉，這也是發動機一個活塞所能發出的指示轉矩，其值為

在對水平對置二沖程活塞發動機的曲柄連桿機構經過強度和剛度校核后，發現其符合強度與剛度的要求[5]。

3 模型的建立與仿真

3.1 Comsol 模型的建立與仿真

在建立對置活塞發動機仿真模型前，首先對該發動機進行等效變換[6]，使其簡化，只對主要研究部分進行細致化建模，且要遵循以下幾項原則：（1）其主要結構參數不變，包括發動機的壓縮比、轉速、缸徑、沖程等；（2）活塞的運動規律不變，認為活塞只在氣缸內作水平方向的往復直線運動，忽略由側向力引起的側向運動；（3）水平對置二沖程活塞發動機的等效工作容積與其實際的工作容積變化規律假定一致；（4）缸內工作介質為理想的可燃混合氣體，且混合氣體工質狀態均勻，氣體的流動過程為準穩態流動過程，工質進出口處的流動動能等因素忽略不計；（5）大氣壓力溫按照標準大氣壓和標準外界溫度確定[7]。

在利用Comsol 軟件對水平對置二沖程活塞發動機的曲柄連桿機構進行建模時，只研究單側的曲柄連桿機構，且認為曲柄連桿機構中各部件皆是剛性連接，忽略其各部件的彈性位移以及各部件連接處的相對位移，忽略自身重力以及發動機本身震動的影響。建立完成后的模型運行后如圖5 所示。

圖5 單側曲柄連桿機構運轉圖Fig.5 Operation diagram of single-side crank and linkage mechanism

運轉后所得到的圖形中，左下方圓形軌跡為曲柄頂端的運動軌跡，右下方圓弧軌跡代表下連桿與搖臂連接點的運動軌跡，右上方圓弧形軌跡代表上連桿與搖臂之間鉸接點的運動軌跡。通過改變搖臂中部與固定端約束鉸接點在z 軸上的坐標來實現以上所述的不同方案，運轉后便得到不同的上述3 點的運動軌跡，該軌跡能夠十分清楚地表明各部件在發動機工作狀態下的運動規律。例如，當使用方案5 時，通過Comsol 的polt 功能可以得到活塞位移與曲軸轉角的函數關系曲線圖，如圖6 所示。

圖6 活塞位移與曲柄轉角的函數關系曲線圖Fig.6 Function relation curve of piston displacement and crank angle

同時，得到各方案活塞水平位移，如表3所示。

表3 各方案的活塞水平方向上最大位移Fig.3 Maximum displacement of piston in horizontal direction in each scheme

仿真后發現，曲柄轉角即發動機飛輪的轉角是隨時間接近于線性變化的，發動機活塞的水平位移是隨時間接近于正弦曲線變化的。通過曲線圖可以明顯看出，活塞位移也是隨曲柄轉角做正弦曲線變化。

3.2 GT-power 模型的建立與仿真

將曲柄轉角與活塞位移分別隨時間的關系曲線數據導出，處理后得到活塞位移與曲柄轉角關系曲線。將得到各方案的數據依次導入到GTpower 仿真軟件中，便可以得到每組方案相對應的發動機的缸壓圖以及發動機P-V 圖。在建立有多個氣缸發動機模型時，氣缸以1-2 的順序從上到下排列，在“Main”項里，改變氣缸編號為1，2，其模型如圖7 所示。進排氣系統的建立如圖8 所示，同時，燃燒模型的建立采用DI-Wiebe 模型。

圖7 二氣缸模型示意圖Fig.7 Two-cylinder model diagram

圖8 發動機排氣系統模型示意圖Fig.8 Schematic diagram of engine exhaust system model

模型主圖等建立好后，將發動機主要參數輸入其中，在“Run/Case Step”中將RPM 的數值設置為3 000，在“backp”中輸入40，在“throttle”中輸入70，修改bore 為60 mm，connecting rod length 為115 mm，然后依次將方案1～7 所對應的活塞行程、壓縮比輸入相應的參數設置中；與此同時，將模型中的發動機相應的部件修改為之前在engine analysis 所設置的參數。

4 結果分析

運行結束后，點擊View Result 查看結果。選cylinder1，得到其缸壓圖與P-V 圖，其中P-V圖中圍成封閉曲線面積為發動機功率，分別得到各方案的缸壓圖與P-V圖，分別如圖9—圖15所示。

從各方案缸壓圖可得以下結論：方案1 的最大缸壓為7.7 MPa,方案2 的最大缸壓為7.1 MPa，方案3 的最大缸壓為6.5 MPa，方案4 最大缸壓為5.9 MPa，方案5 的最大缸壓為5.85 MPa，方案6 的最大缸壓為5.65 MPa，方案7 的最大缸壓為3.2 MPa。造成各個方案最大缸壓不同的原因主要是不同參數的曲柄連桿機構決定了其不同的活塞運動規律，也就決定了活塞的最大位移的大小。當2 個對置的活塞同步產生較大的位移，便導致了在活塞上止點時，兩對置活塞之間的最小距離減小，即使得缸內的燃燒室的容積減小，壓縮比增大，使得其最大缸內壓力增大。同理，當活塞位移相對較小，即在活塞運動到上止點時，兩活塞的相對水平距離較大，燃燒室的容積較大，壓縮比較小，從而使得缸內的最大壓力較小。

圖9 方案1 的缸壓圖與P-V 圖Fig.9 Cylinder pressure graph and P-V graph for Scheme 1

圖10 方案2-缸壓圖與P-V 圖Fig.10 Cylinder pressure graph and P-V graph for Scheme 2

圖13 方案5-缸壓圖與P-V 圖Fig.13 Cylinder pressure graph and P-V graph for Scheme 5

圖14 方案6-缸壓圖與P-V 圖Fig.14 Cylinder pressure graph and P-V graph for Scheme 6

通過各方案的P-V 圖可以得出結論：方案1的功率為95 kW，方案2 的功率為108 kW，方案3 的功率為93 kW，方案4 的功率為95 kW，方案5 的功率為93 kW，方案6 的功率為81 kW，方案7 的功率為77 kW。同時，發動機的最高燃燒壓力的大小也決定著整個發動機氣缸內燃燒膨脹過程的壓力水平。但是，發動機氣缸的壓力水平越高，發動機氣缸上的活塞環的背部壓力也會隨之相應增加，活塞裙部對缸套的側壓力以及對軸承的負荷都會隨之增加，活塞環與活塞之間的摩擦損失也會相應增加；其次，缸壓越高，為了保證各個承受負荷的零部件的強度與剛度和可靠性與耐久性，必然要加大活塞、曲軸、連桿的尺寸和質量，還要加寬軸承的承載面積，這樣便會導致運動零部件內的慣性力，盡管對置活塞發動機的側壓力很小，但會導致其潤滑困難，因此，發動機的壓縮比不宜過大。這也就解釋了為什么隨著方案1 到方案7 壓縮比的逐漸增大，缸內壓力的逐漸增加，而工質對活塞所做的有用功，并不是隨著壓縮比的增大而呈線性增大。

5 結論

（1）隨著2 個對置活塞位移的增大，發動機壓縮比也逐漸增大，其缸壓也隨之增大；

（2）發動機的功率并不和其壓縮比呈正相關，隨著發動機壓縮比與缸內最大壓力的增加，發動機各零部件的摩擦損失也相應增加；

（3）方案1 到方案7 中，方案2 最大缸壓和發動機功率都較大，分別為7.1 MPa 和108 kW，相比之下為最佳方案。