往復(fù)慣性力平衡率對雙對置曲軸強度影響研究

王紅麗 吳波 劉長振 郝勇剛 白軍愛

摘要：雙對置二沖程柴油機由于結(jié)構(gòu)的特殊性和結(jié)構(gòu)限制，導(dǎo)致內(nèi)外活塞的一階往復(fù)慣性力不相等。內(nèi)外活塞的一階往復(fù)慣性力平衡率的高低，對內(nèi)曲柄臂彎矩和主軸承載荷有影響。本文創(chuàng)建了內(nèi)外活塞的一階往復(fù)慣性力和平衡率的計算公式，通過計算曲軸在不同一階往復(fù)慣性力平衡率下主軸頸載荷和內(nèi)曲柄臂彎矩，分析影響規(guī)律，并在此基礎(chǔ)上計算不同平衡率下曲軸的強度，找出曲軸強度隨著平衡率的增大而減小的影響規(guī)律。

關(guān)鍵詞：曲軸;平衡率;強度

中圖分類號：TK422.3? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文獻標識碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文章編號：1674-957X（2021）08-0007-03

0? 引言

對置氣缸對置活塞二沖程發(fā)動機簡稱雙對置發(fā)動機，與傳統(tǒng)發(fā)動機不同，雙對置發(fā)動機有兩個內(nèi)連桿和四個外連桿，內(nèi)連桿位于曲軸的中間，連接內(nèi)活塞;每缸兩個外連桿位于曲軸兩側(cè)，通過外連桿橋與外活塞相連，內(nèi)外活塞組成燃燒室。內(nèi)外活塞上的的燃氣壓力大小相等，方向相反，若同時內(nèi)外活塞的一階往復(fù)慣性力大小相等，則能實現(xiàn)全平衡，整機的振動噪聲小[1]。通過計算曲軸在不同的一階往復(fù)慣性力平衡率下主軸頸的載荷，分析平衡率對主軸頸載荷和內(nèi)曲柄臂彎矩影響規(guī)律，并在此基礎(chǔ)上計算不同平衡率下曲軸的強度，找出平衡率對曲軸強度的影響規(guī)律。

1? 往復(fù)慣性力及平衡率分析

1.1 往復(fù)慣性力

雙對置二沖程發(fā)動機的左內(nèi)連桿曲柄和左外連桿曲柄夾角158°，右內(nèi)連桿曲柄和右外連桿曲柄夾角160°，曲軸結(jié)構(gòu)見圖1，曲柄銷布置見圖2。其一階往復(fù)慣性力計算公式與常規(guī)發(fā)動機如下[2]。

活塞組件和連桿小頭在氣缸內(nèi)作往復(fù)運動時所產(chǎn)生的慣性力，用Pj表示。一階往復(fù)慣性力：

左內(nèi)活塞一階往復(fù)慣性力Pjln1：

左外活塞一階往復(fù)慣性力Pjlw1：

右內(nèi)活塞一階往復(fù)慣性力Pjrw1：

右外活塞一階往復(fù)慣性力：

式中：mn——內(nèi)活塞組件質(zhì)量及內(nèi)連桿往復(fù)質(zhì)量之和;mw——外活塞組件質(zhì)量及外連桿往復(fù)質(zhì)量之和;R1、R2——內(nèi)、外曲柄回轉(zhuǎn)半徑，mm;？棕——曲柄角速度，？棕=n？仔/30;？琢——曲軸轉(zhuǎn)角° 。

1.2 一階往復(fù)慣性力平衡率計算

一階往復(fù)慣性力平衡率（簡稱平衡率）=內(nèi)活塞一階往復(fù)慣性力/外活塞一階往復(fù)慣性力[3]，左缸平衡率=，右缸平衡率=。為了簡化計算，定義：平衡率=，即內(nèi)活塞側(cè)往復(fù)質(zhì)量和回轉(zhuǎn)半徑的乘積除以外活塞側(cè)往復(fù)質(zhì)量和回轉(zhuǎn)半徑的乘積。由于結(jié)構(gòu)特點內(nèi)活塞側(cè)的mnR1小于外活塞側(cè)的mnR2，即平衡率數(shù)值介于0和1之間。

2? 曲軸斷裂現(xiàn)象

樣機臺架試驗，當運行在2200r/min，有效運行時間25 h時，突然發(fā)生曲軸斷裂的故障。經(jīng)過拆檢發(fā)現(xiàn)，曲軸沿靠近飛輪側(cè)的內(nèi)外連桿軸頸曲柄臂處斷裂，斷裂起始裂紋源為內(nèi)連桿軸頸圓角處見圖3，該處為結(jié)構(gòu)的高應(yīng)力區(qū)域。

3? 平衡率對曲軸載荷影響

3.1 平衡率對曲軸主軸承載荷影響

由于外連桿比內(nèi)連桿要長的多，而且氣密性的需要外活塞比內(nèi)活塞也要長得多，這就導(dǎo)致內(nèi)活塞側(cè)往復(fù)質(zhì)量小于外活塞側(cè)往復(fù)質(zhì)量，從而使方向相反內(nèi)外活塞的一階往復(fù)慣性力不平衡，由于結(jié)構(gòu)限制，內(nèi)外活塞的一階往復(fù)慣性力平衡率達不到100%。

缸內(nèi)氣體燃燒壓力是曲軸承受的主要載荷，在曲軸結(jié)構(gòu)特征一定和燃燒壓力一定的情況下，保持外活塞質(zhì)量不變通過改變內(nèi)活塞的質(zhì)量，得到不同20%、40%、60%、80%、100%的一階往復(fù)慣性力平衡率。采用動力學計算軟件ADAMS/View，對算例雙對置曲軸系進行運動學動力學仿真分析，考察作用于曲軸主軸頸載荷和內(nèi)曲柄臂彎矩的分布情況，得到主軸承載荷計算結(jié)果。由結(jié)果可知隨著內(nèi)外活塞一階往復(fù)慣性力平衡率的提高，主軸承載荷顯著減小，平衡率由20%提高到100%時，載荷降低了85%左右，主軸承所受載荷合力顯著減小。

3.2 平衡率對曲軸內(nèi)曲柄臂彎矩影響

經(jīng)受力分析，爆發(fā)時刻內(nèi)連桿軸頸受壓力，外連桿軸頸受拉力。缸內(nèi)燃燒壓力主要作用在內(nèi)曲柄臂上，內(nèi)曲柄臂承受較大的彎曲載荷。在動力學計算結(jié)果的基礎(chǔ)上，計算得到不同平衡率下內(nèi)曲柄臂的彎矩。

由彎矩結(jié)果可知，在一階往復(fù)慣性力平衡率為20%時，內(nèi)曲柄臂所受彎矩最大值為5755.23Nm;平衡率為100%時，內(nèi)曲柄臂所受合彎矩最大值為3213.49Nm，比20%的彎矩降低了44%。隨著內(nèi)外活塞一階往復(fù)慣性力平衡率的提高，內(nèi)曲柄臂彎矩顯著減小，其影響曲線見圖4。

4? 平衡率對曲軸強度影響

在動力學計算的基礎(chǔ)上，對曲軸施加不同平衡率下的載荷，采用Ansys-Workbench有限元計算軟件對曲軸進行計算。采用平衡力系法加載，模擬曲軸的工作狀態(tài)[4]。有限元模型的所有實體部分，均采用十節(jié)點四面體單元。在應(yīng)力集中嚴重的主軸頸與曲柄臂過渡圓角處、曲柄銷與曲柄臂過渡圓角處均采用單元長度為2mm的細網(wǎng)格，其余部分根據(jù)計算要求采用的單元長度為7mm，在有限元模型中需施加相應(yīng)的位移邊界約束條件，加載情況見圖5。

計算得出各方案的最大主應(yīng)力云圖見圖6，最大主應(yīng)力出現(xiàn)在內(nèi)連桿軸頸圓角處。由結(jié)果可知，平衡率為20%時，曲軸最大主應(yīng)力和等效應(yīng)力為801.9MPa和861.9MPa，隨著平衡率的提高到100%時，曲軸最大主應(yīng)力和等效應(yīng)力為440.7MPa和472.5MPa，分別降低了41%和45%。可見曲軸最大應(yīng)力和最大等效應(yīng)力隨一階往復(fù)慣性力平衡率的增加而減小，其影響曲線見圖7。曲軸的安全系數(shù)隨一階往復(fù)慣性力平衡率的增加而減小，其影響曲線見圖8。

5? 故障解決

經(jīng)過對斷裂曲軸故障分析，此樣機的一階往復(fù)慣性力平衡率為47%，內(nèi)曲柄臂承擔載荷過大。經(jīng)過結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，將平衡率提高至85%，降低了內(nèi)曲柄臂載荷，該樣機順利通過50個小時考核試驗。

6? 總結(jié)

通過計算分析，找出一階往復(fù)慣性力平衡率對主軸承載荷和內(nèi)曲柄臂彎矩的影響規(guī)律以及一階往復(fù)慣性力平衡率對曲軸強度的影響規(guī)律。①主軸承載荷隨著一階往復(fù)慣性力平衡率的增大而減小。②內(nèi)曲柄臂所受彎矩隨著一階往復(fù)慣性力平衡率的增大而減小。③曲軸最大應(yīng)力和等效應(yīng)力隨一階往復(fù)慣性力平衡率的增加而減小。④曲軸的疲勞安全系數(shù)隨一階往復(fù)慣性力平衡率的增加而增大。

提高內(nèi)外活塞的一階往復(fù)慣性力平衡率可以有效降低主軸承載荷和內(nèi)曲柄臂彎矩，從而降低曲軸最大主應(yīng)力，提高曲軸的疲勞安全系數(shù)，是雙對置柴油機曲軸系設(shè)計時重點關(guān)注的區(qū)域。

參考文獻：

[1]周龍保.內(nèi)燃機學[M].第二版.北京：機械工業(yè)出版社，2007：286-298.

[2]（英）皮羅（Pirault，J.P.），（英）弗林特（Flint，M.）對置活塞發(fā)動機[M].北京：國防工業(yè)出版社，2012：4-6.

[3]馬勝利.雙對置二沖程柴油機軸系運動學動力學分析[C].上海：2012年中國特種發(fā)動機工程及應(yīng)用學術(shù)年會論文集，2012，77-81.

[4]史照熙.柴油機設(shè)計手冊[M].北京：中國農(nóng)業(yè)出版社，1984：583-613.