8V150柴油機曲柄連桿機構的動力學分析

（中北大學機械工程與自動化學院，山西太原030051）

8V150柴油機曲柄連桿機構的動力學分析

張海礁，張阿玲，李金明
（中北大學機械工程與自動化學院，山西太原030051）

內燃機的振動和噪聲問題日益突出。通過對8V150柴油機運動學和動力學進行研究，從受力分析入手，運用MATLAB軟件，對曲柄連桿進行運動學和動力學仿真，得出其扭矩輸出特性；為平衡其慣性力提供可靠的依據，并結合輸出不均勻系數建立判斷輸出扭矩的均勻性的檢驗體系，為優化柴油機相關參數提供參考依據。

曲柄連桿機構 動力學仿真 不均勻系數 MATLAB

1 引言

柴油機正在向大功率、輕量化、低消耗、低排放的方向發展，然振動和噪聲問題卻日益突出[1]，致使其零部件磨損加重、噪聲升高、壽命降低，工作條件惡化。在周期性變化的動載荷作用下，柴油機的主要零部件在柴油機工作轉速范圍內發生強烈共振，嚴重影響柴油機工作的可靠性，在深入研究柴油機曲柄連桿機構工作過程與原理基礎上，分析其運動過程和受力情況。對柴油機進行動力學研究，建立檢驗體系，能為改善柴油機的相關參數，優化柴油機性能提供可靠的數據依據。縮短研發和優化周期，提高生產效率。

2 曲柄連桿機構中作用力和力矩[2]

用動力學觀點考察，作用在曲柄連桿機構上的主要作用力有氣體作用力、運動質量的慣性力。氣體作用力與柴油機的工作過程及負荷狀態有關，是曲柄轉角的函數，可由理論計算示功圖或實測示功圖求得。曲柄連桿機構運動時產生的慣性力，它與各運動部件的質量成正比。運動件的慣性力則用幾個適當配置的集中質量來代替分布的質量，曲柄連桿機構復雜的慣性力系簡化為曲柄的離心慣性力和活塞的往復慣性力。曲柄連桿機構簡化為無質量的連桿和集中在活塞銷中心和曲柄銷中心的兩個集中質量。以便計算出在柴油機穩定工況下活塞、連桿及曲柄的運動規律與受力。

由已知曲柄連桿機構系統中各部件的質量：活塞組質量mp（5.011 kg），連桿小頭替代質量m1（1.862 kg），連桿大頭替代質量m2（4.053 kg），將各個質量分別乘以相應的運動加速度就得到各運動零件上的慣性力Pj，它與作用在活塞頂上的氣體壓力共同作用在活塞銷上，然后通過連桿傳至曲柄銷中心，該合力一方面驅動曲軸旋轉對外作功，另一方面經過主軸承傳至機體。通過分析力與力矩的全部傳遞過程，可以了解曲柄連桿機構中主要零件的主要受力狀況，見圖1。

圖1 曲柄連桿機構受力分析簡圖

2.1 缸體氣體壓力

缸內氣體壓力，隨曲線轉角不同而作周期性變化。氣體壓力作用在活塞頂上，通過活塞銷傳遞到曲柄連桿機構。作用在活塞上的氣體作用力Pg等于活塞上、下兩面的空間內氣體壓力差與活塞頂面積的乘積，即

式中，

p——氣缸內的氣體壓力（MPa）；

p'——曲軸箱內氣體壓力（MPa）；

D——活塞直徑（mm）。

如圖2所示，氣缸內的氣體壓力p隨曲柄轉角α的變化關系曲線可由示功圖表示。對于四沖程柴油機來說，一般取p'=0.1 MPa。

2.2 曲柄連桿機構的慣性力

（1）往復慣性力

在曲柄連桿機構中，活塞組質量mp=5.011 kg和連桿小頭代替質量m1=1.862 kg都沿氣缸中心線作直線往復運動，因此，集中在活塞銷中心作往復直線運動的質量為

圖2 柴油機示功圖

慣性力的大小等于運動質量和加速度的乘積，而方向則與加速度相反，因此曲柄連桿機構總的往復慣性力為

因此，如圖3所示為往復慣性力變化曲線。

圖3 往復慣性力變化曲線

（2）離心慣性力

在曲柄連桿機構中，曲軸不平衡質量mk=14. 533 kg和連桿大頭代替質量m2=4.053 kg都簡化于曲柄銷中心處，并隨曲柄作回轉運動，因此回轉運動總的不平衡質量為

則曲柄連桿機構的不平衡的離心慣性力為

由此可以計算得到，當轉速n為2 200 r/min時，曲柄連桿機構的不平衡離心慣性力Pr為78.954 kN，其方向總是沿著曲柄半徑方向向外，隨曲柄一起回轉。

3 曲柄連桿機構中力的作用效果分析

3.1 活塞銷處的總作用力

由前可知，在活塞銷中心處，同時作用著氣體作用力Pg（圖2所示）和往復慣性力Pj（圖3所示），由于作用力的方向都沿著氣缸中心線，故只需將其代數和相加，即可求得合力PΣ為

圖4表示了Pg、Pj、PΣ隨曲軸轉角α的變化關系。作用在活塞銷處的總作用力PΣ對曲柄連桿機構產生一系列的力和力矩。

圖4 氣體作用力Pg和往復慣性力Pj的合成PΣ

3.2 曲柄連桿機構中力的作用效果

氣體作用力Pg和往復慣性力Pj的合力PΣ，經曲柄連桿機構的傳遞，產生了一繞曲軸回轉中心線對外輸出的動力矩——單缸指示扭矩M1，其隨曲軸轉角的變化規律如圖5所示。

圖5 單缸指示扭矩

由式

可知，傳遞到曲軸中心的垂直于氣缸中心線的力N'，它與缸壁側推力N大小相等、方向相反，產生了一個與指示扭矩M1反向的力偶矩MN1，常稱為反力矩或單缸傾覆力矩。其值為

上式說明，對曲柄連桿機構而言，一個氣缸發出的指示扭矩M1，與傾覆力矩MN1其值相等，而方向相反。MN1通過機體傳遞到柴油機的安裝支架上，它是引起柴油機繞曲軸中心線產生縱搖振動的最重要的內在激勵因素。

綜上所述，柴油機缸內的氣體壓力和往復運動慣性力經由曲柄連桿機構傳遞，產生了柴油機的輸出扭矩M1，用于驅動負載對外做功；在力傳遞的過程中所產生的反扭矩、曲柄旋轉運動慣性力，最終傳遞至柴油機機體，引起柴油機的振動。

4 8V150柴油機曲柄連桿機構動力學分析

8V150柴油機是一種單軸多列式柴油機，相當于兩臺直列式柴油機共用一根曲軸，并按一定的氣缸夾角組合成一臺完整的柴油機。其功率大、結構緊湊、質量及尺寸小，適用于高速和強載度高的場合使用。

前面針對單個曲柄連桿機構進行了動力學的分析仿真，8V150柴油機由單缸機按照V型結構形式組合而成。下面按照曲柄排列方式和發火順序的要求，各缸間按給定的工作相位將單個曲柄連桿機構中所傳遞的載荷進行合成。其中，所合成的整機動力扭矩決定了柴油機整機對外作功的能力，各慣性載荷在整機空間力系中是否相互抵消，決定了整機慣性力系的平衡特性。

4.1 8V150柴油機的輸出扭矩

多缸柴油機的總扭矩，等于同時刻各氣缸扭矩之和。

8V150柴油機發火順序為1-8-3-6-4-5-2-7。氣缸夾角為90°。對于發火間隔均勻的柴油機來說，總扭矩應該是將各缸的扭矩曲線錯開一個相當于發火間隔角ξ，然后進行疊加的結果。對于四沖程8缸柴油機而言，ξ=720°/Z=90°。

設為一個氣缸在曲柄轉角為α時刻的扭矩，則在該時刻整機的總扭矩為

將各曲軸轉角α時刻的Ms求出后，就可畫出柴油機整機的總扭矩圖。實際上，對于發火均勻的柴油機來說，其總扭矩曲線是以發火間隔角為周期循環變化的。圖6所示為8V150柴油機第一缸和第二缸的扭矩曲線，圖7所示為8V150柴油機各缸扭矩疊加成總扭矩的曲線圖。

圖6 第1缸和第2缸的扭矩曲線

圖78 V150柴油機總扭矩曲線

根據柴油機的總扭矩曲線圖，便可求其平均指示扭矩Mim=0.052 kN·m，Mmax=0.1628 kN·m，Mmin= -0.0357 kN·m。

4.2 輸出扭矩的不均勻性

如前所述，柴油機即使在穩定工況下運轉，其輸出扭矩也總是波動變化的。為了評價柴油機合成扭矩波動的程度，通常采用扭矩不均勻系數來表示（參見圖8），即

式中，

Mmax——扭矩的最大值；

Mmin——扭矩的最小值；

Mim——平均扭矩。

對同一柴油機來說，扭矩不均勻系數隨柴油機工況的變化而變化，以柴油機在標定工況時值為最小。對不同柴油機來說，值的大小與沖程數和氣缸數有關。值越小柴油機輸出扭矩就越平穩，利用扭矩不均勻系數，用以評價柴油機扭矩的均勻程度。8V150柴油機的不均勻系數為3.82。

圖88 V150柴油機部分總扭矩曲線

5 結論

（1）利用Matlab進行仿真，分析研究8V150柴油機的扭矩輸出特性。

（2）根據模擬過程機構的運動規律，分析機構運動的慣性力平衡問題，發現反扭矩、曲柄旋轉運動慣性力，為柴油機振動的主要原因。

（3）通過輸出扭矩的模擬和不均勻系數聯合建立檢驗體系，實現“改變參數-模擬檢驗-優化設計”的重要設計優化循環，從而改變用分析成品性能來進行產品的優化以降低研發成本，提高效率。

1王孚懋，任勇生，韓寶坤編著.機械振動與噪聲分析基礎[M].北京:國防工業出版社，2009.

2張保成，蘇鐵熊，張林仙.內燃機動力學[M].北京：國防工業出版社，2009.

3譚達明.內燃機振動控制[M].成都:西南交通大學出版社，1993.

8V150 Diesel Engine Dynamics Analysis

Zhang Haijiao,Zhang Aling,Li Jinming
（Mechanical Engineering and Automation College,North University ot China,Taiyuan 030051,China）

With the internal-com bustion engine technology growing fast,its vibration and noise problems have become increasingly prominent.Through conducts the research to the 8V150 diesel engine kinematics,starting from the stress analysis and import MATLAB software,the kinematic simulation of the crank,reached its torque output characteristics;To provide a reliable basis for balancing the inertial force, combined with the output set up to determine output torque differential coefficient of uniformity test system to provide offerences for upgrading the related cases.

crank rod system,kinematics simulation,differential coefficient,MATLAB

10.3969/j.issn.1671-0614.2011.04.006

來稿日期：2011-09-05

張海礁（1987-），女，在讀研究生，主要研究方向為機械工藝裝備設計。