對置活塞二沖程汽油機動力學特性分析

馬富康， 馮耀南， 馮云鵬， 蘇鐵熊， 趙振峰

(1. 中北大學機械與動力工程學院， 山西 太原 030051； 2. 北京特種車輛研究所， 北京 100072；3. 北京理工大學機械與車輛學院， 北京 100081)

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對置活塞二沖程汽油機動力學特性分析

馬富康1， 馮耀南1， 馮云鵬2， 蘇鐵熊1， 趙振峰3

(1. 中北大學機械與動力工程學院， 山西 太原 030051； 2. 北京特種車輛研究所， 北京 100072；3. 北京理工大學機械與車輛學院， 北京 100081)

結合對置活塞二沖程汽油機對置曲柄連桿機構的設計要求，提出了4種布置方案，利用Matlab/Simulink建立了動力學仿真模型，分析了不同方案的動力學特性。結果表明，活塞運動相位差一定時，4種方案的活塞相對運動規律和缸體橫向力變化規律相同；隨著相位差增大，缸體橫向力波動幅值增大，平衡性變差。軸對稱布置的對置曲柄連桿機構曲軸旋向相反，對置活塞對缸體的側壓力方向相同；中心對稱布置的對置曲柄連桿機構曲軸旋向相同，對置活塞對缸體的側壓力方向相反。軸對稱布置的缸體豎直方向合力受相位差的影響極小，約為傳統發動機的2倍，相對缸體中心的力矩隨相位差的增大其幅值增大；中心對稱布置的缸體豎直方向合力隨著相位差的增大而增大，且遠小于傳統發動機，相對缸體中心的力矩受相位差的影響極小。方案3中進排氣側缸體側壓力的方向及變化規律有利于氣缸體水平布置的缸套潤滑和實現兩側曲軸的同向同步。

對置活塞發動機； 二沖程發動機； 曲柄連桿機構； 運動學； 動力學

對置活塞二沖程(Opposed-Piston Two-Stroke，OP2S)發動機取消了氣缸蓋和配氣機構等復雜零部件，由對置活塞頂面配合氣缸套壁面組成燃燒室，通過氣缸套兩端的進排氣口完成換氣，具有效率高、功率密度高和平衡性好等優點[1]。在能源與環境危機的背景下，隨著現代設計技術的應用，OP2S發動機已被人們重新重視起來[2-5]。OP2S汽油機采用傳統曲柄連桿機構在缸體兩側對稱布置，并通過鏈傳動實現對置活塞的同步運動；采用“氣口—氣口”式直流掃氣方式和缸內直噴技術，實現噴油和掃氣過程分離。OP2S汽油機具有振動小、噪聲低和功率密度高等特點，而且便于小型化和輕量化設計，因此可用于無人機和小型水下艦艇動力，或者電動車增程器動力[4-7]。

對置活塞發動機的同步機構主要有內外連桿形式、“螺旋錐齒輪+驅動軸形式”和直齒輪形式[1]。OP2S汽油機通過對置曲柄連桿機構并配合鏈傳動實現對置活塞同步運動，兩側曲柄連桿機構的協同運動特性不僅影響對置活塞的相對運動規律和缸內工作過程，而且影響缸體的受力特點和整機平衡。同時，OP2S汽油機采用對置活塞非對稱運動，實現排氣口相對于進氣口提前開啟和關閉的非對稱掃氣和過后充氣，有效提高活塞壓縮過程的相對運動速度和內止點附近的燃燒等容度[7]。對置活塞的非對稱運動和對置曲柄連桿機構的不同布置形式影響OP2S汽油機的動力學特性和缸體平衡。本研究針對OP2S汽油機提出對置曲柄連桿機構的4種布置方案，并考慮對置活塞運動的非對稱性，進行運動學和動力學分析，通過比較不同方案的動力學特性，為OP2S汽油機原理樣機的開發提供依據。

1 對置曲柄連桿機構布置方案

1.1 OP2S汽油機

OP2S汽油機無氣缸蓋和配氣機構，采取噴油器和火花塞在氣缸套側壁布置的缸內直噴系統和點火系統以及“氣口—氣口”式直流掃氣系統，通過鏈傳動實現對置曲柄連桿機構的同步工作。詳細結構原理見圖1，相關參數見表1。

1.2 對置曲柄連桿機構布置

OP2S汽油機采用氣缸體水平布置的形式，兩側活塞運動存在一定的相位差。根據不同的工作特點，對置曲柄連桿機構的布置方案見表2。

氣缸數1連桿總質量/g215缸徑/mm56連桿小頭往復運動質量/g40行程/mm49.5(×2)連桿大頭旋轉運動質量/g175實際壓縮比10.5∶1曲柄旋轉運動質量/g556連桿長度/mm103.5標定功率/kW15活塞組往復運動質量/g156標定轉速/r·min-16000

表2 對置曲柄連桿機構布置方案

1.3 對置曲柄連桿機構仿真建模

假設進排氣側活塞相位差為φ，由傳統曲柄連桿機構的運動規律可知對置活塞相對位移為

對式(1)關于α求導可得活塞相對速度：

對式(2)關于α求導可得活塞相對加速度：

在一個周期內，令X′=0時，得α=-φ/2或α=-φ/2+180°。當α=-φ/2時，X有最小值，即兩活塞距離最近，定義為內止點；當α=-φ/2+180°時，X有最大值，即兩活塞距離最遠，定義為外止點。因此，當相位差為φ，排氣活塞運動到越過上止點φ/2，進氣活塞運動到距離上止點φ/2時，對應的位置為等效上止點，即內止點[8]。

根據對置活塞相對運動特點進行上止點等效和曲軸轉角等效，結合傳統曲柄連機構運動學理論，利用數值計算軟件Matlab/Simulink建立對置曲柄連桿機構仿真模型(見圖2)。

圖2 仿真模型

2 對置曲柄連桿機構運動學特性

對置活塞采用非對稱運動形式，實現與傳統內燃機不同的氣缸容積變化規律。由圖3可以看出，對置曲柄連桿機構的不同布置方案所對應的活塞相對運動規律一致。相位差影響工作過程中缸內容積的最大值和最小值。當相位差由0°變化到15°時，內止點處活塞之間的最小距離增加，外止點處活塞之間的最大距離減小，壓縮比減小。

由圖4可知，活塞運動到內止點附近時，相位差越大，相對速度越小。由于相位差的存在，所以當排氣活塞離開內止點時，進氣活塞向內止點靠近，兩活塞存在追趕過程，且相位差越大，追趕過程越長。因此，相位差越大，內止點附近活塞相對速度越小，有利于等容燃燒和熱效率的提高。

圖3 不同相位差下的活塞相對位移

圖4 不同相位差下的活塞相對速度

圖5示出不同相位差時對置活塞加速度矢量和。對比不同相位差時活塞加速度矢量和及其正負向最大值，同一活塞運動相位差時，正負向最大值相等；且相位差越小，對置活塞加速度的矢量和越小，機構的平衡性越好。

圖5 不同相位差下的活塞加速度矢量和

3 對置曲柄連桿機構動力學特性

3.1 軸對稱布置形式

以方案1為例，針對軸對稱布置的對置曲柄連桿機構進行動力學特性分析。缸體受力主要源于缸內氣壓力、往復慣性力、旋轉慣性力以及由此產生的傾覆力矩[10](見圖6)。缸體以o1和o2點作為支撐在缸體側壓力的作用下總體呈現受彎曲作用。

圖6 方案1作用在缸體的力

當相位差為0時，進排氣側水平方向的慣性力合力為0；進排氣側豎直方向的慣性力相同，即PerH=PirH；進排氣側的缸體側壓力相同，即Ne=Ni。圖7表明，當相位差為0時，兩側曲柄連桿機構的水平方向的往復慣性力和旋轉慣性力的水平分量大小相等、方向相反，合力為0；隨著相位差的增大，缸體水平方向受力呈現周期性波動，且相位差越大其波動幅值越大，但遠小于傳統發動機的沿氣缸軸線方向的缸體受力。OP2S發動機的缸體沿氣缸軸線方向的受力可以通過調整相位差及往復運動質量和旋轉運動質量進行調節，從而實現缸體水平方向的平衡。

圖8表明，當相位差為0時，兩側曲柄連桿機構的旋轉慣性力的豎直分量大小相等、方向相同，合力最大；對置活塞運動相位差對缸體豎直方向受力影響極小，缸體豎直方向受力約為傳統發動機的垂直氣缸軸線方向缸體受力的2倍。

圖9示出對置曲柄連桿機構軸對稱布置時進排氣側的缸體側壓力所產生的傾覆力矩，以順時針方向為正。在膨脹過程，進氣側傾覆力矩隨著相位差的增大而減小，排氣側傾覆力矩隨著相位差的增大而增大，且排氣側傾覆力矩大于進氣側。由于進排氣活塞的非對稱運動，排氣活塞較進氣活塞提前，在進排氣活塞絕對位移相同時，二者所對應的等效曲軸轉角和缸內壓力不同，排氣側活塞運動的提前導致其所對應的缸內壓力較高、所分解的側壓力較大，因此傾覆力矩較大。同時，隨著相位差的增大，進氣側傾覆力矩隨著相位差的增大而減小，排氣側傾覆力矩隨著相位差的增大而增大。在膨脹過程后期，進排氣側缸體側壓力均減小，傾覆力矩的力臂減小，且在同一等效曲軸轉角位置，排氣側缸體側壓力隨著相位差的增大而增大，傾覆力矩的力臂隨著相位差的增大而減小，因此在122°時傾覆力矩趨于一致。進氣側缸體側壓力隨著相位差的增大而減小，傾覆力矩的力臂隨著相位差的增大而增大，因此在128°時傾覆力矩趨于一致。在掃氣過程和壓縮過程中，缸內壓力較低，相位差對進排氣側缸體側壓力的影響較小，因此進排氣側傾覆力矩較小，且不同相位差所對應的傾覆力矩差異較小。

圖8 方案1缸體豎直方向受力

圖9 方案1傾覆力矩

3.2 中心對稱布置形式

以方案3為例，針對中心對稱布置的對置曲柄連桿機構進行有無相位差時的動力學特性分析。由圖10可見，缸體以o1和o2點作為支撐在缸體側壓力的作用下總體呈現受剪切作用。

圖10 方案3作用在缸體的力

當相位差為0時，進排氣側水平方向的慣性力合力為0；進排氣側豎直方向的慣性力相反，即PerH=-PirH；進排氣側的缸體側壓力相反，即Ne=-Ni。對置曲柄連桿機構缸體水平方向的受力主要源于水平方向的往復慣性力和旋轉慣性力的水平分量，其大小主要取決于運動質量和相位差，方向與活塞運動速度有關，因此對于4種布置方案，其缸體水平方向的受力一致。

由圖11可知，當相位差為0時，兩側曲柄連桿機構的旋轉慣性力的豎直分量大小相等、方向相同反，合力為0；隨著相位差的增大，兩側曲柄旋轉慣性力豎直分量的合力幅值增大，在等效曲軸轉角的為90°和270°時，兩側曲柄旋轉慣性力的豎直分量大小相等方向相反，合力為0。相位差對缸體豎直方向受力影響較大，且缸體豎直方向受力遠小于傳統發動機的垂直氣缸軸線方向的缸體受力。

圖11 方案3缸體豎直方向受力

對置曲柄連桿機構中心對稱布置時進排氣側的缸體側壓力所產生的傾覆力矩與軸對稱布置時的傾覆力矩變化規律一致，只存在力矩方向的不同(見圖12)。對于4種對置曲柄連桿機構的布置方案，相位差對傾覆力矩的影響規律一致。

圖12 方案3傾覆力矩

4 對置曲柄連桿機構方案分析

4.1 缸體側壓力對比

基于圖9的分析，排氣側缸體側壓力隨相位差的增大而增大，進氣側缸體側壓力隨相位差的增大而減小。不同方案進排氣側最大缸體側壓力隨相位差的變化見圖13，以沿Y軸正方向為正。對置曲柄連桿機構的布置方式只影響進排氣側缸體最大側壓力的方向；相位差影響缸體側壓力的大小。相位差的增大有利于減小進氣側缸體側壓力，降低進氣側缸套的磨損，同時，導致排氣側缸體側壓力增大，增加排氣側缸套的磨損。

圖13 不同方案缸體最大側壓力比較

結合OP2S汽油機水平布置的特點，氣缸套下半部分有利于形成潤滑油膜，因此最大側壓力方向應盡可能向下[11]。不同方案進排氣側缸體最大側壓力方向和特點見表3。

表3 不同方案缸體最大側壓力特點

方案1可實現進排氣側缸體最大側壓力均向下，有利降低缸套磨損，但兩側曲柄異向旋轉不能通過鏈傳動直接同步；方案3可實現排氣側缸體最大側壓力向下，進氣側缸體最大側壓力均向上；方案4可實現排氣側缸體最大側壓力向上，進氣側缸體最大側壓力均向下。當相位差不為0時，排氣側缸體最大側壓力大于進氣側缸體最大側壓力。選擇方案3可使得較大的排氣側缸體側壓力方向向下，較小的進氣側缸體側壓力方向向上，同時方案3中隨著相位差的增大，排氣側缸體最大側壓力增大，進氣側缸體最大側壓力減小，且兩側曲柄同向旋轉有利于通過鏈傳動直接同步。

4.2 缸體橫向平衡分析

缸體橫向(氣缸軸向)受力源于缸內氣壓力、進排氣側往復慣性力和旋轉慣性力的軸向分量。對于4種方案，當相位差為0時，缸體橫向受力為0；當相位差不為0時，缸體橫向受力為周期性變化，且隨著活塞運動相位差的增大，缸體橫向力的幅值線性增加(見圖14)。因此，在滿足OP2S汽油機掃氣和熱力過程的同時，需要對兩側曲柄連桿機構的往復運動質量和旋轉運動質量進行匹配，消除由相位差而引起的缸體橫向不平衡[12]。

圖14 缸體橫向力幅值隨活塞相位差的變化

4.3 缸體縱向平衡分析

缸體縱向(垂直于氣缸軸向)受力源于缸內氣壓力和往復慣性力所分解的側壓力和旋轉慣性力的垂直氣缸軸向分量。對于OP2S汽油機，采用水平對置曲柄連桿機構和兩端支撐，縱向力的作用效果可以等效為繞氣缸中心的力矩進行研究。

圖15示出4種方案缸體縱向力相對缸體中心的力矩，以順時針方向為正。由圖15可看出，當相位差為0時，方案1和2的缸體縱向受力相對于缸體中心所產生的力矩為0。方案1和2相對缸體中心的力矩變化規律一致，方向相反，且隨著相位差的增大其變化幅值增大；方案3和4相對缸體中心的力矩變化規律一致，方向相反，且相位差對其變化幅值的影響極小。方案1和2相比于方案3和4的相對缸體中心力矩總體較小。方案1和2相對缸體中心的力矩隨相位差的增大其變化幅值增大，方案3和4相對缸體中心的力矩受相位差的影響極小，因此方案1和2有利于整機的縱向平衡。基于OP2S汽油機采用鏈傳動進行對置曲柄連桿機構直接同步和設計活塞運動相位差提高掃氣效率和燃燒等容度，選擇方案3和4。結合4.1節缸體側壓力對比，選擇方案3時，進排氣側缸體側壓力的方向及變化規律有利于氣缸體水平布置的缸套潤滑和實現兩側曲軸的同向同步。

圖15 相對缸體中心的力矩

5 結論

a) 不同布置方案的對置活塞相對運動規律一致，隨著相位差增大活塞相對速度曲線的豐滿度降低，同一活塞相對位移對應的相對速度減小，有利于等容燃燒；但相位差越大，活塞加速度矢量和越大，即機構的平衡性變差；

b) 對置曲柄連桿機構的往復慣性力和旋轉慣性力的水平分量表現為缸體橫向擺動；缸體側壓力和旋轉慣性力的豎直分量表現為缸體繞中心的縱向振動；不同布置方案的缸體橫向受力一致并呈現周期性波動，且相位差越大其波動幅值越大，但遠小于傳統發動機沿氣缸軸線方向的缸體受力；

c) 軸對稱布置時缸體豎直的方向作用力受相位差的影響極小，約為傳統發動機垂直氣缸軸線方向缸體受力的2倍；中心對稱布置時缸體豎直方向合力的幅值隨著相位差的增大而增大，且總體均遠小于傳統發動機垂直氣缸軸線方向的缸體受力；

d) 不同方案中缸體傾覆力矩的大小受相位差的影響規律一致；缸體側壓力直接影響氣缸套的磨損，方案3中進排氣側缸體側壓力的方向及變化規律利于氣缸體水平布置的缸套潤滑和實現兩側曲軸的同向同步；

e) 軸對稱布置時，相對缸體中心的力矩隨活塞運動相位差的增大其變化幅值增大；中心對稱布置時，活塞運動相位差對其變化幅值的影響極小。

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[編輯： 袁曉燕]

Analysis on Dynamics Characteristic of Opposed Piston Two Stroke Gasoline Engine

MA Fukang1, FENG Yaonan1, FENG Yunpeng2, SU Tiexiong1, ZHAO Zhenfeng3

(1. School of Mechanical and Power Engineering, North University of China, Taiyuan 030051, China;2. Beijing Special Vehicle Institute, Beijing 100072, China;3. School of Mechanical Engineering, Beijing Institute of Technology, Beijing 100081, China)

Four schemes were proposed based on the design requirements of opposed crank and connecting rod mechanism for opposed piston two stoke gasoline engine. Selection of different schemes was completed by kinematics and dynamics model that was established by Matlab/Simulink. For the same piston motion phase difference, the relative movement process of opposed piston and cylinder horizontal force were consistent for four schemes. The increase of phase difference would increase amplitude of cylinder horizontal force which was not beneficial to system balance. For the axisymmetric arrangement scheme, the rotation directions of opposed crankshafts were opposite, but the lateral pressure direction of intake and exhaust piston were same. For the centrosymmetric scheme, the things were just opposite. The phase difference had less effect on the vertical direction force which was twice large as much as the force along the direction of cylinder axis in traditional engine for axisymmetric scheme. With the increase of phase difference, the amplitude of central moment for cylinder also increased. A larger piston moving phase difference increased the vertical direction force which was smaller than the force along the cylinder axis direction for traditional engine for centrosymmetric scheme. The phase difference had less effect on relative central moment. For the third scheme, the lateral pressure direction and change laws of intake and exhaust piston were more suitable to cylinder lubrication and crankshaft synchronization.

opposed piston engine; two stroke engine; crank and connecting rod mechanism; kinematics; dynamics

2016-10-25；

2017-03-30

國家部委級基礎研究項目(B2220110005)

馬富康(1979—)，男，講師，博士，主要研究方向為新型動力系統設計及理論；mfknuc@126.com。

馮耀南(1986—)，男，講師，碩士，主要研究方向為動力機械結構動態設計；ncit-feng@nuc.edu.cn。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.03.009

TK411.2

B

1001-2222(2017)03-0049-07