8V280柴油机平衡方案设计及平衡性能分析

8V280柴油机平衡方案设计及平衡性能分析

肖民，钱志鹏

（江苏科技大学能源与动力工程学院，江苏镇江212003）

摘要：针对8V280柴油机二阶往复惯性力及倾覆力矩难以平衡的问题，通过平衡性能计算对额定转速工况下的柴油机进行双轴平衡方案设计，并基于虚拟样机技术对柴油机的平衡特性进行多方面研究分析。动力学仿真分析发现，计算出的倾覆力矩曲线与理论计算的曲线非常吻合，充分证明了仿真模型与仿真结果的正确性，同时也验证了双轴平衡方案的有效性。在刚柔耦合柴油机模型的基础上，完成了整机振动烈度速度值的仿真测量，其振动情况达到了“容许”级别，进一步体现了双轴平衡方案的平衡效果，也为生产实体样机的可行性提供了可靠的依据。

关键词：柴油机；平衡轴；虚拟样机；振动

中图分类号：TK422 文献标志码：A 【DOI】10.13788/ki.cbgc.2017.07.001

Balancing Scheme Design and Balanced Performance

Analysis of 8V280 Diesel Engine

XIAO Min, QIAN Zhipeng

(School of Energy and Power Engineering, Jiangsu University of Science and Technology, Jiangsu Zhenjiang 212003, China)

Abstract:Aiming at the problem that the second - order reciprocating inertia force and overturning moment of 8V280 diesel engine are difficult to balance, the balance scheme of diesel engine is designed by balancing performance calculation, and the balance characteristic of diesel engine is researched and analyzed based on virtual prototyping technology. Through the dynamic simulation analysis, the overturning moment curves are measured and the calculated curves are in good agreement with each other, which proves the correctness of the simulation model and the simulation results, the validity of the biaxial equilibrium scheme is also verified . Based on the rigid-flexible coupling diesel engine model, the vibration velocity measurement is completed，the vibration situation has reached the allowable level, and the balance effect of the biaxial balancing scheme is shown. It also provides a reliable basis for the feasibility of producing the physical prototype.

Key words:diesel engine; balance shaft; virtual prototyping; vbration

0 引言

目前中国中车有限公司生产的柴油机产品中，对于额定功率在2 000 kW～3 000 kW之间的柴油机，只有直列8缸机型，柴油机轴向尺寸长，且质量大，制造成本较高。相比直列8缸柴油机，V8柴油机轴向尺寸缩短一半，质量也大大减少，紧凑性好，刚度强，在船舶领域和机车领域得到广泛使用。

从8V280型柴油机的平衡性能来看，该柴油机存在较大的不平衡惯性力（矩），双轴平衡因其布置方便、平衡效果好和紧凑可靠等优点而多被采用，如王纪福[1]采用理论设计及仿真分析的方法对3种平衡方案进行比较发

现，采用平衡轴方案更能有效改善90° V6柴油机的整机振动性能；HUEGE等[2]在排量2.0 L的双顶置凸轮轴发动机的基础上安装了双轴平衡机构，使得其振动与噪声性能大大提高，与未安装平衡轴的发动机相比，其噪声水平下降了60%，振动烈度下降了70%。所以，8V280柴油机平衡方案采用双轴平衡方案。

目前，国内外学者在进行平衡方案设计之后，大多只从单个方面对平衡效果进行验证，有的学者从振动方面对平衡效果进行验证，如HEUSER等[3]对福特内燃机进行平衡方案设计后，通过实体样机测量技术发现车体的振动情况有所改善。还有一些学者用平衡前后倾覆力矩的对比来验证平衡方案的平衡效果，如张保成等[4]对8V150柴油机进行平衡轴方案设计后，通过虚拟样机仿真发现，平衡后的柴油机倾覆力矩波动幅值显著降低。本文运用平衡性能计算对柴油机的平衡方案进行设计，并结合虚拟样机技术对8V280柴油机的平衡性能进行多方面研究，验证仿真模型及其结果正确性，以及双轴平衡方案的平衡效果。首先，运用传统的柴油机平衡性能计算，计算出安装平衡轴前后倾覆力矩的变化曲线，并设计出相应的平衡方案；然后，基于虚拟样机技术，分析该型柴油机在额定运转工况下安装平衡轴前后倾覆力矩曲线，并与理论计算的结果进行对比；最后，建立刚柔耦合的虚拟样机模型，完成该柴油机振动烈度速度值的仿真测量及评估。

1 8V280柴油机平衡方案设计

8V280柴油机平衡方案的设计主要从平衡机构的选取、平衡机构的设计和平衡效果的对比3个方面进行。在8V280柴油机最优平衡机构的基础上，根据额定转速工况下柴油机的平衡特性设计出平衡机构的各项参数，并对平衡前后的效果进行对比。

1.1 平衡机构的选用

对于V型的8缸柴油机来说，目前采用的平衡措施主要包括平衡块平衡、单轴平衡、双轴平衡及曲轴连杆轴颈错拐[5]4种。考虑到系列化设计指导思想、试制周期以及一次性成功的要求，需从紧凑性、可靠性、简易性和维修性等方面进行权衡和决策。未选择单轴平衡及曲轴连杆轴颈错拐的主要原因是：前者紧凑性差，轴承负荷大，容易出故障，使用时灵活性不好，动力输出头少；后者则是制造工艺复杂，研制周期长，需要反复地进行分析校验，一次性成功把握小。对于平衡块平衡，虽然可以在前后传动系统中布置平衡块，但是机体会承受较大的内力矩，增大机体的变形，并且在前传动系统添加质量会增大机械噪声。

双轴平衡方案就是在曲轴的两侧布置平衡轴，使其以2倍的曲轴转速与曲轴同向旋转。平衡轴的位置很容易进行布置，还可以对初始的安装角进行合理选择，平衡轴旋转过程中形成的离心力以及附加力矩可以有效调整以使离心力抵消往复惯性力的同时，还能产生附加力矩衰减倾覆力矩[6]。此外，柴油机机体的附件布置可保持不变，机体的变形相对较小，所以双轴平衡方案更适合8V280柴油机。

1.2 双轴平衡方案设计

柴油机的倾覆力矩是引起柴油机振动最主要的因素，气体压力及一、二阶往复惯性力在活塞处产生一个侧推力而形成力矩，这个力矩将使发动机产生侧向振动，即倾覆力矩[7]。为了能够让设计的平衡轴在满足力平衡的同时，又产生附加力矩抵消二阶倾覆力矩，所以在计算出单缸倾覆力矩并进行叠加之后，通过Matlab的曲线拟合工具箱拟合出倾覆力矩曲线，并提取出倾覆力矩的常数项及二阶谐波分量作为8V280柴油机总的倾覆力矩：M=27 740+558×cos(2φ)+3 528×sin(2φ) （1）

式中：M为柴油机总倾覆力矩，N·m；φ为曲轴转角，°CA。

为了保证平衡轴在完全平衡二阶往复惯性力的同时，又能产生一个符合要求的附加力矩，将平衡轴布置在曲轴平面下方，如图1所示，两根平衡轴在初始时刻产生的旋转惯性力Q相对于基准轴皆向内偏转。

图1 平衡轴空间布置图

2

3 平衡轴产生的旋转惯性力与二阶往复惯性力抵消：

j 2j 2I 1I

2cos()

3tan P Q Q m R l l ξθλωξ=-=?= （2） 式中：Q 为平衡轴的旋转惯性力，N ；P jII 为柴油机的二阶往复惯性力，N ；λ为曲柄连杆比；R 为曲柄半径，m ；ω为曲轴转速，rad/s ；m j 为往复质量，kg ；ξ为平衡轴和曲轴中心连线与水平线之间的夹角，°CA ；θ为旋转惯性力与垂直于平衡轴与曲轴连线方向的夹角，°CA ；l 1为平衡轴与曲轴之间的水平距离，m ；l 2为平衡轴与曲轴之间的竖直距离，m 。

平衡轴的附加力矩为

2j 22

12cos(2)cos(2)2sin sin 223sin sin 2M Q l Q l

Ql m R l l l l θ?θ?θ?

λωθ?'=+?--?=-=-?=+ （3） 式中：M ′为平衡轴的附加力矩，N·m ；l 为平衡轴与曲轴之间的直线距离，m 。

平衡轴的附加力矩抵消倾覆力矩，要求附加力矩中的正弦项能够与柴油机倾覆力矩中的正弦项相互抵消，从而得到平衡轴的相位角：，此时：ξ－θ=11.734°。

4.016o θ=

即当平衡轴的旋转惯性力偏离竖直方向向内偏转11.734°时，附加力矩中的正弦项可以和柴油机倾覆力矩中二阶谐波分量的正弦项相互抵消。将平衡轴的相位角算出之后，代入式（2）便可求出平衡轴的旋转惯性力Q =56 490 N ，然后再设定平衡轴的旋转半径，求出旋转质量等相关参数[8]。

1.3 平衡性能对比

8V280柴油机平衡性能对比主要是通过倾覆力矩曲线的对比来显示。通过柴油机的平衡性能计算，得到安装平衡轴前总倾覆力矩和安装平衡轴后剩余倾覆力矩随曲轴转角变化曲线，如图2所示。由图2可知，在添加了平衡轴之后，柴油机倾覆力矩中的二阶分量正弦项完全被抵消，只剩下了常数项和余弦项，柴油机剩余倾覆力矩的波动幅度显著变小。

图2 柴油机总倾覆力矩和剩余倾覆力矩变化曲线

2 8V280柴油机动力学仿真分析

建立虚拟样机能够更加全方面地对柴油机的平衡性能进行研究，通过动力学仿真分析及与理论计算的结果进行对比发现，在验证仿真模型及仿真结果正确性的同时，也证实了双轴平衡方案的平衡效果。

2.1 8V280柴油机多刚体模型的建立

利用Creo 建立8V280柴油机零件模型并进行装配，以副本格式导入ADAMS 软件中[9]。导入到软件之后的模型需要对单位、材料属性和重力方向进行设置，除了活塞组件定义为铝合金之外，其他构件均定义为钢铁。为让所建立的模型能够进行动力学计算，需对8V280柴油机多刚体模型进行约束，所需添加的约束主要有固定副、滑动副、旋转副和齿轮副[10]。

8V280柴油机虚拟样机的运转还需在曲轴上添加驱动以及在活塞的顶部添加缸压。根据8V280柴油机额定运转的工况，曲轴的转速为1 000 r/min ，由于ADAMS 中使用的单位是(°/s)（度每秒），因此在曲轴上添加旋转驱动，驱动的转速设定为6 000 °/s ；而对于缸内气体压力的施加，用在活塞顶部施加随时间变化的缸压曲线来实现，这

样活塞会对气缸产生侧压力，形成倾覆力矩，在上下止点产生的振动冲击也会接近于柴油机的实际运转状况。建立好的8V280柴油机多刚体模型如图3所示。

图3 ADAMS环境下8V280柴油机多刚体模型

2.2 平衡性能分析

因为内燃机的倾覆力矩作用在机架上，因此选取柴油机的机架为研究对象。通过测量机架上沿着曲轴方向的力矩得到柴油机的倾覆力矩[11]，与理论计算的处理方法一样，测量出柴油机的倾覆力矩后提取其常数项及二阶谐波分量作为柴油机的总倾覆力矩。在ADAMS软件中设置仿真时间及仿真步数，仿真时间设置为0.12 s，即曲轴旋转两圈（720°），仿真步数设置为144步。在计算机上运行一段时间后，即可测量出柴油机的动力学特性参数。

图4为安装平衡轴前总倾覆力矩的仿真-理论对比图，从图中可以看出仿真的曲线与理论计算的曲线比较吻

合。从波动曲线的极值来看，

仿真计算最大值为31 500 N·m，理论计算最大值为31 311 N·m，误差为0.6%；仿真计算的最小值为24 140 N·m，理论计算最小值为24 169 N·m，误差为0.12%。从波动的幅值上来看，理论计算的波动幅值为7 360 N·m，仿真计算的波动幅值为7 142 N·m，误差为3.08%。

图4 安装平衡轴前总倾覆力矩仿真-理论对比曲线图

图5为安装平衡轴后剩余倾覆力矩仿真-理论对比图，从波动曲线的极值来看，仿真计算最大值为28 304 N·m，理论计算最大值为28 298 N·m，误差为0.02%；仿真计算的最小值为27 218 N·m，理论计算最小值为27 182 N·m，误差为0.13%。从波动的幅值上来看，理论计算的波动幅值为1 086 N·m，仿真计算的波动幅值为1 116 N·m，误差为2.68%，仿真的曲线与理论计算的曲线比较吻合。

图5 安装平衡轴后剩余倾覆力矩仿真-理论对比曲线图

图6为安装平衡轴前后倾覆力矩对比图，从仿真的曲线来看，平衡轴安装前倾覆力矩波动的幅值为7 360 N·m,平衡轴安装之后的波动的幅值为1 086 N·m，波动幅值降低了85.24%。从平衡的效果来看，平衡轴抵消了大部分二阶倾覆力矩，与理论计算的平衡效果同样显著，同时也证明了仿真模型及仿真结果的正确性。

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