魯秋平

（沈陽航天譽興機械制造有限公司，沈陽 110043）

0 引言

4G6 汽油機主要有 3 種型別：4G63（2.0T）、4G64（2.4T）、4G69（2.4T），前兩種是 4G6汽油機的基本型號，4G69是4G64的改進型號，曲柄連桿保持不變，采用可變氣門技術(shù)，可增加換氣量，提高燃油經(jīng)濟性。本文以曲柄連桿機構(gòu)為研究對象，選擇4G63、4G64兩種型號為4G6發(fā)動機實例。

曲柄連桿是發(fā)動機主要動力傳輸機構(gòu)，其效率的高低直接決定了發(fā)動機整機的工作效率。工程技術(shù)人員對提高發(fā)動機效率的研究往往集中于配氣機構(gòu)，換氣系統(tǒng)，燃油供給系統(tǒng)等方面，相關(guān)成果已經(jīng)成功應(yīng)用在發(fā)動機上，而如果曲柄連桿機構(gòu)自身的效率就不高，即使其它方面技術(shù)再完善，整機效率也不會太高［1］。所以，研究曲柄連桿機構(gòu)的傳動特性，給出提高發(fā)動機效率的方法是非常必要的，對于提高發(fā)動機燃油經(jīng)濟性有良好的指導(dǎo)意義。

1 傳動效率影響因素

汽油機作功時，作用于曲柄連桿機構(gòu)上的力和力矩有4個方面：1）活塞頂部受到的氣體燃燒力；2）機構(gòu)運動產(chǎn)生的慣性力；3）各零件相對運動產(chǎn)生的摩擦力；4）作用在曲軸上工作阻力矩［2］。其中，活塞對汽缸壁的側(cè)壓力是汽缸壁磨損的主要原因。摩擦力取決于發(fā)動機的相關(guān)結(jié)構(gòu)、氣體燃燒力和慣性力對摩擦表面的正壓力、摩擦表面粗糙度、零件相對運動的潤滑條件等。工作阻力矩由外界工作負(fù)載大小和性質(zhì)決定。

傳動效率的影響因素：汽缸直徑或活塞行程，汽油機工作容積增加，機械損失也隨之增加，但由于汽缸相對摩擦面積減小，相對機械效率提高；活塞與活塞環(huán)配合間隙，活塞移動副高速運動摩擦功，活塞裙部的幾何形狀，為減小摩擦損失也可以將三道環(huán)減為兩道環(huán)；承受重載荷的主軸頸，連桿軸頸，平衡軸頸與軸承及其密封裝置轉(zhuǎn)動摩擦，運動件質(zhì)量形成的多階慣性力也是重要的損失，一般忽略慣性力高次項［3］；配氣機構(gòu)在低速狀態(tài)下處于不良潤滑狀態(tài)，凸輪軸混合潤滑甚至處于邊界潤滑，會造成部分損失，同時也會減小凸輪軸的壽命。

2 建立數(shù)學(xué)模型

曲柄連桿簡圖如圖1所示，其中活塞位移S，曲軸轉(zhuǎn)角α，連桿夾角β，連桿曲軸夾角γ，曲軸壓力角θ，混合氣燃燒力P，活塞側(cè)向力FN，連桿軸向力FK，曲軸圓周力FT。

圖1 曲柄連桿機構(gòu)

曲柄連桿機構(gòu)實際上是將曲柄搖桿無限加長，這樣C點軌跡就成了直線，為了約束C的直線運動，把搖桿做成塊狀，使其沿固定的導(dǎo)軌運動，這就是曲柄滑塊機構(gòu)，各構(gòu)件間是低副接觸，接觸面積大，耐磨損，使用壽命長?？梢詫⑺醋饕粋€RRP桿組聯(lián)接到機架和旋轉(zhuǎn)主動件上構(gòu)成。中心式曲柄滑塊機構(gòu)的回轉(zhuǎn)中心在C點軌跡延長線上，有曲柄的條件為r≤l，曲柄與連桿兩次共線形成兩個極限位置，滑塊的行程S=2r，無急回特性。

表1 4G6汽油機參數(shù)表 mm

汽油機一般采用四沖程，只有作功沖程對外輸出動力，所以曲柄連桿機械傳動效率的高低主要由作功沖程決定，進氣、壓縮、排氣沖程只是為作功沖程提供必要的前提條件。針對此種情況，選擇作功沖程為討論對象。

3 最小壓力角

壓力角：驅(qū)動力方向和力作用點速度方向的夾角。壓力角小則有功分量大，無功分量小，傳動性能好，因此，壓力角可以用作評價機構(gòu)的力學(xué)性能。由于壓力角在運動過程是變化的，為保持良好的力學(xué)性能，壓力角要滿足：αmax≤［α］,低副機構(gòu)的壓力角許用值［α］=40°～50°。

將作功沖程相應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角均分180段，按照實際運動關(guān)系，作出每個對應(yīng)位置，并測量相應(yīng)的壓力角，得到角θ-α曲線，如圖2所示。

圖2 作功沖程θ-α曲線

為驗證壓力角大小，定義一個更為直觀的傳力參數(shù)，這就是傳動角τ。壓力角與傳動角的關(guān)系為τ=90°±α，最佳傳動角為 90°，τ越接近 90°，機構(gòu)的傳力性能越好［5］，為此規(guī)定 ［τmin］≤τ≤［τmax］，其中：［τmin］=40°～50°；［τmax］=130°～140°。

機構(gòu)處于 α=90°（τ=0°）的位置叫做死點，當(dāng)機構(gòu)處于死點不論主動件施加多大的力，機構(gòu)都不動。當(dāng)曲柄主動時，機構(gòu)不會出現(xiàn)死點，當(dāng)滑塊主動，機構(gòu)由直線運動轉(zhuǎn)換為旋轉(zhuǎn)運動時就會出現(xiàn)兩個死點，對應(yīng)曲柄和連桿共線的兩個極限位置。

設(shè) λ=（sinα+cosαtanβ），燃燒力在傳遞過程中，傳遞系數(shù)λ越大，曲軸有效圓周力越大。β取值范圍為14.48°～19.47°，對應(yīng)連桿比 1/4～1/3，tanβ 最大值為 0.354，結(jié)合 α作用于λ，其影響不大。

壓力角 α=0°時，曲軸轉(zhuǎn)角取值范圍為 70.52°～75.53°CA，對應(yīng)連桿比1/3～1/4，而汽油機最大燃燒壓力在12°～15°CA，兩者存在一個相位差。連桿比越大，相位差越小。

4 機構(gòu)摩擦功

在功率傳遞過程中，摩擦損失約占總機械損失的60%～75%，致使汽油機的機械效率為0.7～0.9，柴油機的機械效率為0.7～0.85，其中活塞及活塞環(huán)占摩擦損失45%～60%，連桿、曲軸、軸承占摩擦損失 15%～20%［2，4］。

由圖1，可得如下公式：

活塞和汽缸壁摩擦因數(shù)為f1，活塞對汽缸的側(cè)壓力為 FN=Ptanβ。

2）活塞銷和連桿小頸轉(zhuǎn)動副摩擦功

1）活塞和汽缸壁移動副摩擦功

連桿銷和連桿小頸的摩擦因數(shù)f2，連桿小頸r2，連桿軸向壓力FK=P/cosβ。

3）連桿大頸和平衡軸頸轉(zhuǎn)動副摩擦功

連桿大頸和平衡軸頸的摩擦因數(shù)f3，連桿大頸r3，連桿軸向壓力FK=P/cosβ。

4）曲軸主軸頸和軸承轉(zhuǎn)動副摩擦功

曲軸主軸頸和軸承的摩擦因數(shù)f4，曲軸主軸頸r4，曲軸圓周力FK=P/cosβ。

5 曲柄連桿機構(gòu)瞬時作功

機構(gòu)在燃燒力P作用下作功

曲柄連桿機構(gòu)瞬時傳動效率

式（13）中，燃燒力對總機械效率無影響，各摩擦功均取正值，表示功在傳遞過程的損失，負(fù)值沒有實際意義。

設(shè)定活塞移動摩擦因數(shù)f1=0.18，連桿小頸回轉(zhuǎn)摩擦因數(shù)f2=0.16，連桿大頸回轉(zhuǎn)摩擦因數(shù)f3=0.13，主軸回轉(zhuǎn)摩擦因數(shù)f4=0.12。

4G63與4G64曲柄連桿機械效率相差不大，圖3直接以4G6效率表達(dá)，其中10°～170°CA效率為0.7以上，20°～160°CA 效率為 0.8 以上，80°～140°CA 效率為 0.9 左右。由此可見，總機械效率基本保持在0.7～0.9，約占作功沖程的89%，相對穩(wěn)定。

表2 4G6關(guān)鍵點發(fā)動機效率表

圖3 4G6汽油機η-α曲線

6 死點位置傳動效率分析

當(dāng)α=0，s=0，沒有作功位移，此時由于摩擦力的作用，機構(gòu)是不能轉(zhuǎn)動的，此時燃燒力P無法輸出有效力矩，出現(xiàn)瞬間自鎖，要保持運動的連續(xù)性，必須利用機構(gòu)自身的回轉(zhuǎn)慣性力，克服死點位置的不利影響。

當(dāng)α→0，s≈0，幾乎沒有位移，機構(gòu)處于η=0臨界狀態(tài)，公式中分子式等于0。

利用微分方程

當(dāng)α≤Δα?xí)r，機構(gòu)均不對外作功。

死點對傳動是不利的，必須避免，可以設(shè)置5°～10°點火提前角和10～18的壓縮比［6-7］。點火提前角過小，功率降低，點火提前角過大，引起爆震、爆燃［8］，甚至發(fā)生曲軸反轉(zhuǎn)。合理的壓縮比可以兼顧輸出功率和熱效率。

由于η公式過于繁瑣，用微積分直接求效率的最大值較困難，為此從曲柄連桿傳動的運動學(xué)意義來理解，最大效率即機構(gòu)出現(xiàn)最佳受力位置時的效率。當(dāng)l=rtanα?xí)r，曲柄連桿機構(gòu)的傳動角為90°，曲柄的受力最佳，即α=arctan（1/λ）。

由式（16）可知：

1）大小與移動摩擦因數(shù)f1無關(guān)，僅與3個轉(zhuǎn)動副的當(dāng)量摩擦因數(shù)有關(guān)；

2）對Δα影響最大的是轉(zhuǎn)動摩擦因數(shù)f3，轉(zhuǎn)動摩擦因數(shù)f4比轉(zhuǎn)動摩擦因數(shù)f2對結(jié)果的影響要大；

3）Δα越小，傳動越有利，減小轉(zhuǎn)動副的回轉(zhuǎn)半徑是減小Δα的有效辦法，可采用高強度的材料。

曲軸連桿常見的失效形式主要是彎曲疲勞斷裂和頸部的磨損，可采用球墨鑄鐵曲軸和脹斷連桿工藝，適當(dāng)改善零件的材料組織結(jié)構(gòu)，增強接觸表面的耐磨性，提高零件的綜合機械性能。球鐵曲軸與鍛鋼曲軸相比具有吸振，耐磨，對表面裂紋不敏感等優(yōu)點，脹斷連桿使用裂解脹斷原理，使連桿結(jié)合面完全吻合，不存在傳統(tǒng)分體連桿聯(lián)接螺栓定位誤差造成的大頸圓柱度不良，減小了回轉(zhuǎn)摩擦因數(shù)。

7 結(jié)論

1）曲軸轉(zhuǎn)角對曲柄連桿機構(gòu)的影響要遠(yuǎn)大于連桿夾角，連桿夾角對力矩傳遞效果的影響較小，目前曲柄連桿機構(gòu)中曲軸最小壓力角與混合氣最大燃燒力對應(yīng)曲軸轉(zhuǎn)角存在一定的相位差，影響發(fā)動機效率的進一步提高。

2）連桿長度對發(fā)動機效率有重要的影響，在允許的條件下，連桿的長度可以適當(dāng)?shù)丶娱L，兼顧考慮最小壓力角位置，連桿比在0.3左右，有利于提高機構(gòu)傳動的效率。

3）為降低摩擦力對機構(gòu)效率的影響，可以減小機構(gòu)中轉(zhuǎn)動副的回轉(zhuǎn)半徑，包括：連桿大頸、小頸，主軸頸，其中連桿大頸的影響最大，主軸頸次之，連桿小頸最小。

4）曲軸轉(zhuǎn)角在上止點10°CA以后，傳動效率至少為0.7，而最大燃燒壓力在 12°～15°CA，二者基本匹配，同時設(shè)置合理的點火提前角保證最大燃燒力位置越過死點，降低功率的損耗。

［1］ 孔江生，吳柄勝，盧彥群.曲柄連桿機構(gòu)機械傳動效率分析［J］.機械科學(xué)與技術(shù)，2008，27（3）：347-350.

［2］ 許綺川，魯植雄.汽車拖拉機學(xué)：第1冊［M］.北京：中國農(nóng)業(yè)出版社，2005.

［3］ 吳楠，廖日東，張保成，等.柴油機曲柄連桿機構(gòu)多體動力學(xué)仿真分析［J］.內(nèi)燃機工程，2005，26（5）：69-73.

［4］ 杜家益，袁銀南，孫平.高速直噴柴油機機械損失的預(yù)測［J］.內(nèi)燃機工程，2003，24（1）：51-58.

［5］ 李樹軍.機械原理［M］.沈陽：東北大學(xué)出版社，2000.

［6］ 訾琨，楊秀奇，江屏.考慮機械損失時發(fā)動機功率效率特性［J］.哈爾濱工業(yè)大學(xué)學(xué)報，2009，41（6）：209-212.

［7］ 牛釗文，周斌，展靖華，等.可變壓縮比技術(shù)的展望與研究［J］.內(nèi)燃機，2008（4）：44-49.

［8］ 曾東建，黃海波，姚英，等.汽油機燃用甲醇汽油的動力性、經(jīng)濟性及非常規(guī)排放物試驗研究［J］.小型內(nèi)燃機與摩托車，2009，38（3）：50-53.