小型化车用汽油机曲轴平衡设计

张俊 黄勇 李佳家 叶年业

（上汽通用五菱汽车股份有限公司）

随着油耗及排放法规的日趋严格，小型化增压发动机逐渐成为了车用发动机的主要发展趋势[1-2]。相对直列4缸自然吸气汽油机，3缸增压发动机除了性能可以等效外，其优势还在于：减少1个活塞及其相应部件，摩擦功相对较低；体积更小，有利于减轻发动机质量，方便整车发动机舱的总布置；由于缸径较大，可以布置更大的进排气门，提高了充气效率；可以共用发动机产品现有平台，减少生产线的投入[2]。3缸发动机的振动是急需解决的问题。本研究主要从3缸增压发动机的预研角度，对现有的4缸自然吸气发动机进行改造，研究3缸发动机曲轴平衡块的布置及大小，并对其扭振性能进行评估，为3缸小排量增压发动机的开发提供指导。

1 小型化3缸发动机总体概述

本研究的小型化3缸发动机是由原来4缸自然吸气发动机演变而来，因而设定点火顺序为1-3-2，点火间隔为240°，并假定活塞、连杆、曲轴的轴承直径及曲拐结构形状等均未变。

通过Benchmark相同排量的增压发动机最大爆发压力试验值，并加上2个六西格玛的余量，设定本研究3缸发动机的最大爆发压力为10 MPa，作为曲轴设计的边界条件。

根据直列3缸发动机曲轴连杆机构动力学理论，其自身一、二阶往复惯性力及旋转惯性力是平衡的，但其往复惯性力矩、旋转惯性力矩均不平衡[3-4]。本研究3缸发动机主要通过设置平衡块来平衡旋转惯性力矩，用飞轮及皮带轮等来平衡往复惯性力矩。

2 3缸发动机曲轴结构设计

将原4缸发动机的曲轴去掉一缸和所有平衡块，旋转曲拐使其轴向间隔120°，满足点火顺序的要求，并同时作为3缸发动机曲轴设计的初步结构。

2.1 平衡块布置

对现有3缸发动机产品的曲轴进行Benchmark分析，可知其曲轴平衡块的布置主要分为3种，如图1所示。

2平衡块曲轴结构在发动机运行过程中，随着转速的升高其曲轴内弯矩会不断增大，增大3缸发动机的抖动，同时为满足旋转惯性力矩的平衡，平衡块的质径积应设计得较大，不利于沿用原来的曲轴箱系统。但该结构的优点是结构简单，成本低。

6平衡块曲轴内弯矩与2平衡块相比小很多，但该结构使得曲轴质量大，材料成本高，与小型化和轻量化的目的违背。

4平衡块一定程度上是2平衡块和6平衡块的折中，因此，选4平衡块作为3缸发动机曲轴结构的布置形式。

2.2 平衡块偏心设计

在4平衡块结构下，以第2缸上止点为基准，根据几何解析法可知，曲轴旋转综合惯性力矩的方向与2缸中心线一致（曲柄方向），如图2所示。

图 2 中 1，2，3 分别为第 1，2，3 曲拐的位置；1'，3'分别为第1缸和第3缸平衡块位置；M为曲拐综合力矩方向；M'为平衡块综合力矩方向。为了满足惯性力矩的平衡，同时使得力偶最小（减小曲轴扰动，并减少曲轴质量），应使平衡块偏心30°。最终的布置形式，如图3所示。

2.3 平衡块质径积计算

发动机曲轴平衡块主要用来平衡旋转惯性力矩。在平衡块的布置及偏心设计等确定之后，需计算获得其质径积，为平衡块的形状设计提供基础。

根据发动机曲轴动力学理论[5-7]，直列3缸发动机曲轴综合旋转惯性力矩为：

式中：Wc——曲轴质径积，kg·mm；

g——重力加速度，9.8 m/s2；

ω——曲轴旋转速度，mm/s；

L——气缸中心距，mm。

曲轴的质径积计算方法为：

式中：S——发动机冲程，mm；

m1，m2，m3——连杆大头、曲柄销、曲柄臂质量，kg。

曲轴旋转惯性力矩与平衡块旋转惯性力矩相等，即：

式中：Ww——平衡块质径积，kg·mm；

L1——曲柄臂中心距离（如图4所示），mm；L2——主轴承宽度（如图4所示），mm。

将发动机的冲程及连杆大头、曲柄销、曲柄臂的等效质量代入式（2），可得曲轴旋转质径积为：32.36 kg·mm，再将该值代入式（1），通过式（1）和式（3）可得单个平衡块的质径积为：14.01 kg·mm。

2.4 平衡块结构尺寸设计

根据计算获得单个平衡块的质径积（14.01 kg·mm），在样机原曲轴箱的空间限制下（外径不能与缸体内表面干涉），沿用原机的平衡块厚度，设计的新平衡块结构尺寸，如图5所示。平衡块的横跨角度从135°变化到了150°。由此可知，为满足3缸发动机旋转惯性力矩的平衡，3缸发动机（4平衡块）的平衡块要比原4缸发动机（6平衡块）大。

3 加平衡块后曲轴动力学分析

对加平衡块后的整个曲轴系统进行动力学分析，可进一步验证平衡块设计的有效性，同时评估其扭振性能，为飞轮及减振器的设计提供依据[8-9]。

本研究采用AVL designer软件对新设计的3缸发动机曲轴进行分析，建立的模型，如图6所示。

增压发动机的气缸最大爆发压力远大于自然吸气式发动机，因此在对发动机曲轴系统进行动力学分析时，需采用增压发动机载荷。通过Benchmark相似排量增压发动机的缸压曲线，设定本研究的3缸发动机最大爆发压力曲线，如图7所示。

飞轮和减振器为轴对称结构，其主要影响发动机曲轴系统的扭振性能，因此模型中飞轮和减振器先借用原4缸发动机的参数，评估其NVH性能。

3.1 曲轴自由振动分析

根据软件的计算结果，曲轴自由振动的性能参数，如图8所示。从图8可以看出，3缸发动机新设计的曲轴惯性力（往复及旋转惯性力，如图8a所示）及轴向力矩（如图8b所示）均为0，进一步说明曲轴系统的设计是满足对称结构的。在纵向力矩中（往复及惯性力矩，如图8c所示），只存在水平方向的惯性矩（往复惯性力矩），最大值为173 N·m。对于往复惯性力矩，主要由减振皮带轮、飞轮及悬置等进行吸收。

从曲轴自由振动的计算结果可知，新设计的3缸发动机曲轴与理论分析是吻合的（见第1节内容）。

3.2 曲轴扭振分析

新设计的3缸发动机曲轴扭振分析结果，如图9所示。从图9可知，在沿用原4缸发动机飞轮和减振器的条件下，其综合振幅最大值为0.3°，各谐次振幅最大值为 0.075°。

根据AVL软件的推荐值，曲轴中心相对于飞轮的综合振幅，一般要求小于0.5°，NVH要求小于0.3°；各个谐次振幅，一般要求小于0.2°，NVH要求小于0.1°[10]。从软件的计算结果上看，新设计的3缸发动机曲轴均满足扭振NVH要求，因此原4缸发动机飞轮和减振器均可借用。

4 结论

1）4缸自然吸气发动机改造成3缸增压发动机后，由于3缸发动机点火顺序及增压发动机最大爆发压力等发生了变化，需对曲轴进行重新设计；

2）3缸发动机4平衡块技术及平衡块偏心30°均可满足本研究发动机的平衡目的，并可有效降低曲轴质量；

3）新设计的3缸发动机曲轴系统，强迫振动中的综合振幅最大值为0.3°，各谐次振幅最大值为0.075°，均满足扭振NVH要求；

4）本研究中提供了一种小型化3缸发动机曲轴的概念设计方法，在发动机的详细设计阶段需对曲轴强度及轴承等进行分析评价，同时需评估活塞及连杆的强度等。