4 G 6汽油机曲柄连杆机构传动特性研究

2015-11-09鲁秋平

机械工程师 2015年3期

鲁秋平

（沈阳航天誉兴机械制造有限公司，沈阳 110043）

0 引言

4G6 汽油机主要有 3 种型别：4G63（2.0T）、4G64（2.4T）、4G69（2.4T），前两种是 4G6汽油机的基本型号，4G69是4G64的改进型号，曲柄连杆保持不变，采用可变气门技术，可增加换气量，提高燃油经济性。本文以曲柄连杆机构为研究对象，选择4G63、4G64两种型号为4G6发动机实例。

曲柄连杆是发动机主要动力传输机构，其效率的高低直接决定了发动机整机的工作效率。工程技术人员对提高发动机效率的研究往往集中于配气机构，换气系统，燃油供给系统等方面，相关成果已经成功应用在发动机上，而如果曲柄连杆机构自身的效率就不高，即使其它方面技术再完善，整机效率也不会太高［1］。所以，研究曲柄连杆机构的传动特性，给出提高发动机效率的方法是非常必要的，对于提高发动机燃油经济性有良好的指导意义。

1 传动效率影响因素

汽油机作功时，作用于曲柄连杆机构上的力和力矩有4个方面：1）活塞顶部受到的气体燃烧力；2）机构运动产生的惯性力；3）各零件相对运动产生的摩擦力；4）作用在曲轴上工作阻力矩［2］。其中，活塞对汽缸壁的侧压力是汽缸壁磨损的主要原因。摩擦力取决于发动机的相关结构、气体燃烧力和惯性力对摩擦表面的正压力、摩擦表面粗糙度、零件相对运动的润滑条件等。工作阻力矩由外界工作负载大小和性质决定。

传动效率的影响因素：汽缸直径或活塞行程，汽油机工作容积增加，机械损失也随之增加，但由于汽缸相对摩擦面积减小，相对机械效率提高；活塞与活塞环配合间隙，活塞移动副高速运动摩擦功，活塞裙部的几何形状，为减小摩擦损失也可以将三道环减为两道环；承受重载荷的主轴颈，连杆轴颈，平衡轴颈与轴承及其密封装置转动摩擦，运动件质量形成的多阶惯性力也是重要的损失，一般忽略惯性力高次项［3］；配气机构在低速状态下处于不良润滑状态，凸轮轴混合润滑甚至处于边界润滑，会造成部分损失，同时也会减小凸轮轴的寿命。

2 建立数学模型

曲柄连杆简图如图1所示，其中活塞位移S，曲轴转角α，连杆夹角β，连杆曲轴夹角γ，曲轴压力角θ，混合气燃烧力P，活塞侧向力FN，连杆轴向力FK，曲轴圆周力FT。

图1 曲柄连杆机构

曲柄连杆机构实际上是将曲柄摇杆无限加长，这样C点轨迹就成了直线，为了约束C的直线运动，把摇杆做成块状，使其沿固定的导轨运动，这就是曲柄滑块机构，各构件间是低副接触，接触面积大，耐磨损，使用寿命长。可以将它看作一个RRP杆组联接到机架和旋转主动件上构成。中心式曲柄滑块机构的回转中心在C点轨迹延长线上，有曲柄的条件为r≤l，曲柄与连杆两次共线形成两个极限位置，滑块的行程S=2r，无急回特性。

表1 4G6汽油机参数表 mm

汽油机一般采用四冲程，只有作功冲程对外输出动力，所以曲柄连杆机械传动效率的高低主要由作功冲程决定，进气、压缩、排气冲程只是为作功冲程提供必要的前提条件。针对此种情况，选择作功冲程为讨论对象。

3 最小压力角

压力角：驱动力方向和力作用点速度方向的夹角。压力角小则有功分量大，无功分量小，传动性能好，因此，压力角可以用作评价机构的力学性能。由于压力角在运动过程是变化的，为保持良好的力学性能，压力角要满足：αmax≤［α］,低副机构的压力角许用值［α］=40°～50°。

将作功冲程相应的曲轴转角均分180段，按照实际运动关系，作出每个对应位置，并测量相应的压力角，得到角θ-α曲线，如图2所示。

图2 作功冲程θ-α曲线

为验证压力角大小，定义一个更为直观的传力参数，这就是传动角τ。压力角与传动角的关系为τ=90°±α，最佳传动角为 90°，τ越接近 90°，机构的传力性能越好［5］，为此规定［τmin］≤τ≤［τmax］，其中：［τmin］=40°～50°；［τmax］=130°～140°。

机构处于 α=90°（τ=0°）的位置叫做死点，当机构处于死点不论主动件施加多大的力，机构都不动。当曲柄主动时，机构不会出现死点，当滑块主动，机构由直线运动转换为旋转运动时就会出现两个死点，对应曲柄和连杆共线的两个极限位置。

设 λ=（sinα+cosαtanβ），燃烧力在传递过程中，传递系数λ越大，曲轴有效圆周力越大。β取值范围为14.48°～19.47°，对应连杆比 1/4～1/3，tanβ 最大值为 0.354，结合 α作用于λ，其影响不大。

压力角 α=0°时，曲轴转角取值范围为 70.52°～75.53°CA，对应连杆比1/3～1/4，而汽油机最大燃烧压力在12°～15°CA，两者存在一个相位差。连杆比越大，相位差越小。

4 机构摩擦功

在功率传递过程中，摩擦损失约占总机械损失的60%～75%，致使汽油机的机械效率为0.7～0.9，柴油机的机械效率为0.7～0.85，其中活塞及活塞环占摩擦损失45%～60%，连杆、曲轴、轴承占摩擦损失 15%～20%［2，4］。

由图1，可得如下公式：

活塞和汽缸壁摩擦因数为f1，活塞对汽缸的侧压力为 FN=Ptanβ。

2）活塞销和连杆小颈转动副摩擦功

1）活塞和汽缸壁移动副摩擦功

连杆销和连杆小颈的摩擦因数f2，连杆小颈r2，连杆轴向压力FK=P/cosβ。

3）连杆大颈和平衡轴颈转动副摩擦功

连杆大颈和平衡轴颈的摩擦因数f3，连杆大颈r3，连杆轴向压力FK=P/cosβ。

4）曲轴主轴颈和轴承转动副摩擦功

曲轴主轴颈和轴承的摩擦因数f4，曲轴主轴颈r4，曲轴圆周力FK=P/cosβ。

5 曲柄连杆机构瞬时作功

机构在燃烧力P作用下作功

曲柄连杆机构瞬时传动效率

式（13）中，燃烧力对总机械效率无影响，各摩擦功均取正值，表示功在传递过程的损失，负值没有实际意义。

设定活塞移动摩擦因数f1=0.18，连杆小颈回转摩擦因数f2=0.16，连杆大颈回转摩擦因数f3=0.13，主轴回转摩擦因数f4=0.12。

4G63与4G64曲柄连杆机械效率相差不大，图3直接以4G6效率表达，其中10°～170°CA效率为0.7以上，20°～160°CA 效率为 0.8 以上，80°～140°CA 效率为 0.9 左右。由此可见，总机械效率基本保持在0.7～0.9，约占作功冲程的89%，相对稳定。

表2 4G6关键点发动机效率表

图3 4G6汽油机η-α曲线

6 死点位置传动效率分析

当α=0，s=0，没有作功位移，此时由于摩擦力的作用，机构是不能转动的，此时燃烧力P无法输出有效力矩，出现瞬间自锁，要保持运动的连续性，必须利用机构自身的回转惯性力，克服死点位置的不利影响。

当α→0，s≈0，几乎没有位移，机构处于η=0临界状态，公式中分子式等于0。

利用微分方程

当α≤Δα时，机构均不对外作功。

死点对传动是不利的，必须避免，可以设置5°～10°点火提前角和10～18的压缩比［6-7］。点火提前角过小，功率降低，点火提前角过大，引起爆震、爆燃［8］，甚至发生曲轴反转。合理的压缩比可以兼顾输出功率和热效率。

由于η公式过于繁琐，用微积分直接求效率的最大值较困难，为此从曲柄连杆传动的运动学意义来理解，最大效率即机构出现最佳受力位置时的效率。当l=rtanα时，曲柄连杆机构的传动角为90°，曲柄的受力最佳，即α=arctan（1/λ）。

由式（16）可知：

1）大小与移动摩擦因数f1无关，仅与3个转动副的当量摩擦因数有关；

2）对Δα影响最大的是转动摩擦因数f3，转动摩擦因数f4比转动摩擦因数f2对结果的影响要大；

3）Δα越小，传动越有利，减小转动副的回转半径是减小Δα的有效办法，可采用高强度的材料。

曲轴连杆常见的失效形式主要是弯曲疲劳断裂和颈部的磨损，可采用球墨铸铁曲轴和胀断连杆工艺，适当改善零件的材料组织结构，增强接触表面的耐磨性，提高零件的综合机械性能。球铁曲轴与锻钢曲轴相比具有吸振，耐磨，对表面裂纹不敏感等优点，胀断连杆使用裂解胀断原理，使连杆结合面完全吻合，不存在传统分体连杆联接螺栓定位误差造成的大颈圆柱度不良，减小了回转摩擦因数。