新型大功率凸轮活塞发动机结构设计与试验

2018-11-07徐勤超李善军练永庆王树宗

兵工学报 2018年10期

徐勤超，李善军，练永庆，王树宗

(1.华中农业大学农业部长江中下游农业装备重点实验室，湖北武汉 430070；2.海军工程大学海军兵器新技术应用研究所, 湖北武汉 430033)

0 引言

远航程、大功率是水下航行器动力技术追求的目标。在燃料存储容量、发动机质量及外形尺寸限制的条件下，要进一步增大水下航行器的功率，就需要在发动机的结构及强度上有所突破。凸轮活塞发动机具有功率大、体积小、运转平稳的特点，很适合在轻型水下航行器上应用。因此，各国对凸轮活塞发动机的结构进行了深入研究，不断创新凸轮与滚轮的力传递方式，改变发动机内部结构布局，期望有所突破，以达到在有限空间内进一步增大发动机功率的目的。

具有代表性的凸轮活塞发动机是Hermamn设计的单凸轮汽油机，将主轴上的圆柱凸轮做成两个正弦曲线状，避免了配重和平衡问题，获得了很高的指标[1-2]。20世纪60年代，美国学者设计的凸轮活塞发动机中，将圆柱凸轮机构设计为正弦曲线，活塞上的大小滚轮形成榫口，通过与圆柱凸轮的上下表面接触来传递运动和动力，该发动机成功地应用在MK46鱼雷动力装置中[3-6]。20世纪80年代，瑞典学者设计的凸轮活塞发动机改变了凸轮与滚轮的接触形式，采用滚轮斜置接触形式，增大了凸轮与滚轮之间的作用力，增加了凸轮线性的加工难度，但是这种结构可以减小圆柱凸轮直径、增大发动机的质量功率，且由于径向受力方向的改变，减小了活塞的磨损[7-9]。20世纪末，俄罗斯学者设计的对置式凸轮活塞发动机采用双凸轮结构，两个活塞对置工作，在空间增加不大的情况下，使发动机的缸数加倍，大大提高了发动机的质量功率，而且对置布置可以有效地抵消发动机不平衡的激振力、降低发动机噪声[10-13]。

为了进一步提高轻型水下航行器的航速，需要发动机在相同体积下具有更高的功率。本文从轻型水下航行器的动力需求出发，设计了一种新型凸轮活塞发动机，该发动机体积较MK46发动机增加不大，但是其功率有较大幅度的提高，能够满足轻型水下航行器高速航行的功率需求。

1 总体结构方案

凸轮活塞发动机将活塞的往复力通过圆柱形凸轮的斜面，分解成绕主轴的回转力，从而将活塞的往复运动变为主轴的回转运动，这种结构通过控制凸轮形状很容易控制活塞的运动规律。新型发动机方案采用双峰双谷的凸轮结构，发动机的缸数增加为7个，其具体结构由两部分组成：内轴组件和外轴组件，如图1所示。内轴组件包括内轴和随内轴旋转的组件，如凸轮、内轴和配气阀；外轴组件包括外轴和随外轴旋转的组件，如外轴、气缸体和活塞等。

2 主要部件设计

2.1 凸轮设计

凸轮的峰数决定了发动机内轴、外轴相对转动一周活塞做功的次数，而曲线形状决定了活塞在气缸内往复运动的规律。新型大功率凸轮活塞发动机采用双峰双谷的凸轮结构，即发动机转动一周、活塞做功2次，其具体结构如图2所示。

凸轮的曲线设计为余弦加速度曲线，活塞在气缸中的运动规律为

(1)

式中：s为活塞在气缸中的位移；H为凸轮峰顶至峰谷的高差；θ为活塞转角。

凸轮和活塞滚轮之间是高副接触，活塞采用双滚子型式，分别与凸轮的两个工作面相接触，两滚子同时压紧于对应的凸轮工作面，并保持一定的预紧力[14-15]。由于活塞两滚子之间的距离固定，为保证高副接触元素之间的接触，应采用变厚度凸轮。凸轮的前后工作面与滚轮之间的接触如图3所示，图中R和r分别为活塞大、小滚轮的半径，h为凸轮工作面的轴向厚度，φp为滚轮与凸轮的压力角。

根据凸轮与滚轮接触的几何关系，可推导出滚轮与凸轮的压力角φp[3]：

(2)

式中：RF为施力半径，在计算凸轮工作面厚度时，施力半径可取凸轮平均圆柱的半径(气缸分布圆半径)。

凸轮工作面的轴向厚度h为

(3)

凸轮工作面的径向厚度由活塞滚轮宽度决定。

凸轮在工作中可能会有一定程度的点蚀破坏，因此设计大功率凸轮活塞发动机时，该运动副的安全可靠是首先要考虑的问题。由于凸轮前工作曲面上的受力比后工作曲面上的受力大得多，需要对凸轮的前工作曲面进行强度校核。凸轮前工作曲面与前滚轮的法向接触力Fc为

(4)

式中：Ftx为在不考虑活塞与缸体之间摩擦的条件下单个活塞轴向合力。

根据赫兹接触理论，可得凸轮前工作曲面所承受的接触应力σH为

(5)

(6)

式中：μc、μr分别为凸轮与滚轮材料的泊松比；Ec、Er分别为凸轮与滚轮材料的弹性模量；Kng为凸轮与前滚轮的诱导法曲率，Kng=Kn-1/R，根据凸轮工作曲面上各点曲率Kn计算得到；lc为凸轮前工作曲面与前滚轮的接触线长度。

将计算工况下各参数代入(5)式，计算出凸轮所受到的接触应力，如图4所示。在发动机起动阶段，转速n0为0 r/min，活塞惯性力近似为0 N，接触应力在凸轮转角为0°时达到最大为318 MPa；在转速n0为5 000 r/min时，接触应力在凸轮转角36.7°时达到最大值287.6 MPa，凸轮材料许用应力为1 500 MPa，大于设计工况下的最大接触应力。

2.2 缸体设计

凸轮活塞发动机增加缸数不仅可以增大有效功率，而且发动机的平衡特性和输出转矩的均匀性都将得到改善，发动机的结构也比较紧凑。为增大凸轮活塞发动机的功率，同时考虑到轻型水下航行器空间结构有限及发动机的平衡特性等因素，设计发动机缸数为7个，所有气缸沿圆周均匀分布在气缸体周围。

由于活塞上导向块约束槽的对称中心平面与滚轮轴轴线垂直，导向块需安装在气缸中心线90°方向。设置导向块的目的是为了防止活塞在气缸中绕自身的轴线旋转，但是通过对活塞的受力分析可知[16]，并不存在促使活塞绕自身轴线旋转的力矩，这种旋转力矩来源于活塞质心与其轴线的偏移、凸轮与滚轮接触线上的横向摩擦力等，因此采用倾斜螺纹连接的方式固定导向块能够保证导向块的固定强度。新型发动机缸体结构及导向块固定方式如图5所示。

新型凸轮活塞发动机气缸的缸径和冲程参考MK46凸轮活塞发动机缸径和冲程的值。在冲程已定的情况下，根据凸轮活塞发动机的结构原理，气缸分布圆的半径Rg为

(7)

式中：φpmax为最大接触角，凸轮机构从动件的许用压力角应不大于30°；K为凸轮峰数。

气缸分布圆半径Rg的取值还需考虑7个气缸在分布圆上布置后，两气缸之间应有足够的实体材料，以满足强度要求。气缸体上两活塞孔之间的实体厚度为

(8)

式中：Rh为气缸体上活塞(裙部)孔半径。

由于凸轮活塞发动机活塞(裙部)孔只受滑块套过盈装配应力的作用，而在工作时，该孔基本上不受其他力的作用，活塞(裙部)孔之间实体部分的厚度并不要求很大。综合考虑上述因素，取合适的最大压力角，且如果在细化气缸具体结构时不出现强度问题以及活塞滚轮与凸轮曲面之间不发生曲率干涉，则计算的气缸分布圆直径应该是可接受的值。

2.3 配气阀的设计

新型凸轮活塞发动机配气阀设计为转阀配气机构，这种配气机构通过合理设计进气孔和排气孔的尺寸和角度，可以精确控制进气量和进气、膨胀、排气、压缩等气缸内热力过程的时间分配[17-18]。通常转阀配气机构气道孔为圆形孔，由于新型发动机功率增大，其工质的秒耗量也必然增大，如果采用圆形孔结构，则必须增大阀体结构尺寸。综合考虑工质秒耗量及阀体结构强度的因素，将进气孔设计为槽形。气阀体上对称的有两道槽型进气孔和两道排气槽，阀座上有7个气道孔与7个气缸对应。进气孔、排气槽和气道孔相互配合工作，具体结构如图6所示。

凸轮活塞发动机独立的配气参数有4个：进气比εi、预排气比εpe、压缩比εc和预进气比εpi，配气参数应保证发动机可靠启动，消除启动死区。为了达到这一目的，进气比必须大于进气比最小极限值。以任一缸活塞位于前止点时为起点，主轴转角为0°，该缸活塞距前止点的位移为sεi时，主轴的转角为θεi. 为使气缸进气过程在时间上相衔接，则θεi应满足：

(9)

式中：n为气缸数。

根据最小进气角可求出进气结束时活塞的位移sεi，从而求得新型发动机避免启动死区的最小进气比εimin为

(10)

最小进气比还应考虑气缸内工质膨胀结束后压强应不小于排气压强。发动机的进气比减小伴随着膨胀比增大，故进气压强已定时，膨胀终了压强将减小。当气缸内工质膨胀到活塞到达后止点时缸内压强等于排气压强，此时的进气比为最小极限值εilim，设将膨胀过程近似为等熵过程，则

(11)

式中：pi为进气压强；po为排气压强；εr为余隙容积比；k为比热比。

配气阀座气道孔中燃气的平均流量与气缸中的平均流量应相等，根据稳定流动的连续性方程可得气道孔直径dh为

(12)

式中：d为气缸直径；vh为气道孔中工质流速。

阀体上的进气孔直径应大于气道孔1.5～2.0 mm，以便补偿装配误差和磨损等对流通面积的影响[3]。

2.4 活塞的结构设计

新型凸轮活塞发动机功率较大，活塞需要承受更大的热负荷。为了解决活塞热负荷过大的问题，采用活塞头部增加隔热层的设计，隔热材料选用密度小、耐高温且隔热性能好的钛合金材料TC4，具体结构如图7所示。

为了对新型活塞的热负荷进行校核，对活塞温度场进行仿真分析。活塞组件的边界条件如下：

1)燃气与活塞顶部的热交换系数：

(13)

式中：vm为活塞平均速度；Kj为由于机型不同而引入的修正系数；pg、Tg分别为工质的平均压强和平均温度。

2)气缸内活塞外侧与冷却水的传热边界条件。新型发动机活塞的冷却主要由冷却水来完成，冷却水被夹在气缸套与气缸壁之间，冷却水在一定的水压下在环形缸套槽中沿垂直径向方向流动。气缸套与冷却水的努赛尔数可采用(14)式计算：

(14)

式中：Nuf和Ref分别为冷却水流动的努赛尔数和雷诺数；Prf为以流体温度作为定性温度的普朗特数；Prw为以固体壁面温度作为定性温度的普朗特数；εR、εl分别为弯管修正系数和入口效应修正系数。

冷却水与缸套之间的传热系数αf为

(15)

式中：λf为以冷却水温度为定性温度的冷导热系数；D为当量直径。

气缸内活塞侧面与冷却水的传热系数αs为

(16)

式中：δi为活塞侧面到冷却水之间不同材料的厚度；λi为不同材料的导热系数。

3)活塞与飞溅润滑油的传热边界条件。活塞内腔飞溅润滑油与活塞的传热边界条件选为250 W/(m2·K)，润滑油与活塞接触时的温度选为60 ℃(因为润滑油流出的温度为70～80 ℃)。当活塞处于前止点时，活塞细脖处于活塞缸内，通过冷却水传递热量，当活塞处于后止点时，活塞细脖处于活塞缸外，通过飞溅润滑油传递热量。通过计算，活塞细脖处与冷却水的当量传热系数很小，可以认为细脖处由飞溅润滑油传热。其平均传热系数可由(17)式计算得到：

(17)

式中：αn和αnm分别为细脖处与飞溅润滑油的传热系数和平均传热系数；l(φ)为细脖处处于缸套外长度随角度的函数；l为细脖处长度。

对划分好网格的活塞有限元模型施加边界条件后，对模型求解，得到活塞的温度场如图8所示。新型活塞的最高温度为524 ℃，位于顶面中心部位。活塞铝合金部位最高温度为266 ℃，均在材料所能承受的温度范围内。

3 原理样机性能试验研究

3.1 试验设备与条件

试验系统主要由高压气瓶或者燃料罐、动力系统、负载系统、测试系统组成。其中高压气瓶或者燃料罐主要功能是在冷车试验时提供符合试验要求的压缩空气，热车试验时提供符合试验要求的燃料；负载系统主要向发动机提供符合要求的负载；测试系统负责检测和记录系统工作时的各种参数。试验系统组成如图9所示。

主要测试仪器设备包括： 2个江苏启测测功器有限公司产3N19A- D型水力测功器(最大吸收功率120 kW，主轴最高转速7 500 r/min，制动力测定范围为0～550 N，最大制动力矩为525 N·m)分别测量内轴、外轴功率；5个HB2126型压力传感器(10 MPa；精度0.5%)，测量燃料泵进压、海水泵出口压、水罐压力、背压、发动机排气压力；2个ELPR- 7型压力传感器(60 MPa，精度0.5%)，分别测量燃烧室头压、燃烧室内压；1个上海驰控自动化仪表有限公司产WRET热电偶温度传感器(测量范围0～600 ℃，测量精度±1.5 ℃±0.4%t)，测量废气温度、STA60磁电转速传感器(测量范围50～5 000 Hz)，测量样机内轴、外轴的转速；北京阿尔泰科技发展有限公司产PXI8501数据采集卡(8通道，16位AD精度，采样率800 kS/s)、PC机及数据采集处理软件。发动机台架试验装置如图10所示。

3.2 试验原理及方法

原理样机试验时，将样机固定在试验支架上。试验系统连接好后，人员即可撤离试验间，进入测控间进行试验。试验采取冷车试验、点火试验、低参数热车试验、中参数热车试验和高参数热车试验逐步进行的方式。冷车试验考查样机结构设计的合理性，点火试验考查样机的点火起动性能，低参数热车试验、中参数热车试验和高参数热车试验是逐步增大发动机的燃料进料量，考核发动机的动力性能指标。

进行冷车试验时，高压气瓶直接与发动机相连，试验系统不接燃料泵、海水泵、燃烧室、发电机等辅机，各测试组件准备好后即可进行试验。进行点火试验时，燃烧室不进燃料，燃料泵燃料出口用桶收集，燃烧室药柱点火燃烧起动发动机。进行热车试验时，燃料罐与动力系统相连，各测试组件准备好后即可进行试验。

3.3 试验结果及分析

在冷车试验成功的基础上，进行了点火试验和热车试验。

3.3.1 点火试验结果及分析

图11、图12分别为发动机点火起动试验时测得的内轴、外轴转速曲线、燃烧室压强曲线及内轴扭矩曲线。

由图11可知，燃烧室压强在0.1 s时出现峰值12.6 MPa，1 s后，由于发动机转速增大，燃气耗量增加，压强下降并趋于平稳，约4 s时，固体药柱燃烧完毕。

由图12可知，由于静摩擦力的作用，发动机在0.1 s左右开始起动，在1 s时转速达到最大值，内轴转速985 r/min，外轴转速1 040 r/min，发动机起动迅速。

3.3.2 高参数热车试验结果及分析

动力装置先在中参数下稳定运行，逐渐调整至高参数运行，共运行约400 s，手动停车。试验后从分解情况看，密封圈座外圆和内孔无磨损，活塞无变形和烧熔痕迹，零件工作正常。高参数热车试验结果如图13～图16所示。

由图13可知，起动时刻，燃烧室药柱燃烧带动发动机及其他辅机运转，然后燃料进入燃烧室，燃烧室压强增大到16.1 MPa，很快回落至稳定状态，约为15.1 MPa，稳定运行150 s后，调整偏压，燃料进料量改变，燃烧室压强出现波动，320 s后，燃烧室压强稳定约17 MPa，燃料进料量稳定。

由图14可知，起动时刻，发动机内轴、外轴扭矩迅速增大到一定的值，然后逐渐增大，在30 s时达到稳定值，这是由于水力测功器灵敏度差，自动调整负载时间过长，稳定后，内轴扭矩约为200 N·m，外轴扭矩约为175 N·m，并稳定运行到150 s，在燃料流量调整阶段，扭矩出现波动，320 s后，内轴扭矩稳定在225 N·m，外轴扭矩约为195 N·m.

由图15可知，起动时刻，发动机内轴、外轴转速迅速增大到一定的值，由于水力测功器灵敏度的原因，内轴、外轴转速在30 s达到稳定值，内轴、外轴转速均约2 080 r/min，在燃料流量调整阶段，转速出现波动，320 s后，内轴、外轴转速稳定在2 200 r/min.

由图16可知，发动机稳定运转后，总功率约为76 kW，然后调整燃料的进料流量，轴功率出现波动，320 s后，燃料流量稳定，内轴、外轴功率分别为42.5 kW、49.5 kW，总功率达到92 kW.