8V280柴油机平衡方案设计及平衡性能分析.DOC

1、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

2、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.2017.07.001Balancing Scheme Design and Balanced PerformanceAnalysis of 8V280 Diesel EngineXIAO Min, QIAN Zhipeng(School of Energy and Power Engineering, Jiangsu University of Science and Technology, Jiangsu Zhenjiang 212003, Chi

3、na)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 rese

4、arched 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 valid

5、ity 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 provid

6、es a reliable basis for the feasibility of producing the physical prototype.Key words: diesel engine; balance shaft; virtual prototyping; vbration0 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 kW3 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。2从 8V

7、280 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

8、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

9、，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 54 种。考虑到系列化设计指导思想

10、、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

11、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

12、：M=27 740+558cos(2)+3 528sin(2) （1）式中：M 为柴油机总倾覆力矩，Nm； 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。Comment yang1: 此处的 式（2）中一致。3图 1 平衡轴空间布置图平衡轴产生的旋转惯性力与二阶往复惯性力抵消：（2）j 2j2I1cos()3tanPQmRl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； 为曲柄连杆比；R 为曲柄半径，m；

13、 为曲轴转速， rad/s；m j为往复质量，kg； 为平衡轴和曲轴中心连线与水平线之间的夹角，CA； 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（3）2j21cos()cos()in3in()MlQllRlll式中：M为平衡轴的附加力矩，Nm；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：=11.734 。4.06o即当平衡轴的旋转惯性力偏离竖直方向向内偏转 11.7

14、34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

15、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4主要有固定副、滑动副、旋转副和齿轮副 10。8

16、V280 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

17、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 Nm，理论计算最大值为 31 311 Nm，误差为0.6

18、%；仿真计算的最小值为 24 140 Nm，理论计算最小值为 24 169 Nm，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 Nm，仿真计算的波动幅值为 7 142 Nm，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 Nm，理论计算最大值为 28 298 Nm，误差为 0.02%；仿真计算的最小值为 27 218 Nm，理论计算最小值为 27 182 Nm，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 Nm，

19、仿真计算的波动幅值为 1 116 Nm，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5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 Nm,平衡轴安装之后的波动的幅值为 1 086 Nm，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。图 6 安装平衡轴前后倾覆力矩对比图3 8V280 柴油机整机振动仿真分析为了从多个方面对平衡方案的效果进行评估，在柴油机模型上选取多个测量点

20、进行振动烈度速度值的测量，检验其振动情况是否符合标准。由于刚体模型不会发生形变，从而在仿真过程中不会产生振动，柴油机的振动通过机架支座传递给其他部件，其振动情况最为剧烈 12，所以选择机架支座进行柔性化处理建立刚柔耦合模型，可以在保证仿真计算精度的同时，软件计算量及计算效率也都占有很大的优势。3.1 机架支座的柔性化处理机架支座体网格的划分采用的是四面体网格划分，四面体网格划分快捷，在网格的修改方面比较便捷，可在复杂结构处任意加密，从而保证了体网格的质量 13。机架支座在导入 HyperMesh 后，首先对 4 个机架支座进行前处理，以便于画出高质量的面网格。面网格划分结束后，在面网格的基础上

21、进行体网格的划分及调整，以达到高质量水平，定义材料属性并赋予单元。机架支座的背面与机架接触，并通过螺栓连接，所以需将机架支座的背面设置为刚性面。将机架支座背面所有的节点定义为刚性节点即完成了刚性区域的定义，机架支座有限元模型如图 7 所示。刚性区域定义后，设置模态分析的方法，建立控制卡片，模态分析生成MNF 文件。将生成的 MNF 文件导入 ADAMS 中，通过三点法进行柔性体与刚体之间的准确替换，替换之后的刚柔耦合柴油机模型如图 8 所示。图 7 机架支座有限元模型图 8 8V280 柴油机刚柔耦合模型3.2 振动烈度速度值的测量及评估对于新建立的刚柔耦合 8V280 柴油机模型，仿真运行的

22、设置与多刚体模型的仿真设置一致。完成仿真运行后，选取多个 Marker 点进行 x、y 、z 三个方向上振动速度的测量，计算出整个柴油机的振动烈度速度Comment yang2: 因为有些测量点的测量曲线比较接近，尤其是四个支座上的测量曲线更为接近，软件原因暂无区分度更高的图片。Comment yang3: 此处的 Va已经修改成 Vs， 其意义式（5）上方说明。6值，对安装了双平衡轴后的 8V280柴油机进行振动情况评估。我国柴油机振动均采用整机的当量振动烈度Vs为评定量标。（5）222()()yxzVN式中：V x、V y、V z分别为 x、y、z 三个方向上各规定测点的振动速度均方根值，

23、mm/s；N x、N y、N z分别为三个方向上的测点数。测点数至少取 5个，即机架前端、后端上沿、机架前后端的支座位置 14。在 8V280柴油机振动测量点的选取上，分别选取了 4个机架支座的质心及 2个机架前后端顶点，测量的振动速度变化曲线如图 9所示。a) x方向b) y方向c) z方向图 9 6个测点表面速度变化组合曲线将每个曲线的散点数据导出，求出每个测量点在 x、y、z 三个方向上的振动速度均方根值，计算出的振动速度均方根如表 1所示。表 1 各点振动烈度速度值（单位：mm/s）表面速度测量点1测量点2测量点3测量点4测量点5测量点6Vx 0.106 2 0.113 7 0.097

24、 8 0.097 6 1.008 0.952 8Vy 0.052 2 0.034 9 0.019 9 0.030 6 0.141 8 0.136 6Vz 10.15 10.25 10.97 10.93 9.34 10.04Vs 10.287目前，对于柴油机的振动标准大多采用 GB/T 6075.6-2002在非旋转部件上测量和评价机器的机械振动15，而 TB/T 3164-2007柴油机车车内设备机械振动烈度评定方法 16的评定标准比前者要求更高，为了能够让 8V280 柴油机全面适用船舶领域和机车领域，所以采用 柴油机车车内设备机械振动烈度评定方法作为 8V280 柴油机振动烈度标准。8V2

25、80 柴油机整机振动烈度速度值为 10.28 mm/s，根据表 2 的评定标准，8V280 柴油机在机器和设备分类属于 V 类：安装在测振方向相对较硬的基础上具有不平衡惯性力的往复式机器和机械驱动系统。再根据仿真测量出的振动烈度速度值可以判定安装双轴平衡后的 8V280 柴油机振动级别达到了 B 级：机器的工作质量尚无显著的影响，此种运行中状态是 “容许”的。从柴油机整机的振动情况方面看，8V280 柴油机双轴平衡方案取得了显著的平衡效果。表 2 柴油机车车内设备机械振动评定表机器和设备分类振动烈度/(mms 1)I II III IV V0.280.450.450.710.711.12A1.

26、121.80A1.802.80 BA2.804.50 BA4.507.10 C BA7.1011.2 C B11.218.0 C B18.028.0 C28.045.0 C45.071.071.0112.0D DD DD4 结论通过传统的平衡性能计算与虚拟样机仿真相结合的方法，在进行动力学仿真分析研究和振动烈度速度值的测量及评估后，得到以下结论：1）从8V280柴油机动力学仿真的结果来看，仿真出来的倾覆力矩曲线与理论计算的曲线非常吻合，倾覆力矩曲线波动幅值降低了85.24%，平衡性能问题得到了很好解决，在充分证明了仿真模型及仿真结果正确性的同时，也体现出了双轴平衡方案的平衡效果。2）对8V28

27、0柴油机整机振动烈度速度值进行测量及评估，结果证明安装了双轴平衡机构的柴油机在振动烈度速度值上达到了“容许”级别，这也再次证明了双轴平衡方案的有效性。参考文献：1 王纪福, 冯慧华, 左正兴, 等. 强化 V6 柴油机平衡特性与平衡方案J. 内燃机学报, 2016, 34(5): 456-462.2 HUEGE St, WARREN G, MENNE R. A New 2.3 L DOHC Engine with Balance Shaft Housing-Steps of Refinement and OptimizationC/ SAE International Congress & E

28、xposition. 1997.3 HEUSER G, HGEN S, BROHMER A, et al. Der Neue Forde 2.3L Motor Mit AusgleichswellenJ. MTZ, 1997, 58(1): 10-18.4 张保成, 赵俊生, 樊文欣, 等. 60V8 发动机平衡分析及平衡机构设计J. 内燃机工程, 2002, 23(2): 20-23.85 赵丕欢. 柴油机平衡分析及平衡机构优化设计D. 太原: 中北大学 , 2009.6 周海松, 乔云, 徐信峰. 柴油机平衡机构设计探讨J. 现代商贸工业, 2014, 12(1): 189-191.7 吕

29、一丹, 杨家成, 张翠云. 直列四缸发动机侧倾力矩平衡技术的研究J. 振动与冲击, 2012, 31(4): 96-99.8 柴油机设计手册编辑委员会. 柴油机设计手册(上册)M. 北京: 中国农业机械出版社, 1984.9 李增刚. ADAMS 入门详解与实例M. 北京: 国防工业出版社, 2014.10 肖民, 史万强. 6L21/31 型船用中速柴油机动力学仿真及曲轴应力分析J. 船海工程, 2013, 42(1): 114-117.11 李双虎, 樊文欣, 程人杰, 等 . 基于 MATLAB 和 ADAMS 的 V8 发动机振源分析J. 柴油机设计与制造, 2009, 16(3):

30、4-7.12 朱聪玲, 朱玉龙, 刘江龙, 等. R4105 柴油机振动的测量与隔振措施分析J. 佳木斯大学学报, 2004, 22(2): 221-223.13 王钰栋, 金磊, 洪清泉, 等. HyperMesh&HyperView 应用技巧与高级实例M. 北京: 机械工业出版社, 2012.14 中国内燃机学会. 内燃机噪声振动与控制M. 北京: 机械工业出版社, 2005.15 在非旋转部件上测量和评价机器的机械振动: GB/T 6075.6-2002S. 2002.16 柴油机车车内设备机械振动烈度评定方法: TB/T 3164-2007S. 2007.收稿日期：2017-02-27；修回日期：作者简介：肖民（1969） ，女，教授，研究方向：船舶动力设备和系统设计制造与性能优化。