一种减小二冲程柴油机的主轴上扭转振动引起附加应力的方法

摘要

一种减小在二冲程柴油发动机(1)的主轴上因扭转振动引起附加应力的方法。其中，排气阀(12)的打开和关闭以及喷射燃油都由一个计算机(16)控制。在主轴扭转振动的共振点附近的转速范围内，对发动机进行控制，以使至少一个气缸的排气阀(12)在压缩冲程期间处于打开位置，同时使至少一个气缸的功率增加，增加的功率与不受压缩的气缸所缺少的功率相当。因而，消除了能引起扭转振动的某个振动阶下的压力振幅(K)，主轴的扭转应力也随之减小。

说明书

本发明涉及一种减小在一主轴上由于扭转振动所引起附加应力的方法，该主轴与一种大型船用二冲程主发动机上的一个螺旋桨相连接，其中排气阀的开启与关闭以及向气缸中喷射燃油都由一个计算机来控制;为的固有频率出现在发动机必须通过而又不能连续运转的一个转速范围内;且在该转速范围内运动时产生的扭转应力可能会超过某一个预定值。

船用主发动机的曲轴通过螺旋浆轴（如果必要，还可通过一根或几根中间轴）与螺旋浆相连接。曲轴、螺旋浆轴和中间轴共同构成发动机的主轴。众所周知，发动机会产生扭转振动，以及由之而造成的附加应力将叠加在由驱动力矩在主轴上产生的扭转应力上，而扭转振动的频率则取决于发动机的转数。当主振动阶（通常称为“主临界阶”）的扭转振动频率与主轴的固有频率接近或一致时，在主轴内部就会由于共振而产生很大的扭转应力。同样众所周知的是，主轴的固有频率处在低于发动机最大持续功率（MCR）点的某个转速范围之内。因此，该发动机必须通过共振区才能达到其额定载荷。

为了防止在该转速范围内产生过大的附加应力，发动机上可配装一些机械减振器。或者采用另一种办法，即将主轴的刚性做的足够大，以使共振点移至发动机的最大持续功率点之上。但是，使用这两种解决办法的价格都比较昂贵，而且发动机工厂也将变得更加庞大。与发动机主轴的扭转振动有关的基本概念和减小这类振动的现有的各种方法已经在本发明申请人的题为“二冲程低速柴油机的振动特性”的小册子（1988年第二版，作者L.伯思德姆（L.Bryndum）和S.B.杰克伯赛（S.B.Jacob  sen））中作了介绍。

最近几年来，使用计算机来控制燃油的喷射和阀运动的发动机技术已取得了进展，这就使得对每个发动机循环和每个气缸的喷射瞬间进行单独调整成为可能。在欧洲专利EP-A-447，697中，已经开始采用在通过一转速范围时（根据经验此时必须减振），这种技术被用来抑制主轴中的扭转应力。这种抑制扭转振动的方法的目的是延迟向发动机中一半的气缸喷射燃油，以便使这一半气缸的力矩相对于另一半气缸的力矩产生相位移，从而减少了扭转应力的大小。

然而，经计算结果证明，为了使扭转应力显著地减少，此时所需的相位移是如此之大，以致实际上使燃烧很难进行。

本发明的目的在于提供一种减小主轴扭转应力的更有效的方法。

为此目的，上述方法的特点在于在通过该转速范围时，应对载荷不断增加的主发动机进行控制，以便使至少一个气缸的排气阀在气缸的压缩冲程中处于打开位置，而同时使其它气缸中的至少一个气缸的功率增加，该功率与不受压缩的气缸所缺少的功率相当。

在主轴的扭转振动的共振点处，扭转振动的大小由引起扭转振动的各个气缸的振动阶的谐波分量大小所决定。各个气缸的谐波分量的大小则是由于气缸的平均指示压力和气缸中的压力决定的。当主轴大致在扭转振动变大的转速下工作时，谐波分量的压力所占比重略大于平均指示压力。在气缸的压缩冲程期间打开排气阀可以将压力和平均压力一起消除，这样该气缸就基本上不会给扭转振动带来任何谐波分量。其它一个或几个气缸功率的增加会给这些气缸带来更大的平均压力和更大的谐波分量，但由于这些气缸的谐波分量中的平均压力发生在压力的上部，从而使这些气缸的谐波分量总值减小。在六缸发动机中，采用使一个气缸处于无压力状态，而由其它气缸来承担无压力气缸的工作的方法可以使气缸的六阶谐波分量在共振点时减少7%。

在通过共振点附近的转速范围时，采用本发明的方法即可减小扭转应力的大小，而无需安装机械振动减振器或对主轴系统进行专门的设计。

无压力气缸所缺少的功率可以平均分配给发动机的其它气缸。这样做是十分有利的，如果共振点非常接近发动机的最大持续功率点（MCR），在该转数下气缸额定平均压力很高，以致使单个气缸在该转数下产生的功率不可能是其额定功率的两倍。

根据本发明的一个优选方案，在所述转速范围中至少发动机的某些气缸受到控制，以使每个第二循环中这些气缸基本上不受压力，或者使每个第二循环中这些气缸产生的功率大体上两倍于该转速下的额定功率。通常，共振点与发动机的最大持续功率点（MCR）有适当大的距离，以便使气缸一旦越过所述共振点附近的转速范围就可以产生两倍的功率。这种操作方法的优点是，在通过共振点时，气缸的平均热载荷可基本上保持均衡。

本发明的全部效果可以通过相应地控制气缸获得，根据点火的顺序使气缸交替地处于无压力或产生两倍功率的状态。这样可以消除发动机造成的共振压力的一半。

处于开启状态的排气阀在压缩冲程期间可以适当地移到离阀座有一定距离的位置上，这样在压缩冲程期间排出的空气就会在通过阀座时产生一个压力降，该压力降随着振动而变化。这样在阀座上就产生了节流效应，此节流效应可以从振动系统中消除引起扭转振动的能量。这样做的结果比用完全消除气缸中的压力而获得减振的方法所减小的扭转振动要大得多，其中的原因之一在于基本上无压力气缸中的压力仅比排气道中的压力稍高一点（没有几个巴），其目的在于使在节流过程中损失的能量对扭转振动能有明显的作用。

在膨胀冲程期间也可以打开排气阀，并把排气阀安装在离阀座有一定距离的位置上，以使流入的空气通过阀座时产生压力降，这样在一个发动机循环中就实现了两次减振。

现通过本发明的实施例将参照以下附图对本发明装置的结构及方法的特点等作进一步的详细说明。其中：

图1表示一个二冲程柴油发动机;

图2表示一曲线图，其表示连杆销钉上的六阶切向压力分量与气缸中平均压力的函数关系;

图3所示为根据本发明的方法运转的发动机气缸的六阶谐波分量。

图1中示出了一个大型二冲程十字头型的柴油发动机，其中柴油机用标号1表示。发动机燃烧室2的范围由气缸套3与气缸盖4和活塞5所限定，且活塞5轴颈式枢装在气缸套内。

活塞5通过活塞杆6直接与十字头7相连，十字头7通过连杆8直接与曲轴11的曲柄10上的连杆销钉9相连。

气缸盖4上装有一个排气阀12和与其相关的阀套13。排气阀12由一液压传动装置14进行液压驱动，液压传动装置14由一个电动机械阀（电磁阀）控制并且根据由计算机16通过导线15传送来的控制信号而动作。

装在气缸盖4上的燃油阀17可以向燃烧室2提供雾化燃油。燃油泵18由一个电磁阀控制并液压驱动，它根据计算机16通过导线20传送的控制信号，经压力导管19向燃油阀提供燃油。通过信号传送导线21可向计算机16输入发动机目前的每分钟转数。该转数可以从发动机的速度计上得出，也可以从装在发动机主轴上的一个角度探测器和角度显示器上得出，该角度探测器和角度显示器可用来测定发动机在几分之一发动机循环时间内的瞬时角度位置和旋转速度，主轴旋转360°为一个发动机循环。在计算机已确定了燃油注入时间和注入量以及排气阀的开启和关闭时间后，燃油泵18和传动装置14就在适合于气缸的发动机循环中相应地动作。发动机有几个气缸，均按上述方式安装，计算机16可以控制所有气缸的正常运行。

如果发动机是一个固定的、供应动力的柴油机，其主轴包括发动机的曲轴，如果需要的话，还可包括一根与发动机相连的连接轴，该发电机由发动机带动。如果发动机是一个船用主发动机，则如上所述主轴可包括曲轴和螺旋浆轴，且如果需要的话，还可包括若干根中间轴。

如图1中所示，通过连杆传送的压力F_K可被分解成径向分力F_R和切向分力F_T。在围绕主轴的固有频率附近的转速范围内，作用在连杆销钉上变化的切向分力F_T会使主轴产生共振。主轴在固有振动的最低状态（状态1）可以在某一转速下从该阶扭转振动的谐波分量获得巨大的能量。扭转振动的谐波分量与气缸的数量有关，这是因为各个气缸的点火都以该阶振动的精确周期来进行相位移，同时也因为该阶振动的所有切向力都能加剧主轴的最低固有振动。

下面，以一个六缸发动机为例来进行说明。图2示出在一气缸中的平均指示压力与该气缸振动的六阶切向分量的振幅的关系。坐标轴上的尺度只表示出振幅的相对大小，即某振幅相对于平均压力为0巴时的振幅之间的关系。当气缸中没有注入燃油时，平均指示压力为0巴，我们可以看到，图上的六阶切向分量值在点A上。A点的振幅值K由作用在活塞上的力所决定，而该力则由气缸中的空气压力所决定。主轴扭转振动的共振点通常发生在气缸中的指示压力为6巴的情况下的发动机载荷处，该共振点在图2中的曲线上以B表示。B点的切向分量的振幅约比A点大80%，且该分量包括有压力振幅K和平均指示压力振幅Bi。当平均指示压力为12巴时，切向分量振幅值达到了点C，其振幅数值比点A代表的相应数值大2.9倍。切向分量C包括有压力K和平均指示压力Ci。

下面，将介绍一个根据本发明方法进行工作的实例。当计算机16收到通过导线21传送来的转数信号，而得知发动机正进入主轴共振点附近的转速范围内时，就将用于至少一个气缸的排气阀12在活塞的压缩冲程期间启动使其打开，这样在燃烧室中就不会建立起压力。因此，连杆销钉9只受到由于活塞5、活塞杆6、十字头7和连杆8的运动而产生的惯性力的作用。此时的六阶切向分量值很小，图2中以D和D′点表示，D点代表活塞向上冲程中的六阶切向分量值，D′点代表活塞向上冲程中的六阶切向分量值。

为了避免发动机功率的降低，计算机使其他气缸中的一个或几个气缸增加功率来补偿无压力气缸的功率。如果某一个气缸本应在如图2中B点工作，而又被设定为无压力气缸，且计算机就使另外一个气缸在C点工作，以使它产生两倍的功率。因此，在C点工作的气缸产生相当于K+Ci（等于2.9倍）的切向分量，而同时在B点工作的气缸本应产生的K+Bi（等于1.8倍）的相对切向分量则被消除了，由上述我们可以看出，两个气缸所产生的切向分量减少了0.7。六个气缸本来每个都能产生1.8倍的切向分量，如果发动机以已知的方式工作，每个气缸在无压力运动时使6个气缸的总切向分量减少的百分比为：（0.7×100）/（6×1.8）%＝6.5%。这个减少量就足以使我们不再使用机械扭转振动减振器。如果想进一步减小主轴的扭转应力，可以让六个气缸中的二个或三个在无压力状态运转，这样就可以使六阶切向分量减少约20%。

如图3所示，单个气缸的六阶切向分量是曲轴角度的函数。如果发动机是一个二冲程发动机，则一整个发动机的循环与曲轴转动360°相对应。在该循环中，六阶切向分量表现为六个全周期。气缸1～4在正常平均压力下运转，气缸5在无压力状态下运转，而气缸6在两倍平均压力下运动。可以看出，由于气缸5本身不平衡引起的惯性力的作用，使其运动与其它气缸的切向分量有时相同，有时反相。如上所述，气缸5与6的切向分量之和要比任何其它两个正常运转的气缸所产生的切向分量之和小很多。

当发动机加速通过共振点附近的转速范围后，就可以以正常的方式控制所有气缸。

共振点的转速范围可以由发动机制造厂的设计来预先决定，并且把它贮存在计算机16中，以后计算机即可根据发动机的实际转数是处于转速范围之内还是超出转速范围的不同情况下决定是采取本发明所述方法还是采用通常的办法来控制气缸。测量主轴旋转的位置和速度的仪器应非常灵敏，以使计算机16能够根据得到的有关主轴的运动的信息来判定主轴的扭转振动是否超过了预定的极限值。如果出现了上述情况，计算机就采用本发明的方法来控制发动机，而当主轴的转速转回到预定值之内后（该转速预定值根据经验可以知道它与会引起强烈振动的转速相距甚远），计算机又重新转换为正常的发动机控制状态。

由于上述功向分量总值的减少，就能够使主轴的附加扭转应力减少量为无阻尼时附加扭转应力的65～70%。

众所周知，根据一般振动学原理，我们可以在振动系统中采用减振器来降低在共振点附近的谐波振动的最大振幅值。内燃发动机主轴的扭转振动可以通过发动机可移动部件之间产生的摩擦力来减振。考虑到发动机的效率，摩擦减振应尽可能地少用。本发明提供了一种比较好的方法，即在振动系统中采用一种只在通过共振点时起作用的暂时减振的方法，且这样的方法对发动机的效率在其转速处于共振转速范围之外时不会产生影响。该方法具体如下：把开启的排气阀安装在无压力气缸的某一位置上，以使其中空气排出经受一定的节流损失，该节流损失随着阀通道振动的变化而变化。发动机最大压力通常约为130巴。如果把排气阀安装在气缸中压力只有5至15巴量值的打开位置上，则上述气缸的压力与完全压缩时的压力相比是微不足道的，但在排气通道中空气节流引起的能量损失可以对扭转振动最大振幅产生减振作用，因而减小了主轴上的附加应力。由于压力大大地减小，也由于可变节流使振动衰减，因此就使由扭转振动造成的附加应力减小。

如果想通过节流产生更大的减振，可在活塞处于膨胀冲程期间使排气阀略开一小口，这样使排气接收器中的气体就流入气缸中，并在通过阀座时受到节流。在压缩冲程和膨胀冲程期间，阀和阀座之间的距离可以各不相同。