四缸柴油機(jī)減振分析及平衡機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

張娜，曾帥，徐兆坤

（上海工程技術(shù)大學(xué)汽車工程學(xué)院，上海201620）

四缸柴油機(jī)減振分析及平衡機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

張娜，曾帥，徐兆坤

（上海工程技術(shù)大學(xué)汽車工程學(xué)院，上海201620）

對某直列四缸柴油機(jī)振動平衡分析，得出不平衡的二階往復(fù)慣性力及其力矩是其主要振動激勵(lì)源之一。原機(jī)型中沒有平衡機(jī)構(gòu)，受到空間的限制，所設(shè)計(jì)的雙平衡軸機(jī)構(gòu)，只是平衡二階往復(fù)慣性力。通過振動測量對比試驗(yàn)，表明所設(shè)計(jì)的雙平衡軸機(jī)構(gòu)能達(dá)到顯著地降低發(fā)動機(jī)整機(jī)振動烈度的效果，從而也證實(shí)了二階往復(fù)慣性力才是最主要的振動激振源。

柴油機(jī)二階往復(fù)慣性力平衡機(jī)構(gòu)振動烈度

1 前言

隨著發(fā)動機(jī)向高速化、輕型化、大功率化和低污染化方向的發(fā)展，其振動噪聲問題卻日趨嚴(yán)重，而人們對發(fā)動機(jī)NVH（Noise,Vibration and Harshness）性能的要求卻越來越嚴(yán)格。以前降低車用柴油機(jī)振動和噪聲可以采用燃燒優(yōu)化、提高加工精度、增大結(jié)構(gòu)強(qiáng)度等措施，但經(jīng)過多年的發(fā)展，目前這些方法對振動和噪聲的影響已不顯著。發(fā)動機(jī)的振動和噪聲水平已成為發(fā)動機(jī)綜合性能的重要考評指標(biāo)之一[1]。對于直列四缸機(jī)而言，不平衡的二階往復(fù)慣性力是發(fā)動機(jī)整機(jī)振動的重要激勵(lì)源之一，強(qiáng)烈的振動直接影響柴油機(jī)的燃油消耗率、整機(jī)噪聲和使用可靠性，進(jìn)而影響車輛的使用性能和駕駛平順性。而該激振力無法通過柴油機(jī)本體設(shè)計(jì)予以消除，所以只有通過安裝平衡機(jī)構(gòu)來達(dá)到減振降噪的目的。

2 直列四缸柴油機(jī)振動原理分析

直列四缸柴油機(jī)的整機(jī)振動主要是由不平衡力及其力矩所引起的，即二階往復(fù)慣性力j及其慣性力矩j。

四缸機(jī)二階往復(fù)慣性力及慣性力矩的表達(dá)式分別為式（1）和式（2）

來稿日期：2009-03-11
作者簡介：張娜（1984－），女，在讀碩士，主要研究方向?yàn)槠嚢l(fā)動機(jī)。

由于四階或更高階的不平衡力或力矩僅為二階的2.5%，因此只需考慮二階不平衡激振力，二階以上的可以忽略不計(jì)[2～3]。

3 平衡機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

3.1 平衡機(jī)構(gòu)計(jì)算

如果四缸柴油機(jī)裝有配重平衡機(jī)構(gòu)，所產(chǎn)生的力和力矩與發(fā)動機(jī)本身所產(chǎn)生的力和力矩大小相等，方向相反，那么發(fā)動機(jī)的不平衡力和力矩便可以抵消。平衡機(jī)構(gòu)有兩根軸，偏心質(zhì)量為B，偏心距為B，平衡軸以二倍的曲軸轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，且它們的旋轉(zhuǎn)方向相反；偏心質(zhì)量的相位和活塞的相位應(yīng)保持反向，即當(dāng)?shù)?缸活塞到達(dá)上止點(diǎn)時(shí)，偏心質(zhì)量質(zhì)心朝下端。

平衡軸所產(chǎn)生的不平衡力和力矩為：

根據(jù)平衡原理，以二倍于曲軸轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)的雙平衡軸在垂直方向的合力B與（1）式的二階往復(fù)慣性力j之和為零：

即：

由式（7）可知，可以將兩根平衡軸的垂直距離設(shè)計(jì)成等于連桿長度L，且較高一根平衡軸與曲軸旋轉(zhuǎn)方向相同，那么平衡軸就可以同時(shí)平衡掉往復(fù)慣性力及其力矩，如圖2所示。

圖1 往復(fù)慣性力平衡軸

圖2 往復(fù)慣性力及其力矩平衡軸

3.2 平衡機(jī)構(gòu)的布置

平衡軸的布置范圍大致可以分為兩種：一種是通軸設(shè)計(jì)，多數(shù)為全長平衡軸（與整機(jī)長度相當(dāng)），不平衡量分配在整個(gè)軸上，全長平衡軸大多數(shù)是原機(jī)型設(shè)計(jì)中就設(shè)計(jì)有平衡機(jī)構(gòu)的四缸機(jī)；另一種是非長軸設(shè)計(jì)，即多段配置平衡塊類型，平衡軸短于發(fā)動機(jī)總長，多為一缸或二缸內(nèi)布置所采用，設(shè)計(jì)靈活多變，充分利用空間布置。以某四缸柴油機(jī)為例，該發(fā)動機(jī)所采用的是第二種布置方案，A、B、D段平衡塊為主平衡塊，C段平衡塊為整軸的調(diào)整平衡塊，如圖3所示。在裝配允許的條件下，在兩軸承外側(cè)分別布置兩塊平衡塊，左邊A段平衡塊與軸鍛造為一體，為了便于安裝，右邊D段為套裝在軸端的平衡塊。并且平衡軸所采用的是由機(jī)體引入并與主油道并聯(lián)的獨(dú)立潤滑油道，帶走等于兩倍柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的平衡軸軸承所產(chǎn)生的熱量。

該四缸發(fā)動機(jī)原機(jī)型設(shè)計(jì)中沒有設(shè)計(jì)平衡機(jī)構(gòu)，由于發(fā)動機(jī)底部空間的限制，所以所設(shè)計(jì)的兩根平衡軸采用等高布置。

3.3 平衡塊設(shè)計(jì)

根據(jù)平衡原理，由式（5）得到平衡機(jī)構(gòu)的理

論平衡量如下

圖3 配重平衡軸

該四缸柴油機(jī)采用多段配置平衡塊的設(shè)計(jì)，適合于平衡軸的非全長設(shè)計(jì)要求。平衡機(jī)構(gòu)采用半軸類平衡塊，平衡塊截面如圖4所示，其總平衡量為

其中，

各軸段平衡量分布情況如表1所示，所設(shè)計(jì)的平衡機(jī)構(gòu)的平衡量值幾乎與理論平衡量值一致。

圖4 平衡塊截面圖

表1 各軸段平衡量分布

4 四缸柴油機(jī)減振效果試驗(yàn)及分析

4.1 四缸柴油機(jī)振動測量

依據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 7184－2008《中小功率柴油機(jī)振動測量及評級》，在不同工況下對柴油機(jī)安裝二階往復(fù)慣性力平衡機(jī)構(gòu)前后的當(dāng)量振動烈度進(jìn)行了測量。在發(fā)動機(jī)兩側(cè)分別選取有代表性并且剛性好的位置，進(jìn)氣側(cè)3個(gè)測點(diǎn)，排氣側(cè)2個(gè)測點(diǎn)，發(fā)動機(jī)全負(fù)荷下，分別測量出外特性下各工況的振動信號。其中表示發(fā)動機(jī)垂直方向振動，表示發(fā)動機(jī)前后方向振動，Z表示發(fā)動機(jī)左右方向振動，測點(diǎn)布置如圖5所示。

圖5 四缸柴油機(jī)振動測點(diǎn)布置

式中，

4.2四缸柴油機(jī)減振效果

4.2.1 二階往復(fù)慣性力平衡

該四缸柴油發(fā)動機(jī)在不采用平衡措施的情況下，所測取的整機(jī)在三個(gè)方向的振動烈度如圖6所示，在方向，即垂直方向的振動最為嚴(yán)重，這是因?yàn)槎A往復(fù)慣性力的作用方向沿垂直方向，對垂直方向的振動產(chǎn)生直接激勵(lì)，從而也證實(shí)二階往復(fù)慣性力是發(fā)動機(jī)的主要振動激振源。

如圖7所示，發(fā)動機(jī)的整機(jī)當(dāng)量振動烈度隨轉(zhuǎn)速增加而不斷增大，而且在高轉(zhuǎn)速區(qū)振動烈度增大速率明顯變大。若發(fā)動機(jī)在常用工況下，即轉(zhuǎn)速從2 400 r/min增加到3 000 r/min，則整機(jī)當(dāng)量振動烈度會增大到原來的1.6倍。如果降低發(fā)動機(jī)的運(yùn)行轉(zhuǎn)速，就可以明顯降低往復(fù)慣性力的振動影響，但是會使發(fā)動機(jī)的功率下降，以至于不能達(dá)到使用要求，所以不可取。

該四缸柴油機(jī)安裝雙平衡軸機(jī)構(gòu)前后，整機(jī)當(dāng)量振動烈度比較如圖8所示。雖然在低速區(qū)減振效果不明顯，但是在高速區(qū)可取得比較明顯的減振效果，尤其在常用工況下，減振效果能達(dá)到50%～60%。由于傾覆力矩（二階往復(fù)慣性力矩和氣體力矩）的存在（雖然部分區(qū)域傾覆力矩起到削減往復(fù)慣性力作用[4]），以及在四次諧波以上由于其量級較小而忽略不計(jì)的往復(fù)慣性力及力矩，再加上計(jì)算中的理想化和各種假設(shè)帶來的誤差等，以及內(nèi)燃機(jī)在加工中的許用誤差范圍，使得回轉(zhuǎn)部件存在剩余的不平衡力等等，使得在試驗(yàn)結(jié)果中只能顯示平衡掉一部分整機(jī)振動。

圖6 四缸柴油機(jī)的振動烈度

圖7 四缸柴油機(jī)整機(jī)當(dāng)量振動烈度

4.2.2 機(jī)械損失

該四缸柴油機(jī)安裝平衡軸機(jī)構(gòu)后，所采用的是齒輪傳動方式，就不可避免的會有機(jī)械損失的增加。如圖9所示為四缸柴油機(jī)在倒拖的方式下，所測出的在安裝平衡機(jī)構(gòu)前后的機(jī)械損失。帶平衡機(jī)構(gòu)的柴油機(jī)機(jī)械損失比不帶平衡機(jī)構(gòu)的增加3%～8%，在可接受值的范圍內(nèi)，符合要求。在轉(zhuǎn)速在800～1 600 r/min之間，安裝平衡機(jī)構(gòu)后機(jī)械損失增量小于平均機(jī)械損失增量，說明在低轉(zhuǎn)速時(shí)機(jī)械損失較低；造成發(fā)動機(jī)零部件或整機(jī)產(chǎn)生銹蝕的原因不僅有外部環(huán)境因素，而且還有材料、設(shè)計(jì)、工藝、使用和管理等諸多方面的原因。因此，發(fā)動機(jī)生產(chǎn)過程中的防銹技術(shù)，能夠有效幫助提高發(fā)動機(jī)的制造質(zhì)量和使用壽命。在1 600 r/min以后，機(jī)械損失增量達(dá)到了平均機(jī)械損失增量值，而且隨柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的變化略有增加，但是增加幅度很小，幾乎保持不變。

5 結(jié)束語

通過對該四缸發(fā)動機(jī)受力和力矩的分析，以及振動減振效果試驗(yàn)獲得的基本振動情況、相關(guān)特性和主要振源等信息，成功的設(shè)計(jì)了雙平衡軸機(jī)構(gòu)。該四缸發(fā)動機(jī)安裝平衡機(jī)構(gòu)后，雖然有一定的機(jī)械損失，但是較好地平衡了二階往復(fù)慣性力，振動得到了較大程度的降低，使整機(jī)振動烈度達(dá)到可接受水平，說明所設(shè)計(jì)的二階往復(fù)慣性力平衡機(jī)構(gòu)的減振效果良好，從而改善了發(fā)動機(jī)的振動品質(zhì)。增加雙平衡軸機(jī)構(gòu)是降低四缸柴油機(jī)振動非常有效的措施之一。

圖8 整機(jī)當(dāng)量振動烈度比較

圖9 安裝平衡軸前后機(jī)械損失比較

1 Vér IL V,Beranek L L.Noise and Vibration Control Engineering:Principles and Application[M].USA: John Wiley&Sons,2005.

2 Nakamura H.A Low Vibration Engine with Unique Counter-Balance Shafts[C].Society ofAutomotive. Engineering,SAE 760111.

3楊連生.內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)[M].北京：中國農(nóng)業(yè)機(jī)械出版社，1981：109-114.

4徐兆坤，孫樹亭.四缸內(nèi)燃機(jī)振動分析及其對策[J].噪聲與振動控制，2007(6)：51-53.

Four-cylinder DieselEngine Vibration Analysis and Balancing Mechanism Design

Zhang Na,Zeng Shuai,Xu Zhaokun
（College ofAutomobile Engineering,ShanghaiUniversity ofEngineering Science,Shanghai201620,China）

An analysis ofbalance and vibration ofsome inline four-cylinder dieselengine shows that the second-orderunbalanced reciprocating inertia force and torque are one ofthe main vibration excitation sources.Since the base engine has no balancing mechanism and there is a space limitation,a double-shaft balancer is designed and it can only balance the second-order reciprocating inertia force.Vibration comparison testshows thatthe double-shaftbalancer can achieve the effectoflowering significantly engine vibration intensity,confirming the second-order reciprocating inertia force is the main vibration excitation source.

dieselengine,secondarymovement,simulationanalysis,vibrationintensity

doi:10.3969/j.issn.1671-0614.2010.03.005