無隔振裝置內(nèi)燃機支承系統(tǒng)固有特性影響因素研究?

曾 銳，王 東，閆 兵，華春蓉，董大偉

（西南交通大學 機械工程學院，四川 成都 610031）

0 引言

內(nèi)燃機可通過有隔振裝置支承和無隔振裝置支承兩種方式安裝在基礎上［1］。為了避開共振并保證支承的剛度足夠大，就要求內(nèi)燃機與支承系統(tǒng)的固有頻率不得低于內(nèi)燃機激振力頻率的2.5倍［2］。在無隔振裝置支承中，內(nèi)燃機外負載的反扭矩通過內(nèi)燃機支承作用于機體，因而在采用無隔振裝置支承時，不同支承形式對機體的可靠性也有著重要的影響［3－4］。在支承設計時，需要在剛度和結(jié)構間找到平衡。對于特定結(jié)構的支承，研究其結(jié)構參數(shù)對系統(tǒng)固有頻率的影響對支承的設計與優(yōu)化至關重要。

本文針對某V型6缸內(nèi)燃機無隔振裝置支承，建立了剛－柔耦合動力學模型，結(jié)合內(nèi)燃機激振力特性，分析了內(nèi)燃機支承系統(tǒng)所受激振力特性，仿真計算出系統(tǒng)的固有頻率及振型，采用正交設計法，研究了支承各參數(shù)對系統(tǒng)固有特性的影響規(guī)律。

1 建立內(nèi)燃機支承系統(tǒng)的整體動力學模型

1.1 模型簡化

如圖1所示，將內(nèi)燃機重心位置O定為坐標原點，OX，OY，OZ軸分別和內(nèi)燃機3個主慣性軸重合，O′－X′Y′Z′為動坐標系，其原點O′固聯(lián)在系統(tǒng)的質(zhì)心位置，O－XYZ為靜止坐標系，當系統(tǒng)處于平衡狀態(tài)時，兩個坐標系相互重合。因此，可以把整個系統(tǒng)的運動分解為隨質(zhì)心的平動（X，Y，Z）和繞質(zhì)心的轉(zhuǎn)動（α，β，γ）。

內(nèi)燃機的質(zhì)量和剛度通常比支承大很多，而其結(jié)構固有頻率也往往高于激振頻率，所以通常在考慮內(nèi)燃機整機振動時，將內(nèi)燃機視為剛體。同時假定基礎的質(zhì)量及剛度為無限大，忽略其對系統(tǒng)振動性能的影響。

安裝內(nèi)燃機的支承與內(nèi)燃機和基礎相比，本身都具有一定的彈性，所以在研究內(nèi)燃機整機振動時，常把它簡化成為剛－柔耦合支承模型。

圖1 6自由度系統(tǒng)動力學模型

1.2 建立動力學模型

采用ANSYS和ADAMS聯(lián)合建模方法建立內(nèi)燃機支承系統(tǒng)的剛－柔耦合動力學模型［5］。建模時忽略焊接位置和螺孔連接，所建整體動力學模型如圖2所示。

圖2 內(nèi)燃機支承系統(tǒng)整體動力學模型

2 計算分析

2.1 固有頻率及振型

經(jīng)過ADAMS軟件仿真計算，模型前6階模態(tài)的振型分別為沿X，Y，Z軸平動及繞X，Y，Z軸（α，β，γ）轉(zhuǎn)動，計算所得的模型固有頻率如表1所示。

2.2 激振力（矩）諧次特性分析

該內(nèi)燃機為6缸V型排列，V形夾角為90°。引起α方向振動的傾倒力矩主要集中在前6諧次，故考慮到前6諧次頻率［6］。另外由于制造工藝及誤差的存在，需考慮往復慣性力、離心慣性力的影響。引起內(nèi)燃機Y方向振動和Z方向振動的主要為1.0諧次和2.0諧次；對于引起內(nèi)燃機X方向和γ方向振動的軸承力等，一般只需要考慮1.0諧次的影響；對于由于彈性聯(lián)軸器軸線不對稱引起的β方向振動，考慮激振力2.0諧次的影響。為避開共振，工程上一般要求固有頻率大于激振頻率的2.5倍以上。內(nèi)燃機工作轉(zhuǎn)速跨度較大，當上述發(fā)動機在工況分別為1 000r/min與3 000r/min時，激振力頻率相差達3倍，如表1所示。通過對比，現(xiàn)有模型不能在3 000r/min工況下滿足要求。為了使發(fā)動機在多轉(zhuǎn)速工況下都能正常運行，需要研究支承各參數(shù)對系統(tǒng)固有頻率的影響規(guī)律，通過修改支承參數(shù)，使系統(tǒng)固有頻率在指定工況下達到要求。

表1 各工況激振力頻率范圍及模型固有頻率

3 支承各參數(shù)對系統(tǒng)固有頻率的影響研究

影響系統(tǒng)固有頻率的支承參數(shù)主要有肋板角度、肋板厚度、側(cè)板厚度及底板厚度這4個參數(shù)。為了研究每個參數(shù)變化對系統(tǒng)固有頻率的影響，若采用全面試驗法，則需要進行256次變化，故采用正交設計法［7］，所用正交表如表2所示。肋板角度、肋板厚度、側(cè)板厚度及底板厚度為正交試驗中的4個因子，每個因子又包含4個水平。支承原始參數(shù)為水平2，對水平2進行加減得到水平1，3和4。角度加減步長為4.66°，厚度加減步長為3mm。

表2 試驗正交表

因為α方向頻率范圍較大，造成系統(tǒng)固有頻率在α方向上最不容易滿足要求，所以取α方向的固有頻率為質(zhì)量指標。經(jīng)過試驗，發(fā)現(xiàn)第15次試驗（方案A4B3C1D4）的質(zhì)量指標為780.75Hz，為16次試驗中的最佳方案，但是并不代表第15次試驗方案就是最佳方案，需要進行直觀分析找出最優(yōu)方案，并總結(jié)各因素對固有頻率的影響規(guī)律。

當A因子即肋板傾角為水平1時，其質(zhì)量指標分別為725.78，751.15，679.76，675.42，他們的平均值為708.03。同理求出A因子在其他水平下質(zhì)量指標的平均值以及平均值中最大與最小值的差值。然后求出其他因子在各水平下的差值，根據(jù)差值大小判斷出各因子影響質(zhì)量指標的主次順序為：側(cè)板厚度、肋板傾角、底板厚度、肋板厚度。

為便于直觀分析，做出因子水平與質(zhì)量指標的關系圖，如圖3～圖6所示。由圖3～圖6可以看出：

（1）質(zhì)量指標隨側(cè)板厚度增加而增大，在側(cè)板厚度增加到24mm時，質(zhì)量指標最大。

（2）當肋板傾角為66.8°時，質(zhì)量指標達到最大。

（3）質(zhì)量指標隨底板厚度增加而減小，在底板厚度為17mm時，質(zhì)量指標最大。

（4）隨著肋板厚度增加，質(zhì)量指標有增大的趨勢，在肋板厚度為21mm時，質(zhì)量指標最大。

（5）最優(yōu)試驗方案是A3B4C1D4，與正交試驗中所獲得的方案A4B3C1D4不同，故還要對這兩種試驗方案進行對比試驗。

圖3 側(cè)板厚度與質(zhì)量指標關系

圖4 肋板傾角與質(zhì)量指標關系

圖5 底板厚度與質(zhì)量指標關系

圖6 肋板厚度與質(zhì)量指標關系

通過對比，發(fā)現(xiàn)方案A3B4C1D4質(zhì)量指標為812.68Hz，比正交試驗中所獲得方案A4B3C1D4的質(zhì)量指標要好，說明方案A3B4C1D4為各水平一定范圍內(nèi)優(yōu)化支承的最佳方案。

4 結(jié)論

（1）通過建立無隔振裝置內(nèi)燃機支承系統(tǒng)剛－柔耦合動力學模型，計算了其固有頻率及振型，對1 000 r/min及3 000r/min工況進行了激振力頻率分析，發(fā)現(xiàn)α方向振動激振頻率在不同工況下變化范圍較大，原有模型不能滿足要求。

（2）采用正交設計法，總結(jié)了支承各參數(shù)對系統(tǒng)固有頻率影響的主次順序；找出了支承各參數(shù)對系統(tǒng)固有頻率的影響規(guī)律，提出了支承各參數(shù)在一定范圍內(nèi)的最優(yōu)方案。

（3）該研究方法保證了無隔振裝置內(nèi)燃機支承設計優(yōu)化的科學性，同時減輕了工作量，可以作為同類型剛性支承設計和優(yōu)化的參考。

［1］熊偉.發(fā)動機懸置隔振性能及優(yōu)化研究［D］.重慶：重慶大學，2005：1－2.

［2］譚達明.內(nèi)燃機振動控制［M］.成都：西南交通大學出版社，1993.

［3］陳澤忠，尹天佐，許世永.支承形式對機體臺架可靠性試驗驗證的影響［J］.車用發(fā)動機，2005（4）：45－47.

［4］韓旭，朱平，余海東，等.基于剛度和模態(tài)性能的轎車車身輕量化研究［J］.汽車工程，2007（7）：5－9.

［5］曹建永，王鐵.基于ANSYS和ADAMS的觀光車車架聯(lián)合仿真［J］.機械設計與制造，2012（11）：105－107.

［6］王長榮.內(nèi)燃機動力學［M］.北京：中國鐵道出版社，1990.

［7］嚴兆大.熱能與動力工程測試技術［M］.北京：機械工業(yè)出版社，1999.