半浮式活塞銷噪聲產(chǎn)生的機(jī)理研究

左正興， 劉寬偉， 向建華

(北京理工大學(xué) 機(jī)械與車(chē)輛學(xué)院， 北京 100081)

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半浮式活塞銷噪聲產(chǎn)生的機(jī)理研究

左正興， 劉寬偉， 向建華

(北京理工大學(xué) 機(jī)械與車(chē)輛學(xué)院， 北京 100081)

綜合采用有限差分法和基于模態(tài)壓縮法的多體動(dòng)力學(xué)仿真方法對(duì)活塞連桿組進(jìn)行了考慮活塞銷軸承混合潤(rùn)滑的動(dòng)力學(xué)分析. 研究了半浮式活塞銷噪聲的產(chǎn)生機(jī)理，并考察了活塞銷軸承間隙、最大爆發(fā)壓力、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)活塞銷噪聲的影響.結(jié)果表明：活塞銷噪聲主要來(lái)自于活塞銷與連桿小頭襯套間的碰撞，且活塞銷噪聲發(fā)生在其受到的活塞銷座作用力方向的反轉(zhuǎn)時(shí)刻附近；若活塞銷軸承間隙越大、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速越高，活塞銷與小頭襯套間的碰撞越激烈，活塞銷噪聲越大，最大爆發(fā)壓力對(duì)活塞銷噪聲的影響很小.

內(nèi)燃機(jī)；半浮式活塞銷；多體動(dòng)力學(xué)；混合潤(rùn)滑；噪聲

活塞銷連接副在工作過(guò)程中產(chǎn)生的噪聲是間斷的，主要來(lái)自于活塞的高頻振動(dòng)[1]. 活塞銷噪聲的頻率范圍為1～5 kHz，其對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)低轉(zhuǎn)速工況時(shí)的噪聲貢獻(xiàn)較大[2]. 隨著車(chē)用發(fā)動(dòng)機(jī)的強(qiáng)化程度不斷提高，活塞銷與連桿小頭襯套的碰撞程度加劇，使得活塞銷的噪聲增大.因此，研究活塞銷的噪聲產(chǎn)生的機(jī)理及其影響因素對(duì)降低發(fā)動(dòng)機(jī)低轉(zhuǎn)速工況時(shí)的噪聲有重要意義.

目前，對(duì)于活塞銷噪聲的研究多數(shù)偏向于實(shí)驗(yàn)研究. 然而，對(duì)活塞銷噪聲的數(shù)值研究很少，這主要是因?yàn)榛钊N連接副是含油潤(rùn)滑的間隙機(jī)構(gòu)，在進(jìn)行活塞連桿組動(dòng)力學(xué)分析時(shí)需要考慮活塞銷軸承的潤(rùn)滑影響，這對(duì)建立一個(gè)合理的動(dòng)力學(xué)模型帶來(lái)了困難. 趙帥[3-5]等基于活塞銷與襯套間隙的沖擊函數(shù)模型和計(jì)算多體動(dòng)力學(xué)的方法，研究了活塞銷間隙對(duì)內(nèi)燃機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)特性的影響，文中指出間隙的存在對(duì)該運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)有顯著影響且活塞的加速度在上下止點(diǎn)附近出現(xiàn)許多由碰撞產(chǎn)生的峰值，與文獻(xiàn)[2]中的實(shí)驗(yàn)規(guī)律有較大的差異，這說(shuō)明沖擊函數(shù)模型不能較好地模擬活塞銷和小頭襯套間的相互作用.

文中綜合采用有限差分法和基于模態(tài)壓縮法的多體動(dòng)力學(xué)仿真方法建立了考慮活塞銷軸承混合潤(rùn)滑的柔性活塞連桿組動(dòng)力學(xué)模型，重點(diǎn)分析了活塞銷和小頭襯套間的碰撞過(guò)程，由此得出了半浮式活塞銷噪聲的產(chǎn)生機(jī)理，繼而考察了活塞銷軸承間隙、最大爆發(fā)壓力、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)活塞銷噪聲的影響，從而為活塞連桿組的工程設(shè)計(jì)提供理論基礎(chǔ).

1 基礎(chǔ)理論與控制方程

由于活塞銷和連桿小頭襯套之間存在間隙，二者在發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中會(huì)產(chǎn)生碰撞，由此形成活塞銷噪聲. 實(shí)驗(yàn)表明活塞銷連接副的潤(rùn)滑狀況對(duì)噪聲的影響不可忽略. 因此，在研究半浮式活塞銷噪聲產(chǎn)生機(jī)理的過(guò)程中，需要同時(shí)考察活塞銷連接副中不同部件間的運(yùn)動(dòng)關(guān)系及活塞銷軸承的潤(rùn)滑狀況.

1.1 活塞連桿組動(dòng)力學(xué)模型

柔性體的動(dòng)力學(xué)方程反映了柔性體大尺度的剛體位移和小尺度的線彈性變形，其廣義坐標(biāo)下的基于拉格朗日方程的控制微分方程為

(1)

建立柔性活塞連桿組動(dòng)力學(xué)模型時(shí)，基于Guyan/Craig-Bampton方法對(duì)活塞、連桿、活塞銷進(jìn)行自由度縮減[4]，則方程(1)中的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣分別為

式中：i和r分別為節(jié)點(diǎn)內(nèi)部自由度和保留自由度，自由度數(shù)由ni+nr縮減為nr.

在進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析前需要計(jì)算柔性體的模態(tài)，而模態(tài)的階數(shù)比自由度數(shù)少很多.采用相應(yīng)階數(shù)的模態(tài)和自由度來(lái)代替內(nèi)部自由度，其方程為

(2)

式中α=[α1α2… αj]T為相應(yīng)j階模態(tài)參與因子.

1.2 活塞銷軸承混合潤(rùn)滑模型

在對(duì)活塞連桿組進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析時(shí)，趙帥等引入了活塞銷與襯套間隙的沖擊函數(shù)模型，但沒(méi)有考慮潤(rùn)滑的影響.文中基于彈流潤(rùn)滑理論、平均流量模型及微凸峰接觸理論建立了活塞銷軸承混合潤(rùn)滑模型，該模型主要用于求解活塞銷和連桿小頭襯套間的相互作用力，包括油膜承載力、峰元承載力、流體摩擦力和峰元摩擦力.

活塞銷軸承工作時(shí)承受交變載荷且長(zhǎng)期處于混合潤(rùn)滑狀態(tài).文中采用引入了機(jī)油填充率和平均流量模型的擴(kuò)展雷諾方程

(3)

式中：x和z分別為軸承展開(kāi)周向和軸向坐標(biāo)；η為潤(rùn)滑油動(dòng)力黏度；γ為潤(rùn)滑油填充率；h為油膜厚度；v1和v2分別為軸頸和軸瓦旋轉(zhuǎn)的線速度；φx和φz分別為x和z方向的壓力流量因子；φs為剪切流量因子；σs為綜合表面粗糙度.

求解方程(3)采用有限差分法，同時(shí)采用JFO質(zhì)量守恒邊界條件.

根據(jù)Greenwood/Tripp[6]理論，各向同性表面的峰元接觸壓力pa的計(jì)算公式為

(4)

(5)

(6)

式中：σ1和σ2分別為軸頸和軸瓦的表面粗糙度；ηs為粗糙表面的峰元密度；β為峰元曲率半徑；E′為綜合彈性模量；γ1和γ2分別為軸頸和軸瓦材料的泊松比；E1和E2分別為軸頸和軸瓦材料的彈性模量.

2 計(jì)算模型

文中的研究對(duì)象是某四沖程柴油機(jī)的活塞連桿組，其活塞銷為半浮式活塞銷，僅能相對(duì)小頭襯套旋轉(zhuǎn).發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為3 800 r/min；缸徑/沖程/連桿長(zhǎng)度為110 mm/110 mm/195.5 mm. 活塞銷軸承參數(shù)見(jiàn)表1.

基于商業(yè)軟件AVL EXCITE建立考慮活塞銷

表1 活塞銷軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)與工作參數(shù)

軸承混合潤(rùn)滑的柔性活塞連桿組動(dòng)力學(xué)模型，如圖1所示. 由于活塞與半浮式活塞銷采用過(guò)盈配合，因此，將二者視為一個(gè)柔性體并沿軸向方向縮減為15個(gè)節(jié)點(diǎn).同時(shí)，連桿小頭襯套上徑向有7層，每層圓周上有40個(gè)節(jié)點(diǎn)，活塞銷連接副的有限元模型與軸承模型如圖2所示.由于RBE3耦合單元的添加不會(huì)引入額外剛度，因此對(duì)原活塞、連桿、活塞銷的自由模態(tài)沒(méi)有影響.

3 計(jì)算結(jié)果與分析

雖然活塞熱變形、活塞型線、缸套變形、配缸間隙等因素對(duì)爆發(fā)沖程始點(diǎn)附近處的活塞橫向加速度影響很大，即對(duì)活塞敲擊噪聲影響很大. 但是由文獻(xiàn)[2]的實(shí)驗(yàn)結(jié)果可知，活塞銷噪聲發(fā)生時(shí)刻遠(yuǎn)離活塞敲擊噪聲的發(fā)生時(shí)刻. 因此，可以忽略這些因素對(duì)活塞銷噪聲的影響.由于活塞銷噪聲的發(fā)聲體為活塞及連桿小頭，二者碰撞的激烈程度能夠在一定程度上表征活塞銷噪聲的大小，且文獻(xiàn)[2]采用實(shí)驗(yàn)測(cè)得的振動(dòng)加速度來(lái)表征活塞銷噪聲. 因此，將計(jì)算得到的活塞縱向振動(dòng)加速度來(lái)表征活塞銷噪聲，由此探究了活塞銷噪聲的產(chǎn)生機(jī)理，繼而考察了活塞銷軸承間隙、最大爆發(fā)壓力、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)活塞銷噪聲的影響.

3.1 活塞銷噪聲的產(chǎn)生時(shí)刻

通過(guò)數(shù)值求解考慮活塞銷潤(rùn)滑的柔性活塞連桿組動(dòng)力學(xué)模型，得到活塞的加速度變化曲線，如圖3所示. 由于忽略了活塞在爆發(fā)沖程始點(diǎn)附近的橫向敲擊作用，圖3中的活塞橫向加速度曲線僅在遠(yuǎn)離爆發(fā)沖程始點(diǎn)處是比較準(zhǔn)確的. 而這些時(shí)刻對(duì)應(yīng)的活塞橫向加速度幾乎為0，這表明活塞銷與小頭襯套的碰撞力的水平分量很小，對(duì)活塞銷噪聲的貢獻(xiàn)可以忽略. 然而，活塞的縱向加速度分別在80°CA和667°CA附近存在高頻波動(dòng)，這表明活塞銷與小頭襯套的碰撞力的豎直分量對(duì)活塞銷噪聲的貢獻(xiàn)很大. 將活塞的縱向加速度變化曲線進(jìn)行1～5 kHz帶通濾波得到圖4所示的曲線. 由圖可知，活塞銷的縱向振動(dòng)加速度分別在69°～94°CA和651°～681°CA內(nèi)有較大波動(dòng)，波動(dòng)峰值分別為2 057 m/s2和1 656 m/s2，分別對(duì)應(yīng)80°CA和667°CA. 因此，在額定工況下，活塞銷噪聲主要發(fā)生在進(jìn)排氣沖程且進(jìn)氣沖程的噪聲較大，每個(gè)工作循環(huán)存在兩次，每次噪聲持續(xù)期約為25°CA.

3.2 活塞銷噪聲的產(chǎn)生機(jī)理

針對(duì)圖4中存在的兩個(gè)波動(dòng)區(qū)域，繼而對(duì)活塞銷噪聲的產(chǎn)生機(jī)理進(jìn)行深入研究. 圖5為活塞銷座對(duì)活塞銷作用力的豎直分量變化曲線，由圖可知，活塞銷座對(duì)活塞銷作用力的豎直分量分別在69°～94°CA和651°～681°CA產(chǎn)生波動(dòng)，且其作用方向在這兩個(gè)區(qū)域均發(fā)生反轉(zhuǎn). 對(duì)比圖4和圖5的兩個(gè)波動(dòng)區(qū)域可知，活塞銷噪聲發(fā)生在其受到的活塞銷座作用力方向的反轉(zhuǎn)時(shí)刻附近.

圖6為活塞銷相對(duì)于連桿小頭襯套孔的軸心軌跡，由圖可知，活塞銷與小頭襯套之間存在三種接觸狀態(tài)，分別為自由運(yùn)動(dòng)、沖擊碰撞和持續(xù)接觸. 對(duì)于自由運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，活塞銷的偏心距均小于40 μm，活塞銷在69°～79°CA內(nèi)迅速由小頭襯套頂部向下運(yùn)動(dòng)至底部，在651°～667°CA內(nèi)迅速由小頭襯套底部向上運(yùn)動(dòng)至頂部.對(duì)于持續(xù)接觸狀態(tài)，活塞銷和小頭襯套表面產(chǎn)生粗糙接觸，使得活塞銷的偏心距大于二者的半徑間隙40 μm. 活塞銷在79～651°CA內(nèi)與小頭襯套底部接觸，最大偏心距為49 μm；活塞銷在667°～69°CA內(nèi)與小頭襯套頂部接觸，由于連桿小頭頂部的剛度較低，在接觸過(guò)程中變形較大，使得最大偏心距達(dá)到57 μm.

對(duì)比圖6的自由運(yùn)動(dòng)區(qū)域與圖4的波動(dòng)區(qū)域可知，活塞銷開(kāi)始向襯套底部或者頂部運(yùn)動(dòng)時(shí)，相應(yīng)承載區(qū)的油膜厚度均迅速變小，油膜剛度變化很大，使得活塞的縱向加速度產(chǎn)生高頻波動(dòng)，即活塞發(fā)生縱向高頻振動(dòng)，由此產(chǎn)生活塞銷噪聲.

圖7和圖8分別為文中數(shù)值計(jì)算得到的活塞銷豎直方向的速度以及文獻(xiàn)[2]的實(shí)驗(yàn)結(jié)果. 由圖7知，文中計(jì)算得到的活塞銷豎直方向的速度峰值分別為0.31 m/s和0.26 m/s，分別對(duì)應(yīng)76°CA和663°CA，這比圖3中活塞縱向振動(dòng)加速度變化曲線的峰值時(shí)刻略微提前. 文獻(xiàn)[2]的實(shí)驗(yàn)表明，當(dāng)活塞銷在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的最大速度為0.04 m/s時(shí)，活塞銷經(jīng)過(guò)足夠長(zhǎng)的時(shí)間從小頭孔底部運(yùn)動(dòng)到頂部，沒(méi)有與小頭孔產(chǎn)生有效碰撞，因此沒(méi)有產(chǎn)生活塞銷噪聲；而當(dāng)活塞銷在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的最大速度為0.13 m/s時(shí)，活塞銷徑直朝向?qū)γ娴男☆^孔內(nèi)壁運(yùn)動(dòng)并產(chǎn)生碰撞，由此產(chǎn)生活塞銷噪聲.

對(duì)比圖7和圖8可知，活塞銷豎直方向的速度變化曲線均存在兩個(gè)峰值，且二者對(duì)應(yīng)的速度值和發(fā)動(dòng)機(jī)氣體壓力值相差不大，但是二者出現(xiàn)的時(shí)刻相差較大，這主要因?yàn)槲墨I(xiàn)[2]與文中的發(fā)動(dòng)機(jī)的工況不同，氣體壓力變化曲線相差很大.這在一定程度上驗(yàn)證了文中數(shù)值計(jì)算模型的正確性.

圖5～圖8表明，活塞銷噪聲主要來(lái)自于活塞銷與連桿小頭襯套間的碰撞，活塞銷噪聲發(fā)生在其受到的活塞銷座作用力方向的反轉(zhuǎn)時(shí)刻附近，具體時(shí)刻與活塞的慣性力和氣體壓力密切相關(guān).因此，不同發(fā)動(dòng)機(jī)或者不同的工況，活塞銷噪聲發(fā)生的時(shí)刻不一樣，但是通常遠(yuǎn)離最大氣體爆發(fā)壓力時(shí)刻.

3.3 活塞銷噪聲的影響因素

基于上述考慮活塞銷軸承混合潤(rùn)滑的柔性活塞連桿組動(dòng)力學(xué)模型，分別考察了不同活塞銷軸承間隙、不同最大爆發(fā)壓力和不同發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)活塞銷噪聲的影響.活塞縱向振動(dòng)加速度峰值反映了活塞銷與小頭襯套的碰撞激烈程度，因此，以下使用活塞縱向振動(dòng)加速度峰值作為評(píng)價(jià)指標(biāo)且重點(diǎn)考察圖4中區(qū)域1和區(qū)域2的兩個(gè)峰值，計(jì)算結(jié)果可為降低活塞銷與小頭襯套碰撞導(dǎo)致的活塞銷噪聲提供參考.

圖9為不同活塞銷軸承間隙對(duì)活塞縱向振動(dòng)加速度峰值的影響規(guī)律，由圖可知，活塞縱向振動(dòng)加速度的兩個(gè)峰值與活塞銷軸承間隙的線性相關(guān)系數(shù)分別為0.99和0.96. 由此可知，活塞銷軸承間隙越大，活塞銷與小頭襯套間的碰撞越激烈，活塞銷噪聲越大.因此，適當(dāng)減小活塞銷軸承間隙可降低活塞銷噪聲，但間隙過(guò)小會(huì)造成供油困難，影響潤(rùn)滑性能.

圖10為不同最大爆發(fā)壓力對(duì)活塞縱向振動(dòng)加速度峰值的影響規(guī)律，由圖可知，最大爆發(fā)壓力對(duì)活塞縱向振動(dòng)加速度峰值的影響很小.因此，可以認(rèn)為最大爆發(fā)壓力對(duì)活塞銷噪聲的影響很小.

圖11為發(fā)動(dòng)機(jī)不同轉(zhuǎn)速下活塞縱向振動(dòng)加速度峰值的變化曲線，由圖可知，活塞縱向振動(dòng)加速度的兩個(gè)峰值與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的線性相關(guān)系數(shù)分別為0.98和0.99.由此可知，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速越高，活塞銷與小頭襯套間的碰撞越激烈，活塞銷噪聲越大.然而，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速較高時(shí)，活塞敲擊等機(jī)械噪聲也較大，使得活塞銷噪聲反而相對(duì)并不明顯.同時(shí)，活塞縱向振動(dòng)加速度峰值2始終比峰值1要小且隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化較快.由圖推知，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速足夠低即處于某種低轉(zhuǎn)速工況時(shí)，活塞縱向振動(dòng)加速度峰值2很小，即活塞銷與小頭襯套間不會(huì)形成有效碰撞，此時(shí)活塞銷噪聲僅發(fā)生在吸氣沖程，這與文獻(xiàn)[2]和文獻(xiàn)[5]的實(shí)驗(yàn)結(jié)果吻合.

4 結(jié) 論

活塞銷噪聲主要來(lái)自于活塞銷與連桿小頭襯套間的碰撞，碰撞力的豎直分量對(duì)活塞銷噪聲的貢獻(xiàn)很大，水平分量可忽略.

活塞銷與連桿小頭襯套碰撞過(guò)程中，活塞的縱向加速度產(chǎn)生高頻波動(dòng)，即活塞發(fā)生縱向高頻振動(dòng)，由此產(chǎn)生活塞銷噪聲.

活塞銷噪聲發(fā)生在其受到的活塞銷座作用力方向的反轉(zhuǎn)時(shí)刻附近，具體時(shí)刻與活塞的慣性力、氣體壓力密切相關(guān).不同發(fā)動(dòng)機(jī)或者不同的工況，活塞銷噪聲發(fā)生的時(shí)刻不一樣，但是通常遠(yuǎn)離最大氣體爆發(fā)壓力時(shí)刻.額定工況時(shí)，活塞銷噪聲主要發(fā)生在進(jìn)排氣沖程且進(jìn)氣沖程的噪聲較大，每個(gè)工作循環(huán)存在兩次，每次噪聲持續(xù)期約為25°CA.

活塞銷軸承間隙越大、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速越高，活塞縱向振動(dòng)加速度峰值越大即活塞銷與小頭襯套間的碰撞越激烈，活塞銷噪聲也越大，而最大爆發(fā)壓力對(duì)活塞銷噪聲的影響很小.

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(責(zé)任編輯：孫竹鳳)

Study on the Mechanism of Semi-Floating Piston Pin Noise

ZUO Zheng-xing， LIU Kuan-wei， XIANG Jian-hua

(School of Mechanical Engineering， Beijing Institute of Technology， Beijing 100081， China)

The dynamic characteristics of a piston-connecting rod system was analyzed considering mixed lubrication of the piston pin bearing. The analysis method synthetically made use of the finite difference method(FDM)and the multi-body dynamic (MBD) method based on mode compression. Based on these methods, the mechanism of producing noise in semi-floating piston pin was studied. The effects of the piston pin bearing clearance, the maximum explosion pressure, and the engine speed on the piston pin noise were also analyzed. The results show that the piston pin noise is caused by the impact between piston pin and connecting rod small end bush, and the piston pin noise occurs at the time when the direction of the force on the piston pin bores reversed. A bigger piston pin bearing clearance or a higher engine speed can result in a greater piston pin noise. However, the maximum explosion pressure has little effect on the piston pin noise.

IC engine; semi-floating piston pin; multi-body dynamic; mixed lubrication; noise

2014-09-05

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51275043，51575045)

左正興(1963—)，男，教授，博士生導(dǎo)師.

向建華(1975—)，男，副教授，碩士生導(dǎo)師，E-mail:xiangjh@bit.edu.cn.

TK 422

A

1001-0645(2016)05-0458-06

10.15918/j.tbit1001-0645.2016.05.004