某全地形車單缸發(fā)動機慣性力平衡及整車振動改進研究*

陳文龍 陳 貞 張思崇 戴 磊 俞 冬 郭凌崧

（1-江蘇林海動力機械集團有限公司 江蘇 泰州225300 2-天津大學內(nèi)燃機研究所）

引言

全地形車適于休閑娛樂、農(nóng)林運輸和搶險救災等多種用途，行駛路況比較復雜，因此乘坐舒適性是車輛設計中不可忽視的一部分，同時振動對車輛結構疲勞安全性能具有直接的影響。車輛振動主要來源于發(fā)動機激勵與路面激勵，而發(fā)動機作為主要振動源在整車降振項目中需優(yōu)先考慮。

傳統(tǒng)單缸發(fā)動機一般采用過量平衡法減輕慣性力的影響。簡單擴缸帶來排量加大，若沒有系統(tǒng)考慮慣性力平衡，整車振動水平將難以滿足要求。目前振動對人體舒適與感知的影響在國內(nèi)外已有明確統(tǒng)一的判定標準，可作為人體全身振動測量指南[1]。

本文圍繞企業(yè)某型號全地形車振動性能提升，通過理論計算和振動試驗相結合的方法，對其單缸發(fā)動機及其整車振動特性進行優(yōu)化設計，提高了車輛整體駕乘舒適性，達到了預期目標，為后續(xù)其它車型的性能提升提供了參考思路。

1 初始樣機振動數(shù)據(jù)采集及模態(tài)分析

1.1 初始樣機振動數(shù)據(jù)采集分析

通過市場調(diào)研，客戶反饋某款早期全地形車在加速行駛過程中振動體感相比其它車型較差，駕駛員靠背位置振感尤為強烈。圖1 為采用丹麥B&K 公司3 039 前端數(shù)字采集系統(tǒng)，將3 個4 397 加速度傳感器測點固定于靠背并建立笛卡爾坐標系，采集三個方向的加速度值。具體數(shù)值如表1 所示。

圖1 某全地形車輛座椅靠背位置振動測試

分別在車輛怠速狀態(tài)（發(fā)動機轉速1 400 r/min）和發(fā)動機轉速為4 000 r/min 這兩種工況下采集座椅靠背處的振動數(shù)據(jù)。其中，三坐標方向的加速度信號以1/3 倍頻程作線性自譜分析，以加速度頻率加權均方根值評價舒適度并與標準限值對比，如表1 所示?？梢园l(fā)現(xiàn)，座椅靠背處的Z 向加速度在發(fā)動機加速到轉速約為4 000 r/min 時相比標準限值高出很多。這與駕駛員在駕乘過程中的體感基本相符合，同時也驗證了該車輛振動測試方案的合理性。

表1 某全地形車靠背位置振動測試數(shù)據(jù)

1.2 初始樣機車架模態(tài)分析

1.2.1 模態(tài)計算分析

模態(tài)分析可以在車輛概念設計階段預測車架的固有頻率和振型，從而避免發(fā)動機工作時產(chǎn)生共振和較大振動。對初始樣機的車架合理簡化，將其導入有限元分析軟件中進行模態(tài)分析，得到該車型車架的前十階模態(tài)振型。

可以發(fā)現(xiàn)，第一階振型為車架前部繞Y 軸的縱向扭轉振動；第二階振型為車架前部繞X 軸的橫向扭轉振動；第三階振型為車架后部繞Y 軸的縱向扭轉振動；第四階振型為車架后部繞X 軸的橫向扭轉振動；第五階、第六階振型分別為車架前、后部分繞Z 軸的扭轉振動。該車型車架前六階固有頻率，如表2 所示。

表2 車架的前六階固有頻率

該車型采用單缸四沖程水冷發(fā)動機，怠速轉速為1 400 r/min，行駛工況轉速范圍是3 800～5 600 r/min，發(fā)動機的著火脈沖頻率即激勵頻率為[2]：

式中：n 為發(fā)動機的轉速，z 為發(fā)動機缸數(shù)，τ 為發(fā)動機沖程數(shù)。

因此，發(fā)動機怠速運轉時的工作頻率為f1=11.67 Hz；發(fā)動機行駛工況時的一階慣性力頻率的變化范圍為31.67～46.67Hz；發(fā)動機行駛工況時的二階慣性力頻率f2=2×f1，其變化范圍為63.34～93.34 Hz。

由模態(tài)分析結果可知，車架的前六階固有頻率避開了發(fā)動機怠速運轉工作頻率；車架的前四階固有頻率落在了發(fā)動機的一階慣性力頻率之內(nèi)；車架的第五、第六階固有頻率落在了二階慣性力頻率之內(nèi)。因此，該車輛在怠速運行時振動較小，但在行駛工況過程中會發(fā)生共振或較大振動現(xiàn)象[3-4]。

試驗過程中也發(fā)現(xiàn)，在轉速4 000 r/min 附近時，車輛座椅靠背位置處的振動尤為明顯。因此，有必要對該車型進行優(yōu)化設計，避免發(fā)動機工作時產(chǎn)生共振或較大振動，以提高車輛駕乘舒適性。

1.2.2 模態(tài)試驗驗證

利用有限元進行模態(tài)分析時對車架結構進行了簡化，計算結果會存在一定偏差，需要通過試驗模態(tài)分析加以驗證模態(tài)分析的可靠性。

模態(tài)試驗的激勵方式通常選擇激振器激勵或者錘擊激勵，不同結構對激勵方式的選擇會不同。該全地形車的車架主體結構由鋼管焊接而成，適宜采用錘擊法進行模態(tài)分析，即將車架用橡皮繩吊起，使用沖擊錘對車架施加激勵[5]。

本項目試驗所使用的設備主要有：①沖擊錘、②全地形車車架、③加速度傳感器、④B&K 公司的3039 信號采集系統(tǒng)、⑤Pulse Labshop 振動分析軟件、⑥橡皮繩。試驗原理示意圖和試驗測試現(xiàn)場如圖2 所示。

圖2 車架模態(tài)試驗

通過車架錘擊試驗，測量得到該車架的前6 階振動固有頻率，與有限元法得到的車架固有頻率對比情況如表3 所示?？梢园l(fā)現(xiàn)，車架試驗固有頻率與有限元計算固有頻率最大相對誤差為5.13%，考慮到試驗受到環(huán)境、設備等因素以及計算模型簡化影響，該誤差值可以看作在可以接受的范圍。這也同時證明了有限元計算模型具有一定準確性。

表3 車架模態(tài)試驗固有頻率與計算固有頻率對比

2 車輛振動改進方案研究

2.1 主動隔振方案的設計

2.1.1 發(fā)動機慣性力理論分析

單缸發(fā)動機工作時，曲軸活塞連桿機構慣性力由兩部分組成，即旋轉質量引起的離心力和活塞運動引起的往復慣性力[6]。曲軸連桿活塞機構三質點模型如圖3 所示。

圖3 曲軸連桿活塞機構三質點模型示意圖

旋轉慣性力沿回轉中心徑向向外，大小為：

式中：mr為連桿大頭端等效質量，r 為連桿大頭到曲軸中心距離（本文取值為r=35 mm），ω 為發(fā)動機曲軸旋轉角速度。

往復慣性力沿活塞運動方向，大小為：

式中：Fj1為一階往復慣性力，F(xiàn)j2為二階往復慣性力，具體為：

式中：mj為活塞組件與連桿小頭等效質量之和，α 為連桿徑長比。

該全地形車初始樣機發(fā)動機采用的是過量平衡法，即在曲軸質心相反的一側增加一過量平衡塊（mp1+mp2），如圖4 所示。其中，mp1產(chǎn)生的離心力Fp1與Fr大小相等、方向相反。同時，平衡塊的過量質量mp2，其產(chǎn)生的離心力為：

圖4 過量平衡法原理圖

式中：mp1和mp2為過量平衡塊質量，rp為過量平衡塊質心到曲軸旋轉中心距離。此時，F(xiàn)p2沿氣缸中心方向的分力為：

令Fp2，y=Fj1/2，即mp2×rp=（mj×r）/2，可平衡一半一階往復慣性力。與此同時，F(xiàn)p2在與氣缸中心線垂直的方向上引入了一個分力，大小為：

二階往復慣性力在單缸發(fā)動機中較小，且完全平衡對發(fā)動機結構及成本有較大的要求，從經(jīng)濟性角度出發(fā)，暫不考慮二階往復慣性力的影響[7]。

2.1.2 平衡軸方案及慣性力計算

過量平衡法只是將一階往復慣性力的一部分轉移至另一方向上，本質上沒有消除一階往復慣性力的影響。充分考慮機體結構改進成本，在發(fā)動機扭振不敏感區(qū)域布置平衡軸可完全抵消一階往復慣性力，其原理如圖5 所示[8]。

圖5 平衡軸方法原理圖

平衡軸通過齒輪副與曲軸等速反向旋轉，平衡軸偏心質量產(chǎn)生的離心力大小為：

式中：mb×rb為平衡軸偏心質量質徑積。Fb在沿氣缸中心平行方向以及在氣缸中心線垂直方向上的分力分別為：

通過合理設置參數(shù)，使Fb，y=Fp2，y=Fj1/2 和Fb，x=Fp2，x，可完全平衡一階慣性不平衡力，即：

該車型所用400 mL 發(fā)動機，相關零部件參數(shù)如表4 所示。

表4 曲軸連桿活塞機構相關零部件質量參數(shù)

實際計算中，曲軸連桿活塞機構需等效為三質點模型，連桿簡化為活塞銷中心處往復運動的質量和連桿軸頸處旋轉運動的質量，連桿中心距為lAB=116.5 mm，由模型數(shù)據(jù)得到連桿質心到大頭旋轉中心的距離為lAC=37.5 mm，連桿大頭等效質量為165.9 g，連桿小頭等效質量為78.7 g。由此可得：

將式（14）帶入式（2），得到連桿大頭端旋轉慣性力為：

將式（15）帶入式（4），得到連桿小頭端的一階往復慣性力為：

由過量平衡塊平衡旋轉慣性力和一半往復慣性力可知：

由此可知，過量平衡塊總質徑積大小為24 561.25 g·mm，其中左曲軸質量為1 547.35 g，右曲軸質量為1 540.85 g，由此得動曲軸過量平衡塊質心到曲軸旋轉中心為rp=8.05 mm。

平衡軸與曲軸回轉中心不重合，必然產(chǎn)生附加扭轉力矩，其大小為：

平衡軸布置應盡量減小X 和Y 值，根據(jù)實際曲軸箱體空間，將平衡軸布置在發(fā)動機后上方。根據(jù)式（13）和式（19），平衡軸質徑積為6 329.75 g·mm。通過調(diào)整芯軸和扇形配重塊的張角、外徑和厚度，最終確定X=70.7 mm，Y=25.7 mm，平衡軸質量mb=440 g，平衡軸質心距rb=14.4 mm，優(yōu)化后平衡軸發(fā)動機的內(nèi)部結構如圖6 所示。

圖6 平衡軸方案結構簡圖

2.2 被動隔振方案設計

為了解決發(fā)動機與車架的共振問題，可以通過改變車架的結構型式、調(diào)整車架的質量分布以及結構設計參數(shù)等途徑來提高車架的固有頻率，以避開發(fā)動機的激振頻率。然而，車架部分調(diào)整對其固有頻率改變不會很大，倘若重新設計新型車架，對原有市場車型相關模具件很難兼容。經(jīng)過綜合考慮，本項目選擇通過優(yōu)化發(fā)動機與車架之間的被動隔振系統(tǒng)，降低振動的傳遞率。采用被動隔振，通過合理設置緩沖橡膠的阻尼、彈性模量等參數(shù)，利用內(nèi)摩擦產(chǎn)生的阻尼，可以較好地吸收振動和沖擊能量，達到耗散振動能量的目的。

經(jīng)過多種方案試驗嘗試，最終選擇發(fā)動機與車架三處緩沖連接，即發(fā)動機的前上部通過上搖架緩沖橡膠組件與車架上部連接、發(fā)動機的后上端通過上吊架緩沖橡膠組件與車架上部連接、發(fā)動機的后下端通過底部支撐緩沖橡膠組件與車架下部連接，通過試驗對比發(fā)現(xiàn)該方案減振效果較好，如圖7 所示。

圖7 被動隔振系統(tǒng)方案

3 改進樣車振動測試試驗對比

將改進后的平衡軸發(fā)動機通過被動隔振系統(tǒng)安裝在該車架上后，再次測量發(fā)動機轉速約為4 000 r/min 時座椅靠背處在Y 和Z 坐標方向上的振動信號（該車型在X 坐標方向的振動較?。?，與改進前車輛所測得數(shù)據(jù)進行對比，如表5 所示。

表5 改進前后車輛駕駛員靠背位置振動測試數(shù)據(jù)對比

與初始樣機振動測試數(shù)據(jù)對比可以發(fā)現(xiàn)，行駛工況狀態(tài)下Z 向加速度平均幅值由14 m/s2降低至5.86 m/s2，行駛工況狀態(tài)Y 向加速度平均幅值由7.15 m/s2降低至2.02 m/s2，如圖8 和圖9 所示?？梢园l(fā)現(xiàn)，改進后的樣車（帶平衡軸發(fā)動機和增加被動隔振系統(tǒng)）的振動性能有了明顯改善。

圖8 車輛改進前后行駛工況下Z 向加速度

圖9 車輛改進前后行駛工況下Y 向加速度

4 結論

使用振動試驗測試、有限元技術和采用平衡軸發(fā)動機方案，對市場反饋的某型號全地形車振動較大問題進行分析和改進，并通過重建優(yōu)化方案物理樣機進行對比試驗，得到了滿意的效果，具體如下：

1）使用模態(tài)計算和模態(tài)試驗方法，找到了某型號全地形車行駛工況振動較大問題的根源，即發(fā)動機的一階慣性力與車架的前四階固有頻率相近，容易產(chǎn)生共振現(xiàn)象。

2）采取主動隔振，通過發(fā)動機自身結構的優(yōu)化設計，即采用平衡軸設計方案，降低發(fā)動機振動對車架的影響；通過重新設計發(fā)動機與車架連接的被動隔振系統(tǒng)，并通過試驗驗證達到了吸收和緩沖振動能量的目的。

3）通過重建優(yōu)化方案的物理樣機，并通過振動測試與改進前樣機進行對比，行駛工況Z 向和Y 向振動性能分別提升71.75%和58.14%，振動較小，獲得了市場認可，提高了產(chǎn)品銷量。