大配缸間隙活塞外圓型線對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)NVH性能的影響

楊滿盈, 謝艷才, 戴笠, 孫玉香

華域科爾本施密特活塞有限公司,上海 201814

0 引言

發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行過程中,活塞在氣體壓力、慣性力作用下的運(yùn)動(dòng)包括:上下往復(fù)的直線運(yùn)動(dòng),即一階運(yùn)動(dòng);在垂直于活塞銷的平面內(nèi)的徑向運(yùn)動(dòng)和繞活塞銷的擺動(dòng),即二階運(yùn)動(dòng)[1-2]。為減少發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)摩擦損失,越來越多的主機(jī)廠將活塞的配缸間隙由30 μm提升至60 μm以上,甚至達(dá)到100 μm。但是隨著配缸間隙的增加,活塞二階運(yùn)動(dòng)更加劇烈,導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲、振動(dòng)、聲振粗糙度(noise vibration harshness,NVH)[3]性能下降。在實(shí)際開發(fā)過程中,進(jìn)行大配缸間隙發(fā)動(dòng)機(jī)的冷起動(dòng)試驗(yàn)時(shí),活塞敲缸的概率更高。運(yùn)用動(dòng)態(tài)分析軟件優(yōu)化活塞外圓型線是解決敲缸問題最經(jīng)濟(jì)可行的途徑。

文獻(xiàn)[4-7]建立了活塞裙部與缸套間的混合潤(rùn)滑模型,對(duì)比分析直線形和中凸形裙部縱向型線對(duì)裙部混合潤(rùn)滑特性的影響,結(jié)果表明,中凸型線可以使活塞在上行和下行沖程中均能形成雙向油楔,減小活塞的二階運(yùn)動(dòng)和摩擦功率。目前關(guān)于大配缸間隙下活塞外圓型線對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)NVH性能影響的研究較少。

某活塞實(shí)際應(yīng)用中噪聲較大,基于已有的活塞設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn),運(yùn)用專業(yè)的活塞動(dòng)態(tài)分析軟件PIMO3D建立彈性流體動(dòng)力學(xué)模型,分析冷起動(dòng)狀態(tài)下,配缸間隙為80 μm的活塞外圓型線對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)NVH性能的影響,為大配缸間隙活塞外圓型線的設(shè)計(jì)提供參考。

1 動(dòng)態(tài)分析模型及邊界條件

1.1 活塞分析模型

PIMO3D是專業(yè)的活塞動(dòng)態(tài)分析軟件,計(jì)算過程主要考慮活塞與缸套之間的潤(rùn)滑油膜厚度、表面粗糙度、活塞型線等特性,采用彈性流體動(dòng)力學(xué)模型定義活塞裙部與缸套接觸,建立接觸面的雷諾微分方程,分析不同曲軸轉(zhuǎn)角下的油膜分布、厚度和壓力,進(jìn)而計(jì)算缸套振動(dòng)。

建立活塞彈性流體動(dòng)力學(xué)模型,包括活塞、活塞銷、連桿、缸體,這些組件均為彈性體,并考慮變形與振動(dòng);活塞-缸套、活塞-活塞銷、活塞銷-連桿之間為面面接觸[8]。由于活塞前后端對(duì)稱,因此僅對(duì)其一半進(jìn)行分析。在前處理軟件Medina中對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分,由于需要定義接觸,將活塞銷-活塞銷孔、活塞外圓-缸套、活塞銷-連桿之間的網(wǎng)格設(shè)置為六面體網(wǎng)格,其他部分均設(shè)置為四面體網(wǎng)格?；钊麆?dòng)態(tài)分析網(wǎng)格模型如圖1所示。

圖1 活塞動(dòng)態(tài)分析網(wǎng)格模型

1.2 活塞材料

活塞采用自主開發(fā)的鋁合金材料1275,密度為2.7 t/m3,彈性模量為80.162 7 GPa,泊松比為0.327 795,熱導(dǎo)率為0.135 4 W/(mm·K),熱膨脹系數(shù)為1.93×10-5K-1。

1.3 缸內(nèi)壓力曲線及缸套變形

發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速為1 000 r/min,怠速轉(zhuǎn)矩為50 N·m。實(shí)際噪聲工況,即怠速工況下測(cè)得的缸內(nèi)壓力曲線如圖2所示。

圖2 怠速狀態(tài)下缸內(nèi)壓力曲線 圖3 缸蓋裝配預(yù)緊力狀態(tài)下的缸套變形

活塞二階運(yùn)動(dòng)主要受活塞與缸套之間間隙的影響,因此選擇冷起動(dòng)狀態(tài)下進(jìn)行大配缸間隙活塞的冷態(tài)敲擊NVH分析,不考慮活塞和缸套的熱變形,活塞的外圓形狀只受外圓型線影響,此時(shí)缸套變形只受缸蓋裝配預(yù)緊力的影響,活塞與缸套間的間隙最大,NVH分析結(jié)果更為精確。缸蓋裝配預(yù)緊力作用下的缸套變形如圖3所示。

由圖3可知:由于受到缸蓋裝配預(yù)緊力的作用,活塞上半部分變形較為明顯,特別是距離活塞頂面30 mm處的變形最大,為10 μm,該位置是活塞到達(dá)上止點(diǎn)后換向至主推力側(cè)的接觸位置,對(duì)活塞的二階運(yùn)動(dòng)及活塞的裙部敲擊影響較大。

1.4 缸套振動(dòng)速度級(jí)

在壓縮沖程階段,活塞副推力側(cè)裙部上端緊貼著缸套向上運(yùn)動(dòng),到達(dá)上止點(diǎn)后,運(yùn)動(dòng)方向改變,由副推力側(cè)向主推力側(cè)轉(zhuǎn)變,在爆壓、銷孔偏位、連桿角度等因素的影響下,活塞沿銷孔軸線轉(zhuǎn)動(dòng),主推力側(cè)裙部下端先接觸,然后裙部上端與缸套瞬時(shí)接觸,形成拍擊。通常發(fā)動(dòng)機(jī)缸套外側(cè)安裝振動(dòng)傳感器,采集缸套外側(cè)的節(jié)點(diǎn)振動(dòng)狀態(tài),并根據(jù)缸套節(jié)點(diǎn)水平振動(dòng)速度計(jì)算振動(dòng)速度級(jí)[9-10]。

缸套節(jié)點(diǎn)水平振動(dòng)有效速度

(1)

式中:v為節(jié)點(diǎn)水平振動(dòng)速度,m/s;α為曲軸轉(zhuǎn)角,°。

振動(dòng)速度級(jí)

(2)

式中:v0為參考速度,v0=10-6m/s。

缸套振動(dòng)速度與振動(dòng)速度級(jí)如圖4所示。由圖4可知:缸套最大振動(dòng)速度級(jí)出現(xiàn)在距活塞頂部30 mm處的K點(diǎn),與最大變形位置相吻合;缸套的最大振動(dòng)速度及最大振動(dòng)速度級(jí)均出現(xiàn)在做功沖程中曲軸轉(zhuǎn)角為380°～420°,即點(diǎn)火上止點(diǎn)后曲軸轉(zhuǎn)角為20°～60°,此時(shí)活塞由副推力側(cè)轉(zhuǎn)到主推力側(cè),活塞裙部上端受爆發(fā)壓力與慣性力的作用拍擊缸套,因此研究點(diǎn)火上止點(diǎn)活塞換向時(shí)主推力側(cè)的接觸形態(tài)對(duì)分析敲擊噪聲產(chǎn)生與降低噪聲非常重要。

a)振動(dòng)速度級(jí) b)徑向振動(dòng)速度 c)振動(dòng)速度方向

2 裙部敲擊位置對(duì)NVH性能的影響

影響活塞二階運(yùn)動(dòng)特性的因素較多,本文中僅針對(duì)外圓基礎(chǔ)型線對(duì)活塞裙部敲擊位置的影響進(jìn)行研究,并進(jìn)一步分析敲擊位置對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)NVH性能的影響。設(shè)計(jì)A、B、C、D4條活塞裙部外圓型線,如圖5所示,4條型線的最大外圓位置(記為DN)及縮減各不相同;型線A為原活塞裙部型線。

圖5 活塞裙部型線

活塞在缸體內(nèi)運(yùn)動(dòng)時(shí),不同曲軸轉(zhuǎn)角時(shí)活塞運(yùn)動(dòng)姿態(tài)不同。任意曲軸轉(zhuǎn)角下,活塞裙部與缸體的敲擊點(diǎn)(敲擊高度)不同,敲擊點(diǎn)的接觸壓力也不同。某一曲軸轉(zhuǎn)角狀態(tài)下活塞在氣缸中的運(yùn)動(dòng)姿態(tài)對(duì)應(yīng)的活塞裙部壓力分布、敲擊高度h和裙部在氣缸中的狀態(tài)如圖6所示。

a)主推力側(cè)壓力 b)副推力側(cè)壓力 c)裙部在氣缸中的狀態(tài)

活塞在壓縮上止點(diǎn)換向時(shí),主推力側(cè)的裙部下端先敲擊缸壁,敲擊點(diǎn)的位置與裙部型線相關(guān),型線下端的縮減越小,敲擊時(shí)對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角越提前?；钊共壳脫舾叨燃案滋渍駝?dòng)速度如圖7所示。

a)活塞裙部敲擊高度 b)敲擊處的缸套振動(dòng)速度

由圖7a)可知:型線B的縮減最小,接觸點(diǎn)的起始曲軸轉(zhuǎn)角在388°附近;4條型線的敲擊點(diǎn)高度h為3～5 mm,距DN約5 mm;隨后接觸位置逐漸上移,越過DN,形成第一次敲擊,敲擊高度h為15～19 mm,超過DN 7～9 mm,與缸壁敲擊的最高點(diǎn)沒有超過銷孔高度位置;敲擊后活塞被反彈回來,敲擊點(diǎn)下移至DN附近,隨后接觸再次上移形成二次敲擊,由于能量的損失,第二次敲擊高度降低,最終活塞與缸壁敲擊點(diǎn)高度h穩(wěn)定15 mm附近,此時(shí)距離DN約5 mm;敲擊高度落差(裙部上、下端敲擊點(diǎn)的高度差)由大到小分別為型線B、A、C、D。

由圖7b)可知:型線B的缸套振動(dòng)速度最大,型線D的缸套振動(dòng)速度最小;型線D的缸套振動(dòng)速度相對(duì)平緩,由式(2)計(jì)算的缸套振動(dòng)速度級(jí)也最小。

不同型線缸套的仿真與實(shí)測(cè)振動(dòng)速度級(jí)對(duì)比如表2所示。由表2可知:型線B的仿真與實(shí)測(cè)振動(dòng)速度級(jí)最高,噪聲風(fēng)險(xiǎn)最大;型線D仿真與實(shí)測(cè)振動(dòng)速度級(jí)最小,噪聲風(fēng)險(xiǎn)最低;缸套振動(dòng)速度級(jí)由大到小排列為型線B、A、C、D,與按敲擊高度落差的排序相同,敲擊點(diǎn)的位置及高度的落差決定了噪聲的大小。

表2 不同型線缸套的仿真與實(shí)測(cè)振動(dòng)速度級(jí)對(duì)比 單位:dB

噪聲的大小與缸套接觸點(diǎn)的位置有關(guān),主推力側(cè)裙部下端接觸點(diǎn)到裙部上端接觸點(diǎn)的落差越大,噪聲越大;裙部上端接觸點(diǎn)與活塞最大外圓直徑DN的落差越大,噪聲越大。

3 雙凹面外圓型線設(shè)計(jì)

為控制敲擊點(diǎn)的高度,降低發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲,提高發(fā)動(dòng)機(jī)NVH性能,重新設(shè)計(jì)活塞裙部基礎(chǔ)型線,在型線DN的上、下方各增加凹面O2和O1,形成雙凹面型線。

3.1 雙凹面設(shè)計(jì)思想

活塞基礎(chǔ)型線A、雙凹面型線S如圖8所示。為減小最大外圓高度與敲擊點(diǎn)高度,將活塞基礎(chǔ)型線A的DN高度提高至15 mm,如圖8a)所示,基礎(chǔ)型線A向活塞縱向中心整體偏置0.01 mm,形成偏置型線A′,如圖8b)所示。

距基礎(chǔ)型線A的DN上、下5 mm處各取1點(diǎn),記為P4、P1;以P4、P1為起點(diǎn)向上下7 mm處各取1點(diǎn),記為P6、P3;P1、P3的中心點(diǎn)為P2,P4、P6的中心點(diǎn)為P5,將P2、P5水平映射到型線A′上,分別是P2′、P5′,分別插值擬合P1、P2′、P33點(diǎn)間曲線以及P4、P5′、P63點(diǎn)間曲線,使其與原始型線銜接平順,如圖8c)、d)所示,最終形成雙凹面型線S,如圖8b)所示。

圖8 基礎(chǔ)型線A及雙凹面型線S

3.2 雙凹面型線對(duì)NVH性能的影響

對(duì)基礎(chǔ)型線A、雙凹面型線S2種活塞進(jìn)行動(dòng)態(tài)仿真分析,型線A、S的缸套敲擊高度對(duì)比如圖9所示。由圖9可知:型線A的敲擊高度為14 mm,雙凹面型線S的敲擊高度為10 mm;a′、s′分別為型線A與型線S在敲擊換向時(shí)的斜率,a′>s′,表明型線A敲擊換向速度非?？?雙凹面型線S的敲擊換向相對(duì)緩慢,噪聲較小。

圖9 活塞裙部敲擊高度

基礎(chǔ)型線A、雙凹面型線S的缸套K點(diǎn)徑向振動(dòng)速度如圖10所示。由圖10可知:基礎(chǔ)型線A、雙凹面型線S的缸套K點(diǎn)徑向振動(dòng)速度均在上止點(diǎn)后曲軸轉(zhuǎn)角20°～60°(做功初始階段)達(dá)到最大,基礎(chǔ)型線A的最大振動(dòng)速度為0.018 m/s,雙凹面型線S的最大振動(dòng)速度僅約為0.005 m/s。

圖10 基礎(chǔ)型線A、雙凹面型線S的缸套K點(diǎn)徑向振動(dòng)速度

雙凹面型線可以有效控制活塞裙部與缸套接觸點(diǎn)的位置,以及接觸點(diǎn)的落差,從而有效控制噪聲,有利于解決大配缸間隙下的冷起動(dòng)噪聲問題,提高發(fā)動(dòng)機(jī)NVH性能。

4 結(jié)論

1)噪聲主要產(chǎn)生在做功沖程初始階段(上止點(diǎn)后曲軸轉(zhuǎn)角為20°～60°),由活塞換向?qū)е禄钊魍屏?cè)裙部上端對(duì)缸套的拍擊造成。噪聲與缸套接觸點(diǎn)的位置有關(guān),主推力側(cè)裙部下端的接觸點(diǎn)到裙部上端的接觸點(diǎn)的落差越大,噪聲越大;裙部上端的接觸點(diǎn)與活塞最大外圓直徑DN的落差越大,噪聲越大。

2)設(shè)計(jì)的雙凹面型線可以有效控制活塞裙部與缸套接觸點(diǎn)的位置以及接觸點(diǎn)的落差,從而有效控制噪聲值,有利于解決大配缸間隙下的冷起動(dòng)噪聲問題。