某國(guó)產(chǎn)發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)力矩的識(shí)別

廖中文，高俊文，王海林

(1.廣東農(nóng)工商職業(yè)技術(shù)學(xué)院機(jī)電系，廣州 510507; 2.華南農(nóng)業(yè)大學(xué)工程學(xué)院，廣州 510642)

某國(guó)產(chǎn)發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)力矩的識(shí)別

廖中文1，高俊文1，王海林2

(1.廣東農(nóng)工商職業(yè)技術(shù)學(xué)院機(jī)電系，廣州 510507; 2.華南農(nóng)業(yè)大學(xué)工程學(xué)院，廣州 510642)

在進(jìn)行多級(jí)橡膠扭轉(zhuǎn)減振器中各級(jí)扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)設(shè)計(jì)時(shí)，需要對(duì)簡(jiǎn)諧力矩進(jìn)行精確計(jì)算。探討了曲軸軸系激勵(lì)力矩的識(shí)別問(wèn)題，通過(guò)自編Matlab程序，以試驗(yàn)中所得到的氣體壓力為基礎(chǔ)，結(jié)合某國(guó)產(chǎn)發(fā)動(dòng)機(jī)的參數(shù)，對(duì)曲軸軸系的激勵(lì)力矩進(jìn)行了識(shí)別，得出激勵(lì)力矩各個(gè)簡(jiǎn)諧分量的幅值和相位。結(jié)果表明:發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與曲軸扭轉(zhuǎn)激勵(lì)力矩的基頻之間的比值不隨轉(zhuǎn)速變化而變化，與理論推導(dǎo)一致。

扭轉(zhuǎn)振動(dòng);行駛平順性;簡(jiǎn)諧力矩;多級(jí)扭轉(zhuǎn)減振器;激勵(lì)力矩

良好的行駛平順性和低噪聲可以提升汽車的舒適性。能影響汽車行駛平順性和產(chǎn)生噪音的因素之一是發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)。發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)的能量最終會(huì)傳遞到車身上，造成車身振動(dòng)加劇、噪音加大，并且會(huì)影響到車輛行駛的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性［1－2］。目前，降低發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)的主要方法之一是加裝扭轉(zhuǎn)減振器［3－4］。由于單級(jí)扭轉(zhuǎn)減振器已經(jīng)滿足不了大功率、高轉(zhuǎn)速發(fā)動(dòng)機(jī)的減振需求，所以越來(lái)越多的發(fā)動(dòng)機(jī)上加裝了多級(jí)扭轉(zhuǎn)減振器。不過(guò)由于其結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，國(guó)內(nèi)大多數(shù)廠家還停留在仿造階段，對(duì)多級(jí)扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)不能進(jìn)行有效的確認(rèn)設(shè)計(jì)。本文以某國(guó)產(chǎn)發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)為例，旨在對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)力矩進(jìn)行識(shí)別，為多級(jí)扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)設(shè)計(jì)提供參考依據(jù)。

1 曲軸軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)力矩的產(chǎn)生機(jī)理

根據(jù)力學(xué)分析可知，作用在曲柄－連桿機(jī)構(gòu)上的力和力矩有氣缸內(nèi)氣體作用力、運(yùn)動(dòng)質(zhì)量慣性力、支撐反力、旋轉(zhuǎn)阻力矩和摩擦力(矩)。摩擦力(矩)主要取決于運(yùn)動(dòng)零件的制造質(zhì)量與潤(rùn)滑情況，其數(shù)值相對(duì)較小，在對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行受力分析時(shí)可以忽略不計(jì)。根據(jù)達(dá)朗貝爾原理及動(dòng)靜法可知，其他各力(矩)達(dá)到平衡，受力分析如圖1所示。對(duì)活塞進(jìn)行受力分析，可得到平衡方程(1)。

圖1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)總體受力分析示意圖

圖1和式(1)中:PG為氣體對(duì)活塞的作用力; Pj為往復(fù)慣性力;Pr為旋轉(zhuǎn)慣性力;PN，P'N為垂直于活塞中心線的側(cè)推力;PT為活塞連桿間的內(nèi)力。

連桿的軸向力PT和活塞的側(cè)向壓力PN可以表示為

由此可得，迫使曲軸旋轉(zhuǎn)的主動(dòng)力矩方程為

由于主動(dòng)力矩M主中PG，Pj都隨曲柄轉(zhuǎn)角α變化，因而M主是隨α變化的周期性函數(shù)。在周期性變化的干擾力矩作用下，發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的運(yùn)動(dòng)包括兩部分:一部分是在平均扭矩M0作用下的以角速度ω所進(jìn)行的勻速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng);另一部分是在各次簡(jiǎn)諧力矩的作用下所產(chǎn)生的不同頻率的簡(jiǎn)諧振動(dòng)。這種對(duì)主動(dòng)力矩的分析工作被稱作簡(jiǎn)諧分析。在扭振的強(qiáng)迫振動(dòng)分析中，一般先研究各次簡(jiǎn)諧力矩對(duì)軸系激起的振動(dòng)，然后根據(jù)線性疊加原理將它們依次疊加，從而確定整個(gè)主動(dòng)力矩對(duì)軸系造成的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。

根據(jù)牛頓二項(xiàng)式定理，簡(jiǎn)化方程(3)可得

2 曲軸軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)力矩的識(shí)別

激勵(lì)力矩主要由兩部分構(gòu)成:氣體爆發(fā)壓力所引起的干擾力矩及曲柄連桿機(jī)構(gòu)慣性力所引起的干擾力矩［5－6］。

本文以某國(guó)產(chǎn)發(fā)動(dòng)機(jī)為研究對(duì)象，發(fā)動(dòng)機(jī)的主要參數(shù)如表1所示。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)主要參數(shù)

通過(guò)實(shí)測(cè)，得到1 000～5 000 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)氣缸內(nèi)爆發(fā)壓力相對(duì)于曲軸轉(zhuǎn)角的變化。編制Matlab程序進(jìn)行模擬計(jì)算，得到發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)矩相對(duì)于曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律，并識(shí)別出發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸主動(dòng)力矩的各次簡(jiǎn)諧力矩，為分析曲軸強(qiáng)迫振動(dòng)提供參考。

通過(guò)實(shí)測(cè)統(tǒng)計(jì)發(fā)現(xiàn)，各個(gè)轉(zhuǎn)速下的氣缸爆發(fā)壓力在曲軸轉(zhuǎn)角為20°±10°時(shí)達(dá)到最大值。由于此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)火花塞點(diǎn)火，缸內(nèi)混合氣被點(diǎn)燃，熱量迅速膨脹，推動(dòng)活塞連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)。氣缸爆發(fā)壓力隨轉(zhuǎn)速的升高而增加，在一定轉(zhuǎn)速時(shí)達(dá)到峰值，再升高轉(zhuǎn)速壓力會(huì)降低。在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 000 r/min時(shí)，氣缸爆發(fā)壓力最低，約為3.8 MPa，而當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為4 500 r/mim時(shí)，氣缸爆發(fā)壓力最高，約為6.05 MPa。在中高轉(zhuǎn)速時(shí)氣缸爆發(fā)壓力變化幅度相對(duì)較小，每500 r/min間隔壓力變化約為0.2 MPa;而在低速時(shí)氣缸爆發(fā)壓力變化幅度相對(duì)較大，1 000 r/min與1 500 r/min的壓力相差達(dá)到了約0.6 MPa。

現(xiàn)以最大、最小氣缸爆發(fā)壓力及最高轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的氣缸爆發(fā)壓力為研究對(duì)象，即發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速分別為1 000，4 500及5 000 r/min時(shí)，對(duì)曲軸軸系的激勵(lì)力、激勵(lì)力矩進(jìn)行研究，并作簡(jiǎn)諧分析，結(jié)果如圖2所示。

將實(shí)驗(yàn)測(cè)得的氣缸爆發(fā)壓力數(shù)據(jù)及發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸軸系的具體參數(shù)導(dǎo)入Matlab程序進(jìn)行計(jì)算，從而得到發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸軸系的激勵(lì)力、激勵(lì)力矩及其各次簡(jiǎn)諧力矩(圖3～5)。

圖23 種轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的氣缸爆發(fā)壓力曲線

圖31 000 r/min對(duì)應(yīng)的激勵(lì)力矩識(shí)別分析圖

圖44 500 r/min對(duì)應(yīng)的激勵(lì)力矩識(shí)別分析圖

圖55 000 r/min對(duì)應(yīng)的激勵(lì)力矩識(shí)別分析圖

1)比較圖3～5的第1個(gè)圖(參照?qǐng)D2)，可以發(fā)現(xiàn):氣體作用力PG先是隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的升高而增大，當(dāng)達(dá)到一個(gè)峰值之后，PG又會(huì)隨著轉(zhuǎn)速的升高而有所下降。運(yùn)動(dòng)質(zhì)量慣性力Pj的絕對(duì)值隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的升高而增大。在低轉(zhuǎn)速(怠速工況)情況下，氣體作用力PG與運(yùn)動(dòng)質(zhì)量慣性力Pj的合力曲線幾乎與PG的曲線重合，運(yùn)動(dòng)質(zhì)量慣性力Pj對(duì)激勵(lì)力的貢獻(xiàn)很小;而隨著轉(zhuǎn)速的提高，Pj急劇增加，大大緩解了做功行程中氣體爆發(fā)壓力對(duì)曲軸的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)力的影響，使激勵(lì)力的合力變得稍微平緩。在排氣行程、進(jìn)氣行程及部分壓縮行程中，激勵(lì)力的合力主要來(lái)自于運(yùn)動(dòng)質(zhì)量慣性力。

2)比較圖3～5的第2個(gè)圖，即曲軸扭轉(zhuǎn)的主動(dòng)力矩相對(duì)于曲軸轉(zhuǎn)角的變化曲線。隨著轉(zhuǎn)速的提高，曲軸扭轉(zhuǎn)的主動(dòng)力矩的波動(dòng)變大，其最大值也逐漸增大。在較高轉(zhuǎn)速或高轉(zhuǎn)速下，與主動(dòng)力矩的最大值對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角要比氣體作用力的最大值所對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角落后約90°。

3)比較圖3～5的第3個(gè)圖。對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 000 r/min的曲軸扭轉(zhuǎn)激勵(lì)力矩經(jīng)過(guò)Matlab計(jì)算后得到的基頻為8.2 Hz，前3個(gè)諧次所對(duì)應(yīng)的幅值相差不大，其中2倍頻所對(duì)應(yīng)的幅值最大，約80 N·m.。對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速為4 500 r/min的基頻約為37.5 Hz，2倍頻和4倍頻所對(duì)應(yīng)的幅值較大，其中2倍頻所對(duì)應(yīng)的幅值最大，為201.1 N·m。對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速為5 000 r/min的基頻約為41.5 Hz，2倍頻和4倍頻所對(duì)應(yīng)的幅值較大，其中4倍頻所對(duì)應(yīng)的幅值最大，為268.6 N·m。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與曲軸扭轉(zhuǎn)激勵(lì)力矩的基頻之間關(guān)系如表2所示。

表2 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與曲軸扭轉(zhuǎn)激勵(lì)力矩的基頻之間的關(guān)系

觀察表2不難發(fā)現(xiàn)，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與曲軸扭轉(zhuǎn)激勵(lì)力矩的基頻之間比值約為120，這與理論推導(dǎo)也一致。因?yàn)樵摪l(fā)動(dòng)機(jī)為4缸，曲軸每轉(zhuǎn)2圈一個(gè)工作循環(huán)結(jié)束，干擾力矩周期變化一次，顯然干擾力矩的圓頻率是曲軸角速度的一半，其諧次應(yīng)該為0.5，1，1.5，2，……。這里所說(shuō)的基頻實(shí)際上是對(duì)應(yīng)0.5諧次時(shí)的頻率。

3 結(jié)束語(yǔ)

本論文以簡(jiǎn)諧分析為主線，著力于解決扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)力矩的識(shí)別問(wèn)題，為多級(jí)扭轉(zhuǎn)減振器的參數(shù)設(shè)計(jì)工作打下基礎(chǔ)。簡(jiǎn)要分析了發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)力矩產(chǎn)生機(jī)理，并且對(duì)3種特殊轉(zhuǎn)速下的激勵(lì)力矩進(jìn)行了識(shí)別分析。分析結(jié)論與理論推導(dǎo)一致，從而驗(yàn)證了分析過(guò)程的正確性，對(duì)后續(xù)的研究設(shè)計(jì)工作起到指導(dǎo)作用。

［1］呂興才，舒歌群，沈紅斌.汽車發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸縱向振動(dòng)的研究［J］.汽車工程，2001，23(5):332－336.

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(責(zé)任編輯 劉舸)

High-speed Visualization Shear Viscosity Tester Development
and Accuracy Checking

LIAO Zhong－wen1，GAO Jun－wen1，WANG Hai－lin2
(1.Mechanical and Electrical Department，Guangdong AIB Polytechnic College，Guangzhou 510507，China;2.School of Engineering，South China Agriculture University，Guangzhou 510642，China)

When all levels of torsional vibration damper’s parameters is designed of multistage rubber torsional damper，and precise calculation of harmonic torque is needed.This paper mainly discusses the problem of crankshaft axis excitation torque identification.The Matlab program is compiled.Based on the experiment of gas pressure，and combined with parameters of a domestic engine and identification of the crankshaft axis excitation torque，it can identify different harmonic excitation torque component of the amplitude and phase.The results show that the ratio between the engine speed and fundamental frequency of crankshaft torsional excitation torque does not changes over speed，consistent with the theoretical derivation.

torsional vibration;riding comfort;harmonic torque;multistage reverse shock absorber; excitation torque

U461.4

A

1674－8425(2014)03－0039－05

10.3969/j.issn.1674－8425(z).2014.03.008

2013－10－25

廣東省科技計(jì)劃項(xiàng)目(2008B021200008)

廖中文(1984—)，男，湖北武穴人，碩士，主要從事車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)研究;通訊作者王海林(1972—)，男，河北宣化人，博士，教授，主要從事機(jī)械動(dòng)力學(xué)與摩擦學(xué)研究。

廖中文，高俊文，王海林.某國(guó)產(chǎn)發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)激勵(lì)力矩的識(shí)別［J］.重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào):自然科學(xué)版，2014(3):39－43.

format:LIAO Zhong－wen，GAO Jun－wen，WANG Hai－lin.High－speed Visualization Shear Viscosity Tester Development and Accuracy Checking［J］.Journal of Chongqing University of Technology:Natural Science，2014 (3):39－43.