張娜，曾帥，徐兆坤

（上海工程技術大學汽車工程學院，上海201620）

四缸柴油機減振分析及平衡機構設計

張娜，曾帥，徐兆坤

（上海工程技術大學汽車工程學院，上海201620）

對某直列四缸柴油機振動平衡分析，得出不平衡的二階往復慣性力及其力矩是其主要振動激勵源之一。原機型中沒有平衡機構，受到空間的限制，所設計的雙平衡軸機構，只是平衡二階往復慣性力。通過振動測量對比試驗，表明所設計的雙平衡軸機構能達到顯著地降低發(fā)動機整機振動烈度的效果，從而也證實了二階往復慣性力才是最主要的振動激振源。

柴油機二階往復慣性力平衡機構振動烈度

1 前言

隨著發(fā)動機向高速化、輕型化、大功率化和低污染化方向的發(fā)展，其振動噪聲問題卻日趨嚴重，而人們對發(fā)動機NVH（Noise,Vibration and Harshness）性能的要求卻越來越嚴格。以前降低車用柴油機振動和噪聲可以采用燃燒優(yōu)化、提高加工精度、增大結構強度等措施，但經過多年的發(fā)展，目前這些方法對振動和噪聲的影響已不顯著。發(fā)動機的振動和噪聲水平已成為發(fā)動機綜合性能的重要考評指標之一[1]。對于直列四缸機而言，不平衡的二階往復慣性力是發(fā)動機整機振動的重要激勵源之一，強烈的振動直接影響柴油機的燃油消耗率、整機噪聲和使用可靠性，進而影響車輛的使用性能和駕駛平順性。而該激振力無法通過柴油機本體設計予以消除，所以只有通過安裝平衡機構來達到減振降噪的目的。

2 直列四缸柴油機振動原理分析

直列四缸柴油機的整機振動主要是由不平衡力及其力矩所引起的，即二階往復慣性力j及其慣性力矩j。

四缸機二階往復慣性力及慣性力矩的表達式分別為式（1）和式（2）

來稿日期：2009-03-11
作者簡介：張娜（1984－），女，在讀碩士，主要研究方向為汽車發(fā)動機。

由于四階或更高階的不平衡力或力矩僅為二階的2.5%，因此只需考慮二階不平衡激振力，二階以上的可以忽略不計[2～3]。

3 平衡機構設計

3.1 平衡機構計算

如果四缸柴油機裝有配重平衡機構，所產生的力和力矩與發(fā)動機本身所產生的力和力矩大小相等，方向相反，那么發(fā)動機的不平衡力和力矩便可以抵消。平衡機構有兩根軸，偏心質量為B，偏心距為B，平衡軸以二倍的曲軸轉速旋轉，且它們的旋轉方向相反；偏心質量的相位和活塞的相位應保持反向，即當?shù)?缸活塞到達上止點時，偏心質量質心朝下端。

平衡軸所產生的不平衡力和力矩為：

根據(jù)平衡原理，以二倍于曲軸轉速旋轉的雙平衡軸在垂直方向的合力B與（1）式的二階往復慣性力j之和為零：

即：

由式（7）可知，可以將兩根平衡軸的垂直距離設計成等于連桿長度L，且較高一根平衡軸與曲軸旋轉方向相同，那么平衡軸就可以同時平衡掉往復慣性力及其力矩，如圖2所示。

圖1 往復慣性力平衡軸

圖2 往復慣性力及其力矩平衡軸

3.2 平衡機構的布置

平衡軸的布置范圍大致可以分為兩種：一種是通軸設計，多數(shù)為全長平衡軸（與整機長度相當），不平衡量分配在整個軸上，全長平衡軸大多數(shù)是原機型設計中就設計有平衡機構的四缸機；另一種是非長軸設計，即多段配置平衡塊類型，平衡軸短于發(fā)動機總長，多為一缸或二缸內布置所采用，設計靈活多變，充分利用空間布置。以某四缸柴油機為例，該發(fā)動機所采用的是第二種布置方案，A、B、D段平衡塊為主平衡塊，C段平衡塊為整軸的調整平衡塊，如圖3所示。在裝配允許的條件下，在兩軸承外側分別布置兩塊平衡塊，左邊A段平衡塊與軸鍛造為一體，為了便于安裝，右邊D段為套裝在軸端的平衡塊。并且平衡軸所采用的是由機體引入并與主油道并聯(lián)的獨立潤滑油道，帶走等于兩倍柴油機轉速的平衡軸軸承所產生的熱量。

該四缸發(fā)動機原機型設計中沒有設計平衡機構，由于發(fā)動機底部空間的限制，所以所設計的兩根平衡軸采用等高布置。

3.3 平衡塊設計

根據(jù)平衡原理，由式（5）得到平衡機構的理

論平衡量如下

圖3 配重平衡軸

該四缸柴油機采用多段配置平衡塊的設計，適合于平衡軸的非全長設計要求。平衡機構采用半軸類平衡塊，平衡塊截面如圖4所示，其總平衡量為

其中，

各軸段平衡量分布情況如表1所示，所設計的平衡機構的平衡量值幾乎與理論平衡量值一致。

圖4 平衡塊截面圖

表1 各軸段平衡量分布

4 四缸柴油機減振效果試驗及分析

4.1 四缸柴油機振動測量

依據(jù)國家標準GB/T 7184－2008《中小功率柴油機振動測量及評級》，在不同工況下對柴油機安裝二階往復慣性力平衡機構前后的當量振動烈度進行了測量。在發(fā)動機兩側分別選取有代表性并且剛性好的位置，進氣側3個測點，排氣側2個測點，發(fā)動機全負荷下，分別測量出外特性下各工況的振動信號。其中表示發(fā)動機垂直方向振動，表示發(fā)動機前后方向振動，Z表示發(fā)動機左右方向振動，測點布置如圖5所示。

圖5 四缸柴油機振動測點布置

式中，

4.2四缸柴油機減振效果

4.2.1 二階往復慣性力平衡

該四缸柴油發(fā)動機在不采用平衡措施的情況下，所測取的整機在三個方向的振動烈度如圖6所示，在方向，即垂直方向的振動最為嚴重，這是因為二階往復慣性力的作用方向沿垂直方向，對垂直方向的振動產生直接激勵，從而也證實二階往復慣性力是發(fā)動機的主要振動激振源。

如圖7所示，發(fā)動機的整機當量振動烈度隨轉速增加而不斷增大，而且在高轉速區(qū)振動烈度增大速率明顯變大。若發(fā)動機在常用工況下，即轉速從2 400 r/min增加到3 000 r/min，則整機當量振動烈度會增大到原來的1.6倍。如果降低發(fā)動機的運行轉速，就可以明顯降低往復慣性力的振動影響，但是會使發(fā)動機的功率下降，以至于不能達到使用要求，所以不可取。

該四缸柴油機安裝雙平衡軸機構前后，整機當量振動烈度比較如圖8所示。雖然在低速區(qū)減振效果不明顯，但是在高速區(qū)可取得比較明顯的減振效果，尤其在常用工況下，減振效果能達到50%～60%。由于傾覆力矩（二階往復慣性力矩和氣體力矩）的存在（雖然部分區(qū)域傾覆力矩起到削減往復慣性力作用[4]），以及在四次諧波以上由于其量級較小而忽略不計的往復慣性力及力矩，再加上計算中的理想化和各種假設帶來的誤差等，以及內燃機在加工中的許用誤差范圍，使得回轉部件存在剩余的不平衡力等等，使得在試驗結果中只能顯示平衡掉一部分整機振動。

圖6 四缸柴油機的振動烈度

圖7 四缸柴油機整機當量振動烈度

4.2.2 機械損失

該四缸柴油機安裝平衡軸機構后，所采用的是齒輪傳動方式，就不可避免的會有機械損失的增加。如圖9所示為四缸柴油機在倒拖的方式下，所測出的在安裝平衡機構前后的機械損失。帶平衡機構的柴油機機械損失比不帶平衡機構的增加3%～8%，在可接受值的范圍內，符合要求。在轉速在800～1 600 r/min之間，安裝平衡機構后機械損失增量小于平均機械損失增量，說明在低轉速時機械損失較低；造成發(fā)動機零部件或整機產生銹蝕的原因不僅有外部環(huán)境因素，而且還有材料、設計、工藝、使用和管理等諸多方面的原因。因此，發(fā)動機生產過程中的防銹技術，能夠有效幫助提高發(fā)動機的制造質量和使用壽命。在1 600 r/min以后，機械損失增量達到了平均機械損失增量值，而且隨柴油機轉速的變化略有增加，但是增加幅度很小，幾乎保持不變。

5 結束語

通過對該四缸發(fā)動機受力和力矩的分析，以及振動減振效果試驗獲得的基本振動情況、相關特性和主要振源等信息，成功的設計了雙平衡軸機構。該四缸發(fā)動機安裝平衡機構后，雖然有一定的機械損失，但是較好地平衡了二階往復慣性力，振動得到了較大程度的降低，使整機振動烈度達到可接受水平，說明所設計的二階往復慣性力平衡機構的減振效果良好，從而改善了發(fā)動機的振動品質。增加雙平衡軸機構是降低四缸柴油機振動非常有效的措施之一。

圖8 整機當量振動烈度比較

圖9 安裝平衡軸前后機械損失比較

1 Vér IL V,Beranek L L.Noise and Vibration Control Engineering:Principles and Application[M].USA: John Wiley&Sons,2005.

2 Nakamura H.A Low Vibration Engine with Unique Counter-Balance Shafts[C].Society ofAutomotive. Engineering,SAE 760111.

3楊連生.內燃機設計[M].北京：中國農業(yè)機械出版社，1981：109-114.

4徐兆坤，孫樹亭.四缸內燃機振動分析及其對策[J].噪聲與振動控制，2007(6)：51-53.

Four-cylinder DieselEngine Vibration Analysis and Balancing Mechanism Design

Zhang Na,Zeng Shuai,Xu Zhaokun
（College ofAutomobile Engineering,ShanghaiUniversity ofEngineering Science,Shanghai201620,China）

An analysis ofbalance and vibration ofsome inline four-cylinder dieselengine shows that the second-orderunbalanced reciprocating inertia force and torque are one ofthe main vibration excitation sources.Since the base engine has no balancing mechanism and there is a space limitation,a double-shaft balancer is designed and it can only balance the second-order reciprocating inertia force.Vibration comparison testshows thatthe double-shaftbalancer can achieve the effectoflowering significantly engine vibration intensity,confirming the second-order reciprocating inertia force is the main vibration excitation source.

dieselengine,secondarymovement,simulationanalysis,vibrationintensity

doi:10.3969/j.issn.1671-0614.2010.03.005