柴鎮(zhèn)江，蔣 呂

（1.駐滬東中華造船（集團(tuán)）有限公司 軍代表室，上海 200129；2.中國船舶重工集團(tuán)公司第711研究所，上海 200090）

內(nèi)燃機(jī)噪聲按產(chǎn)生機(jī)理分為機(jī)械噪聲、燃燒噪聲和空氣動力學(xué)噪聲，機(jī)械噪聲中活塞敲擊噪聲是最重要的成分之一［1］.活塞對缸壁的敲擊主要是由于它們之間存在間隙.當(dāng)作用于活塞上的氣缸壓力、慣性力和摩擦力發(fā)生周期性變化時，活塞在曲軸的旋轉(zhuǎn)將受到一個周期性變化的側(cè)向力的作用，它在上、下止點(diǎn)附近必然要變換方向，活塞將產(chǎn)生一個由一側(cè)移向另一側(cè)的橫向運(yùn)動.在發(fā)動機(jī)高速運(yùn)轉(zhuǎn)時，活塞的這種橫向運(yùn)動是以很高的速度進(jìn)行的，從而形成了對缸壁的強(qiáng)烈撞擊.這種周期性的敲擊以壓縮沖程終了和做功沖程開始時最為嚴(yán)重.為減小活塞的敲擊力和敲擊噪聲，近年來國外學(xué)者對活塞敲擊進(jìn)行了相關(guān)的研究工作［2－4］，國內(nèi)也有相關(guān)的研究工作［5－6］，取得了一定的成果.

本文首先建立活塞的有限元模型，在考慮活塞彈性的基礎(chǔ)上計(jì)算得出了活塞對缸壁的敲擊力；之后詳細(xì)討論活塞銷在正偏和負(fù)偏9種方案下活塞敲擊力的變化規(guī)律，結(jié)論表明：將活塞銷適當(dāng)?shù)叵蛑魍屏γ嫫?，可降低活塞的敲擊力，且活塞銷正偏時的動態(tài)敲擊力均大于負(fù)偏時的動態(tài)敲擊力.

1 活塞有限元模型建立

活塞幾何實(shí)體模型的建立是仿真分析的基礎(chǔ)，只有準(zhǔn)確建立活塞的實(shí)體模型，才能使仿真分析的結(jié)果更加精確.本文根據(jù)發(fā)動機(jī)活塞的實(shí)際尺寸和結(jié)構(gòu)形式建立了某發(fā)動機(jī)活塞的幾何實(shí)體模型，如圖1所示.在建模過程中，忽略一些次要的因素，如：避讓坑、氣門凹坑等.由于本文在進(jìn)行活塞敲擊力計(jì)算時需要考慮活塞的彈性變形，因此需建立活塞的有限元模型以計(jì)算活塞的徑向剛度，在不影響計(jì)算精度的前提下，選擇10節(jié)點(diǎn)4面體單元來對活塞進(jìn)行網(wǎng)格劃分，如圖1所示.

圖1 活塞三維模型和有限元模型Fig.1 Three-dimensional mode and FE mode of piston

2 活塞徑向剛度計(jì)算

由活塞的二階運(yùn)動理論可知，活塞在工作過程中與缸套壁面在油膜壓力的作用下發(fā)生擠壓與接觸，活塞體因此會發(fā)生彈性變形，同時該變形也會影響活塞和缸套間的動態(tài)間隙和敲擊力.因此，在對活塞動力學(xué)進(jìn)行仿真計(jì)算時，應(yīng)考慮活塞體在橫向擠壓載荷下的的彈性變形.

活塞剛度表示活塞某一區(qū)域在外載荷作用下的彈性變形能力，它會影響活塞的運(yùn)動狀況和受力狀況.本文的研究重點(diǎn)關(guān)注的是活塞徑向方向的變形，而活塞主要承載部位在裙部承壓面上，在建立了活塞有限元模型的基礎(chǔ)上，采用柱坐標(biāo)系，坐標(biāo)原點(diǎn)位于活塞的幾何中心處，并將活塞的對稱截面的繞活塞軸向的旋轉(zhuǎn)自由度進(jìn)行約束，同時將活塞頂面節(jié)點(diǎn)的沿活塞軸線方向的移動自由度也加以約束.在活塞裙部周向0°，30°，45°方向截面選取節(jié)點(diǎn)加載集中力，進(jìn)行靜變形計(jì)算.

圖2為在活塞裙部某一節(jié)點(diǎn)處加載時的計(jì)算結(jié)果.從圖中可以看到，從活塞頭部到裙部的變形量在外載作用下逐漸增大，即活塞的剛度從活塞頭部到裙部依次降低.綜合所有節(jié)點(diǎn)加載后的活塞變形情況，均符合這一變化規(guī)律.在活塞的工作循環(huán)中，活塞頭部主要承受缸內(nèi)熱負(fù)荷，因此結(jié)構(gòu)剛度較大.活塞裙部主要起導(dǎo)向作用，且內(nèi)部需要保證連桿小頭的運(yùn)動空間，因此裙部結(jié)構(gòu)的剛度較小.

圖2 活塞徑向剛度計(jì)算結(jié)果Fig.2 Results of piston radial stiffness

3 活塞敲擊力仿真計(jì)算

在考慮活塞彈性基礎(chǔ)上，對活塞的敲擊力進(jìn)行計(jì)算，得到其敲擊力曲線如圖3所示.其中動態(tài)敲擊力最大值發(fā)生在燃燒上止點(diǎn)處，這是由于該時刻為活塞的換向時刻，其二階運(yùn)動較為劇烈.對敲擊力進(jìn)行快速傅里葉轉(zhuǎn)換（Fast Fourier Transformation，F(xiàn)FT），得到各力的頻譜圖，并將其坐標(biāo)轉(zhuǎn)換為對數(shù)坐標(biāo)，如圖4所示.由于活塞對缸套的動態(tài)敲擊力是瞬態(tài)突加載荷，因此在頻域內(nèi)具有很寬的頻率成分.

4 活塞銷偏置對活塞敲擊力的影響規(guī)律分析

本文通過改變活塞銷偏置方向及偏移量來研究活塞對缸套敲擊力的影響規(guī)律.具體為將活塞銷的偏置方式分為正偏（向活塞副推力側(cè)偏移）、負(fù)偏（向活塞主推力側(cè)偏移）及不偏置3種類型，偏移量分別設(shè)定為0.5mm，1mm，1.5mm，2mm，共9種方案分別進(jìn)行計(jì)算，在計(jì)算得到的結(jié)果中，選取活塞對缸套的動態(tài)敲擊力作為指標(biāo)進(jìn)行評價.

圖3 活塞動態(tài)敲擊力時域圖Fig.3 Time domain figure of piston slap force

圖4 活塞動態(tài)敲擊力頻域圖Fig.4 Frequency domain figure of piston slap force

不同活塞銷偏置下的活塞動態(tài)敲擊力如圖5所示.由圖5可知，活塞銷的偏置方式對于燃燒上止點(diǎn)附近的活塞動態(tài)敲擊力的變化趨勢具有非常顯著的影響.具體表現(xiàn)為活塞銷正偏時，活塞副推力側(cè)對缸套的敲擊作用較大；活塞銷負(fù)偏時，其主推力側(cè)對缸套的敲擊作用明顯.活塞銷偏置量對于動態(tài)敲擊力的影響主要表現(xiàn)在動態(tài)敲擊力的峰值大小上，從圖5可以明顯看出，隨著偏置量的增加，活塞動態(tài)敲擊力的峰值也在顯著增大.當(dāng)活塞銷向主推力側(cè)偏置2mm時，動態(tài)敲擊力峰值達(dá)到286N，當(dāng)活塞銷向副推力側(cè)偏置2mm時，動態(tài)敲擊力最大值為499N，并且活塞銷正偏時的動態(tài)敲擊力均大于負(fù)偏時的動態(tài)敲擊力.

動態(tài)敲擊力局部放大圖如圖6所示，燃燒上止點(diǎn)附近活塞動態(tài)敲擊力峰值及對應(yīng)曲軸轉(zhuǎn)角如表2所示.從圖6可以明顯看出動態(tài)敲擊力在燃燒上止點(diǎn)附近呈現(xiàn)出的不同變化趨勢.已知1 000r·min－1轉(zhuǎn)速下缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力的時刻為17°曲軸轉(zhuǎn)角，結(jié)合表1中的相關(guān)數(shù)據(jù)，活塞銷正偏和負(fù)偏分別為1.5，2mm時，動態(tài)敲擊力峰值出現(xiàn)的時刻均與最大爆發(fā)壓力時刻非常接近，而活塞銷偏置量為－0.5mm與－1mm時，動態(tài)敲擊力出現(xiàn)的峰值的時刻均在上止點(diǎn)之前，這樣可以有效地避免最高爆發(fā)壓力作用下活塞換向引起的對主承壓面的突然敲擊.

圖5 不同活塞銷偏置量下的動態(tài)敲擊力Fig.5 Piston slap force of piston pin offsets

圖6 動態(tài)敲擊力局部放大圖Fig.6 Partial enlarged drawing of piston slap force

表1 燃燒上止點(diǎn)附近活塞動態(tài)敲擊力峰值及對應(yīng)曲軸轉(zhuǎn)角Tab.1 Piston slap force and crank angle in top dead center

5 結(jié)論

經(jīng)過本文的分析，可得出以下結(jié)論：

（1）活塞銷偏置對活塞敲擊力有較大影響，在活塞敲擊力計(jì)算時不可忽略該影響因素.

（2）活塞銷的偏置方式對于燃燒上止點(diǎn)附近的活塞動態(tài)敲擊力的變化趨勢具有非常顯著的影響，將活塞銷適當(dāng)?shù)南蛑魍屏γ嫫茫山档突钊那脫袅?，且活塞銷正偏時的動態(tài)敲擊力均大于負(fù)偏時的動態(tài)敲擊力.

（3）對本型柴油機(jī)來說，活塞銷偏置量為－0.5 mm與－1mm時，可有效地避免最高爆發(fā)壓力作用下活塞換向引起的對主承壓面的突然敲擊；而正偏和負(fù)偏分別為1.5mm，2mm時會增大敲擊.

［1］龐劍，湛剛，何華.汽車與發(fā)動機(jī)振動噪聲理論與應(yīng)用［M］.北京：科學(xué)出版社，2006.

PANG Jian，ZHAN Gang，HE Hua.Theory and application of vibration and noise in automatic and engine［M］.Beijing：Science Press，2006.

［2］Hoffmann R M，SUDJIANTO A，DU Xiaoping，et al.Robust piston design and optimization using piston secondary motion analysis［J］.SAE Technical Paper Series，2003－01－0148.

［3］NOBUTAKA T，TAKAYUKI K，KEITA H，et a1.Optimization of profile for reduction of piston slap excitation［J］.SAE Technical Paper Series，2004－01－4309.

［4］MANSOURI S H，WONG V W.Effects of piston design on piston secondary motion and skirt－liner friction［J］.SAE Technical Paper Series，2004－01－291l.

［5］郭磊，郝志勇.活塞動力學(xué)二階運(yùn)動的仿真方法與試驗(yàn)研究［J］.內(nèi)燃機(jī)工程，2009，20（6）：41－47.

GUO Lei，HAO Zhiyong.Simulation and experimental research of piston second motion［J］.Chinese Internal Combustion Engine Engineering，2009，20（6）：41－47.

［6］張文平，李全，鄒德全，等.活塞二階運(yùn)動過程及刮擦力分析［J］.哈爾濱工程大學(xué)學(xué)報，2005，6（4）：493－497.

ZHANG Wenping，LI Quan，ZOU Dequan，et al.Study of piston second motion and the scraping force［J］.Journal of Harbin Engineering University，2005，6（4）：493－497.