曾 銳，王 東，閆 兵，華春蓉，董大偉

（西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，四川 成都 610031）

0 引言

內(nèi)燃機(jī)可通過有隔振裝置支承和無隔振裝置支承兩種方式安裝在基礎(chǔ)上［1］。為了避開共振并保證支承的剛度足夠大，就要求內(nèi)燃機(jī)與支承系統(tǒng)的固有頻率不得低于內(nèi)燃機(jī)激振力頻率的2.5倍［2］。在無隔振裝置支承中，內(nèi)燃機(jī)外負(fù)載的反扭矩通過內(nèi)燃機(jī)支承作用于機(jī)體，因而在采用無隔振裝置支承時，不同支承形式對機(jī)體的可靠性也有著重要的影響［3－4］。在支承設(shè)計時，需要在剛度和結(jié)構(gòu)間找到平衡。對于特定結(jié)構(gòu)的支承，研究其結(jié)構(gòu)參數(shù)對系統(tǒng)固有頻率的影響對支承的設(shè)計與優(yōu)化至關(guān)重要。

本文針對某V型6缸內(nèi)燃機(jī)無隔振裝置支承，建立了剛－柔耦合動力學(xué)模型，結(jié)合內(nèi)燃機(jī)激振力特性，分析了內(nèi)燃機(jī)支承系統(tǒng)所受激振力特性，仿真計算出系統(tǒng)的固有頻率及振型，采用正交設(shè)計法，研究了支承各參數(shù)對系統(tǒng)固有特性的影響規(guī)律。

1 建立內(nèi)燃機(jī)支承系統(tǒng)的整體動力學(xué)模型

1.1 模型簡化

如圖1所示，將內(nèi)燃機(jī)重心位置O定為坐標(biāo)原點，OX，OY，OZ軸分別和內(nèi)燃機(jī)3個主慣性軸重合，O′－X′Y′Z′為動坐標(biāo)系，其原點O′固聯(lián)在系統(tǒng)的質(zhì)心位置，O－XYZ為靜止坐標(biāo)系，當(dāng)系統(tǒng)處于平衡狀態(tài)時，兩個坐標(biāo)系相互重合。因此，可以把整個系統(tǒng)的運(yùn)動分解為隨質(zhì)心的平動（X，Y，Z）和繞質(zhì)心的轉(zhuǎn)動（α，β，γ）。

內(nèi)燃機(jī)的質(zhì)量和剛度通常比支承大很多，而其結(jié)構(gòu)固有頻率也往往高于激振頻率，所以通常在考慮內(nèi)燃機(jī)整機(jī)振動時，將內(nèi)燃機(jī)視為剛體。同時假定基礎(chǔ)的質(zhì)量及剛度為無限大，忽略其對系統(tǒng)振動性能的影響。

安裝內(nèi)燃機(jī)的支承與內(nèi)燃機(jī)和基礎(chǔ)相比，本身都具有一定的彈性，所以在研究內(nèi)燃機(jī)整機(jī)振動時，常把它簡化成為剛－柔耦合支承模型。

圖1 6自由度系統(tǒng)動力學(xué)模型

1.2 建立動力學(xué)模型

采用ANSYS和ADAMS聯(lián)合建模方法建立內(nèi)燃機(jī)支承系統(tǒng)的剛－柔耦合動力學(xué)模型［5］。建模時忽略焊接位置和螺孔連接，所建整體動力學(xué)模型如圖2所示。

圖2 內(nèi)燃機(jī)支承系統(tǒng)整體動力學(xué)模型

2 計算分析

2.1 固有頻率及振型

經(jīng)過ADAMS軟件仿真計算，模型前6階模態(tài)的振型分別為沿X，Y，Z軸平動及繞X，Y，Z軸（α，β，γ）轉(zhuǎn)動，計算所得的模型固有頻率如表1所示。

2.2 激振力（矩）諧次特性分析

該內(nèi)燃機(jī)為6缸V型排列，V形夾角為90°。引起α方向振動的傾倒力矩主要集中在前6諧次，故考慮到前6諧次頻率［6］。另外由于制造工藝及誤差的存在，需考慮往復(fù)慣性力、離心慣性力的影響。引起內(nèi)燃機(jī)Y方向振動和Z方向振動的主要為1.0諧次和2.0諧次；對于引起內(nèi)燃機(jī)X方向和γ方向振動的軸承力等，一般只需要考慮1.0諧次的影響；對于由于彈性聯(lián)軸器軸線不對稱引起的β方向振動，考慮激振力2.0諧次的影響。為避開共振，工程上一般要求固有頻率大于激振頻率的2.5倍以上。內(nèi)燃機(jī)工作轉(zhuǎn)速跨度較大，當(dāng)上述發(fā)動機(jī)在工況分別為1 000r/min與3 000r/min時，激振力頻率相差達(dá)3倍，如表1所示。通過對比，現(xiàn)有模型不能在3 000r/min工況下滿足要求。為了使發(fā)動機(jī)在多轉(zhuǎn)速工況下都能正常運(yùn)行，需要研究支承各參數(shù)對系統(tǒng)固有頻率的影響規(guī)律，通過修改支承參數(shù)，使系統(tǒng)固有頻率在指定工況下達(dá)到要求。

表1 各工況激振力頻率范圍及模型固有頻率

3 支承各參數(shù)對系統(tǒng)固有頻率的影響研究

影響系統(tǒng)固有頻率的支承參數(shù)主要有肋板角度、肋板厚度、側(cè)板厚度及底板厚度這4個參數(shù)。為了研究每個參數(shù)變化對系統(tǒng)固有頻率的影響，若采用全面試驗法，則需要進(jìn)行256次變化，故采用正交設(shè)計法［7］，所用正交表如表2所示。肋板角度、肋板厚度、側(cè)板厚度及底板厚度為正交試驗中的4個因子，每個因子又包含4個水平。支承原始參數(shù)為水平2，對水平2進(jìn)行加減得到水平1，3和4。角度加減步長為4.66°，厚度加減步長為3mm。

表2 試驗正交表

因為α方向頻率范圍較大，造成系統(tǒng)固有頻率在α方向上最不容易滿足要求，所以取α方向的固有頻率為質(zhì)量指標(biāo)。經(jīng)過試驗，發(fā)現(xiàn)第15次試驗（方案A4B3C1D4）的質(zhì)量指標(biāo)為780.75Hz，為16次試驗中的最佳方案，但是并不代表第15次試驗方案就是最佳方案，需要進(jìn)行直觀分析找出最優(yōu)方案，并總結(jié)各因素對固有頻率的影響規(guī)律。

當(dāng)A因子即肋板傾角為水平1時，其質(zhì)量指標(biāo)分別為725.78，751.15，679.76，675.42，他們的平均值為708.03。同理求出A因子在其他水平下質(zhì)量指標(biāo)的平均值以及平均值中最大與最小值的差值。然后求出其他因子在各水平下的差值，根據(jù)差值大小判斷出各因子影響質(zhì)量指標(biāo)的主次順序為：側(cè)板厚度、肋板傾角、底板厚度、肋板厚度。

為便于直觀分析，做出因子水平與質(zhì)量指標(biāo)的關(guān)系圖，如圖3～圖6所示。由圖3～圖6可以看出：

（1）質(zhì)量指標(biāo)隨側(cè)板厚度增加而增大，在側(cè)板厚度增加到24mm時，質(zhì)量指標(biāo)最大。

（2）當(dāng)肋板傾角為66.8°時，質(zhì)量指標(biāo)達(dá)到最大。

（3）質(zhì)量指標(biāo)隨底板厚度增加而減小，在底板厚度為17mm時，質(zhì)量指標(biāo)最大。

（4）隨著肋板厚度增加，質(zhì)量指標(biāo)有增大的趨勢，在肋板厚度為21mm時，質(zhì)量指標(biāo)最大。

（5）最優(yōu)試驗方案是A3B4C1D4，與正交試驗中所獲得的方案A4B3C1D4不同，故還要對這兩種試驗方案進(jìn)行對比試驗。

圖3 側(cè)板厚度與質(zhì)量指標(biāo)關(guān)系

圖4 肋板傾角與質(zhì)量指標(biāo)關(guān)系

圖5 底板厚度與質(zhì)量指標(biāo)關(guān)系

圖6 肋板厚度與質(zhì)量指標(biāo)關(guān)系

通過對比，發(fā)現(xiàn)方案A3B4C1D4質(zhì)量指標(biāo)為812.68Hz，比正交試驗中所獲得方案A4B3C1D4的質(zhì)量指標(biāo)要好，說明方案A3B4C1D4為各水平一定范圍內(nèi)優(yōu)化支承的最佳方案。

4 結(jié)論

（1）通過建立無隔振裝置內(nèi)燃機(jī)支承系統(tǒng)剛－柔耦合動力學(xué)模型，計算了其固有頻率及振型，對1 000 r/min及3 000r/min工況進(jìn)行了激振力頻率分析，發(fā)現(xiàn)α方向振動激振頻率在不同工況下變化范圍較大，原有模型不能滿足要求。

（2）采用正交設(shè)計法，總結(jié)了支承各參數(shù)對系統(tǒng)固有頻率影響的主次順序；找出了支承各參數(shù)對系統(tǒng)固有頻率的影響規(guī)律，提出了支承各參數(shù)在一定范圍內(nèi)的最優(yōu)方案。

（3）該研究方法保證了無隔振裝置內(nèi)燃機(jī)支承設(shè)計優(yōu)化的科學(xué)性，同時減輕了工作量，可以作為同類型剛性支承設(shè)計和優(yōu)化的參考。

［1］熊偉.發(fā)動機(jī)懸置隔振性能及優(yōu)化研究［D］.重慶：重慶大學(xué)，2005：1－2.

［2］譚達(dá)明.內(nèi)燃機(jī)振動控制［M］.成都：西南交通大學(xué)出版社，1993.

［3］陳澤忠，尹天佐，許世永.支承形式對機(jī)體臺架可靠性試驗驗證的影響［J］.車用發(fā)動機(jī)，2005（4）：45－47.

［4］韓旭，朱平，余海東，等.基于剛度和模態(tài)性能的轎車車身輕量化研究［J］.汽車工程，2007（7）：5－9.

［5］曹建永，王鐵.基于ANSYS和ADAMS的觀光車車架聯(lián)合仿真［J］.機(jī)械設(shè)計與制造，2012（11）：105－107.

［6］王長榮.內(nèi)燃機(jī)動力學(xué)［M］.北京：中國鐵道出版社，1990.

［7］嚴(yán)兆大.熱能與動力工程測試技術(shù)［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1999.