内燃机动力学论文

《内燃机动力学》课程论文题目直列五缸柴油机平衡及整机振动分析学院工程技术学院专业车辆工程年级2012级学号222012322220091姓名黄林波成绩2015年6月25日直列五缸柴油机平衡及整机振动分析黄林波车辆一班、222012322220091摘要：针对企业产品系列化的要求，本文对直列五缸发动机的平衡性做了理论分析，在此基础上，设计了该五缸机的平衡方案，并使用AVLExcite软件对采用平衡措施前后五缸机的振动情况进行了仿真分析，初步评价了五缸机的振动情况和平衡措施的有效性，为五缸机的可行性做了初步的探索。关键词：直列五缸柴油机；平衡措施；模拟仿真1概述振动和噪声是评价发动机综合性能的重要指标之一。在汽车工业发展史上，直列五缸发动机没有得到广泛应用的主要原因，就是由于五缸发动机的平衡性较差，易引起整机较大的振动而影响发动机的NVH性能。但在目前直列四缸机和直列六缸机技术比较成熟的情况下，直列五缸机也有其优点：a)五缸机填补了四缸机和六缸机间的功率空白，因此可以使气缸的容积效率达到最优。如果需要一款功率大于四缸且小于六缸的发动机，那么与六缸机、四缸机系列化设计的直列五缸发动机是一个较好的选择方案；b)在企业已经有成熟的四缸机和五缸机产品条件下，五缸机可以与现有的四缸机或六缸机实现系列化、模块化设计，主要零部件的加工和采购（如曲轴、连杆、活塞、气门、机体、缸盖等）都可以在一个平台上进行，这样可以节省开发费用、减少建设新生产线的资金投入和配套费用。本文即是在考虑五缸机的上述优点，使用商业软件对五缸机的平衡性进行分析，以对五缸机的研制做初步的探索。主要优势：发动机NVH（噪音震动）。传统四缸机的激励阶次为二阶，五缸机的激励阶次为2.5阶次。这样避开了很多系统的固有频率避免了共振，比如方向盘转向管柱就很容易和四缸机在怠速转速时产生共振。激励阶次可以这么理解，四缸机是有四个缸，每一次冲程有2个缸同时工作，就变成了2阶次，五缸机就是2.5阶次。主要劣势：相对目前主流的发动机技术，即四缸缸内直喷。五缸机在低转速的扭矩很差，最大扭矩点一般要到2500以上，而新的四缸缸内直喷加涡轮则可以在1500甚至1200转时达到最大扭矩。这样带来的劣势就是发动机在城市工况的油耗很高（相对的），而且给标定带来了很多局限性，为了保证驾驶性以及动力感受不得不进一步牺牲油耗。沃尔沃一直是五缸的忠实拥护者，这从沃尔沃的各款发动机就能看出。1.有缺点：技术较老，占用空间大等，但一定不是你说的动力分配不均匀。2.在技术条件相同的情况下，发动机的震动与气缸是奇数还有偶数关系并不大，而是主要受气缸做功间的点火间隙影响。举例来说：相同技术条件下，5缸发动机（点火间隔144度）的震动一定比4缸车（点火间隔180度）小，但要比6缸车稍大。3.2013款V60车上装配T5（直5，带增压），最大功率157kw，最大扭矩300nm。2直列五缸机平衡性分析往复式内燃机不平衡的原因主要是由于其工作过程和机件运动的周期性造成。发动机运动过程中所产生的旋转惯性力和往复惯性力的周期性变化，及发动机输出转矩的波动，都会造成支反力的不断变化，从而引起发动机的不平衡振动。由于直列五缸机的曲拐均匀分布，旋转惯性力和往复惯性力的合力都为零，因此本文主要分析旋转惯性力矩和一阶、二阶往复惯性力矩对五缸机振动的影响。四冲程五缸机的发火间隔为720°/5=144°，发火顺序一般采用1-2-4-5-3。使用图解法分析发动机的不平衡力矩，得到力矩矢量的大小和方向，如图1中所示。当一缸位于上止点的时候，旋转惯性力矩∑Mr=0.449aFrcos54°一阶和二阶往复惯性力矩大小分别为∑MjⅠ=0.449aCcos54°ΣMjⅡ=4.98λaCcos18°式中，C=mjrω2为常数，mj是曲柄连杆机构往复运动质量（kg），r为曲柄半径(m)，ω为曲轴角速度（rad/s），λ是连杆比，a是气缸中心距。可以看出，旋转惯性力矩大小不变，方向随曲轴改变；一阶往复力矩和二阶往复力矩大小随曲轴转动按余弦规律周期性变化。a五缸机曲拐布置图b旋转惯性力矩矢量图c一阶往复惯性力矩矢量图d二阶往复惯性力矩矢量图图1直列五缸机平衡性分析很明显，直列五缸发动机的二阶往复惯性力矩值远大于旋转惯性力矩和一阶往复惯性力矩，在气缸直径比较大（一般D100mm）时，将是整机的主要振动源，对此可采用双轴平衡机构降低其引起的整机振动。而对于旋转惯性力矩和一阶往复惯性力矩，在曲柄上添加适当的平衡配重，产生一个与之相反的力矩以消除或减轻旋转惯性力矩和一阶往复惯性力矩引起的整机振动。加速度(m/s^2)3发动机振动仿真分析3.1仿真分析边界条件的确定本次五缸发动机的参考原型机为一款已有的直列六缸柴油机，其缸径×冲程为123×156mm，额定转速1900rpm，在此六缸机的基础上去掉一缸修改为五缸机。六缸机采用前2后2的四点式支撑方式，使用弹性元件与实验台架联接。五缸发动机仿真模型的边界条件由原型机台架实验确定，首先使用AVLExcite软件建立原型机的振动仿真计算模型，调整模型参数，使计算结果与实验结果一致，此时设定的模型参数作为五缸发动机振动仿真计算的边界条件。3.2五缸机的仿真计算五缸发动机仿真计算模型如图2所示：a五缸机仿真模型b五缸机三维模型图2五缸机仿真模型五缸发动机也采用前2后2的四点式支撑方式，在每个支撑上设置一个测点，计算结果为每个测点的加速值，以此评价发动机的振动情况。由于发动机振动烈度随着转速的升高而增大，所以选择发动机振动烈度最大工况进行仿真计算，即在额定工况（转速n=1900rpm）下进行五缸机的振动仿真，得到仿真计算结果如图3中所示：a前端左测点6015-30-75-120未平衡平衡后28803060324034203600曲轴转角(deg)加速度(m/s^2)加速度(m/s^2)加速度(m/s^2)b前端右测点6015-30-75-120未平衡平衡后28803060324034203600曲轴转角(deg)c后端左测点6015-30-75-120未平衡平衡后28803060324034203600曲轴转角(deg)d后端右测点6015-30-75-120未平衡平衡后28803060324034203600曲轴转角(deg)图3发动机各测点振动加速度时域图时域图中为一个循环下的发动机振动加速度值变化情况。a)未采取平衡措施前，发动机振动加速度值随曲轴转动呈现周期性变化规律，发动机前端测点与后端测点振动加速度幅值相位相反，表明发动机的振动由不平衡的力矩在气缸轴线平面内引起的前后俯仰振动；前端测点加速度幅值较大，且在0度和120度曲轴转角的时候有较大的峰值，这与发动机结构刚度有关，前端支撑刚度要小于后端，因此出现较大的峰值。b)添加双轴平衡机构后，发动机各测点振动加速度幅值都得到较大幅度的降低，前端测点的加速度峰值也得以消除。对发动机振动加速度时域图进行傅立叶变换，得到发动机振动加速度值的频率分布图。加速度幅值(m/s^2)加速度幅值(m/s^2)加速度幅值(m/s^2)加速度幅值(m/s^2)a前端左测点12未平衡平衡后8400100200300400频率(Hz)b前端右测点12未平衡平衡后8400100200300400频率(Hz)c后端左测点1612未平衡平衡后8400100200300400频率(Hz)d后端右测点12未平衡平衡后8400100200300400频率(Hz)图4发动机各测点振动加速度频域图由发动机振动加速度值的幅频曲线可以看出：发动机振动加速度的最大值对应频率为63Hz左右，此频率即为该转速下对应的二阶频率，表明二阶往复惯性力矩是引起五缸发动机振动的主要原因。较高频率下(大于160Hz)的振动幅值较小，可以忽略不做考虑。添加平衡机构后，二阶振动加速度幅值降低明显，其它各阶频率振动加速度幅值也有所降低。总之，添加双轴平衡机构后，发动机的二阶频率时的振动加速度值得到明显降低，可以较加速度均方根（m/s^2）好的平衡掉发动机的二阶往复惯性力矩。为定量的评价所添加平衡机构对发动机振动情况的影响，计算发动机各测点振动加速度的均方根值，如图5中所示。1511.6平衡前后加速度均方根值对比10.6平衡前平衡后109.28.6754.552.80前端左测点前端右测点后端左测点后端右测点图5平衡前后发动机振动加速度均方根值从各测点振动加速度平衡前后的均方根值中可知：使用双轴平衡机构后，发动机各测点的振动加速度均方根值都有所减小，说明各支撑上的振动都得到有效的降低；平衡前后，前端测点的加速度均方根值比后端都大，前端支撑刚度较低，影响发动机的振动性能。计算在整机的振动加速度的均方根值，采用平衡机构前后分别为5m/s2和2.5m/s2，这在一定程度上反应了使用平衡措施后发动机振动烈度降低的程度。4结论发火顺序为1-2-4-5-3的直列五缸发动机的不平衡振动由曲轴的旋转惯性力矩和一阶/二阶往复惯性力矩产生，其中二阶往复惯性力矩占主要作用，当气缸直径较大时必须考虑平衡措施。采用相应的平衡机构后，可以很好的平衡掉发动机的不平衡力矩，整机振动烈度降低50%左右，可以有效的降低五缸发动机的振动强度。较大缸径的车用柴油机由六缸减为五缸机，在采用恰当的平衡措施后，具有填补四、六缸机的功率空挡，设计成本和生产成本不大的优势。参考文献：[1]袁兆成.内燃机设计[M].北京：机械工业出版社，2008：36-42.[2]雷基林，毕玉华，申立中等.5100QB型柴油机的平衡性分析与研究[J].拖拉机与农用运输车,2005(1)：26-28.[3]上海内燃机研究所等.GB/T7184-2008中小功率柴油机振动测量机评级[S].北京：中国标准出版社，2008：3-5.