直列四缸柴油機二階往復慣性力平衡機構開發(fā)研究

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1、直列四缸柴油機二階往復慣性力平衡機構開發(fā)研究 鄭忠法 鄭國世 〔東風汽康明斯發(fā)動機，湖北 襄樊 441004〕 【摘要】本文介紹了二階往復慣性力平衡機構在EQB140-11直列四缸四沖程柴油機上的試驗研究成果。證明二階往復慣性力平衡機構可以大幅度地降低直列四缸四沖程柴油機的振動和噪聲。 關鍵詞：二階往復慣性力 平衡機構 直列四缸四沖程柴油機 振動噪聲 Development research for inline four cylinders diesel engine with second order reciprocating balancer Zheng

2、Zhongfa, Zheng Guoshi (Diesel Engine Company of DongFeng Automobile Corp.Ltd., Xiangfan 441004, China) Abstract: This paper introduces the test results of inline four cylinders and four strokes diesel engine EQB140-11 with two shafts second order reciprocating inertial force balancer which can r

3、educe the engine vibration and noise satisfactorily. Key words: The second order reciprocating inertial force; Two shafts balancer; Inline four cylinders and four strokes diesel engine; Vibration and noise. 1、引 言 EQB140-11直列四缸柴油機裝配在EQ1061G系列載貨車及其變形車上，充分發(fā)揮了該柴油機的強勁動力，而且還表現(xiàn)出良好的經濟性，為此，EQ1061G系列載貨車受到

4、廣闊用戶的歡送和喜愛。但是，EQB140-11直列四缸柴油機應用于中型豪華客車時，那么出現(xiàn)了發(fā)動機本身振動稍大的現(xiàn)象，經過發(fā)動機懸置裝置傳遞到客車底盤上，給乘客帶來不愉快的感受。因此，有必要研究EQB140-11直列四缸柴油機的振動及其噪聲問題，使之降低到滿足中型豪華客車的使用要求。 2、平衡裝置開發(fā) 2.1 EQB140-11柴油機的根本參數(shù) 詳見表1。 表1 型 號 EQB140-11〔滿足歐1排放法規(guī)〕 額定功率/轉速〔kW/r/min〕 103/2600 最大扭矩/轉速〔N·m/r/min〕 450/1500 最低比油耗〔g/kW·h〕 210 缸徑×沖程

5、〔mm〕 102×120 總排量/氣缸數(shù)〔L〕 結構特征 直列、水冷、四沖程、直噴式、頂置二氣門 進氣方式 增壓空對空中冷 著火順序 1-3-4-2 曲柄排列 平面布置 旋轉方向〔前端看〕 順時針 低怠速〔r/min〕 750 高怠速〔r/min〕 2900 2.2 二階往復慣性力的來源 對于直列四缸四沖程曲柄平面布置的柴油機來說，根據(jù)內燃機動力學理論可知，發(fā)動機的二階往復慣性力自身不能平衡，發(fā)動機平衡特性系數(shù)高達4.0，在四沖程直列多缸柴油機中，二階往復慣性力的平衡特性系數(shù)最高。而對外不能平衡的二階往復慣性力是發(fā)動機本身產生低頻振動的主要原因之一。

6、 2.3 EQB140-11柴油機二階往復慣性力的平衡方法 2.3.1 EQB140-11柴油機的原始參數(shù) 往復運動質量： 活塞和活塞環(huán)總質量： 1.2 kg 活塞銷： 0.58 kg 連桿小頭當量質量： 0.58 kg 往復運動總質量：G=1.2+0.58+0.58 = 2.36 kg 活塞沖程： S=120 mm 曲柄半徑： R=60 mm 連桿長度： L=192 m 曲柄連桿比： λ 發(fā)動機額定轉速： n=2600 r/min 發(fā)動機角速度： ω=nπ/30=2600× 2.3.2 計算二階慣性力 往復運動質量慣性力計算公式，二階以上忽略：

7、 PQ=G/g*R*ω2*〔Cos+λCos2〕 翻開括?。?PQ= 其中： = G/g*R*ω2*Cos 為一階慣性力 = G/g*R*ω2*λCos2 為二階慣性力 二階往復慣性力的最大值為： P2max = G/g*R*ω2*λ2 =334.73 kg 從〔1〕式可見，各缸二階往復慣性力的相位相同，四缸同時到達最大。 二階往復慣性力與發(fā)動機振動噪聲的關系 從上面可以看出二階往復周期性變化的慣性力，單缸最大值到達334.73 kg。因為各缸二階往復慣性力的相位相同(四缸同時到達最大)，因此，四缸總共的最大值到達4×334.73 = 1338.92 k

8、g，在2600r/min時，垂直方向上將增加峰值振動加速度為1338.92/362 = 3.69 g(EQB140-11柴油機的濕重362 kg)，振動頻率為87 Hz，實測峰值振動加速度值是3.23 g，實測值較小的原因是由于在臺架上測功機的一局部重量加到發(fā)動機上，使臺架上測得的發(fā)動機加速度較理論值小。 由于二階往復慣性力的振動頻率小于100 Hz，其本身輻射的噪聲頻率低，所以其本身輻射的噪聲對發(fā)動機噪聲沒有奉獻〔或被其它噪聲淹沒〕；但由于二階往復慣性力導致的振動通過活塞敲擊氣缸體，從而使氣缸體輻射出高頻聲，同時通過曲軸傳遞給正時齒輪，使其輻射出齒輪敲擊高頻聲，以及通過凸輪軸使配氣機構輻射

9、出高頻聲等；可見二階往復慣性力的振動會導致發(fā)動機的噪聲增加。 2.3.4 平衡二階往復慣性力的方法 目前，消除四沖程直列四缸柴油機二階往復慣性力的方法是在發(fā)動機上直接增加雙軸平衡機構。因此，設計了3個方案：方案A，6平衡塊；方案B，8平衡塊；方案C，8平衡塊。上圖為6平衡塊和8平衡塊的示意圖。 3、整機臺架振動噪聲試驗結果與分析 將3個方案分別裝配到EQB140-11柴油機上，在發(fā)動機臺架上進行外特性試驗，同時測量氣缸體振動幅值。 3.1 整機垂直方向二階振動研究 EQB140-11柴油機垂直方向二階振動峰值加速度〔m/s2〕測試結果詳見表2和圖1。由此可知，在發(fā)動機額定轉速

10、時，方案A可以降低約50%的振動幅值；方案B可以降低約58%的振動幅值；方案C可以降低約59%的振動幅值。在發(fā)動機低速段1400r/min以下，方案A可以降低19%以上的振動幅值；方案B可以降低36%以上的振動幅值；方案C可以降低22%以上的振動幅值。綜合考慮，方案B在高速段和低速段降低垂直方向二階振動效果最好；方案C在中速段效果最好；而方案A的減振效果那么次于方案B和方案C。這說明雙軸平衡機構可以有效地降低垂直方向二階振動，8平衡塊比6平衡塊的減振效果好。 表2 〔單位：m/s2〕 發(fā)動機轉速 〔r/min〕 原 機 〔無平衡機構〕 方案A 〔6平衡塊〕 方案B 〔8

11、平衡塊〕 方案C 〔8平衡塊〕 1000 1100 1200 19 1300 1400 1500 1600 14 10 1700 2 1800 25 1900 2000 2100 13 2200 2300 27 15 2400 12 2500 2600 3.2 整機軸向二階振動研究 EQB140-

12、11柴油機軸向二階振動峰值加速度〔m/s2〕測試結果詳見表3和圖2。由此可知，在發(fā)動機額定轉速時，方案A使軸向二階振動幅值增加了64%；在1600r/min時增加了69%；但在1200 r/min時降低了41%。導致這種現(xiàn)象的原因是：6平衡塊平衡機構不能完全平衡4個氣缸產生的二階往復慣性力，而且平衡力與被平衡的二階往復慣性力不在同一條線上，從而產生了附加的軸向彎矩，使發(fā)動機的軸向二階振動在中高速段增加，而在1300r/min以下低速段，那么被平衡的二階往復慣性力仍然給降低軸向二階振動帶來好處。這一特性對于降低發(fā)動機本身產生的低頻振動是非常有用的。 表3 〔單位：m/s2〕 發(fā)動機

13、轉速〔r/min〕 原 機〔無平衡機構〕 方案A〔6平衡塊〕 1200 1300 1400 1500 1600 12 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600 3.3 整機橫向二階振動研究 EQB140-11柴油機橫向二階振動峰值加速度〔m/s2〕測試結果詳見表4和圖3。由此可知，在發(fā)動機額定轉速時，方案A可以降低約45%的振動幅值；在發(fā)動機低速段1400r/min以下，方案A

14、可以降低25%以上的振動幅值。比擬橫向二階振動曲線可知，6平衡塊雙軸平衡機構有利于降低整個發(fā)動機轉速范圍內的振動幅值。這對于降低發(fā)動機本身產生的低頻振動也是毫無疑問的。 表4 〔單位：m/s2〕 發(fā)動機轉速〔r/min〕 原 機〔無平衡機構〕 方案A〔6平衡塊〕 1200 1300 1400 1500 1600 1700 11 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600 3.4

15、整機噪聲研究 EQB140-11柴油機的整機噪聲測試結果詳見表5和圖4。由此可見，平衡機構在1700r/min以下降噪效果不明顯，在1700r/min以上降噪效果明顯，方案B在額定工況使發(fā)動機降噪1.5 dB〔A〕。 表5 一米聲壓級〔前〕dB〔A〕 發(fā)動機轉速〔r/min〕 原 機〔無平衡機構〕 方案A〔6平衡塊〕 方案B〔8平衡塊〕 1000 1100 1200 1300 1400 107 106 1500 106 106 1600 106 1700 1800

16、 1900 2000 1 2100 110 2200 2300 2400 108 2500 108 2600 4、整車匹配試驗結果與分析 EQB140-11柴油機匹配到EQ1074T5AD載貨車上進行了減振降噪驗證試驗，試驗數(shù)據(jù)詳見表6。由此可見，雙軸平衡機構和硅油減振器在整車上的減振降噪效果是比擬明顯的。由于整車上的振動加速度是10-1000 Hz范圍內的總和；而發(fā)動機上只是測量二階振動加速度，所以整車上的試驗結果和發(fā)動機上的試驗結果有差異。 表6 測試工程 車外加速噪聲 軸

17、向加速度 橫向加速度 垂直方向加速度 計量單位 dB〔A〕 m/s2 m/s2 m/s2 發(fā)動機工況 r/min 1000～2600 2600 2600 2600 無平衡機構 57 72 95 方案C+硅油減振器 48 48 58 減振降噪量 降噪1.8 dB〔A〕 減振16% 減振33% 減振39% 5、結 論 ⑴、雙軸平衡機構可以有效地降低直列四缸四沖程柴油機的二階往復慣性力的振動幅值。在EQB140-11柴油機上8平衡塊平衡機構在1000～2600 r/min之間可減小整機垂直方向36%～58%的振動量。 ⑵、在EQB140-11柴油機上8平衡塊比6平衡塊的減振效果好。 ⑶、在EQB140-11柴油機上軸向二階振動在中高速段偏大，說明本文描述的雙軸平衡機構有待進一步改良設計。 ⑷、雙軸平衡機構可以降低直列四缸四沖程柴油機的噪聲。在EQB140-11柴油機上整機及其匹配的EQ1074整車噪聲降低了1.5dB(A)。 參考文獻 1. 2. 3. ⒋ ⒌ ⒍ ⒎