配缸間隙對活塞敲擊噪聲和二階運動的影響研究-浙大景國璽等

1、配缸間隙對活塞敲擊噪聲和二階運動的影響研究景國璽 1，（1. 浙江大學(xué)車輛工程1，曾2，2，2，杭州；2. 江鈴汽車，南昌）摘要：用戶抱怨某柴油發(fā)在低轉(zhuǎn)速時活塞敲擊噪聲較大，為此利用Glide對該發(fā)活塞二階運動和敲擊噪聲進(jìn)行了深入的研究，為降低活塞敲擊噪聲提供了重要依據(jù)。：活塞；二階運動；敲擊噪聲主要：AVL Glide1. 引言活塞敲擊是一種常見的 NVH 現(xiàn)象，直接影響客戶的滿意度?；钊脫粼肼曂ǔＴ谲囕v低轉(zhuǎn)速低負(fù)荷和冷啟動時較為明顯，一般在發(fā)加速過程中敲擊噪聲隨之變大。 影響活塞敲擊噪聲的很多，如發(fā)整機(jī)尺寸、發(fā)強(qiáng)化程度、活塞結(jié)構(gòu)設(shè)計、活塞型線、配缸間隙、缸套變形等。在其它參數(shù)一定的情況下

2、，配缸間隙和活塞型線設(shè)計對敲擊噪聲影響頗大。活塞對氣缸壁的敲擊通常是內(nèi)燃機(jī)最大的機(jī)械噪聲源。由于活塞與氣缸壁之間存在有間隙，而作用在活塞上的氣體壓力，慣性力呈周期性變化，這使得活塞對氣缸壁的側(cè)推力也呈兩邊反復(fù)作用的特性，使活塞在一個工作循環(huán)中不斷地由一側(cè)接觸，變換為與另一側(cè)面相接觸，產(chǎn)生了活塞對于缸壁的不斷敲擊現(xiàn)象。這種周期性的敲擊除了產(chǎn)生敲擊噪聲以外，其主要的噪聲來源于，敲擊使缸套和機(jī)體發(fā)生振動，經(jīng)過傳遞到達(dá)內(nèi)燃機(jī)外表面后，由外表面的振動而輻射出噪聲。其圖 1 所示。機(jī)理如圖 1 活塞敲擊噪聲途徑圖 2 總體分析流程本文利用 AVL Glide對該發(fā)活塞二階運動和敲擊噪聲進(jìn)行了深入研究，為確

3、定合理配缸間隙的確定提供了重要依據(jù)。2. CAE 模型建立及邊界條件確定CAE 仿真分析流程如圖 2 所示。分析工況為 1000rpm、1800rpm、2600rpm 和 3600rpm 轉(zhuǎn)速滿負(fù)荷工況。2.1 發(fā)性能仿真分析通過 BOOST性能進(jìn)行了模擬，得到了缸內(nèi)平均溫度等邊界條件。如圖 3 為仿真對發(fā)分析模型及部分結(jié)果，圖 4 為缸內(nèi)燃?xì)鉁囟群蛽Q熱系數(shù)曲線。圖 3 BOOST 仿真分析模型及模型校驗TemperatureHeatTransCoeff220020001800160014001200100080060040020060001000 rpm1800 rpm1000 rpm500

4、02600 rpm3600 rpm1800 rpm2600 rpm40003600 rpm3000200010000090180270CR360450540630720090180270CR360450540630720ANGLEdegANGLEdeg圖 4缸內(nèi)燃?xì)鉁囟燃皳Q熱系數(shù)曲線2.2 活塞及缸套溫度場分析不同轉(zhuǎn)速下，活塞 ATS 側(cè)溫度和半徑熱變形量如圖 5 所示。缸套 ATS 側(cè)溫度和熱變形量如圖 6所示。圖 5 活塞 ATS 側(cè)溫度及熱變形量圖 6 缸套ATS 側(cè)溫度及熱變形量2.3 缸套安裝變形缸套安裝變形對活塞二階運動、活塞環(huán)動力學(xué)及機(jī)油消耗有著重要的影響。一般分析時僅考慮靜態(tài)安

5、裝變形。缸套安裝變形一般通過實驗測量或數(shù)值計算得到。本文采用實驗數(shù)據(jù) ，其徑向變形和縱向變形如圖 7 所示。圖 7 缸套安裝變形圖2.4 冷熱態(tài)配缸間隙分析圖 8 圖 9 分別為 1000rpm 和 3600rpm 滿負(fù)荷時冷熱態(tài)半徑配缸間隙圖。從圖 8 可以看出，在熱態(tài)下（紅色），活塞與缸套在 BDC 左右發(fā)生，由于工作時活塞與缸套為彈性體，會發(fā)生彈性變形，少量過盈是允許的。從圖 9 可以看出，活塞與缸套在 TDC 左右半徑間隙較大，活塞換向時將引起較大的敲擊噪聲。可見低轉(zhuǎn)速低負(fù)荷時，配缸間隙較大，高轉(zhuǎn)速高負(fù)荷時配缸間隙較小，這一現(xiàn)象主要由于發(fā)功率的和強(qiáng)化引起，因此，冷態(tài)配缸間隙太小，高負(fù)荷

6、時熱態(tài)配缸間隙過小導(dǎo)致摩擦損失增加，反之，導(dǎo)致低轉(zhuǎn)速低負(fù)荷時敲擊噪聲過大，配缸間隙的確定需要考慮多方面TemperatureKHTCW/(m2.K)的。工程中配缸間隙的確定時，一般先進(jìn)行“最小間隙下拉缸試驗”，通過此試驗后再進(jìn)行“高溫拉缸試驗”，以確定最終的配缸間隙。圖 8 3600rpm 時半徑配缸間隙圖圖 9 1000rpm 時半徑配缸間隙圖3. 活塞敲擊噪聲分析活塞敲擊能是活塞橫向運動動能和擺動動能的綜合體現(xiàn)，反映了活塞敲擊缸套的狀況。從圖 10可以看出，活塞動態(tài)敲擊能出現(xiàn)在最大爆發(fā)壓力時刻左右，其它峰值出現(xiàn)在活塞換向時刻。圖 10 各轉(zhuǎn)速下活塞敲擊能與配缸間隙的關(guān)系圖 11 各轉(zhuǎn)速下活

7、塞最大敲擊能與配缸間隙的關(guān)系最大敲擊能能夠反映活塞敲擊噪聲狀況。從圖 11 可以看出，在相同配缸間隙下，低轉(zhuǎn)速下最大敲擊能較大，明顯高于高轉(zhuǎn)速下。這正是該發(fā)為何低轉(zhuǎn)速時敲擊噪聲大的原因，由此可見，通過減小配缸間隙可以達(dá)到降低低轉(zhuǎn)速敲擊噪聲的目的。4. 活塞動力學(xué)特性分析配缸間隙不但影響活塞敲擊噪聲，還對活塞動力學(xué)特性有重要影響。由于活塞動力學(xué)結(jié)果較多，在此僅對活塞與缸套徑向接觸力進(jìn)行分析。從圖 12 可以看出，高轉(zhuǎn)速高負(fù)荷時接觸力遠(yuǎn)高于低轉(zhuǎn)速，在同一轉(zhuǎn)速下，接觸力隨著配缸間隙的增大而減小。圖 12 活塞與缸套徑向接觸力隨配缸間隙變化曲線從圖 13 摩擦損失與配缸間隙的變化曲線可以看出，同一配缸間隙下，高轉(zhuǎn)速對應(yīng)摩擦損失較大，因此配缸間隙太小，高轉(zhuǎn)速時摩擦損失急劇增加。綜合以上各種，半徑配缸間隙減小 5um 較為合理，如圖 14 所示，配缸間隙較小后，1000rpm 工況下活塞最大敲擊能降低了約 22%。圖 13 摩擦損失與配缸間