带平衡轴三缸发动机平衡的研究
A Study on the Balancing of theThree-Cylinder Engine with Balance ShaftKwon-Hee Suh
Kia Motors Corp., Commercial VehicleR&D Center
Yoon-Ki Lee and Hi-Seak Yoon
Chonnam National University, Korea
摘要
对于曲轴相位为120度的三缸发动机，在三个气缸中平衡各气缸中不平衡惯性力的总和。然而，在1号缸和3号缸中产生的惯性力会对2号气缸产生一个主要力矩。为了消除这种不平衡力矩，在缸体上安装了一个单 平衡轴，从而进一步提高发动机的耐久性和乘坐舒适性。因此，必须对三缸发动机进行强迫振动分析，以满足早期设计阶段的要求。采用多体动力学仿真方法，提出了一种降低800cc三缸lpg发动机噪声和振动的方法。对三缸发动机的静态和动态平衡进行了分析研究。建立了三缸发动机的多体动力学模型，从其有限元模型中提取连杆、曲轴和平衡轴的惯性特性。在三种工况下（1500转/分满载、4000转/分满载和7000转/分空载）测量1号气缸内的燃烧压力，以激励发动机。通过实时振动分析，评估了三个发动机悬置轴上和不平衡轴处的振动速度。显然，带平衡轴的三缸发动机的振动能降低到可接受的水平。
前言
近年来，随着消费者对汽车性能的要求越来越高，汽车生产企业面临着提高安全性、舒适性和基本驾驶性能的环境。汽车的噪声和振动主要是由地面和动力装置的激励引起的。因此，为了改善发动机的nvh特性，需要综合的替代方案。
虽然大部分的地面激励通过悬架被消除，但是动力装置本身是噪声和振动的来源，因此需要对发动机机构进行动态分析。发动机的噪声和振动是由气缸内的燃烧压力和活塞和曲轴的运动引起的惯性力产生的。这些激振力使气缸体、气缸盖和曲轴等弹性部件振动。通常，发动机结构的弹性振动和曲轴的动态特性会降低振动水平和声音质量。因此，这些特性是低噪声发动机设计中的重要因素。
石原等人。建立了四缸前驱动发动机的有限元模型，提出了降低nvh和减轻重量的方法[1]。Lacy利用24阶阻尼强迫扭转振动程序研究了曲轴的弯曲振动、凸轮轴的运转和扭转振动、装有液压气门调节器的气门机构的动态特性以及刚体运动对发动机悬置的影响[2]。mayer和zeischka介绍了柔性多体动力学的基本理论及其在四缸四冲程发动机曲轴与缸体相互作用中的应用[3]。Heifetz和Marsh研究了降低单缸和多缸发动机惯性力产生的动不平衡的方法[4]。Park等人提出了降低四缸发动机二次激励的平衡轴设计准则和通过改变变速箱结构特性来降低发动机悬置处振动的方法[5]。Lee和Yeo研究了由曲轴的激励和旋转振动引起的发动机结构振动，并讨论了降低发动机NVH的方法[6]。还有，Cardinal等人。通过设计分析试验的重复过程，讨论了开发新发动机的可信过程[7]。
本文对三缸发动机的平衡问题进行了分析研究，通过实时振动分析，提出了降低发动机悬置振动的方法。提出了三缸发动机固有不平衡的基本理论和减小不平衡力矩的主平衡轴设计方法，并给出了实际工况下的振动实时分析程序。从发动机部件的有限元模型中提取其质量特性，通过施加各种约束条件，建立发动机的多体动力学模型。通过燃烧压力测量试验，找出了实时振动分析的激励条件。在1500rpm全负荷、4000rpm全负荷和7000rpmno负荷条件下，得到指示压力曲线（p-θ曲线），然后转化为燃气力。通过对三种工况下发动机悬置的实时振动分析，计算了有平衡轴和无平衡轴时发动机悬置的振动速度。通过对这些结果的fft分析，讨论了三缸发动机的nvh特性。
三缸机的平衡策略
多缸发动机的动平衡取决于旋转和往复质量是否满足静态和动态平衡（8、9、10）。因此，在三缸发动机的情况下，必须进行动态平衡的分析测量。
旋转平衡-三缸发动机的曲柄摆距为120度，如图1所示，四循环发动机的点火间隔为240度。以图1中2号气缸的中心为基准，考虑曲轴的旋转平衡。
曲轴的旋转力在等式（1）中是平衡的。
其中M0是旋转质量，R是曲柄的长度。
但是旋转力矩在等式（2）中是不平衡的。所产生的力矩作用于2号气缸的曲柄销的中心。
图1。三缸机曲轴的转动
往复式平衡——以1号气缸为参考气缸，研究活塞和连杆等往复质量引起的力和力矩平衡。由于1号气缸是参考气缸，2号气缸落后120度，3号气缸落后240度。如方程式（3）和（4）所示，1号气缸在任何曲柄角α处的一次和二次往复力的总和处于平衡状态。
式中，mp是往复质量，l是连杆的长度。
但一次和二次往复力矩仍不平衡，如方程式（5）和（6）所示。
因此，不平衡的初级和次级往复力矩仍然是作用在整个发动机上的主要倾覆力矩。
主平衡轴的设计-对于三缸发动机，不平衡的旋转质量使径向力朝向曲柄销的中心，并以与曲轴相同的速度和方向旋转。因此，不平衡的转动力矩是固有的，并通过在曲轴上安装配重来消除。
然而，由于只有50%的不平衡的主要往复力矩通过将配重连接到曲轴而消除，所以必须以相同的速度旋转相反方向的主平衡轴，以消除不平衡力矩的剩余部分。
图2用平衡重和平衡轴实现三缸发动机的旋转和往复平衡
图2显示了曲轴上配重（A）和主平衡轴上配重（B）的设计概念，以消除不平衡的旋转力矩和主往复力矩。
图2中曲轴上四个配重所需的质量矩由方程式（7）给出。
右边的第一个术语是转动平衡的质量矩，第二个术语是50%个往复平衡的质量矩。
此外，在平衡轴上平衡余量所需的质量余量在方程式（8）中找到。
实时振动分析
三缸发动机的实时振动分析的整个过程如图3所示。从运动部件的有限元模型中得到运动部件的质量特性，并通过对刚体施加各种约束和速度驱动，建立多体动力学模型。并进行了燃烧压力测量试验，将测量到的曲轴转角燃烧压力转化为燃烧气体力进行发动机振动分析。通过实时振动分析，计算了每个发动机悬置的振动速度，并对这些结果进行了FFT分析，讨论了具有平衡轴和不平衡轴的三缸发动机的NVH特性。
图3.发动机振动分析的流程图
多体动力学模型-三缸发动机的多体动力学模型由气缸体、曲轴、连杆、活塞、飞轮、平衡轴和底盘组成，如图4所示，并使用DADS的多用途动态分析代码（11）进行建模。利用MSC/NASTRAN〔12〕的商用有限元分析程序，从曲轴、连杆、活塞、飞轮、平衡轴等运动部件的惯性特性出发，从其有限元模型中提取出惯性特性。
由于三缸发动机被支承在三个位置，所以它使用具有六个刚度和阻尼系数的衬套力元件安装在底盘上。飞轮被约束在曲轴的托架接头中，曲轴连接在RSDA（旋转弹簧阻尼器致动器）元件中的气缸体上。曲轴和平衡轴采用套筒力元件安装在气缸体中，曲轴与平衡轴之间的相对约束以齿轮关节为模型，以相同的速度旋转，但在相反的方向上旋转。连杆的大端被约束在球形接头的曲轴上，小端被约束在万向节的活塞上，活塞被约束在平动接头的气缸体上。因此，通过施加相关约束和转速驱动条件，构造了六自由度的分析模型。
图4 三缸机多体动力学模型
燃烧压力测量试验-发动机振动主要由作用在气缸盖和活塞上的燃烧压力产生的往复惯性力引起。因此，在这项研究中，由测力计、发电机控制器、燃烧分析仪、燃烧压力传感器及其冷却系统组成的实验装置被用来测量燃烧压力（主激励源），如图5所示。试验发动机为800cc三缸LPG发动机，试验发动机规格见表1。
图 5.实验装置示意图
表1试验用发动机规格
试验测功机为水冷涡流式测功机，最大吸收功率75kw/8000rpm。燃烧压力传感器是一个压电式传感器（avl qc41b-e），安装在1号气缸盖中。该传感器的静电荷信号通过电荷放大器（AVL 3056A01）传输到数据采集系统。燃烧室的压力信号、曲轴转角标记器（360C/600型）的脉冲信号和TDC传感器的触发信号是燃烧分析仪（AVL iStkop 647）的输入。在燃烧分析仪中，通过对这些信号进行50个周期的平均，得到具有曲柄角的燃烧压力。数据测量规范见表2。
表2.数据测量规范
一般来说，分析多缸发动机平衡的最重要的操作条件是：由于气缸压力引起的振动的旋转速度最大化，产生最大扭矩的旋转速度，以及由于旋转和往复质量引起的惯性力的过速最大化。超速范围一般为额定速度的1.2～1.5倍。
本研究在1500转/分全负荷、4000转/分全负荷、7000转/分空载三种工况下进行了燃烧压力测试。图6显示了这些操作条件下指示的压力曲线。
图6.随曲柄角度变化的燃烧压力
分析条件和评估条件——1500rpm满载、4000rpm满载和7000rpm空载条件下测得的燃烧压力通过方程式（9）转化为燃烧气体力，作用在三个气缸上的燃烧气体力如图7所示。
式中θ表示曲柄角，d为气缸直径，pgas（θ）为带曲柄角的燃烧压力。
通过对每个活塞按点火顺序施加燃气力，计算出每个发动机悬置处的振动速度。此外，通过对这些振动速度的FFT分析，讨论了第一阶、1.5阶和第二阶不平衡分量对发动机NVH特性的影响。
图7.三个气缸内的气体力（短跑：满载1500rpm，实心：满载4000rpm，虚线：空载7000rpm）
结果讨论
在1500转/分的满载条件下，图8显示了带平衡轴和不带平衡轴的右前发动机支座处的振动速度。对于一阶部件（25Hz），有平衡轴和无平衡轴时的最大振动速度分别为29.4 mm/s和45.1 mm/s。在1.5阶部件（37.5Hz）的情况下，有平衡轴和无平衡轴的最大振动速度分别为38.2 mm/s和51.8 mm/s。对于二阶部件（50赫兹），带平衡轴和不带平衡轴的最大振动速度分别为15.5毫米/秒和30.0毫米/秒。结果表明，平衡轴与气缸体的连接显著降低了悬置处的振动水平。结果表明，由于燃烧压力的作用，悬置处的振动主要受扭矩反冲效应（1.5阶）的控制，曲轴的一阶和二阶部件对悬置处的振动也有影响。特别是当发动机悬置处的最大振动速度超过50 mm/s时，发动机的nvh特性可能恶化。如果发生这种情况，则必须将发动机支座移到扭矩反冲轴附近。
在400 0RPM满负荷条件下，在具有和不具有平衡轴的后发动机悬置处的振动速度如图9所示。在第一阶分量（67.7Hz）的情况下，有和没有平衡轴的最大振动速度分别为3.6mm／s和4.3mm／s。在1.5阶分量（100Hz）的情况下，有和没有平衡轴的最大振动速度分别为4.6mm／s和4.9mm／s。在第二阶分量（133.3Hz）的情况下，有和没有平衡轴的最大振动速度分别为0.9mm／s和1.1mm／s。悬置处的振动主要由1.5阶分量控制，但在50 mm/s以下的振动级要小得多，对发动机nvh特性的影响很小。
在7000转/分的空载工况下，图10中示出了带有和不带平衡轴的左前发动机悬置的振动速度。在第一阶分量（116.7Hz）的情况下，有和没有平衡轴的最大振动速度分别为7.4mm／s和87mm／s。在1.5阶分量（175Hz）的情况下，有和没有平衡轴的最大振动速度分别为0.3mm／s和3.0mm／s。在第二阶分量（23 3.3Hz）的情况下，有和没有平衡轴的最大振动速度分别为1.8mm／s和3.3mm／s。悬置处的振动主要由一阶元件控制，而1.5阶和2阶元件几乎不参与振动。这是由于旋转惯性力的增加，而不是发动机加速时的燃烧压力。并且由于振动级的量级在50毫米/秒以下比较小，发动机的nvh特性不会恶化。
Figure 8.满载工况下发动机右前悬置处的振动加速度
图9发动机后悬置处的振动速度（4000rpm满载）
Figure 10. 7000rpm空载时发动机左前悬置处的振动加速度
结论
三缸发动机的曲轴距被分开120度，四周发动机的点火间隔为240度。因此，在三缸发动机中固有的不平衡振动被诱发。主平衡轴连接到气缸体上，以减少这些不平衡的振动。本文分析了一次平衡轴的设计思想，并在实际工况下实现了对其进行实时振动分析。结论如下。
1.随着主平衡轴连接到气缸体，在1500转/满负荷条件下的振动水平降低到26.3%，在400 0rPM满负荷条件下的振动水平降低到6.1%，并且在7000 0rPM空载条件下的振动水平降低到14.9%。在三种工况下，发动机悬置振动明显隔离。
2.由于50%不平衡俯仰力矩转化为横摆力矩，发动机与一次平衡轴的刚体运动大大减少。
3.通过在实际工况下对多缸发动机进行实时振动分析，扩大了CAE（计算机辅助工程）的边界，使虚拟工程技术更加可靠。
REFERENCES
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