半浮式活塞销噪声产生的机理研究

左正兴， 刘宽伟， 向建华

(北京理工大学 机械与车辆学院， 北京 100081)



半浮式活塞销噪声产生的机理研究

左正兴， 刘宽伟， 向建华

(北京理工大学 机械与车辆学院， 北京 100081)

综合采用有限差分法和基于模态压缩法的多体动力学仿真方法对活塞连杆组进行了考虑活塞销轴承混合润滑的动力学分析. 研究了半浮式活塞销噪声的产生机理，并考察了活塞销轴承间隙、最大爆发压力、发动机转速对活塞销噪声的影响.结果表明：活塞销噪声主要来自于活塞销与连杆小头衬套间的碰撞，且活塞销噪声发生在其受到的活塞销座作用力方向的反转时刻附近；若活塞销轴承间隙越大、发动机转速越高，活塞销与小头衬套间的碰撞越激烈，活塞销噪声越大，最大爆发压力对活塞销噪声的影响很小.

内燃机；半浮式活塞销；多体动力学；混合润滑；噪声

活塞销连接副在工作过程中产生的噪声是间断的，主要来自于活塞的高频振动[1]. 活塞销噪声的频率范围为1～5 kHz，其对发动机低转速工况时的噪声贡献较大[2]. 随着车用发动机的强化程度不断提高，活塞销与连杆小头衬套的碰撞程度加剧，使得活塞销的噪声增大.因此，研究活塞销的噪声产生的机理及其影响因素对降低发动机低转速工况时的噪声有重要意义.

目前，对于活塞销噪声的研究多数偏向于实验研究. 然而，对活塞销噪声的数值研究很少，这主要是因为活塞销连接副是含油润滑的间隙机构，在进行活塞连杆组动力学分析时需要考虑活塞销轴承的润滑影响，这对建立一个合理的动力学模型带来了困难. 赵帅[3-5]等基于活塞销与衬套间隙的冲击函数模型和计算多体动力学的方法，研究了活塞销间隙对内燃机曲柄连杆机构动力学特性的影响，文中指出间隙的存在对该运动机构有显著影响且活塞的加速度在上下止点附近出现许多由碰撞产生的峰值，与文献[2]中的实验规律有较大的差异，这说明冲击函数模型不能较好地模拟活塞销和小头衬套间的相互作用.

文中综合采用有限差分法和基于模态压缩法的多体动力学仿真方法建立了考虑活塞销轴承混合润滑的柔性活塞连杆组动力学模型，重点分析了活塞销和小头衬套间的碰撞过程，由此得出了半浮式活塞销噪声的产生机理，继而考察了活塞销轴承间隙、最大爆发压力、发动机转速对活塞销噪声的影响，从而为活塞连杆组的工程设计提供理论基础.

1 基础理论与控制方程

由于活塞销和连杆小头衬套之间存在间隙，二者在发动机运转过程中会产生碰撞，由此形成活塞销噪声. 实验表明活塞销连接副的润滑状况对噪声的影响不可忽略. 因此，在研究半浮式活塞销噪声产生机理的过程中，需要同时考察活塞销连接副中不同部件间的运动关系及活塞销轴承的润滑状况.

1.1 活塞连杆组动力学模型

柔性体的动力学方程反映了柔性体大尺度的刚体位移和小尺度的线弹性变形，其广义坐标下的基于拉格朗日方程的控制微分方程为

(1)

建立柔性活塞连杆组动力学模型时，基于Guyan/Craig-Bampton方法对活塞、连杆、活塞销进行自由度缩减[4]，则方程(1)中的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵分别为

式中：i和r分别为节点内部自由度和保留自由度，自由度数由ni+nr缩减为nr.

在进行动力学分析前需要计算柔性体的模态，而模态的阶数比自由度数少很多.采用相应阶数的模态和自由度来代替内部自由度，其方程为

(2)

式中α=[α1α2… αj]T为相应j阶模态参与因子.

1.2 活塞销轴承混合润滑模型

在对活塞连杆组进行动力学分析时，赵帅等引入了活塞销与衬套间隙的冲击函数模型，但没有考虑润滑的影响.文中基于弹流润滑理论、平均流量模型及微凸峰接触理论建立了活塞销轴承混合润滑模型，该模型主要用于求解活塞销和连杆小头衬套间的相互作用力，包括油膜承载力、峰元承载力、流体摩擦力和峰元摩擦力.

活塞销轴承工作时承受交变载荷且长期处于混合润滑状态.文中采用引入了机油填充率和平均流量模型的扩展雷诺方程

(3)

式中：x和z分别为轴承展开周向和轴向坐标；η为润滑油动力黏度；γ为润滑油填充率；h为油膜厚度；v1和v2分别为轴颈和轴瓦旋转的线速度；φx和φz分别为x和z方向的压力流量因子；φs为剪切流量因子；σs为综合表面粗糙度.

求解方程(3)采用有限差分法，同时采用JFO质量守恒边界条件.

根据Greenwood/Tripp[6]理论，各向同性表面的峰元接触压力pa的计算公式为

(4)

(5)

(6)

式中：σ1和σ2分别为轴颈和轴瓦的表面粗糙度；ηs为粗糙表面的峰元密度；β为峰元曲率半径；E′为综合弹性模量；γ1和γ2分别为轴颈和轴瓦材料的泊松比；E1和E2分别为轴颈和轴瓦材料的弹性模量.

2 计算模型

文中的研究对象是某四冲程柴油机的活塞连杆组，其活塞销为半浮式活塞销，仅能相对小头衬套旋转.发动机转速为3 800 r/min；缸径/冲程/连杆长度为110 mm/110 mm/195.5 mm. 活塞销轴承参数见表1.

基于商业软件AVL EXCITE建立考虑活塞销

表1 活塞销轴承的结构参数与工作参数

轴承混合润滑的柔性活塞连杆组动力学模型，如图1所示. 由于活塞与半浮式活塞销采用过盈配合，因此，将二者视为一个柔性体并沿轴向方向缩减为15个节点.同时，连杆小头衬套上径向有7层，每层圆周上有40个节点，活塞销连接副的有限元模型与轴承模型如图2所示.由于RBE3耦合单元的添加不会引入额外刚度，因此对原活塞、连杆、活塞销的自由模态没有影响.

3 计算结果与分析

虽然活塞热变形、活塞型线、缸套变形、配缸间隙等因素对爆发冲程始点附近处的活塞横向加速度影响很大，即对活塞敲击噪声影响很大. 但是由文献[2]的实验结果可知，活塞销噪声发生时刻远离活塞敲击噪声的发生时刻. 因此，可以忽略这些因素对活塞销噪声的影响.由于活塞销噪声的发声体为活塞及连杆小头，二者碰撞的激烈程度能够在一定程度上表征活塞销噪声的大小，且文献[2]采用实验测得的振动加速度来表征活塞销噪声. 因此，将计算得到的活塞纵向振动加速度来表征活塞销噪声，由此探究了活塞销噪声的产生机理，继而考察了活塞销轴承间隙、最大爆发压力、发动机转速对活塞销噪声的影响.

3.1 活塞销噪声的产生时刻

通过数值求解考虑活塞销润滑的柔性活塞连杆组动力学模型，得到活塞的加速度变化曲线，如图3所示. 由于忽略了活塞在爆发冲程始点附近的横向敲击作用，图3中的活塞横向加速度曲线仅在远离爆发冲程始点处是比较准确的. 而这些时刻对应的活塞横向加速度几乎为0，这表明活塞销与小头衬套的碰撞力的水平分量很小，对活塞销噪声的贡献可以忽略. 然而，活塞的纵向加速度分别在80°CA和667°CA附近存在高频波动，这表明活塞销与小头衬套的碰撞力的竖直分量对活塞销噪声的贡献很大. 将活塞的纵向加速度变化曲线进行1～5 kHz带通滤波得到图4所示的曲线. 由图可知，活塞销的纵向振动加速度分别在69°～94°CA和651°～681°CA内有较大波动，波动峰值分别为2 057 m/s2和1 656 m/s2，分别对应80°CA和667°CA. 因此，在额定工况下，活塞销噪声主要发生在进排气冲程且进气冲程的噪声较大，每个工作循环存在两次，每次噪声持续期约为25°CA.

3.2 活塞销噪声的产生机理

针对图4中存在的两个波动区域，继而对活塞销噪声的产生机理进行深入研究. 图5为活塞销座对活塞销作用力的竖直分量变化曲线，由图可知，活塞销座对活塞销作用力的竖直分量分别在69°～94°CA和651°～681°CA产生波动，且其作用方向在这两个区域均发生反转. 对比图4和图5的两个波动区域可知，活塞销噪声发生在其受到的活塞销座作用力方向的反转时刻附近.

图6为活塞销相对于连杆小头衬套孔的轴心轨迹，由图可知，活塞销与小头衬套之间存在三种接触状态，分别为自由运动、冲击碰撞和持续接触. 对于自由运动状态，活塞销的偏心距均小于40 μm，活塞销在69°～79°CA内迅速由小头衬套顶部向下运动至底部，在651°～667°CA内迅速由小头衬套底部向上运动至顶部.对于持续接触状态，活塞销和小头衬套表面产生粗糙接触，使得活塞销的偏心距大于二者的半径间隙40 μm. 活塞销在79～651°CA内与小头衬套底部接触，最大偏心距为49 μm；活塞销在667°～69°CA内与小头衬套顶部接触，由于连杆小头顶部的刚度较低，在接触过程中变形较大，使得最大偏心距达到57 μm.

对比图6的自由运动区域与图4的波动区域可知，活塞销开始向衬套底部或者顶部运动时，相应承载区的油膜厚度均迅速变小，油膜刚度变化很大，使得活塞的纵向加速度产生高频波动，即活塞发生纵向高频振动，由此产生活塞销噪声.

图7和图8分别为文中数值计算得到的活塞销竖直方向的速度以及文献[2]的实验结果. 由图7知，文中计算得到的活塞销竖直方向的速度峰值分别为0.31 m/s和0.26 m/s，分别对应76°CA和663°CA，这比图3中活塞纵向振动加速度变化曲线的峰值时刻略微提前. 文献[2]的实验表明，当活塞销在运动过程中的最大速度为0.04 m/s时，活塞销经过足够长的时间从小头孔底部运动到顶部，没有与小头孔产生有效碰撞，因此没有产生活塞销噪声；而当活塞销在运动过程中的最大速度为0.13 m/s时，活塞销径直朝向对面的小头孔内壁运动并产生碰撞，由此产生活塞销噪声.

对比图7和图8可知，活塞销竖直方向的速度变化曲线均存在两个峰值，且二者对应的速度值和发动机气体压力值相差不大，但是二者出现的时刻相差较大，这主要因为文献[2]与文中的发动机的工况不同，气体压力变化曲线相差很大.这在一定程度上验证了文中数值计算模型的正确性.

图5～图8表明，活塞销噪声主要来自于活塞销与连杆小头衬套间的碰撞，活塞销噪声发生在其受到的活塞销座作用力方向的反转时刻附近，具体时刻与活塞的惯性力和气体压力密切相关.因此，不同发动机或者不同的工况，活塞销噪声发生的时刻不一样，但是通常远离最大气体爆发压力时刻.

3.3 活塞销噪声的影响因素

基于上述考虑活塞销轴承混合润滑的柔性活塞连杆组动力学模型，分别考察了不同活塞销轴承间隙、不同最大爆发压力和不同发动机转速对活塞销噪声的影响.活塞纵向振动加速度峰值反映了活塞销与小头衬套的碰撞激烈程度，因此，以下使用活塞纵向振动加速度峰值作为评价指标且重点考察图4中区域1和区域2的两个峰值，计算结果可为降低活塞销与小头衬套碰撞导致的活塞销噪声提供参考.

图9为不同活塞销轴承间隙对活塞纵向振动加速度峰值的影响规律，由图可知，活塞纵向振动加速度的两个峰值与活塞销轴承间隙的线性相关系数分别为0.99和0.96. 由此可知，活塞销轴承间隙越大，活塞销与小头衬套间的碰撞越激烈，活塞销噪声越大.因此，适当减小活塞销轴承间隙可降低活塞销噪声，但间隙过小会造成供油困难，影响润滑性能.

图10为不同最大爆发压力对活塞纵向振动加速度峰值的影响规律，由图可知，最大爆发压力对活塞纵向振动加速度峰值的影响很小.因此，可以认为最大爆发压力对活塞销噪声的影响很小.

图11为发动机不同转速下活塞纵向振动加速度峰值的变化曲线，由图可知，活塞纵向振动加速度的两个峰值与发动机转速的线性相关系数分别为0.98和0.99.由此可知，发动机转速越高，活塞销与小头衬套间的碰撞越激烈，活塞销噪声越大.然而，发动机转速较高时，活塞敲击等机械噪声也较大，使得活塞销噪声反而相对并不明显.同时，活塞纵向振动加速度峰值2始终比峰值1要小且随发动机转速变化较快.由图推知，当发动机转速足够低即处于某种低转速工况时，活塞纵向振动加速度峰值2很小，即活塞销与小头衬套间不会形成有效碰撞，此时活塞销噪声仅发生在吸气冲程，这与文献[2]和文献[5]的实验结果吻合.

4 结 论

活塞销噪声主要来自于活塞销与连杆小头衬套间的碰撞，碰撞力的竖直分量对活塞销噪声的贡献很大，水平分量可忽略.

活塞销与连杆小头衬套碰撞过程中，活塞的纵向加速度产生高频波动，即活塞发生纵向高频振动，由此产生活塞销噪声.

活塞销噪声发生在其受到的活塞销座作用力方向的反转时刻附近，具体时刻与活塞的惯性力、气体压力密切相关.不同发动机或者不同的工况，活塞销噪声发生的时刻不一样，但是通常远离最大气体爆发压力时刻.额定工况时，活塞销噪声主要发生在进排气冲程且进气冲程的噪声较大，每个工作循环存在两次，每次噪声持续期约为25°CA.

活塞销轴承间隙越大、发动机转速越高，活塞纵向振动加速度峰值越大即活塞销与小头衬套间的碰撞越激烈，活塞销噪声也越大，而最大爆发压力对活塞销噪声的影响很小.

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[3] 赵帅，唐斌，唐运榜，等.计及活塞销间隙的内燃机曲柄连杆机构动力学分析[J].振动与冲击，2013，32(4):133-137.

Zhao Shuai， Tang Bin， Tang Yunbang， et al. Dynamic analysis for a crank and connecting rod mechanism in an internal combustion engine with piston-pin clearance[J]. Journal of Vibration and Shock， 2013，32(4):133-137. (in Chinese)

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(责任编辑：孙竹凤)

Study on the Mechanism of Semi-Floating Piston Pin Noise

ZUO Zheng-xing， LIU Kuan-wei， XIANG Jian-hua

(School of Mechanical Engineering， Beijing Institute of Technology， Beijing 100081， China)

The dynamic characteristics of a piston-connecting rod system was analyzed considering mixed lubrication of the piston pin bearing. The analysis method synthetically made use of the finite difference method(FDM)and the multi-body dynamic (MBD) method based on mode compression. Based on these methods, the mechanism of producing noise in semi-floating piston pin was studied. The effects of the piston pin bearing clearance, the maximum explosion pressure, and the engine speed on the piston pin noise were also analyzed. The results show that the piston pin noise is caused by the impact between piston pin and connecting rod small end bush, and the piston pin noise occurs at the time when the direction of the force on the piston pin bores reversed. A bigger piston pin bearing clearance or a higher engine speed can result in a greater piston pin noise. However, the maximum explosion pressure has little effect on the piston pin noise.

IC engine; semi-floating piston pin; multi-body dynamic; mixed lubrication; noise

2014-09-05

国家自然科学基金资助项目(51275043，51575045)

左正兴(1963—)，男，教授，博士生导师.

向建华(1975—)，男，副教授，硕士生导师，E-mail:xiangjh@bit.edu.cn.

TK 422

A

1001-0645(2016)05-0458-06

10.15918/j.tbit1001-0645.2016.05.004