通用小型汽油機振動性能及其生產一致性影響因素分析

劉勝吉 ，孫 健 ，李志丹 ，王 建 ，劉 偉

(1.江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇 鎮江 212013；2.中國一拖集團有限公司，洛陽 471000)

通用小型汽油機作為農林植保機械、小型農機具、園林機械、發電機組、建筑機械、舷外機等的主要動力，近年來在我國發展迅速。自加入WTO后，我國小型汽油機的年產量從2001年的56萬臺左右已躍升至2011年的2300萬臺以上[1]，產量僅次于美國。雖然我國已成為通用小型汽油機的主要生產基地，但是絕大部分產品都是參照國外產品開發的，產品綜合性能與國外同類產品相比還存在著較大差距，且產品性能的一致性和可靠性較差。內燃機十二五規劃中已將發展低排放、低能耗的通用小型汽油機作為行業的重點發展產品[2]，產量的不斷增加、用戶對產品性能要求提高，振動問題正成為繼安全、排放之后，產品出口的又一技術壁壘，但由于振動尚不是美國、歐盟等國的強制性指標，目前研究工作尚少，因此對通用小型汽油機振動開展研究已迫在眉睫。

通用小型汽油機振動主要與往復慣性力的平衡量有關，單缸小型汽油機功率較小，機動性好，結構相對簡單，缸徑70 mm以下汽油機多采用無軸平衡、用加大曲軸平衡塊來部分平衡往復慣性力。為減小振動，國內外在較小缸徑單缸內燃機上采用加裝單軸平衡的方案[3]，新型滑塊平衡機構[4-5]、添加固體摩擦減振器[6]、使用雙火花塞[7]等技術措施，但整機結構改動較大；應用現代試驗和模擬方法對內燃機振動影響因素也已開展了大量的研究，如運動件間隙變化[8]、活塞運動對機體敲擊對振動的影響等[9]，但針對小型汽油機運動件的結構特性進行分析，探索降低小型汽油機振動的方法的研究未見報道，本文以168F汽油機為研究對象，試驗與模擬計算結合，從通用小型汽油機結構特性入手，分析得出通過設計和生產控制來降低整機振動的措施。

1 試驗對象及測試系統

1.1 168F汽油機主要參數介紹

168F汽油機作為我國產量大、用途廣的通用小型汽油機，采用無軸平衡方式平衡往復慣性力，是缸徑70 mm以下汽油機的典型代表，對168F汽油機進行振動性能研究有助于分析其它相似結構的汽油機的振動。168F汽油機的主要參數如表1所示。

表1 168F汽油機的主要參數

1.2 試驗臺架及測試系統介紹

按照國家標準GB/T10398《小型汽油機振動評級和測試方法》[10]要求制作了通用小型汽油機振動試驗專用試驗平臺，其具體結構如圖1所示。

圖1 小型汽油機振動試驗平臺

振動測點布置在平板的X、Y軸上，并關于平板中心對稱，測點個數為四個。圖1中1、2、3、4為測點位置，每個測點安裝有3方向的加速度傳感器來拾取X、Y、Z三個方向上的振動信號，經過電荷放大器后振動信號接入TDS 3034C數字示波器，此示波器將加速度信號轉為速度信號并可直接讀取振動速度的最大均方根值，即可得出GB/T10398考核的振動烈度值。試驗時要將傳感器與平板通過螺紋緊密連接，試驗要求傳感器、電荷放大器形成的測試系統的輸入阻抗必須滿足測量的要求，否則會對結果造成很大影響。試驗所使用的168F汽油機的質量m為13.6 kg，平板及其附件質量為173 kg，汽油機平板系統質量M為189.6 kg。在圖1的試驗裝置中R為200 mm，S為345 mm，平板寬度B為700 mm，平板高度H為28 mm，汽油機尺寸為寬185mm、高220mm，形心至曲軸中心線距離為20mm，曲軸中心線至X軸距離為105 mm，彈簧的剛度為37 567 N/m。168F汽油機樣機的振動試驗結果見圖7。

圖2 168F小型汽油機振動測試仿真模型

2 振動測試仿真模型的建立及邊界條件的確定

2.1 振動測試仿真模型的建立

運用工程軟件ADAMS建立了與國家標準要求一致的振動試驗平臺及測試系統模型，如圖2(a)圖所示。汽油機、平板和彈簧組成了多自由度的振動系統。振動測點布置在平板的X、Y軸上，并關于平板中心對稱，測點個數為四個。圖2(a)中平板上4個綠色的mark點即為測點1、2、3、4的位置，汽油機主軸頸的受力與激振力直接加載在曲軸回轉半徑的中心處，活塞側向力的加載在模型中作了簡化(圖2(b))，由于活塞在工作中為往復直線運動，因此加載時在模型上作出一個運動質量點，使得其運動規律與活塞運動規律相同。仿真結束后，在ADAMS軟件的后處理程序ADAMS/PostProcessor測量欄中選中mark1、mark2、mark3、mark4點即測點1、2、3、4的X、Y、Z三個方向的振動速度，振動速度的波形即可顯示出，再點擊Plot tracking數據處理按鈕，軟件即可幫助算得該振動波形的RMS值大小，即為該振動速度波形的均方根值[11]。

圖3 168F汽油機曲柄連桿機構裝配實體模型

2.2 邊界條件的確定

168F汽油機的振動主要是由活塞側向力、主軸頸處受力以及激振力F共同引起，活塞側向力、主軸頸的受力通過曲柄連桿機構的仿真模擬計算出，圖3所示為曲柄連桿機構Pro/E實體模型。用專用接口模塊MECH/Pro導入到ADAMS/view環境下，添加約束。對曲軸施加不同的角速度，并在活塞頂部加載示功圖采集得到的壓力隨時間變化曲線，得到活塞側向力以及主軸頸處的受力。圖4所示為空載3 600 r/min下的活塞側向力，主軸頸Z方向與X方向上的分力與此類似。

圖4 活塞側向力

圖5 168F汽油機結構簡化模型和受力分析

圖5是168F汽油機的結構簡化模型和受力分析，氣缸斜置25°布置，F1為曲柄連桿機構往復運動質量產生的往復慣性力在氣缸中心線上，曲軸采用過量平衡的方法，平衡塊質量平衡掉了全部的旋轉慣性力后仍有旋轉離心力F2，F2在氣缸中心線上的分力F22與F1作用產生合力F3(M為F22平移所產生的力矩)，F21平移到O點的力(M1為F21平移所產生的力矩)與F3所產生的合力F即為發動機的激振力。

通過Pro/E可求得活塞組(包括活塞、活塞環和活塞銷以及擋圈)的質量mk、曲軸質量mC，曲軸質心至旋轉中心距離ρ，通過連桿質量換算求得小頭質量m1，得出往復運動件質量mA=mk+m1，連桿大頭的質量即為旋轉運動件質量mB。設OB與X軸正向的夾角為α，r為曲柄半徑，w為旋轉角速度，FC為曲軸整體旋轉時產生的離心慣性力，則激振力F及其在X和Y方向上的分力計算過程如下：

F1=mArw2cosφ;FB=mBrw2;

FC=mCρw2;F2=FC-FB;

F22=F2sin(65-α);

F21=F2cos(65-α);F3=F1-F22

FX=F1cos25°-F2cosφ;FY=F1sin25°+F2sinα

由此得出不同曲軸平衡塊厚度尺寸偏差及不同曲軸平衡塊外圓尺寸偏差下的激振力在X、Y方向的分力，圖6所示為原機激振力在X方向上的分力，對應到仿真模型上即為Y方向上的分力，激振力在Z方向上的力與此類似得出。

圖6 激振力F在X方向上的分力隨曲軸轉角的變化規律

3 試驗結果及仿真分析

3.1 模擬結果的試驗驗證

按照國家標準GB/T10398，通用小型汽油機振動評價是在試驗平臺上測試標定轉速、空載運行時的振動結果，并按標準限值給出通用小型汽油機振動等級。168F汽油機標定轉速為3 600 r/min，但為了驗證該振動測試仿真模型的正確性，試驗時汽油機分別運行于1 800、2 200、2 500、2 800、3 200、3 600、4 000 r/min的空載工況，待運行工況穩定后分別進行各測點的振動測量，同時用圖2所示的模型進行相應條件的模擬，并將模擬結果與試驗結果進行對比，其結果如圖7所示。為提高比對精度，對試驗樣機的運動件質量和重要尺寸實際測量并作為計算的初始參數。

圖7 168F汽油機當量振動烈度試驗與模擬結果對比

由圖7可知兩者變化趨勢基本一致，3 600 r/min 時汽油機試驗當量振動烈度結果為58.4 mm/s，模擬計算結果為57.6 mm/s，模擬結果能滿足工程分析要求。

通用小型汽油機的活塞、連桿用鋁合金鍛造，特別是連桿大、小頭內均無軸(套)瓦，致使運動質量大幅度變輕，往復慣性力較小，往復慣性力的平衡考慮到機器的結構緊湊、可移動性好，缸徑70 mm以下的汽油機機型多采用無軸平衡方式，用曲軸平衡塊的質量平衡全部旋轉慣性力和部分往復慣性力，往復慣性力一般平衡量不大于50%，在實際生產中不同機型的設計平衡量在30%～50%，如168F汽油機往復慣性力平衡量經計算得出為45.1%，但出廠試驗和商品驗收時，讓不固定安裝的汽油機空載運轉時發現振動差異很大，專項試驗也說明振動性能的生產一致性差[12]，經過分析我們認為此類汽油機運動件結構特性使往復質量小，曲軸平衡塊的參數及尺寸誤差可能會對往復慣性力的平衡結果產生較大變化，為此在驗證了計算模型的可靠性后我們進行了變參數計算分析及振動模擬。

3.2 曲軸平衡塊厚度尺寸偏差對整機振動的影響

應用圖2模型，模擬了曲軸平衡塊厚度尺寸的變化對平衡性及振動性能的影響，表2所示為原始標稱尺寸、原始尺寸減0.5 mm、原始尺寸加0.5 mm時的情形，曲軸平衡塊厚度方向一般為毛坯不機械加工，表2的模擬參數能在生產中控制。

表2 曲軸平衡塊厚度尺寸及其偏差對當量振動烈度的影響

由表2知，曲軸平衡塊厚度尺寸偏差對整機平衡量和振動性能的影響不大。當其它條件不變，168F汽油機曲軸平衡塊厚度值由原始尺寸減0.5 mm變化到原始尺寸加0.5 mm時，往復慣性力的平衡量從42.8%增大到47.3%，變化僅為4.5%；整機當量振動烈度變化為10.3 mm/s，說明生產中即使厚度尺寸為毛坯尺寸對汽油機振動性能的影響也是不大的。

3.2 曲軸平衡塊外圓尺寸偏差對整機振動的影響

曲軸圖樣中平衡塊外圓基本尺寸為42 mm，但由于加工工藝存在差異，曲軸平衡塊外圓目前有不同成型方法。有不加工的鍛件和鑄件毛坯，還有鍛件或鑄件毛坯但平衡塊外圓要求加工，尺寸是自由公差的曲軸。曲軸成型方法不同，合格產品平衡塊外圓實際尺寸差異較大，因此相應曲軸的質量和質心位置不同，導致過量平衡量不同，造成整機振動性能也不同。試驗樣機168F汽油機曲軸材料為40 Cr，毛坯為鍛件，圖紙上曲軸平衡塊外圓是不加工的。為了得到曲軸平衡塊偏差對整機振動的影響，分別對鍛件毛坯未加工和加工后的曲軸平衡塊外圓尺寸的過量平衡量進行計算，進行不同曲軸平衡塊外圓尺寸下的168F通用小型汽油機的模擬振動測試，其結果如表3所示。

表3 曲軸平衡塊外圓尺寸偏差對當量振動烈度的影響

由此可知曲軸平衡塊外圓尺寸對整機振動影響很大。鍛件毛坯在沒有經過機械加工的情況下，其尺寸極限偏差可引起約26%的平衡量變化，在42+1.5 mm時，其平衡量過大為62.34%，這會導致轉移到水平方向的往復慣性力過大，引起發動機橫向振動加大使整機當量振動烈度變大，在42+1.5 mm時達到102.8 mm/s，在42-0.7 mm時為94.1 mm/s，均處于國標中C級較差級別。但是鍛件毛坯經過加工后的尺寸極限偏差對其平衡量只有約4%的影響。整機當量振動烈度分別為63.4mm/s和71.3mm/s，處于國標中C級較好級別，而且整機當量振動烈度只有大約7%的變化。這是由于活塞、連桿的材料為鑄鋁，密度僅為2.7 g/cm3，密度較小，且連桿特有的結構設計使往復質量較輕，而曲軸材料為40Cr，密度為7.85 g/cm3，質量較重，因此曲軸平衡塊外圓尺寸的微小變化都會引起平衡效果的很大變化。由表亦知，若曲軸平衡塊外圓不經過機械加工，同一批次的汽油機，當曲軸平衡塊外圓尺寸為42.43 mm時，此時平衡量為50%，其整機當量振動烈度只有56 mm/s。實際生產中，曲軸的平衡效果最差的表1中序號1是平衡效果最好的序號6的汽油機整機當量振動烈度的1.8倍，振動烈度在56.0～102.8 mm/s變化，產品振動的生產一致性很差。如果對曲軸平衡塊外圓尺寸要求須機械加工，設定為一般公差的f級要求(表2中序號3、4)，生產的汽油機整機振動烈度在63.4～71.3mm/s變化。此時同一批次汽油機整機當量振動烈度最大變化量僅為11.7%，生產一致性得到了控制。將往復慣性力平衡量優化到50%，曲軸平衡塊外圓尺寸為42.43 mm，公稱尺寸(表3中序號0、6)的整機當量振動烈度下降了14.5 mm/s，較原機下降了近26%，因此，168F汽油機曲軸平衡塊外圓尺寸為42.43 mm，機械加工要求為一般公差中的f級時，其整機振動烈度在56.0～64.1mm/s變化，其整機振動較原機可明顯減小，振動性能的生產一致性能得到保證，且機械加工的f級公差要求是容易達到的。

上述分析表明無軸平衡的通用小型汽油機在產品設計及制造階段對其結構和工藝進行改進，在產品生產成本增加很小的情況下，能明顯降低整機振動，達到減振降噪、提高產品可靠性的目的。分析計算結果已被企業采用，生產的168F汽油機振動性能明顯改善。

4 結 論

(1)通用小型汽油機活塞、連桿都采用鋁合金材料，特別是連桿大小頭內無軸套(瓦)，汽油機的往復運動質量小，曲軸平衡塊外圓尺寸微小偏差會造成整機往復慣性力平衡量值的較大變化，對整機振動性能影響較大。曲軸平衡塊外圓尺寸需機械加工控制公差才能使這類小型汽油機的振動性能改善，并能有效地控制生產的一致性。

(2) 應用工程軟件對168F通用小型汽油機進行仿真振動測試，原機不同曲軸平衡塊外圓設計尺寸，使整機當量振動烈度從56.0到102.8 mm/s變化。優化計算得出168F汽油機曲軸平衡塊外圓尺寸為42.43 ±0.15 mm時，往復慣性力平衡量值變化能控制在5%以內，整機當量振動烈度在56.0～64.1 mm/s范圍，優化后整機振動顯著改善、生產一致性得到了有效的控制。

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