大配缸間隙活塞外圓型線對發動機NVH性能的影響

楊滿盈, 謝艷才, 戴笠, 孫玉香

華域科爾本施密特活塞有限公司,上海 201814

0 引言

發動機運行過程中,活塞在氣體壓力、慣性力作用下的運動包括:上下往復的直線運動,即一階運動;在垂直于活塞銷的平面內的徑向運動和繞活塞銷的擺動,即二階運動[1-2]。為減少發動機系統摩擦損失,越來越多的主機廠將活塞的配缸間隙由30 μm提升至60 μm以上,甚至達到100 μm。但是隨著配缸間隙的增加,活塞二階運動更加劇烈,導致發動機噪聲、振動、聲振粗糙度(noise vibration harshness,NVH)[3]性能下降。在實際開發過程中,進行大配缸間隙發動機的冷起動試驗時,活塞敲缸的概率更高。運用動態分析軟件優化活塞外圓型線是解決敲缸問題最經濟可行的途徑。

文獻[4-7]建立了活塞裙部與缸套間的混合潤滑模型,對比分析直線形和中凸形裙部縱向型線對裙部混合潤滑特性的影響,結果表明,中凸型線可以使活塞在上行和下行沖程中均能形成雙向油楔,減小活塞的二階運動和摩擦功率。目前關于大配缸間隙下活塞外圓型線對發動機NVH性能影響的研究較少。

某活塞實際應用中噪聲較大,基于已有的活塞設計經驗,運用專業的活塞動態分析軟件PIMO3D建立彈性流體動力學模型,分析冷起動狀態下,配缸間隙為80 μm的活塞外圓型線對發動機NVH性能的影響,為大配缸間隙活塞外圓型線的設計提供參考。

1 動態分析模型及邊界條件

1.1 活塞分析模型

PIMO3D是專業的活塞動態分析軟件,計算過程主要考慮活塞與缸套之間的潤滑油膜厚度、表面粗糙度、活塞型線等特性,采用彈性流體動力學模型定義活塞裙部與缸套接觸,建立接觸面的雷諾微分方程,分析不同曲軸轉角下的油膜分布、厚度和壓力,進而計算缸套振動。

建立活塞彈性流體動力學模型,包括活塞、活塞銷、連桿、缸體,這些組件均為彈性體,并考慮變形與振動;活塞-缸套、活塞-活塞銷、活塞銷-連桿之間為面面接觸[8]。由于活塞前后端對稱,因此僅對其一半進行分析。在前處理軟件Medina中對模型進行網格劃分,由于需要定義接觸,將活塞銷-活塞銷孔、活塞外圓-缸套、活塞銷-連桿之間的網格設置為六面體網格,其他部分均設置為四面體網格?；钊麆討B分析網格模型如圖1所示。

圖1 活塞動態分析網格模型

1.2 活塞材料

活塞采用自主開發的鋁合金材料1275,密度為2.7 t/m3,彈性模量為80.162 7 GPa,泊松比為0.327 795,熱導率為0.135 4 W/(mm·K),熱膨脹系數為1.93×10-5K-1。

1.3 缸內壓力曲線及缸套變形

發動機怠速轉速為1 000 r/min,怠速轉矩為50 N·m。實際噪聲工況,即怠速工況下測得的缸內壓力曲線如圖2所示。

圖2 怠速狀態下缸內壓力曲線 圖3 缸蓋裝配預緊力狀態下的缸套變形

活塞二階運動主要受活塞與缸套之間間隙的影響,因此選擇冷起動狀態下進行大配缸間隙活塞的冷態敲擊NVH分析,不考慮活塞和缸套的熱變形,活塞的外圓形狀只受外圓型線影響,此時缸套變形只受缸蓋裝配預緊力的影響,活塞與缸套間的間隙最大,NVH分析結果更為精確。缸蓋裝配預緊力作用下的缸套變形如圖3所示。

由圖3可知:由于受到缸蓋裝配預緊力的作用,活塞上半部分變形較為明顯,特別是距離活塞頂面30 mm處的變形最大,為10 μm,該位置是活塞到達上止點后換向至主推力側的接觸位置,對活塞的二階運動及活塞的裙部敲擊影響較大。

1.4 缸套振動速度級

在壓縮沖程階段,活塞副推力側裙部上端緊貼著缸套向上運動,到達上止點后,運動方向改變,由副推力側向主推力側轉變,在爆壓、銷孔偏位、連桿角度等因素的影響下,活塞沿銷孔軸線轉動,主推力側裙部下端先接觸,然后裙部上端與缸套瞬時接觸,形成拍擊。通常發動機缸套外側安裝振動傳感器,采集缸套外側的節點振動狀態,并根據缸套節點水平振動速度計算振動速度級[9-10]。

缸套節點水平振動有效速度

(1)

式中:v為節點水平振動速度,m/s;α為曲軸轉角,°。

振動速度級

(2)

式中:v0為參考速度,v0=10-6m/s。

缸套振動速度與振動速度級如圖4所示。由圖4可知:缸套最大振動速度級出現在距活塞頂部30 mm處的K點,與最大變形位置相吻合;缸套的最大振動速度及最大振動速度級均出現在做功沖程中曲軸轉角為380°～420°,即點火上止點后曲軸轉角為20°～60°,此時活塞由副推力側轉到主推力側,活塞裙部上端受爆發壓力與慣性力的作用拍擊缸套,因此研究點火上止點活塞換向時主推力側的接觸形態對分析敲擊噪聲產生與降低噪聲非常重要。

a)振動速度級 b)徑向振動速度 c)振動速度方向

2 裙部敲擊位置對NVH性能的影響

影響活塞二階運動特性的因素較多,本文中僅針對外圓基礎型線對活塞裙部敲擊位置的影響進行研究,并進一步分析敲擊位置對發動機NVH性能的影響。設計A、B、C、D4條活塞裙部外圓型線,如圖5所示,4條型線的最大外圓位置(記為DN)及縮減各不相同;型線A為原活塞裙部型線。

圖5 活塞裙部型線

活塞在缸體內運動時,不同曲軸轉角時活塞運動姿態不同。任意曲軸轉角下,活塞裙部與缸體的敲擊點(敲擊高度)不同,敲擊點的接觸壓力也不同。某一曲軸轉角狀態下活塞在氣缸中的運動姿態對應的活塞裙部壓力分布、敲擊高度h和裙部在氣缸中的狀態如圖6所示。

a)主推力側壓力 b)副推力側壓力 c)裙部在氣缸中的狀態

活塞在壓縮上止點換向時,主推力側的裙部下端先敲擊缸壁,敲擊點的位置與裙部型線相關,型線下端的縮減越小,敲擊時對應的曲軸轉角越提前?；钊共壳脫舾叨燃案滋渍駝铀俣热鐖D7所示。

a)活塞裙部敲擊高度 b)敲擊處的缸套振動速度

由圖7a)可知:型線B的縮減最小,接觸點的起始曲軸轉角在388°附近;4條型線的敲擊點高度h為3～5 mm,距DN約5 mm;隨后接觸位置逐漸上移,越過DN,形成第一次敲擊,敲擊高度h為15～19 mm,超過DN 7～9 mm,與缸壁敲擊的最高點沒有超過銷孔高度位置;敲擊后活塞被反彈回來,敲擊點下移至DN附近,隨后接觸再次上移形成二次敲擊,由于能量的損失,第二次敲擊高度降低,最終活塞與缸壁敲擊點高度h穩定15 mm附近,此時距離DN約5 mm;敲擊高度落差(裙部上、下端敲擊點的高度差)由大到小分別為型線B、A、C、D。

由圖7b)可知:型線B的缸套振動速度最大,型線D的缸套振動速度最小;型線D的缸套振動速度相對平緩,由式(2)計算的缸套振動速度級也最小。

不同型線缸套的仿真與實測振動速度級對比如表2所示。由表2可知:型線B的仿真與實測振動速度級最高,噪聲風險最大;型線D仿真與實測振動速度級最小,噪聲風險最低;缸套振動速度級由大到小排列為型線B、A、C、D,與按敲擊高度落差的排序相同,敲擊點的位置及高度的落差決定了噪聲的大小。

表2 不同型線缸套的仿真與實測振動速度級對比 單位:dB

噪聲的大小與缸套接觸點的位置有關,主推力側裙部下端接觸點到裙部上端接觸點的落差越大,噪聲越大;裙部上端接觸點與活塞最大外圓直徑DN的落差越大,噪聲越大。

3 雙凹面外圓型線設計

為控制敲擊點的高度,降低發動機噪聲,提高發動機NVH性能,重新設計活塞裙部基礎型線,在型線DN的上、下方各增加凹面O2和O1,形成雙凹面型線。

3.1 雙凹面設計思想

活塞基礎型線A、雙凹面型線S如圖8所示。為減小最大外圓高度與敲擊點高度,將活塞基礎型線A的DN高度提高至15 mm,如圖8a)所示,基礎型線A向活塞縱向中心整體偏置0.01 mm,形成偏置型線A′,如圖8b)所示。

距基礎型線A的DN上、下5 mm處各取1點,記為P4、P1;以P4、P1為起點向上下7 mm處各取1點,記為P6、P3;P1、P3的中心點為P2,P4、P6的中心點為P5,將P2、P5水平映射到型線A′上,分別是P2′、P5′,分別插值擬合P1、P2′、P33點間曲線以及P4、P5′、P63點間曲線,使其與原始型線銜接平順,如圖8c)、d)所示,最終形成雙凹面型線S,如圖8b)所示。

圖8 基礎型線A及雙凹面型線S

3.2 雙凹面型線對NVH性能的影響

對基礎型線A、雙凹面型線S2種活塞進行動態仿真分析,型線A、S的缸套敲擊高度對比如圖9所示。由圖9可知:型線A的敲擊高度為14 mm,雙凹面型線S的敲擊高度為10 mm;a′、s′分別為型線A與型線S在敲擊換向時的斜率,a′>s′,表明型線A敲擊換向速度非常快,雙凹面型線S的敲擊換向相對緩慢,噪聲較小。

圖9 活塞裙部敲擊高度

基礎型線A、雙凹面型線S的缸套K點徑向振動速度如圖10所示。由圖10可知:基礎型線A、雙凹面型線S的缸套K點徑向振動速度均在上止點后曲軸轉角20°～60°(做功初始階段)達到最大,基礎型線A的最大振動速度為0.018 m/s,雙凹面型線S的最大振動速度僅約為0.005 m/s。

圖10 基礎型線A、雙凹面型線S的缸套K點徑向振動速度

雙凹面型線可以有效控制活塞裙部與缸套接觸點的位置,以及接觸點的落差,從而有效控制噪聲,有利于解決大配缸間隙下的冷起動噪聲問題,提高發動機NVH性能。

4 結論

1)噪聲主要產生在做功沖程初始階段(上止點后曲軸轉角為20°～60°),由活塞換向導致活塞主推力側裙部上端對缸套的拍擊造成。噪聲與缸套接觸點的位置有關,主推力側裙部下端的接觸點到裙部上端的接觸點的落差越大,噪聲越大;裙部上端的接觸點與活塞最大外圓直徑DN的落差越大,噪聲越大。

2)設計的雙凹面型線可以有效控制活塞裙部與缸套接觸點的位置以及接觸點的落差,從而有效控制噪聲值,有利于解決大配缸間隙下的冷起動噪聲問題。