6V150柴油机悬置减振技术的研究

魏勇刚，申进杰，兰春亮，孟国营

(1.中国矿业大学(北京)机电与信息工程学院，北京100083；2.煤炭科学研究总院太原研究院，太原030006)

6V150柴油机悬置减振技术的研究

魏勇刚1，2，申进杰2，兰春亮2，孟国营1

(1.中国矿业大学(北京)机电与信息工程学院，北京100083；2.煤炭科学研究总院太原研究院，太原030006)

以某车用6V150柴油机为例，从国内外柴油机减振技术发展状况入手，分析了造成该机振动的原因，同时对整机惯性力系进行分析，最后采用2种流行的悬置方案进行实验测量。结果表明：选用方案2后，当量振动强度由C变化为B，悬置减振效果得到改善。

柴油机悬置减振当量振动烈度

1 前言

大功率柴油机是车辆的核心动力装置，直接影响到车辆的NVH特性，其中柴油机悬置振动程度对车辆影响最明显。作为某车用动力的6V150柴油机，设计指标要求在所有工况范围内，其本身的当量振动烈度Vs要控制在GB/T 12779-1991“往复式机器整机振动测量与评级方法”中所定义的C级接近B级的水平。即在有弹性隔振装置的条件下，要求该机的Vs应接近于B级的下限指标28.0 mm/s。由于该机型90°的V型夹角，各缸之间无法实现均匀发火，使得输出的动力扭矩均匀性较差，具有很大的倾覆量；发火间隔的不均匀性，使得该机惯性力系的平衡性较差。其中存在着一系列的未平衡成分，包括一次往复惯性力矩、二次往复惯性力矩以及旋转惯性力矩等；由于轻量化等指标的限制，本柴油机除配装曲轴平衡重之外，不再增设其它平衡机构。这样，该机的二次往复惯性力矩将作为自由成分，成为柴油机内部的又一重要的振动激励源。

基于这些原因，本文研究某V型柴油机的悬置减振技术具有很高的工程使用价值和现实意义。

2 国内外的发展现状

从近几十年来国内外研发的机型看，如国外Cummins 4BT、DEUTZ，以及国产EQB140-11、ZZ8V150等都采用了适当的平衡措施，有的甚至采用错拐曲轴来降低发动机内部的激励源。

1）通过内部振源的控制和消减，以达到内燃机整机振动控制的目的，已逐渐成为新发动机研发的一个明显的发展趋势。直列4缸柴油机的二阶往复惯性力，其大小为往复惯性力的4倍，通常在机体两侧布置2根平衡轴，平衡轴长度与机体相当，穿透机体，平衡轴为偏心机构，由飞轮端的齿轮驱动，偏心质量产生的惯性力完全平衡柴油机的二阶往复惯性力。2根平衡轴的位置一高一低，由此产生的力矩用于平衡柴油机的二阶倾倒力矩。直列6缸柴油机有的采用单轴平衡，有的采用双轴平衡，还有的采用平衡块平衡。

2）当前控制整机振动的第二个重要措施是，综合运用模型技术、信号处理技术、优化设计技术、数值计算技术等多学科领域内的技术成果，进行内燃机悬置系统的优化设计。国内大多数柴油机的当量振动烈度都在GB/T 12779-1991中所定义的C级水平。

3）弹性元件不断涌现，成为内燃机整机振动控制新特点。钢丝绳减振器、金属丝网减振器等金属材质的悬置弹性元件，液力悬置类悬置弹性元件，以其结构紧凑、阻尼可变的优势，被广泛应用于小功率机型的悬置减振。

本文以V型6缸柴油机为研究对象，采用2种不同的悬置方案，综合应用多项措施来改善振动特性。

3 柴油机内部振动激励力分析

本文所研究发动机的主要参数如表1所示，并主要针对柴油机3个典型工况怠速工况800 r/min、外特性最大转矩工况1 500 r/min和标定工况2 200 r/min进行研究分析。

表1 柴油机主要参数

3.1 单缸内部振动激励力分析

为了计算简便，将作复合运动的连杆组总质量mc分解为往复运动质量m1和旋转运动质量m2两部分：一类为与活塞一起作往复运动的质量mj= mp+m1，另一类为旋转运动质量mr。其中，mp为活塞组质量，mr为曲柄销质量、曲柄臂质量和连杆旋转运动质量m2这三部分换算到曲柄销中心处的质量之和。求出曲柄连杆机构系统的运动质量后，即可方便地求得曲柄连杆的受力，其中往复运动惯性力、旋转运动惯性力、气体作用力，缸壁侧压力N、曲柄切向力T和曲柄径向力Z。

单缸柴油机曲柄连杆机构所受力传递到支承上的有3个：垂向力、切向力、翻倒力矩[1]。

1）垂向力传到支承上，在支承反力的作用下，引起柴油机的铅垂振动；

2）切向力传到支承上，在支承反力的作用下，引起柴油机的水平振动；

3）翻倒力矩与单缸输出的指示扭矩等值反向，引起柴油机的横摇振动。

3.2 整机惯性力系平衡分析

多缸柴油机可看作是由若干单缸机通过曲轴连接组合而成的，作用在整个机体上的振动激励力，应是各单缸机的激励力组成的一组空间力系的合成[2]。对于6V150柴油机，令C=mjRω2，λ=R/L，Lt为缸心距，其中mj为往复惯性质量，R为曲柄半径，L为连杆长度。

1）一次往复惯性力和旋转惯性力

柴油机每1个曲柄上作用着1个沿曲柄半径方向的作用力，其大小为一次往复惯性力和旋转惯性力最大值之和，由于3个曲柄每隔120°均匀布置，所以其合力为0，即ΣP=0。

2）二次往复惯性力

柴油机每对气缸二次往复惯性力合力互相平行，且都在曲轴中心线所在的水平面内，其总合力为，即二次往复惯性力合力为0。

3）一次往复惯性力矩和旋转惯性力矩，各缸一次往复惯性力和旋转惯性力分别对第二曲柄中点取矩求和，则有

其方位角为与第一曲柄夹角30°夹角。对于本机，则有ΣMP=30 175 Nm。

4）二次往复惯性力矩

各缸二次往复惯性力对第二曲柄中点取矩求和，它作用在曲轴中心线平面内，有

由于该机已通过配置平衡重的办法，平衡掉了一次往复惯性力矩和旋转惯性力矩，所以该机惯性力系中，只有二次往复惯性力合力矩ΣM2未平衡掉。

这样，本机的振动激励力有：（1）由单缸翻倒力矩合成的整机倾覆力矩；（2）惯性力系中的二次往复惯性力矩。

5）倾覆力矩

柴油机的倾覆力矩MN(α)可按下式计算：

其中，M′为单缸翻倒力矩。

柴油机二次往复惯性力矩的数学表达式[3]：

可见，ΣM2为规则三角函数，它的频率表达式为f=2ω=2n/60，其中n为柴油机转速，则在3个典型工况下的频率分别为f800=26.7 Hz，f1500=50.0 Hz，f2200=73.33 Hz。

即二次往复惯性力矩，在曲轴中心线所在的水平面内以2倍曲轴转速，按正弦规律变化，其初相位超前曲轴转角0°。

4 两种悬置方案的实验结果

建立如图1所示的xyz坐标系统：坐标系原点O位于柴油机曲轴轴线上第二曲拐中心处，x轴平行于曲轴轴线指向自由端，y轴垂直于曲轴轴线水平向右，z轴按右手定则确定为垂直于曲轴轴线垂直向上[4]。

表2列出了2套柴油机悬置方案。在柴油机台架上，对悬置系统的振动传递进行了测量，结果分别如表3和表4所示。

图1 柴油机悬置系统

表2 柴油机台架悬置系统特性

表3 优选悬置方案1，柴油机台架悬置系统振动传递率

表4 优选悬置方案2，柴油机台架悬置系统振动传递率

表5 振动速度有效值及振动烈度结果数据列表

根据GB/T 12779-1991“往复式机器整机振动测试与评级方法”中振动烈度的相关规范，参见表5。优化设计后柴油机悬置系统当量振动烈度达到了B级标准。

表中，柴油机振动品质按当量振动烈度Vs值的大小分为A、B、C、D四个等级，其含义分别为“优”、“良”、“容忍”和“不允许”。

试验测试结果与理论分析计算结果取得了较好的一致性，其对比情况如表6所示。

Research on Shock Absorption Technology for 6V150 Diesel Engine

Wei Yonggang1,2,Shen Jinjie2,Lan Chunliang2,Meng Gongying1
(1.School of Mechanical Electronic&Information Engineering,China University of Mining and Technology,Beijin 10008; 2.Taiyuan Institute of China Coal Research Institute,Taiyuan 030006,China)

The cause of engine vibration was analyzed from the development of vibration reduction technology at home and abroad through 6V150 diesel engine for vehicle and then the inertial force system of the engine was also analyzed.Based on the analysis,two popular schemes were adopted for reducing vibration and relevant measurement was conducted.The measurement shows that the equivalent vibration intensity is changed from Degree C to Degree B by taking the second scheme,indicating the scheme is effective in improving the vibration of the engine.

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来稿日期：2009-2-12基金项目：国家“十一五”科技部支撑计划项目，项目编号（2008BAB36B08）

魏勇刚（1963－），男，研究员，在读博士研究生，主要研究方向为煤矿机电产品的研究与开发。