四缸柴油机减振分析及平衡机构设计

张娜，曾帅，徐兆坤

（上海工程技术大学汽车工程学院，上海201620）

四缸柴油机减振分析及平衡机构设计

张娜，曾帅，徐兆坤

（上海工程技术大学汽车工程学院，上海201620）

对某直列四缸柴油机振动平衡分析，得出不平衡的二阶往复惯性力及其力矩是其主要振动激励源之一。原机型中没有平衡机构，受到空间的限制，所设计的双平衡轴机构，只是平衡二阶往复惯性力。通过振动测量对比试验，表明所设计的双平衡轴机构能达到显著地降低发动机整机振动烈度的效果，从而也证实了二阶往复惯性力才是最主要的振动激振源。

柴油机二阶往复惯性力平衡机构振动烈度

1 前言

随着发动机向高速化、轻型化、大功率化和低污染化方向的发展，其振动噪声问题却日趋严重，而人们对发动机NVH（Noise,Vibration and Harshness）性能的要求却越来越严格。以前降低车用柴油机振动和噪声可以采用燃烧优化、提高加工精度、增大结构强度等措施，但经过多年的发展，目前这些方法对振动和噪声的影响已不显著。发动机的振动和噪声水平已成为发动机综合性能的重要考评指标之一[1]。对于直列四缸机而言，不平衡的二阶往复惯性力是发动机整机振动的重要激励源之一，强烈的振动直接影响柴油机的燃油消耗率、整机噪声和使用可靠性，进而影响车辆的使用性能和驾驶平顺性。而该激振力无法通过柴油机本体设计予以消除，所以只有通过安装平衡机构来达到减振降噪的目的。

2 直列四缸柴油机振动原理分析

直列四缸柴油机的整机振动主要是由不平衡力及其力矩所引起的，即二阶往复惯性力j及其惯性力矩j。

四缸机二阶往复惯性力及惯性力矩的表达式分别为式（1）和式（2）

来稿日期：2009-03-11
作者简介：张娜（1984－），女，在读硕士，主要研究方向为汽车发动机。

由于四阶或更高阶的不平衡力或力矩仅为二阶的2.5%，因此只需考虑二阶不平衡激振力，二阶以上的可以忽略不计[2～3]。

3 平衡机构设计

3.1 平衡机构计算

如果四缸柴油机装有配重平衡机构，所产生的力和力矩与发动机本身所产生的力和力矩大小相等，方向相反，那么发动机的不平衡力和力矩便可以抵消。平衡机构有两根轴，偏心质量为B，偏心距为B，平衡轴以二倍的曲轴转速旋转，且它们的旋转方向相反；偏心质量的相位和活塞的相位应保持反向，即当第1缸活塞到达上止点时，偏心质量质心朝下端。

平衡轴所产生的不平衡力和力矩为：

根据平衡原理，以二倍于曲轴转速旋转的双平衡轴在垂直方向的合力B与（1）式的二阶往复惯性力j之和为零：

即：

由式（7）可知，可以将两根平衡轴的垂直距离设计成等于连杆长度L，且较高一根平衡轴与曲轴旋转方向相同，那么平衡轴就可以同时平衡掉往复惯性力及其力矩，如图2所示。

图1 往复惯性力平衡轴

图2 往复惯性力及其力矩平衡轴

3.2 平衡机构的布置

平衡轴的布置范围大致可以分为两种：一种是通轴设计，多数为全长平衡轴（与整机长度相当），不平衡量分配在整个轴上，全长平衡轴大多数是原机型设计中就设计有平衡机构的四缸机；另一种是非长轴设计，即多段配置平衡块类型，平衡轴短于发动机总长，多为一缸或二缸内布置所采用，设计灵活多变，充分利用空间布置。以某四缸柴油机为例，该发动机所采用的是第二种布置方案，A、B、D段平衡块为主平衡块，C段平衡块为整轴的调整平衡块，如图3所示。在装配允许的条件下，在两轴承外侧分别布置两块平衡块，左边A段平衡块与轴锻造为一体，为了便于安装，右边D段为套装在轴端的平衡块。并且平衡轴所采用的是由机体引入并与主油道并联的独立润滑油道，带走等于两倍柴油机转速的平衡轴轴承所产生的热量。

该四缸发动机原机型设计中没有设计平衡机构，由于发动机底部空间的限制，所以所设计的两根平衡轴采用等高布置。

3.3 平衡块设计

根据平衡原理，由式（5）得到平衡机构的理

论平衡量如下

图3 配重平衡轴

该四缸柴油机采用多段配置平衡块的设计，适合于平衡轴的非全长设计要求。平衡机构采用半轴类平衡块，平衡块截面如图4所示，其总平衡量为

其中，

各轴段平衡量分布情况如表1所示，所设计的平衡机构的平衡量值几乎与理论平衡量值一致。

图4 平衡块截面图

表1 各轴段平衡量分布

4 四缸柴油机减振效果试验及分析

4.1 四缸柴油机振动测量

依据国家标准GB/T 7184－2008《中小功率柴油机振动测量及评级》，在不同工况下对柴油机安装二阶往复惯性力平衡机构前后的当量振动烈度进行了测量。在发动机两侧分别选取有代表性并且刚性好的位置，进气侧3个测点，排气侧2个测点，发动机全负荷下，分别测量出外特性下各工况的振动信号。其中表示发动机垂直方向振动，表示发动机前后方向振动，Z表示发动机左右方向振动，测点布置如图5所示。

图5 四缸柴油机振动测点布置

式中，

4.2四缸柴油机减振效果

4.2.1 二阶往复惯性力平衡

该四缸柴油发动机在不采用平衡措施的情况下，所测取的整机在三个方向的振动烈度如图6所示，在方向，即垂直方向的振动最为严重，这是因为二阶往复惯性力的作用方向沿垂直方向，对垂直方向的振动产生直接激励，从而也证实二阶往复惯性力是发动机的主要振动激振源。

如图7所示，发动机的整机当量振动烈度随转速增加而不断增大，而且在高转速区振动烈度增大速率明显变大。若发动机在常用工况下，即转速从2 400 r/min增加到3 000 r/min，则整机当量振动烈度会增大到原来的1.6倍。如果降低发动机的运行转速，就可以明显降低往复惯性力的振动影响，但是会使发动机的功率下降，以至于不能达到使用要求，所以不可取。

该四缸柴油机安装双平衡轴机构前后，整机当量振动烈度比较如图8所示。虽然在低速区减振效果不明显，但是在高速区可取得比较明显的减振效果，尤其在常用工况下，减振效果能达到50%～60%。由于倾覆力矩（二阶往复惯性力矩和气体力矩）的存在（虽然部分区域倾覆力矩起到削减往复惯性力作用[4]），以及在四次谐波以上由于其量级较小而忽略不计的往复惯性力及力矩，再加上计算中的理想化和各种假设带来的误差等，以及内燃机在加工中的许用误差范围，使得回转部件存在剩余的不平衡力等等，使得在试验结果中只能显示平衡掉一部分整机振动。

图6 四缸柴油机的振动烈度

图7 四缸柴油机整机当量振动烈度

4.2.2 机械损失

该四缸柴油机安装平衡轴机构后，所采用的是齿轮传动方式，就不可避免的会有机械损失的增加。如图9所示为四缸柴油机在倒拖的方式下，所测出的在安装平衡机构前后的机械损失。带平衡机构的柴油机机械损失比不带平衡机构的增加3%～8%，在可接受值的范围内，符合要求。在转速在800～1 600 r/min之间，安装平衡机构后机械损失增量小于平均机械损失增量，说明在低转速时机械损失较低；造成发动机零部件或整机产生锈蚀的原因不仅有外部环境因素，而且还有材料、设计、工艺、使用和管理等诸多方面的原因。因此，发动机生产过程中的防锈技术，能够有效帮助提高发动机的制造质量和使用寿命。在1 600 r/min以后，机械损失增量达到了平均机械损失增量值，而且随柴油机转速的变化略有增加，但是增加幅度很小，几乎保持不变。

5 结束语

通过对该四缸发动机受力和力矩的分析，以及振动减振效果试验获得的基本振动情况、相关特性和主要振源等信息，成功的设计了双平衡轴机构。该四缸发动机安装平衡机构后，虽然有一定的机械损失，但是较好地平衡了二阶往复惯性力，振动得到了较大程度的降低，使整机振动烈度达到可接受水平，说明所设计的二阶往复惯性力平衡机构的减振效果良好，从而改善了发动机的振动品质。增加双平衡轴机构是降低四缸柴油机振动非常有效的措施之一。

图8 整机当量振动烈度比较

图9 安装平衡轴前后机械损失比较

1 Vér IL V,Beranek L L.Noise and Vibration Control Engineering:Principles and Application[M].USA: John Wiley&Sons,2005.

2 Nakamura H.A Low Vibration Engine with Unique Counter-Balance Shafts[C].Society ofAutomotive. Engineering,SAE 760111.

3杨连生.内燃机设计[M].北京：中国农业机械出版社，1981：109-114.

4徐兆坤，孙树亭.四缸内燃机振动分析及其对策[J].噪声与振动控制，2007(6)：51-53.

Four-cylinder DieselEngine Vibration Analysis and Balancing Mechanism Design

Zhang Na,Zeng Shuai,Xu Zhaokun
（College ofAutomobile Engineering,ShanghaiUniversity ofEngineering Science,Shanghai201620,China）

An analysis ofbalance and vibration ofsome inline four-cylinder dieselengine shows that the second-orderunbalanced reciprocating inertia force and torque are one ofthe main vibration excitation sources.Since the base engine has no balancing mechanism and there is a space limitation,a double-shaft balancer is designed and it can only balance the second-order reciprocating inertia force.Vibration comparison testshows thatthe double-shaftbalancer can achieve the effectoflowering significantly engine vibration intensity,confirming the second-order reciprocating inertia force is the main vibration excitation source.

dieselengine,secondarymovement,simulationanalysis,vibrationintensity

doi:10.3969/j.issn.1671-0614.2010.03.005