张帆-车辆NVH技术.doc

太原理工大学
《车辆NVH技术》

研究生姓名：　 张帆 　　
指导教师： 韩振南 　　
专 业: 动力机械及工程
所属院（所） 机械工程学院

2012年1月 7日

柴油机的振动
一、柴油机振动的整体状况
柴油机最显著缺点就是噪声太大，因而受到了人们最广泛的关注。柴油机技术状况变坏的重要标志之一是振动和噪声增大，产生异响。如果对振动和异响(并伴随有其它症状出现，如排烟严重、功率下降等)不引起注意，在短时期内很容易造成机械事故。某些不正常的响声往往是柴油机产生恶性事故的前兆。
柴油机噪声从传播途径上分为直接向空气辐射噪声和表面辐射噪声；从激励源上可以分为空气动力噪声、燃烧噪声和机械噪声，三种噪声发声的原理不同，而且各有各的传播途径，但又相互作用、不可分割。
空气动力噪声主要包括进气噪声、排气噪声和风扇噪声。空气动力噪声是由于内燃机在工作时需要不断地吸进空气、及时排出燃烧废气，在这样一个循环过程中，气流状态发生剧烈变化，气体与管壁发生摩擦，气体在流经进气门和排气门时会发生阻塞，同时伴随气流脉动效应和在管内的反射与叠加等而产生的。此外增压柴油机的涡轮增压叶片、风扇等噪声都归为空气动力噪声。
内燃机工作时，气缸内气体压力急剧上升产生动载荷和冲击波引起高频振动，高频振动经气缸盖、气缸套、活塞、连杆、曲轴及主轴承传至机体以及通过气缸盖等引起内燃机结构表面振动而辐射出来的这部分噪声被称为燃烧噪声。燃烧噪声是最主要的噪声源之一，其主要决定于燃烧方式和燃烧开始初期的燃烧速度。气缸内气体压力的剧变是内燃机产生燃烧噪声的根源，压力剧变使得气缸及其所连接的所有部件受到强烈的冲击性载荷，传到内燃机的整体，导致各部件的振动。一般认为燃烧噪声经由两条路径传播并辐射出来：一条是经由气缸盖及气缸套由气缸体上部向外辐射；另一条是经由曲柄连杆机构，即活塞、连杆、曲柄和主轴承由气缸体下部向外辐射。由于气缸套、机体、气缸盖这些结构的刚性较大，自振频率处于中、高频范围，低频成分不能顺利的传出，因此人耳听到的燃烧噪声的主要成分处于中、高频范围内。
发动机工作时，运动部件产生的撞击、构件的振动、传动齿轮啮合及附件运转等因素均造成强烈的噪声，称为机械噪声，内燃机的机械噪声随着转速的提高而迅速增强。机械噪声主要包括活塞对缸套敲击引起的噪声、配气机构如气门落座等引起的噪声、正时齿轮和喷油泵等引起的噪声。
燃烧噪声和机械噪声都要传播到发动机表面，然后向空气辐射出噪声，而空气动力噪声是直接向大气辐射的噪声源。尽管发动机燃烧室内压力剧烈变化会产生冲击载荷和高频气体压力振荡，但它们本身并不是噪声，只有传递到发动机表面引起空气的振动才会产生能够被耳朵听到的噪声。一般说来，在低转速时，燃烧噪声占主导地位；在高转速时，由于机械结构的冲击振动加剧而使机械噪声上升到主导地位。
柴油机的噪声发生机制如图1所示：

图1，柴油机噪声发生机制
二、活塞拍击振动
活塞拍击作为内燃机振动的主要激励源之一， 其引起的噪声是内燃机仅次于燃烧噪声的最大的机械噪声。随着内燃机高速化、轻量化发展，内燃机机械噪声也因此显得更加突出；同时抑制燃烧噪声技术措施一般与内燃机提高动力性的要求相矛盾， 因此控制内燃机表面辐射噪声的重心通常放在机械噪声源的控制上。活塞拍击噪声作为内燃机最大的机械噪声源，理所当然成为内燃机噪声控制的重点。
a， 活塞拍击的产生机理
活塞敲击噪声是内燃机的主要噪声源之一。由于制造工艺和气缸工作温度等原因，活塞和缸壁之间不可避免地存在着间隙。而在内燃机工作过程中，作用在活塞上的气体压力、惯性力和摩擦力的方向周期性的变化，导致活塞在运动过程中反复地由一个侧面接触变换到另一个侧面接触，这就产生了活塞对缸壁的敲击。如图2所示：

图2，活塞拍击原理
上图以压缩上止点附近为例说明了活塞所受侧向力的周期性变化，在压缩上止点的前与后，连杆都是受压的，因此随着越过上止点后连杆位置的变更，活塞所受侧向力也由指向次推力面变成指向主推力面。侧向力方向的周期性变化，必然导致活塞从一侧移向另一侧的横向运动，造成对缸壁推力面的敲击。高速运行时，敲击的速度高，敲击力很大。这种周期性的敲击使得缸套和机体等发生振动，传到内燃机外表面后，由外表面辐射噪声。由于受活塞绕活塞销的摇摆，活塞与缸壁间的摩擦，活塞的变形和振动等因素的影响，活塞对缸壁的敲击不仅发生在运动换向的上、下止点附近，而且也发生在行程的其它位置上，但敲击力相对较小。在冷启动时候，由于活塞和缸壁之间的间隙较大，活塞的敲击噪声表现得尤为突出。
b， 活塞拍击动力学模型
活塞的二阶运动包括活塞的水平方向平动和绕活塞销轴线的转动，因此可以将整个活塞看作一个两自由度(平动和转动)的集中质量。根据前面的假设条件，建立下图所示活塞拍击动力学模型。当活塞裙部的角点与缸壁接触如图中上部虚线椭圆所示，这时活塞与缸壁等效质量之间只有活塞裙部角点的接触刚度和接触阻尼起作用。而活塞裙部角点与缸壁不接触状态如图中下部虚线椭圆所示，由于润滑油膜具有黏性，其受挤压的时候有一定的承载能力，具有一定刚度和阻尼，但是由于活塞横向运动挤压油膜属于低速挤压油膜问题，其刚度忽略不计。图中，gc为活塞的质心位置，pc为活塞销中心，e为活塞销偏移距离，a和b分别是活塞裙部上端和下端到活塞销中心的垂直距离，R为活塞的半径，d为活塞裙部与气缸壁间隙(通过对活塞和缸筒进行热分析获得考虑热膨胀的间隙)，s为曲轴轴线偏移距离，lr和lc分别为连杆长度和曲轴曲柄半径，ω为曲轴转速。 设曲轴逆时针旋转，当活塞销轴线偏向主推力面时为活塞销负偏，偏向次推力面时为活塞销正偏。kpi，kci，cpi，cci， mci( i = A，B，C，D)分别为活塞和缸壁4个接触点的刚度、阻尼系数和缸壁接触等效质量，通过测量各接触点的加速度导纳求得；c0为润滑油膜阻尼系数。
以活塞裙部角点 A点为例，设其水平位移为 Ax，缸壁接触点等效质量的位移为xca， 则平衡方程为：

C，模型的试验验证
通过试验直接测量内燃机活塞拍击缸壁力非常困难，因此通过实测量活塞主要拍击的位置与缸体表面特定位置的传递函数，将拍击力转为缸体表面的加速度进行对比。分析可知，活塞拍击发生的主要部位是：主、次推力面上下止点及气缸中部6个位置。提
取各个位置的拍击力合力，通过实测的传递函数，得到由理论模型计算的缸体表面的振动响应加速度。为排除气门落座产生缸体的横向振动的影响采用倒拖对内燃机各个转速的缸体表面振动加速度进行试验测试。由于没有考虑燃气爆发压力，发动机各转速下的缸体上特定位置的加速度响应的规律和特征是相同的，只是周期不相同，避免重复，以3000r/min为例对比理论结果和试验结果，如图3所示。

图3，理论结果与试验结果的对比
由图2可知，理论和试验结果的总体趋势吻合，都具有相同的周期性特征。两条曲线的幅值也基本相同，只是在个别地方存在较小的差别，主要原因是模型中集总元件采用了线性化处理和简化。综上可知，活塞拍击动力学模型准确地反映活塞拍击问题的实质和特征，具有很好的精度。
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