车用柴油机机体刚度和动态特性研究

1、车用柴油机机体刚度和动态特性研究陈健温晟范圣（三一集团有限公司上海市 200121）【摘 要】本乂通过对机体的有限元分析计算，得出机体主要的频率分布情况，进而对机体的刚度进行分析。 通过对机体的模态试验分析，来识别机体的某些固有的振动特性，在计算机上显示机体的变形分布和应力集 中部位，验证有限元计算分析的结杲。综合分析柴油机整机布置和结构特点，对机体的结构进行评价，提出 局部的改进设计方案。根据改进后的机体计算机模型进行有限元重分析，验证机体改进的效果。结果表明， 改进后的机体模型的刚度得到了很大的提高。【关键词】柴油机、刚度、动态特性、冇限元分析、试验模态分析rigidity and dyn

2、amic characteristic study for vehiclediesel enginer blockchen jian wen sheng fan shengabstract： by fem of the block, we have got the main frequency distribution of the block, and analyze the rigidity of it. by experimentation mode analysis of the block, to distinguish some inherent vibration charact

3、eristics, to show its distortion distribution and where the stress concerntrated of the block, so as to test and verify the result of fem according to analyze the arrangomont and structure of diesel engine comprehensively, evaluate the structure of the block, come up with design program for local im

4、provement .according to modified engine block computer model, redid fea to test and verify the result showed that after modification. the result showed that after modification,the rigidity of the engine block model had improvement a lot. key words: diesel engine> rigidity> dynamic characterist

5、ic> fem、ema1、前言当今汽车及内燃机的发展都集中在环境、能源、安全三大主题上，其产品开发也必须围 绕环境、能源、安全这三大主题。汽车在给人类带來方便的同时，也给人类环境带來了严重 污染，汽车的排放和噪声成为环境的两大公害，所以汽车环保问题止日益成为科技人员所关 注的焦点。控制汽车噪声的重点在发动机，发动机是汽车的主耍噪声源。而机体又是柴油机整台机 器的骨架与外壳，因此机体必须有足够的刚度和强度，以保证零部件的正确儿何形状和零部 件之间的正确配合关系。有研究表明，机体结构优化设计可使发动机噪声降低10分贝。传统 的机体设计是用静载的方法或只考虑作用力为动载荷而不涉及零件木身的动态

6、特性。实际上 在动载荷作用下机体的变形不仅与作用力的大小有关，而且与作用力的频率以及机体的动态 特性有关。所以，必须对机体进行结构分析，研究机体的刚度和动态特性。2、柴油机多工况动态变形特性试验研究2.1、柴油机表面振动测试根据发动机的实际运行悄况，我们在柴汕机表而共布置了 62个测点，以各测点总的振动 速度均方根值作为振动能量的评价指标，对发动机振动状况进行分析比较，同时对选定特征 点的振动信号进行频谱分析，以得出信号的频率结构，并指ib振动能量最大的工况、频率成份及相应的机体部位。山试验可以得出，发动机振动能量主要分布在200h刁以下的低频成份，随着发动机转速 的增加，高频振动成份增加。这

7、是由于激励频率提高所造成的，与柴汕机实际运转情况相对 应。由试验结果可知，发动机振动能量最大的工况为额定功率点，而fl振动能量的分布范围 向高频扩展，使得发动机的噪声迅速增加。振动能量最集中的部位为汕底壳和高压汕泵。高压汕泵不仅随发动机-起振动，而且自 身也要产生振动，因而其振动能量相应就比其它部位要高。振动最明显的部位为汕底壳和发 动机的裙部，发动机裙部的刚度相对较弱，其振幅较大，rti于油底壳为薄钢板冲压而成，其 刚度相对机体很小，不能对裙部的振动产生有效的约束，故|佃在裙部的带动卜产牛振动，且 振动的能量较人，这个部位是噪声辐射最严重的部位之一。我们所测定的垂直表血振动速度的分布情况，不

8、仅可以用來对发动机的振动状况进行相 对比较评立，而且对今后做进i步的噪声源识别有着非常重要的意义。2.2、柴油机振动烈度测试为了更充分了解柴油机的振动情况，我们 乂对同上述柴汕机的额定功率点进行了烈度测 试。测试结果列于表1。测试结果表明柴油机的当量振动烈度为 25. 7mm/so参照标准gb10397-1989中小功率 柴油机振动评级中多缸柴油机振动品质分级 评定表町知，该柴汕机的振动品质为c级（含 义为''容忍”；极限允许值为28mm/s）0作为车用柴汕机来说，其振动烈度偏人， 成为车辆的振动源z,可能会导致车辆振动 的加剧，不利于改善汽车的行缎平顺性。故应 采取适当措施，

9、降低该机的振动烈度。3、机体有限元分析研究3.1引言工程分析主要冇两大类，即经典分析法和 数值分析法。有限元法作为一种典型的求解连测点测试结果1vx(mni/s)10.2vy (mm/s)11. 0vz(mm/s)10.52vx(mm/s)20.5vy (mm/s)16. 5v/ (mm/ s)12. 53vx(itim/s)15.0vy (mm/s)15.0vz (mm/s)13. 54vx(mm/s)22.0vy (mm/s)17.0vz(mm/s)18. 55vx (mm/s)10.5vy (mm/s)17.0vz(mm/s)12.0vs (mm/s)25. 7表1振动烈度测试结來续场偏

10、微分方程的数值计算方法，是现代设计的主要手段，结构有限元分析是发动机结构现 代设计方法学的重要内容。3.2、机体的有限元分析3.2.1、机体有限元计算模型的建立由于机体结构形状的复杂性、载荷的多样性和边界条件的变动性，局部乂存在应力集中, 所以在对机体迹行有限元分析时，需要根据机体的结构特点、载荷性质以及分析的日的不同 选择适当的计算模型，以达到分析计算合理的h的。考虑到机体结构基木上由板和加强筋组合而成，因此在进行有限元分析计算时，可以采 用各种板或壳小元以及不同截面的梁单元来建模，这样完全可以保证计算精度。对于机体的 结构分析来讲，为了能够准确地计算机体的高阶模态，必须合理选择单元的最大尺

11、寸，通常 单元的最大尺寸不应大于缸径的二分乙一。对于梁单元，必须使各梁单元的长度棊本相同， 否则容易造成病态方程。由于采用板单元和梁单元，在建模过程中不可避免的要进行简化，忽略了一些小凸台、 小螺栓孔。由于板单元的局限性，用板单元建立的冇限元模塑在整体上与实际模型一致，但 一些局部地方可能与实际模型有所差别。图1机体有限元模型以机体上平而一缸气缸中心为原点建立坐标系，x轴为 垂直于气缸排列的水平方向，y轴为竖直方向，z轴沿气缸排 列方向。这里应用msc/nastran分析软件对机体进行分析, 对于该软件只要建立机体的三维实体模型，便可以自动划分冇 限元网格。建立机体有限元模型如图1所示。机体材

12、料为介金 铸铁，抗拉强度为ob>250mpao3.2.2有限元计算中边界条件和载荷的处理柴油机运转时，机体要承受高温高压气体的作用，气体爆发压力作用在气缸盖上的总力 通过螺栓传给机体，使机体上端承受拉伸作川。此外，气体爆发压力作用在气缸盖上的总力 通过连杆和曲轴也作用存主轴承盖上，并通过主轴承螺栓传至机体的下端。同时机体还承受 活塞侧向力和山侧向力产半的倾覆力矩的作用，所以在机体的支撑处必将产纶一个反力矩以 平衡倾覆力矩。机体还承受着惯性力的作用以及其它如支承重量.辅助系统作用力等力的作 用。在上述这些力的作用下，机体是在承受拉伸、弯曲和扭转的复杂应力状态下工作的。车 用柴汕机采用四点支

13、承，两个前支承位于机体左右两侧，两个后支承位于机体厉方的飞轮売 的两侧，所以在计算时应约束机体前支承处的自由度。3.2.3有限元计算结果及分析根据所建立的有限元模型，依据以上的分析，利用nastran有限元计算分析软件，对所建立的机体进行有限元计算。计算结果见农2,计算所获得的主耍振烈如图2。de图2有限元分析主要振型图表2机体有限元计算结果阶数频率（hz）振型分析1355. 69整个机体的一阶扭传振动2510. 85绕y轴的一阶弯曲振动3810. 22绕y轴的二阶弯曲振动41132.20绕x轴的一阶弯|11|振动51107. 46绕机体横向轴线的弯曲振动61317.20机体裙部绕垂直轴线的三

14、阶弯曲振动71456. 84机体裙部屮部的扩张振动8159& 36绕机体中心的高阶扭转振动由于机体结构的不对称性，整个机体的变形也不对称。变形后机体发生弯曲，气缸中心 线不再为垂克直线，这样就造成了在工作过程屮活塞和缸套z间的配缸问隙发半变化，而口 磨损加剧，严重时影响发动机的动力性、经济性、排放性等性能指标。从对机体的冇限元计算结果可以看出，机体的1阶振型为整个机体的扭转振动，扭转中 心在机体与裙部结合面的屮心部位，如图所示。这与传统的说法：机体上部与裙部的结介面 是机体刚度的薄弱地带相-致。从强度的观点來看，机体上部与裙部结合面是节点，其受交 变应力的影响，是疲劳破坏的危险点。机体

15、上下端而的角点处为振幅最人处，这会引起与其 相连接的其它部件的振动，从而影响整机的振动和噪声辐射。图b衣明的2阶振型是机休绕y轴（机体垂直轴线）的一阶弯曲振动，图c表明的3阶 振型是机体绕y轴的二阶弯曲振动。在这个弯曲方向上，机体受活塞侧向力以及由此侧向力 产生的倾覆力矩的作用，所以容易引发绕y轴的弯曲振动，在对机休产生疲劳破坏的同时， 还会使曲轴产生附加弯曲应力，影响曲轴的弯曲疲劳强度。图d农明的是机体绕x轴（垂直于气缸排列的水平方向）的一阶弯1111振型。由于机体长 度比较大，这阶弯曲振型会使机体缸孔产生较大的变形，影响整机的性能指标，严重时影响 整机可靠性。同时，对曲轴的疲劳破坏也将更为

16、严重，使曲轴的刚度和强度卜降。在气体爆发力的作用下，裙部呈现为多阶弯曲变形，如图e所示。在这种变形下，与曲 轴箱连接的油底壳呈现同一形式的变形。这样的变形越严重，油底壳在柴油机工作过程中辐 射的噪声就越严重，同时汕底壳的疲劳寿命越短。图e还表明上轴承座发生了纵向变形，主 轴承座的纵向变形将会对曲轴的振动造成一处的影响，因此在柴油机设计中，如何在轻量化 的基础上提高主轴承座的刚度是非常重要的。4、机体的模态试验分析研究模态试验分析是一种参数识别的方法，模态分析法是在承认实际结构可以运用所谓“模 态模型”来描述其动态响应的前提下，通过试验数据的处理、分析，寻求其“模态参数”。模 态分析有两种典型的

17、分析过程，即模态分析的理论过程（止过程）和模态分析的试验过程（逆 过程）。模态分析理论过程的中心问题就是研究激励、响应、振动系统特性三者的关系。模态分 析的试验过程就是通过模态试验，测量系统的振动响应信号，或同时测量系统的激励信号、 响应信号，从测量到的信号中，识别描述系统动力特征的有关参数。模态分析试验过程的基 本步骤主要冇：1）、确定试验原型，将试验结构支撐起来；2）、模态试验，激励试验结构， 记录激励、响应的时间历程；3）、时间历程的数字处理，在频域识别中，还要进行fft,获得 频响函数；4）、参数识别。4.1、试验方法和试验条件的确定模态分析有时域法和频域法，参数识别的时域方法只需要振

18、动响应的时间历程，而频域 方法需要频响函数（或传递函数）。经过分析，我们采用频域法。本次试验结构为发动机机体，无法采用原装支撑，采用固定支撑谋差很大，所以采用了 悬吊式的自由支撑。结合试验情况，我们采用单点激励的方法，采用纯随机信号，即h噪声 信号，它的频率范围很宽，有平直的功率谱，无周期，幅值具有随机性。激励装置采用冲击 锤，冲击锤采用钢质锤帽，能够激励出宽广的、平直的功率谱。4.2、试验过程和结果以机体上平面一缸气缸中心为原点建立坐标系，x轴为沿气缸排列方向，y轴为垂直于 气缸排列的水平方向，z轴为竖直方向。试验在机体外表面、气缸、主轴颈等处共布置了 229 个测点。在z轴方向上将机体分为

19、5层，笫1层位于机体上平面，第2层在机冷面水孔中心 线处机体表而上，第3层位于凸轮轴中心线处的机体表而上，第4层位于主轴中心线处的机 体表啲上，第5层位于机体的下表面处。此外，在每缸缸套上布置3层测点，每层4个测点。 每个测点测量x、y、z三个方向的加速度信号，共测量687个点的加速度信号。激励点在机体前端面的某个点。试验利用北京东方振动噪声研究所的dasp大容量数据 |'|动采集和处理系统來对试验数据进彳了采集和分析。在687 组信号中，每组选取10个冇效数据。在进行传递函数分析 和模态拟介之前，必须将简化的柴汕机机体儿何结构输入计 算机测试系统。图3为机体结构简化图。:a if q

20、< t xwm/m2ib图3机体结构简化图 通过对采集的信号进行分析，得到机体主要模态参数：模态频率和模态振型。表3列出 了主要模态频率和振型分析。图4为试验得到的振型图。表3机体模态试验结果阶数频率振型分析1352.8整个机体的扭转振动，扭转屮心在机体上部与裙部结介面的屮心 部位。2670.8主轴承盖的纵向振动。3715.8主轴承盖的纵向振动。41135.7绕机体垂直中心线的扭转振动。51157.4绕机体横向轴线的弯曲振动。61396.6机体裙部绕垂直轴线的三阶弯曲振动。71571.9机体裙部的屮部的扩张振动。81687.3绕机体中心的高阶扭转振动。模态试验上要振型图4. 3试验分析试

21、验的一个主耍目的，就是测出机体的固冇频率和固冇振型。机体在20001k频率以内主 要有8阶频率成分，在01000hz内有3阶固有频率，在1000hz2000脱内有5阶频率，而 且频率成分分布比较均匀，因此対于柴油机工作时所受到的宽带激励來说容易激起某一模态 的响应。第1阶振型为整个机体的扭转振动，扭转中心在机体与裙部结合面的中心部位。因此从 强度的观点看，此处为节点，受交变应力的影响，是疲劳破坏的危险点。机体上下端面的角 点处为振幅最大处，这会引起与其相连接的英它部件的振动，从而影响整机的振动和噪声辐 射。第2阶振型为绕机体垂直轴线的弯曲振动，在该方向上机体受活塞侧推力作用，容易诱 发该阶振动

22、。同时，该阶振动还会使曲轴产牛附加弯曲应力，彫响曲轴的强度。笫3阶振型 为为主轴承盖的纵向振动，其中第1、4主轴承盖振动方向相同，第2、3、5、6、7主轴承盖 振动方向相同。第4阶振型为绕机体垂直屮心线的扭转振动。笫5阶振型为绕机体横向轴线 的弯1111振动。第6阶振型为机体裙部绕垂直轴线的三阶弯曲振动，此时各个主轴承的中心线 已经不在一条中心线上了。笫7阶振型为机体裙部中部的扩张振动，由于裙部是柴油机噪声 的重要辐射源，此部位的振动将会人人增加柴汕机表而的噪声辐射。第8阶振型为绕机体中 心的高阶扭转振动。总之，相对來说机体裙部振型较多，机体裙部的振动不仅自身辐射噪声，而h还会造成 与裙部相连

23、的油底壳等件的振动，使其也成为噪声的辐射源。裙部的振动也使得各个主轴承 中心不在同一轴线上，从而造成曲轴的附加载荷，影响曲轴的强度。机体上半部的振动影响 与其连接的附件的可靠性，机体上端而的振动影响机体与缸盖的配合，进而影响柴汕机的性 能。4.4、机体模态试验和有限元计算结果对比分析将机体有限元分析结果与模态试验分析的结果进行对比，见表40表4有限元分析与模态试验分析结果对比阶 数频率(hz) f/f计算振型分析计算试验1355. 69352.80. 8%阶扭转振动2510. 85670.8-31.3%绕竖直方向的一阶弯曲振动3810. 22715.811.7%绕竖直方向的二阶弯曲振动4113

24、2. 201135. 7-0. 3%绕机体垂直中心线的扭转振动。51107.461157.4-4. 5%绕机体横向轴线的弯曲振动。61317. 201396.6-6. 0%机体裙部绕垂直轴线的三阶弯曲振动。71456. 841571.9-7. 9%机体裙部的中部的扩张振动。81598.361687. 3-5. 6%绕机体中心的髙阶扭转振动。从表4中可以看出，机体模态试验分析很好地验证了有限元分析的结果，二者対机体刚 度的薄弱环节的判断是一致的。由于在有限元分析建模过程中，对机体结构做了一些简化，忽略了一些凸台、螺孔等结 构，1何在模态试验中，由于人为因素、仪器精度和坏境因素等的影响，不可避免的

25、会出现试 验误差，所以机体有限元分析和模态试验分析会有一定的偏差，但从表4中可以看出，二者 具冇很好的一致性，说明在冇限元分析过程中分析模型的建立、边界条件和载荷条件的处理 非常合理，同时也表明模态试验的试验课差很小。5、机体改进设计与机体的有限元重分析5.1机体改进设计原则由于机体为曲轴箱与机体铸成一体的龙门式结构，是一个形状复杂的合金铸铁件。其内 有供冷却水循环的水道和润滑运动件的润滑油道。机体上、下、前、后都是精加工而。机体 上平面安装气缸盖垫和气缸盖，并有26个螺栓孔，高强度的缸盖螺栓将机体与气缸盖紧固为 一体，还有六个缸套孔以及缸套周围与气缸盖相同的水道孔。在机体左前方有一个润滑汕道

26、孔连接机体与气缸盖的主汕道，从机体上面看，还有12个推杆通过孔。七个主轴承座位于机 体下方的裙部，是曲轴安装的基准，受力很大，为了在壳樂很薄的情况下保证它们的刚度和 强度，这些壁上都设计有很多加强筋。在机体的询端而安装有正时齿轮室及齿伦室盖，后端 面安装有飞轮壳和飞轮等组件。综介以上结构特点，在进行机体的改进设计时必须遵循以卜四个原则：1）、机体改进设计总的原则是尽最做最少的改动，尽可能地提高机体的刚度；2）、不能破坏原机的支撑方式和主要零部件的连接方式；3）、要保证原机体的铸造工艺性要求；4）、要保证原机体的机械加工工艺性的要求。5.2、机体改进设计分析根据机体有限元计算、模态试验分析的结果

27、以及对柴汕机整机的表面振动的试验分析， 表明机体的裙部，也就是机体组中曲轴箱部位是机体刚度最为薄弱的地方，另外很多局部的 结构也已经严重地影响了机体的刚度。图5绘出了机体左侧面的改进情况。图6绘出了机体右侧面的改进情况。原机体有儿处螺栓脐子突出机体比较高，而且单独放直。改进厉将相近的螺栓脐了用加 强筋相连，见图5和6。这样不仅可以增加机体此处的刚度，也对安装在其上的零部件产生冇 效的约束。根据振型分析，将机体表而的加强筋重新布置，特别是在机体扭转和弯1111振型比较人的 地方增加加强筋，也可以将一些不必耍的加强筋移到最薄弱的地方，根据结构需耍，也将一 些加强筋适当加长或缩短，具体改动详见图5和

28、6。特别强调指出的是，运用msp人容量数 据自动采集和处理系统得出的机体动画显示在机体改进中起到了很人作用。改进前改进后图5机体改进前后的左侧面改进前改进后图6机体改进前后的右侧面机油泵的斜传动是指山凸轮轴上的斜齿轮帯动机油泵轴，进而帯动机油泵工作的一系列 装置，在机体左侧为机汕泵的斜传动设计的斜腔历來是铸造和机械加工的难点。由于此处舉 很薄，所以刚度较小，容易发生破坏。在机体改进时在其下部增加一加强筋，对此处的刚度 和强度有所加强，有效地减小表面的振动和噪声辐射。机体右侧机汕尺安装孔位置与机汕泵斜传动部位相似，下而应有有效的约束，所以在下 面增加一加强筋。机体左侧的三个侧盖板安装面，下面安装

29、有挺柱，里面是油腔，安装推杆, 上而与缸盖相连，另有呼吸器安装在中间侧盖板外而。所以此处局部结构比较复杂，空腔很 多，铸造时又在下箱，容易出现局部硬点，造成局部刚度比较薄弱，这里也是机体改进的重 点。在不影响安装尺寸和不影响安装零部件结构的前提下，将裙部的加强筋上延，对此处进 行有效的约束，增加此处的刚度。机体右侧的机汕冷却器安装面与左侧的侧盖板安装面一样，结构比较复杂，也容易出现 铸造局部硕点，所以也将加强筋上延。机油冷却器安装而下而的8个斜丝堵脐子独立布置， 也成为局部的刚度比较薄弱的地方。将裙部的加强筋上延到此处，对斜丝堵脐子进行有效约 束，增加了此处的刚度。由于机体内部为柴汕机的运动件

30、和部分主要的配气机构。运动件包扌舌有曲轴、活塞、连 杆等组件，它们都有各口的运动空间，尤其是连杆有其运动的包络线。曲轴的运动空间和连 杆的包络线与机体内壁的距离为24mm,非常紧凑，所以在机体内部增加材料增加刚度是不 可能的。机体内部主要的配气机构包括冇口伦轴、机油泵斜传动装置、挺柱、推杆等，内部 空间比较紧凑，所以也不能在这些零件的内腔增加加强筋，只有在外壁增加加强筋。5.3机体的有限元重分析根据修改后的机体结构，在计算机中建立有限元分析模型，进行有限元重分析，以检验 改进厉机体的动态特性。建立与询而有限元分析时一致的坐标系(坐标原点位于机体上平而 一缸气缸中心，x轴为垂直于气缸排列的水平方向，y轴为竖百方向，z