活塞销偏置对活塞敲击力的影响规律分析

柴镇江，蒋 吕

（1.驻沪东中华造船（集团）有限公司 军代表室，上海 200129；2.中国船舶重工集团公司第711研究所，上海 200090）

内燃机噪声按产生机理分为机械噪声、燃烧噪声和空气动力学噪声，机械噪声中活塞敲击噪声是最重要的成分之一［1］.活塞对缸壁的敲击主要是由于它们之间存在间隙.当作用于活塞上的气缸压力、惯性力和摩擦力发生周期性变化时，活塞在曲轴的旋转将受到一个周期性变化的侧向力的作用，它在上、下止点附近必然要变换方向，活塞将产生一个由一侧移向另一侧的横向运动.在发动机高速运转时，活塞的这种横向运动是以很高的速度进行的，从而形成了对缸壁的强烈撞击.这种周期性的敲击以压缩冲程终了和做功冲程开始时最为严重.为减小活塞的敲击力和敲击噪声，近年来国外学者对活塞敲击进行了相关的研究工作［2－4］，国内也有相关的研究工作［5－6］，取得了一定的成果.

本文首先建立活塞的有限元模型，在考虑活塞弹性的基础上计算得出了活塞对缸壁的敲击力；之后详细讨论活塞销在正偏和负偏9种方案下活塞敲击力的变化规律，结论表明：将活塞销适当地向主推力面偏置，可降低活塞的敲击力，且活塞销正偏时的动态敲击力均大于负偏时的动态敲击力.

1 活塞有限元模型建立

活塞几何实体模型的建立是仿真分析的基础，只有准确建立活塞的实体模型，才能使仿真分析的结果更加精确.本文根据发动机活塞的实际尺寸和结构形式建立了某发动机活塞的几何实体模型，如图1所示.在建模过程中，忽略一些次要的因素，如：避让坑、气门凹坑等.由于本文在进行活塞敲击力计算时需要考虑活塞的弹性变形，因此需建立活塞的有限元模型以计算活塞的径向刚度，在不影响计算精度的前提下，选择10节点4面体单元来对活塞进行网格划分，如图1所示.

图1 活塞三维模型和有限元模型Fig.1 Three-dimensional mode and FE mode of piston

2 活塞径向刚度计算

由活塞的二阶运动理论可知，活塞在工作过程中与缸套壁面在油膜压力的作用下发生挤压与接触，活塞体因此会发生弹性变形，同时该变形也会影响活塞和缸套间的动态间隙和敲击力.因此，在对活塞动力学进行仿真计算时，应考虑活塞体在横向挤压载荷下的的弹性变形.

活塞刚度表示活塞某一区域在外载荷作用下的弹性变形能力，它会影响活塞的运动状况和受力状况.本文的研究重点关注的是活塞径向方向的变形，而活塞主要承载部位在裙部承压面上，在建立了活塞有限元模型的基础上，采用柱坐标系，坐标原点位于活塞的几何中心处，并将活塞的对称截面的绕活塞轴向的旋转自由度进行约束，同时将活塞顶面节点的沿活塞轴线方向的移动自由度也加以约束.在活塞裙部周向0°，30°，45°方向截面选取节点加载集中力，进行静变形计算.

图2为在活塞裙部某一节点处加载时的计算结果.从图中可以看到，从活塞头部到裙部的变形量在外载作用下逐渐增大，即活塞的刚度从活塞头部到裙部依次降低.综合所有节点加载后的活塞变形情况，均符合这一变化规律.在活塞的工作循环中，活塞头部主要承受缸内热负荷，因此结构刚度较大.活塞裙部主要起导向作用，且内部需要保证连杆小头的运动空间，因此裙部结构的刚度较小.

图2 活塞径向刚度计算结果Fig.2 Results of piston radial stiffness

3 活塞敲击力仿真计算

在考虑活塞弹性基础上，对活塞的敲击力进行计算，得到其敲击力曲线如图3所示.其中动态敲击力最大值发生在燃烧上止点处，这是由于该时刻为活塞的换向时刻，其二阶运动较为剧烈.对敲击力进行快速傅里叶转换（Fast Fourier Transformation，FFT），得到各力的频谱图，并将其坐标转换为对数坐标，如图4所示.由于活塞对缸套的动态敲击力是瞬态突加载荷，因此在频域内具有很宽的频率成分.

4 活塞销偏置对活塞敲击力的影响规律分析

本文通过改变活塞销偏置方向及偏移量来研究活塞对缸套敲击力的影响规律.具体为将活塞销的偏置方式分为正偏（向活塞副推力侧偏移）、负偏（向活塞主推力侧偏移）及不偏置3种类型，偏移量分别设定为0.5mm，1mm，1.5mm，2mm，共9种方案分别进行计算，在计算得到的结果中，选取活塞对缸套的动态敲击力作为指标进行评价.

图3 活塞动态敲击力时域图Fig.3 Time domain figure of piston slap force

图4 活塞动态敲击力频域图Fig.4 Frequency domain figure of piston slap force

不同活塞销偏置下的活塞动态敲击力如图5所示.由图5可知，活塞销的偏置方式对于燃烧上止点附近的活塞动态敲击力的变化趋势具有非常显著的影响.具体表现为活塞销正偏时，活塞副推力侧对缸套的敲击作用较大；活塞销负偏时，其主推力侧对缸套的敲击作用明显.活塞销偏置量对于动态敲击力的影响主要表现在动态敲击力的峰值大小上，从图5可以明显看出，随着偏置量的增加，活塞动态敲击力的峰值也在显著增大.当活塞销向主推力侧偏置2mm时，动态敲击力峰值达到286N，当活塞销向副推力侧偏置2mm时，动态敲击力最大值为499N，并且活塞销正偏时的动态敲击力均大于负偏时的动态敲击力.

动态敲击力局部放大图如图6所示，燃烧上止点附近活塞动态敲击力峰值及对应曲轴转角如表2所示.从图6可以明显看出动态敲击力在燃烧上止点附近呈现出的不同变化趋势.已知1 000r·min－1转速下缸内最大爆发压力的时刻为17°曲轴转角，结合表1中的相关数据，活塞销正偏和负偏分别为1.5，2mm时，动态敲击力峰值出现的时刻均与最大爆发压力时刻非常接近，而活塞销偏置量为－0.5mm与－1mm时，动态敲击力出现的峰值的时刻均在上止点之前，这样可以有效地避免最高爆发压力作用下活塞换向引起的对主承压面的突然敲击.

图5 不同活塞销偏置量下的动态敲击力Fig.5 Piston slap force of piston pin offsets

图6 动态敲击力局部放大图Fig.6 Partial enlarged drawing of piston slap force

表1 燃烧上止点附近活塞动态敲击力峰值及对应曲轴转角Tab.1 Piston slap force and crank angle in top dead center

5 结论

经过本文的分析，可得出以下结论：

（1）活塞销偏置对活塞敲击力有较大影响，在活塞敲击力计算时不可忽略该影响因素.

（2）活塞销的偏置方式对于燃烧上止点附近的活塞动态敲击力的变化趋势具有非常显著的影响，将活塞销适当的向主推力面偏置，可降低活塞的敲击力，且活塞销正偏时的动态敲击力均大于负偏时的动态敲击力.

（3）对本型柴油机来说，活塞销偏置量为－0.5 mm与－1mm时，可有效地避免最高爆发压力作用下活塞换向引起的对主承压面的突然敲击；而正偏和负偏分别为1.5mm，2mm时会增大敲击.

［1］庞剑，湛刚，何华.汽车与发动机振动噪声理论与应用［M］.北京：科学出版社，2006.

PANG Jian，ZHAN Gang，HE Hua.Theory and application of vibration and noise in automatic and engine［M］.Beijing：Science Press，2006.

［2］Hoffmann R M，SUDJIANTO A，DU Xiaoping，et al.Robust piston design and optimization using piston secondary motion analysis［J］.SAE Technical Paper Series，2003－01－0148.

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［4］MANSOURI S H，WONG V W.Effects of piston design on piston secondary motion and skirt－liner friction［J］.SAE Technical Paper Series，2004－01－291l.

［5］郭磊，郝志勇.活塞动力学二阶运动的仿真方法与试验研究［J］.内燃机工程，2009，20（6）：41－47.

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