无隔振装置内燃机支承系统固有特性影响因素研究❋

曾 锐，王 东，闫 兵，华春蓉，董大伟

（西南交通大学 机械工程学院，四川 成都 610031）

0 引言

内燃机可通过有隔振装置支承和无隔振装置支承两种方式安装在基础上［1］。为了避开共振并保证支承的刚度足够大，就要求内燃机与支承系统的固有频率不得低于内燃机激振力频率的2.5倍［2］。在无隔振装置支承中，内燃机外负载的反扭矩通过内燃机支承作用于机体，因而在采用无隔振装置支承时，不同支承形式对机体的可靠性也有着重要的影响［3－4］。在支承设计时，需要在刚度和结构间找到平衡。对于特定结构的支承，研究其结构参数对系统固有频率的影响对支承的设计与优化至关重要。

本文针对某V型6缸内燃机无隔振装置支承，建立了刚－柔耦合动力学模型，结合内燃机激振力特性，分析了内燃机支承系统所受激振力特性，仿真计算出系统的固有频率及振型，采用正交设计法，研究了支承各参数对系统固有特性的影响规律。

1 建立内燃机支承系统的整体动力学模型

1.1 模型简化

如图1所示，将内燃机重心位置O定为坐标原点，OX，OY，OZ轴分别和内燃机3个主惯性轴重合，O′－X′Y′Z′为动坐标系，其原点O′固联在系统的质心位置，O－XYZ为静止坐标系，当系统处于平衡状态时，两个坐标系相互重合。因此，可以把整个系统的运动分解为随质心的平动（X，Y，Z）和绕质心的转动（α，β，γ）。

内燃机的质量和刚度通常比支承大很多，而其结构固有频率也往往高于激振频率，所以通常在考虑内燃机整机振动时，将内燃机视为刚体。同时假定基础的质量及刚度为无限大，忽略其对系统振动性能的影响。

安装内燃机的支承与内燃机和基础相比，本身都具有一定的弹性，所以在研究内燃机整机振动时，常把它简化成为刚－柔耦合支承模型。

图1 6自由度系统动力学模型

1.2 建立动力学模型

采用ANSYS和ADAMS联合建模方法建立内燃机支承系统的刚－柔耦合动力学模型［5］。建模时忽略焊接位置和螺孔连接，所建整体动力学模型如图2所示。

图2 内燃机支承系统整体动力学模型

2 计算分析

2.1 固有频率及振型

经过ADAMS软件仿真计算，模型前6阶模态的振型分别为沿X，Y，Z轴平动及绕X，Y，Z轴（α，β，γ）转动，计算所得的模型固有频率如表1所示。

2.2 激振力（矩）谐次特性分析

该内燃机为6缸V型排列，V形夹角为90°。引起α方向振动的倾倒力矩主要集中在前6谐次，故考虑到前6谐次频率［6］。另外由于制造工艺及误差的存在，需考虑往复惯性力、离心惯性力的影响。引起内燃机Y方向振动和Z方向振动的主要为1.0谐次和2.0谐次；对于引起内燃机X方向和γ方向振动的轴承力等，一般只需要考虑1.0谐次的影响；对于由于弹性联轴器轴线不对称引起的β方向振动，考虑激振力2.0谐次的影响。为避开共振，工程上一般要求固有频率大于激振频率的2.5倍以上。内燃机工作转速跨度较大，当上述发动机在工况分别为1 000r/min与3 000r/min时，激振力频率相差达3倍，如表1所示。通过对比，现有模型不能在3 000r/min工况下满足要求。为了使发动机在多转速工况下都能正常运行，需要研究支承各参数对系统固有频率的影响规律，通过修改支承参数，使系统固有频率在指定工况下达到要求。

表1 各工况激振力频率范围及模型固有频率

3 支承各参数对系统固有频率的影响研究

影响系统固有频率的支承参数主要有肋板角度、肋板厚度、侧板厚度及底板厚度这4个参数。为了研究每个参数变化对系统固有频率的影响，若采用全面试验法，则需要进行256次变化，故采用正交设计法［7］，所用正交表如表2所示。肋板角度、肋板厚度、侧板厚度及底板厚度为正交试验中的4个因子，每个因子又包含4个水平。支承原始参数为水平2，对水平2进行加减得到水平1，3和4。角度加减步长为4.66°，厚度加减步长为3mm。

表2 试验正交表

因为α方向频率范围较大，造成系统固有频率在α方向上最不容易满足要求，所以取α方向的固有频率为质量指标。经过试验，发现第15次试验（方案A4B3C1D4）的质量指标为780.75Hz，为16次试验中的最佳方案，但是并不代表第15次试验方案就是最佳方案，需要进行直观分析找出最优方案，并总结各因素对固有频率的影响规律。

当A因子即肋板倾角为水平1时，其质量指标分别为725.78，751.15，679.76，675.42，他们的平均值为708.03。同理求出A因子在其他水平下质量指标的平均值以及平均值中最大与最小值的差值。然后求出其他因子在各水平下的差值，根据差值大小判断出各因子影响质量指标的主次顺序为：侧板厚度、肋板倾角、底板厚度、肋板厚度。

为便于直观分析，做出因子水平与质量指标的关系图，如图3～图6所示。由图3～图6可以看出：

（1）质量指标随侧板厚度增加而增大，在侧板厚度增加到24mm时，质量指标最大。

（2）当肋板倾角为66.8°时，质量指标达到最大。

（3）质量指标随底板厚度增加而减小，在底板厚度为17mm时，质量指标最大。

（4）随着肋板厚度增加，质量指标有增大的趋势，在肋板厚度为21mm时，质量指标最大。

（5）最优试验方案是A3B4C1D4，与正交试验中所获得的方案A4B3C1D4不同，故还要对这两种试验方案进行对比试验。

图3 侧板厚度与质量指标关系

图4 肋板倾角与质量指标关系

图5 底板厚度与质量指标关系

图6 肋板厚度与质量指标关系

通过对比，发现方案A3B4C1D4质量指标为812.68Hz，比正交试验中所获得方案A4B3C1D4的质量指标要好，说明方案A3B4C1D4为各水平一定范围内优化支承的最佳方案。

4 结论

（1）通过建立无隔振装置内燃机支承系统刚－柔耦合动力学模型，计算了其固有频率及振型，对1 000 r/min及3 000r/min工况进行了激振力频率分析，发现α方向振动激振频率在不同工况下变化范围较大，原有模型不能满足要求。

（2）采用正交设计法，总结了支承各参数对系统固有频率影响的主次顺序；找出了支承各参数对系统固有频率的影响规律，提出了支承各参数在一定范围内的最优方案。

（3）该研究方法保证了无隔振装置内燃机支承设计优化的科学性，同时减轻了工作量，可以作为同类型刚性支承设计和优化的参考。

［1］熊伟.发动机悬置隔振性能及优化研究［D］.重庆：重庆大学，2005：1－2.

［2］谭达明.内燃机振动控制［M］.成都：西南交通大学出版社，1993.

［3］陈泽忠，尹天佐，许世永.支承形式对机体台架可靠性试验验证的影响［J］.车用发动机，2005（4）：45－47.

［4］韩旭，朱平，余海东，等.基于刚度和模态性能的轿车车身轻量化研究［J］.汽车工程，2007（7）：5－9.

［5］曹建永，王铁.基于ANSYS和ADAMS的观光车车架联合仿真［J］.机械设计与制造，2012（11）：105－107.

［6］王长荣.内燃机动力学［M］.北京：中国铁道出版社，1990.

［7］严兆大.热能与动力工程测试技术［M］.北京：机械工业出版社，1999.