基于ADAMS的某三缸發(fā)動機懸置優(yōu)化設計

楊樹國

摘要：分析直列三缸發(fā)動機的主要激勵，得到發(fā)動機的激勵力矩計算公式;研究三缸發(fā)動機的平衡策略;建立三缸發(fā)動機的懸置系統(tǒng)模型并對系統(tǒng)的6階固有頻率進行分析，結合整車的實際表現(xiàn)對懸置設計方案進行了有效驗證。

關鍵詞：三缸發(fā)動機;扭矩軸;解耦設計

前言

隨著國家燃油經(jīng)濟性法規(guī)的不斷加嚴，國內(nèi)各主機廠陸續(xù)開發(fā)出小型化、高功率的高效三缸發(fā)動機。由于三缸發(fā)動機的天然特性，其1階慣性力矩不能自平衡;同時三缸機單缸爆發(fā)壓力大，且點火間隔大，轉(zhuǎn)速波動大;因此發(fā)動機產(chǎn)生的振動較大，經(jīng)懸置傳遞到車內(nèi)的振動也較大，顧客的主觀感受較差。三缸發(fā)動機的振動不平衡對懸置設計提出了極大的挑戰(zhàn)。

三缸機的不平衡

本文對坐標系的定義如下：從車頭指向車尾水平方向定義為X軸正向，從駕駛位指向副駕駛水平方向定義為Y軸正向，Z軸根據(jù)右手定則確定。

曲柄連桿機構中的活塞組件做往復直線運動，曲軸做旋轉(zhuǎn)運動，連桿小頭隨活塞做往復直線運動，連桿大頭隨曲軸做旋轉(zhuǎn)運動。分別對往復質(zhì)量及旋轉(zhuǎn)質(zhì)量產(chǎn)生的力、力矩加以分析。

對于往復質(zhì)量的運動可以簡化成圖1。

已知三缸機的點火間隔角為240°，當1缸位于上止點時，其θ₁=0，二缸的曲軸轉(zhuǎn)角θ₂=240，三缸的曲軸轉(zhuǎn)角θ₃=120，分別帶入公式2，可得一階往復慣性力的合力∑F_jI=0;其二階往復慣性力的合力∑F_jII=0。

同求往復慣性力的方法，可得往復慣性力矩的合力矩：

上式中的往復慣性力矩∑M_j包括一階往復慣性合力矩和二階往復慣性合力矩兩部分。

接下來分析旋轉(zhuǎn)慣性力及力矩。

三缸發(fā)動機的旋轉(zhuǎn)慣性力∑F_r=0;

旋轉(zhuǎn)慣性力矩：

∑M_r=|M_r1+ M_r2+ M_r3|=|F_r·2a+ F_r·a+ 0|=·F_r·a公式4

綜上，三缸發(fā)動機受到的合力為零，往復慣性力矩和旋轉(zhuǎn)慣性力矩不為零。

發(fā)動機的平衡策略

根據(jù)前文分析，不能自平衡的慣性力矩并不能通過在曲軸上設置平衡重而消除。若要徹底消除慣性力矩，只能增加平衡軸。增加平衡軸后，必然會引起整機成本的上升以及發(fā)動機油耗的增加。本文中的發(fā)動機通過合理的平衡策略（B）設計達到了較為滿意的NVH水平。

往復慣性力矩及旋轉(zhuǎn)慣性力矩的不平衡最終作用在發(fā)動機上，表現(xiàn)為Roll以及Yaw方向的激勵。Roll引起的是整車Z方向的振動，Yaw引起的是整車X向的振動，因此我們更希望抑制Roll引起的振動。

發(fā)動機基本參數(shù)：動力總成質(zhì)量192Kg，轉(zhuǎn)動慣量（Kg.m²）：Ixx 11.83，Iyy 6.71，Izz 10.53，Ixy 0.91，Ixz -0.13，Iyz -2.26。

在Adams中建立模型，采用TRA三點懸置布置，輸入三個懸置的設計剛度，運行仿真，得到懸置的6階模態(tài)及能量解耦率，如表2：

怠速工況下，1.5階隔振結果見表3：

結語

從整車NVH性能表現(xiàn)看，三缸機相比于四缸機在激勵幅值及激勵種類上更加復雜，且單缸的爆發(fā)壓力明顯增大。

1、三缸發(fā)動機增加平衡軸可徹底消除不平衡力矩，但也可在不增加發(fā)動機油耗的前提下，通過合理設計平衡策略，再加上懸置的合理設計，使整車的表現(xiàn)處于可接受的范圍內(nèi)。

2、通過降低懸置X向剛度，可以優(yōu)化整車的振動。

參考文獻

[1] 朱廉潔 劉曉偉等，三缸發(fā)動機整車怠速振動性能研究 10.3969/j.issn.1006-1335.2015.06.026

（作者單位：中國第一汽車股份有限公司天津技術開發(fā)分公司）