摘要：以云内动力某型号柴油发动机为研究对象，建立曲轴、活塞、连杆体组成的多體动力学模型，根据发动机额定工况下的示功图得到发动机一个工作循环周期的气体爆发压力函数，计算得到一个工作周期内的曲轴主轴承受力时间载荷。建立简化后的发动机整机模型，以多体动力学计算得到曲轴主轴承受力时间载荷为激励源，采用有限元的方法进行机体结构表面振动分析，得到机体表面振动强弱的分布，为柴油机的低振动设计提供改进意见。

Abstract： Taking a diesel engine of Yun inner power as the research object， a multi-body dynamic model consisting of crankshaft， piston and connecting rod body is established. According to the dynamometer diagram of the engine under the rated working condition， the gas burst function of a working cycle of the engine is obtained， and the time load of the bearing force of the crankshaft is calculated in a working cycle. A simplified engine model is established， and the bearing force and time load of crankshaft are excited by multi-body dynamics. The finite element method is used to analyze the surface vibration of the body structure， and the distribution of the surface vibration intensity of the body is obtained. The purpose of this paper is to provide suggestions for improvement of low vibration design of diesel engine.

关键词： 柴油发动机；多体动力学；结构表面振动

Key words： diesel engine；multi-body dynamics；structural surface vibration

中图分类号：TH132 文献标识码：A 文章编号：1006-4311（2018）26-0144-04

0 引言

发动机在工作中会产生结构表面振动，配气机构工作、活塞侧敲力以及气体爆发压力等都会导致结构表面振动，从而影响驾驶员及乘客的乘坐舒适性。在各种激励源中，活塞爆发压力占据主要地位，其传递路径为气体爆发压力作用于活塞上，进而传递给连杆体，连杆体运动进而传递到曲轴上，最后传递到箱体及油底壳等结构上，从而产生振动。

马星国等[1]采用虚拟技术和多体动力学技术研究了曲轴在一个工作循环周期内的动态响应；樊小欢等[2]基于有限元方法和多体动力学，运用AVL EXCITE动力学软件分析曲轴主轴颈的受力载荷，得到曲轴各时刻的应力分布，并对曲轴进行强度较核；何柏岩等[3]运用多体动力学方法得到曲柄连杆机构中连杆体两端的载荷谱，得到连杆体作功任意时刻的应力场，进行连杆体寿命预测；吴楠等[4]运用ADAMS动力学软件进行了曲柄连杆机构多体动力学分析，为曲柄连杆机构的优化设计提供一定的参考。

上述研究大多数集中在针对曲柄连杆机构的多体动力学仿真，或是基于仿真对曲柄连杆机构进行强度校核、寿命预测等。基于多体动力学，综合运用声振有限元来研究柴油发动机的结构振动的研究较少，本文采用有限元方法、多体动力学、振动仿真究了柴油发动机结构表面振动分布，对发动机的低振动设计具有一定的参考意义。

1 曲轴系几何建模

1.1 结构参数

该型号柴油发动机为直列式四缸发动机，用于乘用车上，其具体参数如表1所示。

1.2 三维几何模型

根据发动机相关尺寸参数，建立曲轴系三维模型，并将曲柄连杆机构装配成一个整体。（图1，图2）

在建模过程中，考虑到各方面原因，力求在符合实际模型且对结果分析无影响的情形下，忽略曲轴中的油路以及部分面上的倒角和通油孔，模型建立后进行装配，装配模型以Parasolid通用格式保存。

2 多体动力学仿真分析

2.1 多体动力学模型

多体系统动力学的目的是使用计算机技术来解决复杂机械运动过程中的受力和运动关系的问题，其是在牛顿的经典力学发展起来的。将三维建模软件CATIA中建立好的曲轴连杆机构装配模型，导入到Adams中做动力学分析。在三维制图软件中建好模型完成装配，检查是否存在干涉，以通用格式将装配模型导入动力学分析软件中进行多体动力学仿真分析。

2.2 载荷和边界条件

在动力学仿真软件中，首先根据实际情况设置曲轴连杆机构的物理属性，材料物理属性主要包括材料弹性模量、泊松比及密度等，同时给活塞、活塞销、连杆组、连杆轴瓦等设置相应的材料物理属性。本文添加的活塞的合金钢物理属性为：弹性模量为2.07×1011Pa，泊松比为0.29，密度为7801kg/m2。

运动边界条件即曲柄连杆机构各部件之间的相对运动关系。将曲轴轴承与大地固定聯接，曲轴与曲轴轴承间设为旋转副，曲轴与连杆轴瓦以及连杆轴瓦与连杆体之间均设为旋转副，连杆体与连杆衬套、连杆衬套与活塞销以及活塞销与活塞间均设为旋转副，气缸与活塞间设为移动副。（表2）

工况边界条件约束主要设置四个气缸的气体压力函数和旋转驱动，模拟发动机在额定转速下的工况，设置发动机曲轴以额定转速旋转，在动力学分析软件中对曲轴施加额定转速为3200r/min时的旋转运动驱动，驱动表达式形式为19200.0d*time。第一个气缸内气体压力函数如下所示。

第一个气缸内气体压力函数

IF（time-0：0，60600，IF（time-0.0085：STEP（time，0，60600，0.0085，69854），69854，IF（time-0.017：STEP（time，0.0085，69854，0.017，24608），24608，IF（time-0.0255：STEP（time，0.017，24608，0.0255，5068），5068，IF（time-0.0375：STEP（time，0.0255，5068，0.0375，4500），0，0）））））

前处理完成后，即可进行多体动力学计算分析，可以得到曲轴主轴承受力时间载荷。

2.3 动力学仿真计算

曲轴主轴承的作用主要是支撑曲轴，使得曲轴在以固定的轨迹作旋转运动，尽量减小其旋转的摩擦阻力，保证其在轴向方向上不产生大的窜动，进而通过连杆使活塞对气缸壁产生较大侧敲力，从而产生振动。曲轴在工作过程中，不仅要保持高速的旋转运动，同时受到高温高压的作用，工作环境比较恶劣，是研发人员在设计阶段需要关注的重点。由于篇幅限制，没有列出五个主轴承受力载荷曲线，仅列出右侧第一个主轴承受力载荷曲线，如图3-5所示。

将五个主轴承受力载荷以表格的形式导出，作为柴油发动机结构表面振动分析的激励源。

3 柴油发动机结构表面振动仿真计算

3.1 有限元模型

在LMS Virtual Lab Acoustics软件中对简化的发动机进行单元网格化，其有限元模型如图6所示。

3.2 表面振动结果分析

对发动机进行边界约束和载荷设置后，对结构表面振动进行计算分析。（图7-13）

从发动机结构表面振动加速度云图可以看出，结构表面振动主要集中在发动机机体以及油底壳上。在100Hz到3000Hz的响应频率范围内，当响应频率为2000Hz左右时，振动加速度最大值为32.6m/s2，发生在油底壳下端面。机体盖振动响应主要发生在低于1000Hz频率范围内，最大值1.5m/s2，小于机体和油底壳振动响应。

选取发动机缸盖上端面、机体左右两端面、油底壳下端面四个位置进行振动频率响应分析。（图14）

从四个节点加速度随频率变化曲线可以看出，缸盖上端面、机体左端面及油底壳下端面x方向振动最大频率在1900Hz附近，而机体右端面x方向振动最大频率发生在1300Hz。在发动机额定转速下，机体表面各部位振动相差不大，数值在10m/s2左右。从四个节点加速度拟合频域图可以看出，在100Hz到3000Hz范围内，机体结构在x方向上振动较大主要发生在1300Hz、1900Hz、2300Hz及2700Hz，其中主要集中在1300Hz、1900Hz及2300Hz。（图15）

从四个节点加速度随频率变化的曲线可以看出，在y方向上，缸盖上端面、机体左右端面在1300Hz附近振动最大，而油底壳下端面在2300Hz附件振动最大。从四个节点加速度拟合频域曲线得到，在y方向上，振动最大在1300Hz、2300Hz附近。（图16）

从四个节点加速度随频率变化的曲线可以看出，在z方向上，缸盖上端面振动最大发生在1200Hz附近、机体左右端面在1900Hz附近振动最大，而油底壳下端面在2300Hz附件振动最大。从四个节点加速度拟合频域曲线得到，在z方向上，振动最大在1200Hz、2300Hz附近。

4 总结

①在建立曲柄连杆机构三维模型的基础上，采用多体动力学方法对其进行动力学分析研究，得到曲轴主轴承在一个工作周期内受力载荷。

②将动力学分析得到的曲轴主轴承受力载荷作为激励源，对发动机整机进行结构表面振动分析，得到结构表面振动分布情况，结构表面振动主要集中在发动机机体以及油底壳上。在100Hz到3000Hz的响应频率范围内，当响应频率为2000Hz左右时，振动加速度最大值为32.6m/s2，发生在油底壳下端面。机体盖振动响应主要发生在低于1000Hz频率范围内，最大值1.5m/s2，小于机体和油底壳振动响应。

参考文献：

[1]马星国，尤小梅，闻邦椿.基于虚拟样机技术的曲轴多体动力学仿真[J].振动与冲击，2008，27（9）：155-157.

[2]樊小欢，宋希庚，殷玉龙.基于多体动力学和有限元法的柴油机曲轴强度分析[J].农业装备与车辆工程，2016，54（7）：30-33.

[3]何柏岩，陈寺专，裴毅强.基于多体动力学的479Q发动机连杆载荷与强度分析[J].内燃机工程，2011，32（4）：39-45.

[4]吴楠，廖日东，张保成.柴油机曲柄连杆机构多体动力学仿真分析[J].内燃机工程，2005，26（5）：69-73.