汽车发动机振动系统试验研究分析

汽车发动机振动系统试验研究分析
田英;刘军;罗国标
【摘要】The principle analysis and vibration test are taken to a car of direct injection spark ignition engine vibration system based on automobile chassis dynamometer. And through time domain and frequency domain analysis to acceleration signal of vibration test, the overall vibration state of the engine is obtained. The vibration test results provide the reference data for research on vibration-reduction and vibration-isolation of the engine.%基于汽车底盘测功试验台,对装配某型号的缸内直喷四冲程发动机在整车运行时的振动状况进行原理分析和测试,对测试所得的振动加速度信号进行时域、频域分析,获得发动机整体的振动状态,为该发动机在减振与隔振设计方面提供必要的试验依据.
【期刊名称】《佛山科学技术学院学报（自然科学版）》
【年(卷),期】2018(036)002
【总页数】6页(P42-47)
【关键词】发动机;振动加速度;时域;频域;振动测试
【作者】田英;刘军;罗国标
【作者单位】佛山科学技术学院机电工程系,广东佛山528000;佛山科学技术学院机电工程系,广东佛山528000;佛山科学技术学院机电工程系,广东佛山528000【正文语种】中文
【中图分类】U467.2
汽车在行驶过程中常由于路面的不平，车速和运动方向的变化以及车轮、发动机和传动系统的不平衡等各种外部和内部的激振作用，因此容易产生整车或局部的强烈振动。

这些振动使得汽车的动力性、经济性、舒适性以及使用寿命都大打折扣。

其中发动机所引起的振动是汽车本身自振的重要原因，当汽车的发动机产生强烈振动时，机体本身、机内零部件、各种附属装置以及车架等都会产生强烈振动，从而严重影响驾驶员和乘客的乘坐舒适性、汽车行驶安全性、周围环境以及汽车寿命等。

因此对发动机采取有效的减振与隔震措施来消减其各种抖动，使得振动不传或少传到车架和外部环境中去非常重要。

本文基于汽车底盘测功试验台，对装配某型号的缸内直喷四冲程发动机在整车运行中的振动状况进行相关测试，通过测试所得振动加速度作为发动机振动评价量标［1］。

对测试所得振动加速度信号进行时域和频谱分析，根据研究分析所得结论为发动机的减振、隔振设计提供参考依据。

1 发动机振动原理分析
当发动机运行时，气缸内的燃气压力和曲柄连杆机构运动时产生的惯性力是引起汽车发动机振动的两个基本作用力源。

其中，气缸内的燃气压力是主要振动力源，曲柄连杆机构运动时产生的惯性力又包括往复惯性力和离心惯性力。

而发动机上的其他作用力则均是由燃气压力和曲柄连杆机构惯性力衍生出来的。

1.1 燃气压力
燃气压力是发动机的内力，在机体内平衡时不会向外传递，但是当其变化剧烈时则会引起倾覆力矩而使得发动机产生振动。

缸内气体压力随曲轴转角不同而作周期性变化，曲轴每转2周产生一个燃气压力高峰，所以燃气压力的频率为曲轴回转力的一半［2］。

1.2 曲柄连杆机构运动的惯性力
1.2.1 往复惯性力
曲柄连杆机构运动时的往复惯性力大小与往复运动部件的质量成正比，为质量和加速度的乘积，方向与加速度相反，因而各气缸内往复惯性力可表示为
其中，pj1=-mjRω2cos ωt、pj2=mjRω2λcos2ωt分别表示一级和二级惯性力，mj表示各气缸内往复部分的质量，R表示曲柄半径，ω表示曲轴旋转角速度，λ表示曲轴半径与连杆长度之比。

由式（1）可知，往复惯性力的大小和方向随曲轴转角作周期变化。

一级惯性力和二级惯性力变化频率分别为曲轴回转频率的1倍和2倍。

当各缸往复部分质量mj 相等时，由点火顺序知，四个缸的一级惯性力相互抵消后等于0，而二级惯性力则相互叠加，大小为单缸机的4倍，幅值为4λmjRω2，该值较大，容易使机体引起强烈振动。

1.2.2 离心惯性力
曲柄连杆机构运动时的离心惯性力大小与旋转部件的质量成正比。

设旋转部件质量（曲轴不平衡质量和连杆大头质量之和）为mr，则引起的离心惯性力pr可表示为
其中，离心惯性力pr的方向总是沿曲轴半径方向向外，频率等于曲轴回转频率，大小与mr成正比。

如果对曲轴旋转部件采取动平衡措施，使得很小或为零，则离心惯性力pr很小或者为零，因而对整机振动几乎没有影响［3］。

2 发动机振动测试方法
2.1 测试对象及条件
2.1.1 测试对象
测试对象为北京现代汽车有限公司提供的装配G4KJ型（缸内直喷四冲程）发动机的BH6470MMZ型整车。

2.1.2 实验场所
实验场所为佛山科学技术学院车辆工程实验室及FDC-3汽车底盘测功机试验台，用来模拟汽车在水平道路上行驶。

2.1.3 传感器
传感器采用IEPE压电式三向加速器传感器拾取发动机振动信号，传感器的频响范围为1 Hz～10 kHz，量程为2 500 m/s2、灵敏度约为2 mv/m·s-2。

制造商为江苏东华测试有限公司，该传感器可以收集x、y、z3 个方向的振动信号。

2.1.4 分析软件
分析软件为DH5922N型动态信号测试系统与计算机终端，制造商为江苏东华测试有限公司。

其中DHDAS动态信号采集分析软件，可实现大容量的数据自动采集与信号处理，对采集的数据进行各种形式的数据分析和处理，并以所设定的形式显示出来。

2.2 测试方案与内容
试验在底盘测功机上进行，底盘测功机的功能是模拟道路试验进行，可以测量车辆在不同车速、不同转速下发动机的振动情况。

其试验按以下步骤操作。

（1）将试验汽车的驱动轮驶上转鼓，将档位挂至空挡，固定非驱动轮，将试验车后端的连接带连至拖车钩上并通过锁带压紧。

（2）连接仪器和传感器。

（3）选择测点，测点的选取直接影响采集到的振动信号与真实信号的关系，即采集信号的真实性。

本实验根据振动评估点定于合成位移最大值处，即发动机的边界位置，共选取了3个测点（9路信号），分别是发动机气缸盖两侧以及发动机与车架相连接点附近对应的刚性支架处位置，测点布置情况如图1所示。

（4）传感器安装如图2所示。

测量方向设定如下：将3个带磁力座的加速度传感器依次安装在发动机的所选测点位置，通过DH5922N动态信号测试系统同时测
取每个测点上互相垂直的3个方向的振动加速度信号。

这里，令曲轴轴向为横向，用x表示；发动机安装平面的垂直方向为垂向，用z表示；垂直于x-z平面方向为纵向，即车辆的前进方向，用y表示。

（5）测量发动机不同转速产生的振动信号及频率。

分别对发动机转速在1 000、
1 500、
2 000、2 500、
3 000和3 500 r/min时的振动信号进行采样测试。

图1 发动机振动测点的布置
图2 传感器安装
3 数据处理与分析
3.1 分析方法
对各测点每个方向上的振动加速度信号进行时域和频域分析，识别出发动机的主要振动频谱，从而掌握发动机整体振动状况。

另外，对振动较大的频率进行归纳分析，并与主要振动频率下的幅值进行对比得出振动较为严重的频率范围，找出影响振动状态的因素。

3.2 测试数据分析
3.2.1 时域分析
任选一测点某一方向不同速度下的振动加速度时域图，如图3所示。

图3表示测
试点1的垂直方向即z向的振动加速度时域信号。

图3 振动加速度时域
由图3可知，发动机转速越高，振动越明显。

由于发动机的振动加速度信号是随
机信号，则振动加速度的幅值也是随机变量，那么振动加速度的均方根值越大，加速度幅值越大［4］。

这里利用均方根值来描述振动加速度幅值的统计规律。

设振动加速度在时刻t=i·Δt（i=0，1，2，…，n，Δt为时间间隔）时的测量值为a（t），n为采样点数，则均方根值σ可定义为
由Microsoft excel软件可实现对均方根值σ的求解，根据式（3）得测点1在不同转速下x、y、z这3个方向坐标上的振动加速度均方根值，如表1所示。

表1 不同转速下测点1的振动加速度均方根值转速/（r·min-1）方向垂向横向纵向1 000 1.12 0.49 0.45 1 500 2.03 1.14 0.56 2 000 3.17 2.55 2.79 2 500 4.85 4.82 4.59 3 000 6.51 5.92 5.09 3 500 9.55 9.08 8.50
测点1振动加速度与速度的关系如图4所示。

图4的曲线更加直观地描述了测点1的振动加速度变化情况。

图4 测点1振动加速度与转速的关系
由图4可知，发动机在不同转速下，3个方向上的振动加速度均方根值均随转速的增加而增加，且垂直方向和横向的振动变化最大。

垂向加速度随发动机转速的变化曲线近似于二次抛物线形式，与二级惯性力变化趋势基本一致，这是因为二级惯性力的作用方向主要沿垂直方向，对垂直方向的振动产生了直接激励作用；横向振动则与燃气压力所引起的侧倾有关。

3.2.2 频谱分析
任选某测点的振动加速度时域图经傅里叶变换后得到频谱图，如图5所示。

图5表示发动机转速在2 500 r/min时测点3处频谱布局情况。

由图5可得到以下结论。

（1）垂向（AI1-03）振动最为严重，横向（AI1-05）次之，此结果与时域分析所得结果一致，说明可以以垂向和横向的加速度合成振级来评价发动机振动情况。

（2）频谱图中最大振动值均出现在二级惯性力频率（84 Hz）处，这与由经验计算公式［5］
计算所得的共振频率为83.3 Hz基本上相等。

其中，Q为比例次数，一阶惯性为1，二阶惯性为2；n为发动机转速。

（3）曲轴转频处谱值相对较小，但高次谐波成分较多，故振动能量也不能忽视。

由此可知，二阶往复惯性力是该发动机的主要振动激励源，曲轴和飞轮等旋转部件存在的不平衡离心惯性力也是振动激振源之一。

图5 发动机转速2 500 r/min时测点2处频谱布局
4 结论
本文基于汽车底盘测功试验台，对某型号发动机在整车运行中的振动状况进行了相关振动测试，通过对测试信号进行时域和频域分析，获得了该发动机整体的振动状态，包括发动机在垂向、横向、纵向的振动状态和不同车速下发动机的振动强度及发动机主要干扰力的阶次情况等。

通过分析可知，垂向振动最明显，其传递的振动能量最大，垂向和横向的振动主要是由惯性力和惯性力矩引起的，初步提出以垂向和横向的加速度合成振级来评价发动机振动的好坏。

同时建议通过采取尽可能减小二级往复惯性力、设置二级平衡机构的措施来减小振动。

参考文献:
［1］徐中明,马坤,汪先国,等.发动机振动评价研究［J］.机械设计,2014,31（3）:90-94.
［2］张保成,苏铁熊,张林仙.内燃机动力学［M］.北京:国防工业出版社,2009:31-
33
［3］张晨彬,薛澄岐.发动机振动测试方法及分析［J］.电子机械工程,2006,22（1）:1-3
［4］董朝刚.发动机悬置隔振和车内降噪试验研究［D］.吉林:吉林大学,2007.
［5］王宏伟.基于底盘测功机的发动机振动系统试验研究［D］.沈阳:沈阳理工大学,2011:38-41.。