浅谈内燃机振动问题

浅谈内燃机振动问题

内燃机是一种广泛应用的热能动力机械，在汽车、船舶等领域中，均作为主要原动力。随着内燃机向高速、轻型、大功率方向发展，其振动问题也日益受到关注。内燃机在工作过程中因受到多种激励的作用而产生复杂的振动，为更好地了解内燃机的振动，从而掌握内燃机的工作状况，针对内燃机部件振动、结构振动、轴系振动和整机振动的振动测试系统、信号处理技术和振动控制技术在不断地发展，其目的是能更精确地反映内燃机振动的真实情况，为内燃机的完善提供明确的指导方向。

本文旨在系统地阐述和内燃机振动相关的现有成果，分析现有方法的特点，以及展望内燃机振动问题的研究前景。

1 内燃机振动产生的机理及振动类型

1.1 振动产生的机理

由于内燃机的工作过程中存在着多种激振力，导致了内燃机的振动。这些激振力可分为由于燃烧发生的直接激振力和由于发动机机械工作发生的间接激振力。只要内燃机运动，本身就存在的激振力，称之为直接激振力，它包括：气缸内的气体压力（燃烧力）、曲柄连杆机构的重力及其惯性力。在直接激振力作用下，而再次激发的力，称之为间接激振力，通常有活塞敲击、正时齿轮、气门系及燃油喷射系振动。由于激振力的耦合，导致内燃机的振动具有频带宽、形态复杂、非平稳等特点。

1.2 振动类型

内燃机的振动类型通常按照研究重点的不同划分为结构振动、部件振动、轴系扭转振动和整机振动。

1.2.1 结构振动和部件振动

结构振动主要是指实际上具有弹性的内部结构部件，如活塞、连杆、曲轴、机体等，在燃烧气体力和惯性力作用下所激起的多种形式的弹性振动，它是诱发内燃机燃烧噪声和活塞敲击噪声的根源。内燃机的部件很多，它们的振动形式更是多种多样，最常见的是配气系统振动和缸套振动。前者会破坏气门的正常工作，后者将引起缸套的穴蚀。就进排气管的气流震荡是部件振动的另一种形式，它对进排气过程乃至内燃机的整个工作性能都有较大的影响。

郭智威[1]对比了不同缸套表面处理对柴油机机体振动的影响，指出缸套表面规则凹坑处理有利于降低机体振动。郭文勇[2]研究了柴油机缸套磨损故障的机体振动监测，得到结论，当缸套间隙正常或中等磨损时，机体振动的增长速度较慢；严重磨损时，振动特征参数值明显增大；如果缸套处于破坏性磨损程度时还继续工作，机体振动则呈指数式增长。上官文斌[3]以汽车排气系统吊耳的垂向动态载荷最小和其静变形量在一定范围内为优化目

标，建立了排气系统吊耳动刚度优化模型，测试结果表明，优化后的吊耳刚度能够有效降低车身底板的振动加速度。周志革[4]利用MSC/NASTRAN软件对汽车排气总管进行了模态分析，发现怠速下发动机的激励频率与排气总管的固有频率耦合，并提出通过改进发动机与排气总管的连接方式来改变排气总管的固有频率，从而达到降低振动的目的。王继先[5]基于Ansys软件和试验设备对某480型柴油车的排气系统进行了模态试验和谐响应分析，得知排气系统在2阶固有频率处发生了共振，并通过采用优化悬挂位置点的方法对排气系统进行了改进，并取得了良好的降噪效果。刘敬平[6]联合有限元软件与AVL-EXCITE软件，对某轿车排气系统进行了模态与强迫振动分析，为排气系统的空间走向和结构设计提供了强有力的依据。

1.2.2 轴系扭转振动

曲轴系统的振动是引发内燃机振动的重要因素。由于曲轴上作用有大小、方向都周期性变化的切向和法向作用力，曲轴轴系将会同时产生弯曲振动和扭转振动。因为内燃机曲轴一般均采用全支承结构，弯曲刚度较大，所以其弯曲振动的自然频率较高。虽然弯曲振动不会在内燃机工作转速范围内产生共振，但它会引起配套轴系和机体其它部件的振动，是内燃机的主要噪声源。对扭转振动而言，由于曲轴较长，扭转刚度较小，而且曲轴轴系的转动惯量又较大，故曲轴扭振的频率较低，在内燃机工作转速范围内容易产生共振，如不采取预防措施，轻则引起较大噪声、加剧其它零件的磨损，重则可使曲轴折断。因此，扭转振动是内燃机设计过程中必须考虑的重要因素。对于船用内燃机来说，由于其行程长，行程缸径比达4左右，使曲拐的纵向刚度大大降低，不但使曲轴轴系纵向自振频率下降，而且由法向力所致的纵向激励也大大增加，增大了在工作转速范围内发生共振的概率和共振烈度，因而近年来对船用内燃机曲轴轴系的纵向振动相当重视。但这个问题主要反映在较大型的内燃机中，对于行程缸径比较小的中小型内燃机，纵向振动并不是一个大的问题。

（1）计算模型

由于曲轴的结构和受力情况都比较复杂，在计算曲轴轴系的振动特性（振型、固有频率等）时，一般都要将轴系简化为比较简单的力学模型，以便求解。从已有的研究看，用作振动计算的曲轴轴系模型可分为两大类：一类是轴系质量经离散化后集总到许多集中点的集总参数模型，另一类是轴系质量沿轴线连续分布的分布参数模型[7]。

集总参数模型把内燃机轴系抽象转换为由若干只有转动惯量而无弹性的刚体，以及一些只有弹性而无转动惯量的轴段组成的离散系统。转换的前提是转换前后动力学特性是相近的，即保持轴系的自振频率、动能和位能相等，是轴系振动计算中最早使用的力学模型[8~12]。集总参数模型的优点是物理概念清晰，使用简单，计算方便。但因该模型过于简化，当需要对曲轴精确计算时，其精度就显得有限。

在分布参数模型中，轴系的质量沿轴线连续分布，因而比集总参数模型更接近于实际。目前除对曲轴实体直接进行剖分作为有限元计算模型以外，还有框架模型和阶梯轴模型两

种分布参数模型。

Bargis[13]、李惠珍等[14]在用有限元法计算曲轴振动时，以圆截面直梁代表主轴颈和曲柄销，以变截面矩形梁代表曲柄臂和配重，建立了框架模型。Okamura[15]仍以圆截面梁代表主轴颈、曲柄销，但把曲柄臂和配重处理成简单的矩形梁，建立了框架模型。框架模型用具有规则形状的连续实体代替曲轴的不同结构部分，并保持了曲轴原有的基本形状，因而用该模型进行曲轴振动分析具有较高的计算精度。

减少集总参数模型离散化误差的另一种方法是将轴系等效处理成连续的阶梯轴模型。Nadolski[16]、郝志勇等[17]在用弹性波传播理论求解内燃机曲轴轴系扭振问题时采用了阶梯轴模型，将活塞连杆机构的附加质量分配到两曲柄臂上，而将单位曲拐简化为一组同心的阶梯轴。阶梯轴模型因具有连续的质量分布，故可以考虑分布参数对轴系振动特性的影响，也便于采用不同的数学方法计算。和集总参数模型相比，该模型可以有高的计算精度。

（2）计算方法

对于上述计算模型，常用的计算方法有：机械阻抗法、传递矩阵法、模态分析法、有限元法、弹性波传播法。

机械阻抗法源于电学系统的网络理论，是目前应用较为广泛的一种进行机械结构动态分析的方法。机械阻抗是描述系统输入和输出之间关系的一个非常重要的物理量，它只与系统本身的特性参数有关，与激励力的类型和大小无关。只是在不同类型激励力作用下它的表达形式不同而已，量值并不改变。知道了系统的机械阻抗和激励就可以通过简单的代数运算得到系统的响应，而不需要求解系统的运动微分方程。孔敬之[18]对比利用Ansys有限元方法与机械阻抗法对内燃机曲轴系统自由振动的固有频率，验证了使用机械阻抗建模法的正确性。

传递矩阵法的基本思想是把一个整体结构系统的力学分析问题转化为若干单元或子结构的“对接”与“传递”的力学分析问题。具体来说，就是先将系统分解为若干个具有简单力学特性的二端单元，经过受力分析建立单元一端由广义位移和广义力组成的状态向量与另一端对应的状态向量之间的数学联系（即传递矩阵方程），从而得到单元的传递矩阵；然后再将各个单元连接起来，得到系统的传递矩阵及相应的矩阵方程；最后利用边界条件进行系统的固有振动分析，进而进行强迫振动响应的求解。传递矩阵法非常适合进行工程实际中具有链式分布特征的结构系统的振动分析和计算。用传递矩阵法进行振动计算的优点是不会因单元的增加而影响传递矩阵的阶次，即矩阵的维数不随系统自由度的增加而增加，且各阶振型的计算方法完全相同。因而计算简单、编程方便，计算时所需的内存少、耗用机时短，被广泛地应用于曲轴振动问题的分析与研究中[19~21]。但这种方法在分析自由度较多的复杂轴系时，由于传递矩阵的误差积累，使计算精度下降，因此高阶频率的计算精度较低。

有限元法的基本思想是将连续体（弹性体）系统离散成有限多个单元组成的多自由度