挠曲轴系横向振动计算及分析
曲轴轴系扭转振动等效模型
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三、发动机曲轴轴系示意图
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四、扭振模型等效公式
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四、扭振模型等效公式
以上公式中，Jhub式为扭转减振器轮毂绕曲轴转动中心线的转动惯量， Jsegi为阶梯轴i绕曲轴转动中心线的转动惯量， Jmgi 为主轴颈i绕曲轴转动中心线 的转动惯量， Jwi为第i个曲柄臂绕曲轴转动中心线的转动惯量， Jcpi为第i个曲 柄销绕曲轴转动中心线的转动惯量， Jgear为齿轮绕曲轴转动中心线的转动惯量， Jcyli为第i缸活塞组件及其连杆等效转动惯量， Jfw为飞轮绕曲轴转动中心线的转 动惯量。个弹簧的扭转刚度如下
Ksegi为第i个阶梯轴扭转刚度， Kmji为第i个主轴颈扭转刚度， Kwi为第i个曲 柄臂的刚度， Cri为曲轴轴系的内阻尼， Coi为曲轴轴系的外阻尼。 安装曲轴扭转减振器的模型将再多等效一个惯量环、弹簧与阻尼。
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曲轴轴系扭转振动模型
曲轴
飞轮
扭转减 振器
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一、发动机曲轴轴系示意图
Байду номын сангаас
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二、曲轴轴系扭振模型等效原则
将发动机曲轴轴系简化为曲轴扭振模型时，每个部件等效为两个相同转 动惯量盘和一个弹簧，具体方法如下图。两个管两盘的转动惯量的和等于原 部件的转动惯量，弹簧的刚度等于原部件的扭转刚度。
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三、曲轴轴系分割示意图与扭振模型
曲轴系动力学计算分析指南
编号：曲轴系动力学计算分析指南（第I 版）目录目录 (1)1 FE模型 (2)1.1 FE模型建立 (2)1.1.1 曲轴系坐标系的定义 (2)1.1.2 曲轴系FE模型建立 (2)1.1.3 简易主轴承壁FE模型建立 (3)1.1.4边界条件 (3)1.2 FE模型压缩 (4)2 EXCITE模型建立 (4)2.1 FE子结构模型 (4)2.2 EXCITE模型建立 (5)2.2.1连接单元参数的确定 (6)2.2.2 曲轴参考点的定义 (6)3 EXCITE仿真计算 (8)3.1 轴承负荷计算 (8)3.2 轴承性能计算 (8)3.2.1 最大油膜压力 (8)3.2.2 最小油膜厚度 (9)3.2.3 轴心轨迹 (10)4 动应力计算 (10)5 曲轴系平衡计算 (12)6 曲轴扭振及其阶次分析 (13)7 疲劳分析 (14)1 FE模型1.1 FE模型建立几何模型的完整是FE模型建立的前提条件，一个完整的曲轴系几何模型主要由曲轴，与其相连的飞轮和正时齿轮以及皮带轮组成，其中各个零部件之间由非线性连接体连接。
FE模型可以用前处理软件PATRAN、HYPERMESH等来建立。
采用手动划分网格的方法，各部件间通过合并接触面上分布一致的节点来构成一个整体。
1.1.1 曲轴系坐标系的定义整体坐标系采用右手法则的直角坐标系，如图1，坐标系的中心在曲轴第三段主轴颈的中心，X轴为曲轴的轴线方向，Y轴的方向为曲轴的侧向，Z轴与气缸同向，同时要求曲轴的第一拐朝上放置.为了利用A VL-EXCITE软件进行曲轴系的动力学计算，需要曲轴系FE模型以及一个简易的主轴承壁FE模型。
1.1.2 曲轴系FE模型建立曲轴系FE模型采用的六面体网格如图1～图3所示：图1 曲轴系的有限元模型图2 单拐的有限元模型图3 主轴颈和拐处圆角的有限元模型在进行曲轴系的动态分析时，为了保证在圆角处有足够的网格精度，通常需要6层以上的单元。
曲轴系统的扭转振动
I1 ϕ1 + C1ϕ1 − C1ϕ 2 = 0 I 2 ϕ2 − C1ϕ1 + ( C1 + C2 ) ϕ2 − C2ϕ3 = 0 I 3 ϕ3 − C2ϕ2 + C2ϕ3 = 0
（4-13）
第二节 扭转振动系统自由振动计算
三、三质量扭振系统
设通解 ϕi = φi sin(ωet + ε )，此时各质量应为同步运动。代入方程式 （4-13）得到频率方程为
4.研究扭振的目的
通过计算找出临界转速、振幅、扭振应力，决定是否采取减振措施， 或避开临界转速。
5.扭振当量系统的组成
根据动力学等效原则，将当量转动惯量布置在实际轴有集中质量的 地方；当量轴段刚度与实际轴段刚度等效，但没有质量。
第二节 扭转振动系统自由振动计算
一、单质量扭振系统
单质量的扭振系统是有一根一端固 定、只有弹性没有质量（因而没有惯性） 的假象轴和在轴的另一端固定着的一个 只有质量（惯性）没有弹性的假象圆盘 所组成（如图4-1）
图4-1 单质量扭振系统
设轴的扭转刚度为C(N•m/rad)，圆盘的单位角度转动惯量（简称转动 惯量）为I(kg•m2/rad)，轴的长度为l，如图4-1所示。由于这种单质量扭振 系统的运动可由圆盘的一个变量（扭转角 ϕ）来表征，故称单自由度系统。 所谓自由扭转振动是指当扭振系统受到一个暂时的干扰力矩左右使系 统偏离平衡位置一个不大的角度，并突然排除干扰力矩使系统不再受任何 外界干扰的作用，仅由于轴系本身的恢复力矩与惯性力矩的交替变换，系 统就按着本身固有频率ωe（或称自振频率）而产生的扭转振动。 接下来研究这种扭转振动。
ϕ =φ sin (ωe t+ε )
船舶柴油机的轴系扭转振动的分析与研究
船舶柴油机的轴系扭转振动的分析与研究【摘要】本文通过一些国内因轴系扭转振动而引起的断轴断桨的事故实例，来分析引起轴系扭转振动的主要原因，分析扭振主要特性，并提取一些减振和防振的基本控制措施。
【关键词】船舶柴油机轴系扭振危害分析措施在现代船舶机械工程中，船舶柴油机轴系扭转振动已经成为一个很普遍的问题，它是引起船舶动力装置故障的一个很常见的原因，国内外因轴系扭转而引起的断轴断桨的事故也屡见不鲜，随着科学水平的提高和航运业的发展，人们越来越重视船舶柴油机组的轴系扭转振动，我国《长江水系钢质船舶建造规范》和《钢质海船入级与建造规范》（简称《钢规》）和也均规定了在设计和制造船舶过程中，必须要向船级社呈报柴油机组的轴系扭转振动测量和计算报告，以此来表明轴系扭转振动的有关测量特性指标均在“规范”的允许范围内。
1 船舶柴油机轴系扭转振动现象简介凡具有弹性与惯性的物体，在外力作用下都能产生振动现象。
它在机械，建筑，电工，土木等工程中非常普遍的存在着。
振动是一种周期性的运动，在许多场合下以谐振的形式出现的，船舶振动按其特点和形式可分为三种，船体振动，机械设备及仪器仪表振动，和轴系振动。
船舶柴油机轴系振动按其形式可分为三种：扭转振动，纵向振动，横向振动。
柴油机扭转振动主要是由气缸内燃气压力周期性变化引起的，它的主要表现是轴系上各质点围绕轴系的旋转方向来回不停的扭摆，各轴段产生不相同的扭角。
纵向振动主要是由螺旋桨周期性的推力所引起的。
横向振动主要是由转抽的不平衡，如螺旋桨的悬重以及伴流不均匀产生的推力不均匀等的力的合成。
船舶由于振动引起的危害不但可以产生噪音，严重影响旅客和船员休息，还会造成仪器和仪表的损害，严重的时候甚至出现船体裂缝断轴断桨等海损事故，直接影响船舶的航行安全。
而在船舶柴油机轴系的三种振动中，产生危害最大的便是扭转振动，因扭转振动而引起的海损事故也最多，因此对扭转振动的研究也最多。
而且当柴油机轴系出现扭转振动时，一般情况下，船上不一定有振动的不适感，因此这种振动也是最容易被忽视的一种振动形式，一旦出现扭转振动被忽视，往往意味着会发生重大的事故。
梁的挠曲与振动
梁的挠曲与振动文中关于梁的挠曲与振动的内容，可以按照以下方式进行论述：梁是一种常见的结构元件，主要用于支撑和传递载荷。
在工程应用中，梁的挠曲和振动问题是一个重要的研究方向。
本文将从梁的基本理论开始，介绍梁的挠曲和振动原理，以及相关的方法和应用。
一、梁的基本理论梁的基本理论包括梁的结构模型、梁的受力分析和梁的位移方程。
在这一部分中，我们将详细介绍梁的结构模型，如欧拉梁理论和蒙元梁理论，并推导出梁的受力分析和位移方程的表达式。
二、梁的挠曲理论梁的挠曲是指在受力作用下，梁发生的曲度变形。
这部分将介绍梁的弯曲应力和挠曲变形的计算，包括梁的弯矩-曲率关系、梁的挠度和梁的挠曲曲线等内容。
同时，还可以讨论梁的挠曲问题在工程中的应用，如在梁设计中的影响因素和设计原则。
三、梁的振动理论梁的振动是指梁在受到外力激励后产生的自由振动或强迫振动。
这部分可以介绍梁的振动特性，如梁的共振频率、振型和振动响应等内容。
同时，还可以讨论梁的振动问题在工程中的应用，如梁的减振措施和振动测试方法等。
四、梁的挠曲与振动的分析方法在梁的挠曲与振动分析中，有多种数值分析方法可以应用，如有限元方法和模态分析等。
本部分可以介绍这些分析方法的基本原理和步骤，并以实例说明其在梁的挠曲与振动分析中的应用。
五、梁的挠曲与振动的应用梁的挠曲与振动问题在工程中具有广泛的应用背景。
这部分可以以实例的形式介绍梁的挠曲与振动问题在不同领域的应用，如桥梁结构、航空航天和机械工程等，以及相应的安全性评估和优化设计等内容。
六、总结通过对梁的挠曲与振动的论述，我们可以得出结论，总结研究的结果和成果，并思考未来在这一领域的发展方向。
同时，还可以指出该领域的研究挑战和存在的问题，为进一步的研究提供借鉴和启示。
以上所述为梁的挠曲与振动文章的一个可能的论述框架，具体内容需要根据实际情况进行发挥和拓展，以充分满足文章的字数要求和信息表达的完整性。
挠曲轴系横向振动计算及分析
Ｃａ ｃ ｌｔ ｎ ａ ｄＡｎ ｌ ｓｓｏ ｒ ｓ ｅ ｓ ｂ ａ ｉ ｎ ｏ ｎ ｉ ｇ Ｓ ａ ｌｕ ａ ｉ ｎ ａｙ ｉ ｆ ａ ｖ ｒ ｅＶｉ ｒ ｔ ｆ ｏ Ｔｎ ｏ Ｂｅ ｄ ｎ ｈ Ｒｓ
Ｓ ＨＥＮ ｏ ｇ－ｅ ｇ Ｆ Ｙ ｎ ｆ ｎ ， ＡＮ Ｇ Ｃｈｅ ｇ－ ｅ ｎ ｙｕ ， ＺＨＡＮ Ｇ ｏ ｇ－ ｎ Ｈ ｎ ｙａ
ｓ ａ ｔ ｈ ｎｃｅ ｓ ｆｔ ｅ ｕ ｎｃ ｒ ｅ ￣ ｒｔ ｅ ｓ ａ ｆｏ ｈ ｒｂ ｕｎ ａ ｙ ｃ ｎ ｉｉ ｎｓ ｔ ｉ ｅ ｄ ｎ ｙ ｃ ｎ ｈ ｆ ｗｉｈ ｔ ｅｉ ｒ ａ ｅｏ ｆ ｑ ｅ ｙ ｏ ｄ ｒ Ｆｏ ｈ ｈ ｆ ｏ ｔ ｅ ｏ ｄ ｒ ｏ ｄ ｔｏ ， ｈ ｓｔ ｓ ａ ｔ ｆ ｈ ｎ ｉ ｅ ｐ ｏ ｅｌ ｒ ｙ ｔ ｍ ｆ ｎ ｏ ｓ ｏ ｅ ｔ ｇ ｏ ｔ ｓ ｉ ｌ ｅ ｎ ｎ ｌ ｚ ｄ ｓｒｃ ： ｈ ｈ ｆ ｏ ｅｅ ｇ ｎ — ｒ ｐ ｌ ｓｅ ｏ ｆ ｈ ｒ ｂ ａ ｍｐ ｉ ｄ ａ ｄ ａ ａｙ ｅ ． ｔ ｅ ｓ ａ ｕ ｉｓ ｉ ｆ
ｎ ｒ ａ ｈ ｆ， ｎ ｈ ｔ ｒ ｌ ｑ ｅ ｃ ｆｔ ｅｂｅ ｉ ｇ ｓ ａ ｓｉ ｒ ａ ｉ ｇ ｙ ｓ ａ ｌｒｔ ａ ｈ ｔｏ ｅ ｎ ｒ ａ ｏ ｍ ｌ ａ ａ ｄ ｔ ｅｎａ ａ ￣ｅ ｕ ｎ ｙ ｏ ｎｄ ｎ ｈ ｆ ｉ ｎｃ ｅ ｓｎ ｌ ｍ ｌｅ ｈ ｎ ｔ ａ ｆｔ ｏ ｓ ｔ ｕ ｈ ｔ ｈ ｍ ｌ
ｎ ｍ ｅｉａ ｉ ｌｔ ｎ Ｉ ｏ ｎ ａ ｅｎ ｔｒｌ ｅ ｕ ｎ ｙｏ ｅｂ ｎ ｉｇｓ ａ ｗｅ ａ ａ ｆｈ ｕ ｒｃ ｌ ｍｕ ａｉ ．ｔ ｓ ｕ ｄｔ ｔｈ ａｕ ａ ｆ ｑ ｅ ｃ ｆｈ ｅ ｄｎ ｈ ｆ ｉ ｌ ｓ ｏ ｉｆ ｈ ｔ ｒ ｔ ｔ ｓ ｏ ｒ ｈ ｎｔ ｔ ｅ ｔ ｈ ｏｔ
发动机曲轴的振动分析
发动机曲轴的振动分析摘要：根据3018柴油机曲轴给定的参数，依据经验公式和实际情况，对曲轴的结构尺寸进行改进。
在适当的简化下，利用三维软件Pro/E，建立曲轴的三维实体模型。
然后利用有限元分析软件ANSYS完成曲轴仿真振动（模态）的分析，并收集仿真模型数据，得出曲轴的前几阶模态，得到曲轴的固有频率和振型。
结果表明，曲轴的固有频率均高于工作转速对应的频率，不易产生共振；曲轴在低阶频率下，主要以弯曲模态为主,随着阶数的增长,变形也随之增大,但变形发生的部位有所不同。
通过模态分析的研究，研究该发动机曲轴振动机理，并提出相应的改进措施，降低曲轴振动。
关键词：曲轴，三维实体模型，模态分析，频率，振型Vibration Analysis of Engine CrankshaftAbstract：According to the parameters of 3018 diesel engine crankshaft is given, on the basis of the empirical formula and the actual situation, the structure size of crankshaft is improved. In the simplified, using 3D software Pro/E, a three-dimensional model of the crankshaft. Then using finite element analysis software ANSYS to complete the simulation of crankshaft vibration (modal) analysis, and collect the data of simulation model, the first few modes of the crankshaft, and obtained the natural frequency and vibration mode. The results show that, the natural frequency of the crankshaft are higher than the working speed of the corresponding frequency, not easy to produce resonance; crankshaft at low frequencies, mainly in the bending mode, with the order of growth, deformation increases, but the deformation of different parts. Through the research of modal analysis, research on the mechanism of the engine crankshaft vibration, and put forward some corresponding improvement measures, reduce the crankshaft vibration.Keywords: crankshaft, three-dimensional entity model, modal analysis, frequency, vibration mode目录1 绪论 (1)1.1课题研究背景 (1)1.2模态分析国内外研究状况 (2)1.2.1 模态分析概述 (2)1.2.2 国外研究状况 (3)1.2.3 国内研究状况 (5)1.3课题研究的目的和意义 (6)1.4课题的主要研究内容 (6)2曲轴三维模型的建立 (7)2.1 Pro/E软件简介 (7)2.2曲轴的工艺分析 (7)2.2.1曲轴的工作条件及设计要求 (7)2.2.2曲轴材料的选取 (8)2.2.3曲轴结构尺寸改进 (8)2.3曲轴的简化 (10)2.4曲轴实体建模 (10)3曲轴的模态分析 (14)3.1 ANSYS简介 (14)3.2曲轴模态分析步骤 (15)3.2.1建立有限元模型 (15)3.2.2指定分析标题 (15)3.2.3定义单元类型 (15)3.2.4定义材料属性 (16)3.2.5划分网格 (17)3.2.6模态分析设置 (18)3.2.7施加边界条件 (19)3.2.8进行求解 (20)3.2.9查看结果 (20)结论 (32)参考文献 (33)致谢 (34)1 绪论1.1 课题研究背景发动机是机器的心脏，是动力设备的核心部件,已经广泛应用于现代工农业中，其性能的好坏直接影响着设备的运行。
汽车发动机曲轴纵向振动的研究
汽车发动机曲轴纵向振动的研究摘要：在发动机运转时，柔韧性和周期性的转矩对发动机轴的时刻有曲轴的作用扭转振动。
轴系扭振能承受交变应力，但疲劳的积累就会造成曲轴的突然断裂。
再加上较低的固有频率扭转振动，容易引起共鸣，进而引起大的噪音，它的其他部分磨损加剧，甚至可能发生再次断裂等严重损坏发动机曲轴事故。
安装曲轴扭振减振器是曲轴扭振控制的主要措施，通过对发动机曲轴扭振分析，采用合理有效的方式来设计配套曲轴扭振减振器具有十分重要的意义。
关键词：扭转振动；交变应力；共振；疲劳磨损引言随着近些年来，人们生活水平的不断提高，人均汽车拥有量也不断提升。
同时人们对于汽车的舒适性也提出了较高的要求，而汽车发动机曲轴纵向振动是最影响汽车综合性能的因素，因此通过降低汽车发动机曲轴纵向振动，可以延长发动机的使用寿命。
发动机的纵向振动一般非为两类，一类是由于动平衡失调带来的脉动循环，产生循环往复的惯性力和惯性力矩，引起发动机整体的振动。
另一类是发动机本身在不同工况下工作时，由于力和力矩的波动所带来的扭转振动。
因此改善发动机工作时产生的振动，提高发动机的设计水平具有十分重要的现实意义。
1.研究背景和意义汽车在人们生活中扮演着重要的角色，丰富了人们的生活，方便了人们的出行。
但是汽车却容易因为发动机曲轴纵向振动而产生一些列问题，因此研究发动机曲轴纵向振动具有普遍的现实意义。
经过该轴的扭转振动引起的交变应力，在发动机运转过程中并造成疲劳的积累过程中，最终将建立一轴或多轴系组件联系的突然中断，这突如其来的意外扭转振动也使事故的后果已经严重，往往损失惨重。
此外，由于较长的曲柄轴的扭转刚度较小时，一个大的转动惯量以及在扭转振动容易激发的激励频率范围的扭矩的固有频率范围内，产生共振现象，所以这是一个巨大的动态扭转振动放大，从而引起较大的的噪音，曲轴断裂的其它部分磨损增大将导致再次出现事故和严重的发动机损坏问题。
发动机曲轴的扭转振动系统，不仅影响其自身的动作，将被传递到传动离合器、传动轴、驱动桥，影响其工作寿命，甚至导致各种失效模式。
曲轴轴系的扭转振动计算
文献标志码 ：Ａ
Ｔｏ ｓｏ ａ ｂ ａ ｉｎ Ｃａｃ ｌｔ ｎ ｏ ａ ｋ ｈ ｆ ｙ ｔｍ ｒ ｉ ｎ ｌＶｉ ｒ ｔ ｌｕ ａ ｉ ｆＣｒ ｎ ｓ ａ ｔＳ ｓｅ ｏ ｏ
ＤＥＮＧ Ｊｎ Ｚ ＮＧ ｅ ，Ｖ Ｂ ｎ ２ ｉｇ ， ＨＯ Ｗ ＰＬ ｉｇ （ ．ｈ ｎｄ ｏ ｐｅｓｒＰａ ｔＣ Ｃ Ｊ ｈｉ ｏ ｅ ｑ ｉｍｅｔＣ ｍｐｎ ， ｈｎ ｄ １ １０， ｈｎ ；．ｒａ ｌ Ｄ ｌｎ ｎｉｅｒ ｇＣ ｍｐｎ ｉｉ ｄ １Ｃ ｅ ｇｕ Ｃ ｍ ｒｓｏ ｌｎ， ＮＰ ｉ ａ Ｐ ｗ ｒＥ ｕｐ ｎ ｏ ａｙ Ｃ ｅｇ ｕ６ ０ ０ Ｃ ｉａ２Ｇ ｅｒＷａ ｒｌ ｇＥ ｇｎｅ ｎ ｏ ｏｙＬｍ ｔ ｅ ｌ ｉｉ ｉ ｅ
４ｅ＋ ２ｅ＝ ．５ － ｒｄＮ・ ＋ ３ｅ＋ ５９１ ｘ Ｏ７（ ／ ｍ） ｌ ａ
（）装有齿轮的轴段 １ ，＝ （ｄ ｚ ：＋ ） ３９ ｘ ０ （ ｇ ｍ２ ｆ４ ＝ ． ｋ ． ） １１ ＋ ５１
４
轴段３ 的柔 度
（）装有平衡重的轴段 ２
Ｉ２ ｐ ＇＝ ４
文章 编号 ：０ ６ ２ ７ （ ０ ２ ０ — ０ ６ ０ １０ — ９ １ ２ １ ）４ ０ ２ — ５
曲轴轴系的扭转振动计算
邓 晶’ ，钟 蔚 吕 冰ｚ ，
（． １ 中国石油集 团济柴 动力 总厂成都压缩 机厂 ， 四川 成都 ６００ ；． 城钻探工程有 限公 司苏里格气 田项 目 ， １１０２ 长 部 内蒙古 苏里格 １４ １） ２００
（） 对 于 曲 轴 的 曲拐 部 分 ， 由于 几 何 形 状 极 ３
为复杂 ，且在整个 曲拐扭转 时各部 分发生不 同形 式 的变形 ，因此很 难用纯理论公式 进行计算 ，目 前 一 般 采 用 实 验 数 据 修 正 过 的半 经 验 公 式 进 行 计
曲轴组扭振与强度分析
曲轴组扭振与强度分析曾小春¹ 李一民²1.江铃汽车股份有限公司发动机开发部，南昌，3300012.浙江大学车辆工程研究所，杭州，310027摘要：本文运用ABAQUS和Excite PowerUnit软件，对曲轴系进行扭振和强度分析，以便确认轴系是否满足设计要求关键词：曲轴组，扭振分析，强度分析主要软件：ABAQUS, AVL Excite PowerUnit1、计算网格表1 单元类型说明零部件单元类型节点数单元数曲轴8节点六面体100,53286,520飞轮8节点六面体7,6925,532正时带轮8节点六面体760468减振器8节点六面体3,2221,924橡胶层8节点六面体624260共计111,04694,704图1 有限元分析网格2、仿真结果及评价2.1 曲轴的扭振分析通过对整个轴系的自由振动分析，可知曲轴的一、二阶扭转模态频率分别为326.6Hz和574.8Hz。
结合该发动机的工作转速，可划分出整个轴系的临界转速图，通过该图可以识别出各阶模态所对应的共振转速，如图2所示。
由于二阶扭转模态所对应的为幅值相对较小的高谐次的干扰力矩谐量，因此我们重点关注一阶扭转模态所对应的临界转速，从图中我们可以看出5谐次以上的干扰力矩在发动机的工作转速内都将产生扭转共振。
Critical Speeds0.51.52.53.54.55.56.57.58.59.510.511.51000150020002500300035004000S p e e d (r p m )100200300400500600700800Frequency(Hz)12Modes(rpm )图2 临界转速图完成轴系的自由模态分析后，我们将关注曲轴在强迫振动下的响应，也就是分析各个干扰力矩所引起的强迫振动振幅，这直接影响着发动机运转时的安全性。
图3为各谐次干扰引起的各自的曲轴扭振响应及总响应。
0.20.40.60.811.21.41.61.8A n g u l a r D i s p l a c e m e n t (d e g )1000150020002500300035004000Engine Speed(rpm)Order 0.5000(deg)Order 1.0000(deg)Order 1.5000(deg)Order 2.0000(deg)Order 2.5000(deg)Order 3.0000(deg)Order 3.5000(deg)Order 4.0000(deg)Order 4.5000(deg)Order 5.0000(deg)Order 5.5000(deg)Order 6.0000(deg)Order 6.5000(deg)Order 7.0000(deg)Order 7.5000(deg)Order 8.0000(deg)Order 8.5000(deg)Order 9.0000(deg)Order 9.5000(deg)Order 10.0000(deg)Order 10.5000(deg)Order 11.0000(deg)Order 11.5000(deg)Order 12.0000(deg)Synthesis(deg)图3 不同转速下的扭振幅值图从图3中也可以看出总振幅在0.3度以下，完全满足该发动机对扭振振幅的要求。
曲轴系动力学计算分析指南
编号：曲轴系动力学计算分析指南（第I 版）目录目录 (1)1 FE模型 (2)1.1 FE模型建立 (2)1.1.1 曲轴系坐标系的定义 (2)1.1.2 曲轴系FE模型建立 (2)1.1.3 简易主轴承壁FE模型建立 (3)1.1.4边界条件 (3)1.2 FE模型压缩 (4)2 EXCITE模型建立 (4)2.1 FE子结构模型 (4)2.2 EXCITE模型建立 (5)2.2.1连接单元参数的确定 (6)2.2.2 曲轴参考点的定义 (6)3 EXCITE仿真计算 (8)3.1 轴承负荷计算 (8)3.2 轴承性能计算 (8)3.2.1 最大油膜压力 (8)3.2.2 最小油膜厚度 (9)3.2.3 轴心轨迹 (10)4 动应力计算 (10)5 曲轴系平衡计算 (12)6 曲轴扭振及其阶次分析 (13)7 疲劳分析 (14)1 FE模型1.1 FE模型建立几何模型的完整是FE模型建立的前提条件，一个完整的曲轴系几何模型主要由曲轴，与其相连的飞轮和正时齿轮以及皮带轮组成，其中各个零部件之间由非线性连接体连接。
FE模型可以用前处理软件PATRAN、HYPERMESH等来建立。
采用手动划分网格的方法，各部件间通过合并接触面上分布一致的节点来构成一个整体。
1.1.1 曲轴系坐标系的定义整体坐标系采用右手法则的直角坐标系，如图1，坐标系的中心在曲轴第三段主轴颈的中心，X轴为曲轴的轴线方向，Y轴的方向为曲轴的侧向，Z轴与气缸同向，同时要求曲轴的第一拐朝上放置.为了利用A VL-EXCITE软件进行曲轴系的动力学计算，需要曲轴系FE模型以及一个简易的主轴承壁FE模型。
1.1.2 曲轴系FE模型建立曲轴系FE模型采用的六面体网格如图1～图3所示：图1 曲轴系的有限元模型图2 单拐的有限元模型 图3 主轴颈和拐处圆角的有限元模型在进行曲轴系的动态分析时，为了保证在圆角处有足够的网格精度，通常需要6层以上的单元。
汽车发动机曲轴扭转振动分析及控制(1)
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重庆大学硕士学位论文
ABSTRACT
Due to the more stringent legislations of vehicle noise and emission as well as the increasing expectation by the consumers, researches on the noise, vibration and harshness (NVH) have become more important in recent years. The traditional cranktrain torsional vibration analysis method is time consuming and needs a lot of experiments to validation in order to gain the high accurate results. The new method which combines finite element method (FEM) and multibody system simulation (MSS) appeared as an alternative choice. This new method has changed the engine design process greatly by employing simulation technique instead of costly experiments (TEST CELL). This paper lucubrated the approach of modeling engine cranktrain MSS simulation model, the analysis model with flexible crankshaft ,flexible con rod and engine block is implemented. The dynamic vibration behavior of cranktrain is obtained after vibration characteristic analysis. Furthermore, the complete dynamic behavior is achieved through forced torsional vibration analysis. On the basis of analysis result, this paper designed torsional damper and optimized the basic parameters of cranktrain. The general rules of structure modification’ s influence on system vibration behavior is researched and simula的研究现状
数理方程—横向纵向振动问题、波动方程
tan 2
x
x x
几何意义——曲线曲率近似
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弦的横向振动问题
一根均匀柔软的细弦线,一端固定在坐标原点,另一端 沿 x 轴拉紧固定在 x 轴上的 L 处，受到扰动，开 始沿 x 轴(平衡位置)作微小横振动(细弦线上各 点运动方向垂直于x 轴).试建立细弦线上任意点位移 函数 u(x,t) 所满足的规律 .
13/16
波动方程定解条件IV
弦的一端固定在原点,另一端与 x 轴上 L 处的弹簧相 接.受到扰动,作上下微小横振动。 在右端点处(张力=弹性力) : Tux= -Ku
令 =T/K, 得[u + ux]x=L=0
utt a 2 u xx , 0 x L, 0 t u | x 0 0, [u x u] x L 0, 0 t u( x ,0) 0, u ( x ,0) 0, 0 x L t
数学物理方程
弦的横向振动问题 细杆的纵向振动问题 波动方程的定解条件
物理、力学、电磁学、自动化工程、生物工程等 领域中,研究某物理量和其它物理量之间的变化关系。 物理学中的定律，往往只给出这些函数和它们的各 阶导数与自变量的关系。
单摆的数学模型:
d 2 mL 2 mg sin dt
牛顿第二定律: F = m a a—物体加速度;F—合外力;m—物体质量 虎克定律: (1) f = –k x; f —弹力;k—弹性系数; x—弹簧伸长 (2) p = Y ux; Y—杨氏模量; ux—弹性体相对伸长
二元函数:
u = u(x, t )
u( x x , t ) u( x ) lim 一阶偏导数: ux ( x , t ) x 0 x
杆件的挠曲与弯曲分析
杆件的挠曲与弯曲分析杆件是工程中常见的结构元件，通常用于承受压力或拉力。
在实际应用中，杆件常常会受到挠曲与弯曲的力作用，因此对杆件的挠曲与弯曲进行分析十分重要。
本文将分析杆件在挠曲与弯曲力作用下的应力与变形，并基于此进行讨论。
1. 挠曲力学分析挠曲是指杆件在纵轴方向上受到的弯曲力作用，导致杆件产生曲率。
挠曲过程中，杆件内部产生应力分布。
挠曲现象在悬臂梁、梁柱等结构中常常出现。
杆件的挠曲行为可以通过弯曲矩和截面惯性矩来描述。
弯曲矩代表了杆件上点的弯曲力矩大小，而截面惯性矩则反映了杆件截面形状对挠曲的抵抗能力。
挠曲时，杆件上任意一点的曲率与弯曲矩和截面惯性矩之间存在一定的关系。
2. 挠曲的应力分析杆件在挠曲过程中产生应力，这些应力主要分为压应力和拉应力。
在杆件挠曲点的外侧产生压应力，而在内侧产生拉应力。
应力分布沿着截面的纵轴方向呈现三角形分布。
挠曲引起的应力主要由弯曲应力和剪切应力组成。
弯曲应力与弯曲矩成正比，而剪切应力则是由弯曲力矩在杆件横截面上产生的。
在挠曲过程中，应力的最大值通常出现在杆件截面的最外侧纤维上，该处被称为受压纤维。
对于圆形截面的杆件，受压纤维位于截面的最上方。
3. 弯曲力学分析弯曲是指杆件受到横向力作用而产生的曲率。
与挠曲不同，弯曲是杆件整体弯曲，而不是仅在纵轴方向上发生曲率变化。
在弯曲过程中，杆件的上部受到压力，而下部受到拉力。
类似于挠曲，弯曲引起的应力也主要分为弯曲应力和剪切应力。
弯曲应力与杆件受到的弯矩成正比，而剪切应力则是由弯矩在杆件截面上产生的。
弯曲应力的最大值通常出现在杆件截面的最外侧纤维上，受压纤维和受拉纤维分别位于截面的上下方。
4. 挠曲与弯曲的变形分析挠曲和弯曲力作用下，杆件会发生不可忽视的变形。
挠曲引起的变形主要是杆件曲率的改变，而弯曲引起的变形则是杆件整体形状的改变。
杆件挠曲的变形会导致杆件长度的增加，同时产生横向位移。
而杆件弯曲的变形主要表现为杆件整体形状的改变，类似于一个弯曲的弧线。
发动机曲轴系统扭转振动分析_于学华
2 扭转振动计算
2. 1 计算模型 图 3是扭转振动的计算模型 。图 3Jd, Jp , J1 J6, Jf是曲轴系统各部分的转动惯量 。表 2 是曲轴 系统对应各部位的转动惯量 ,图 3 中 K1 - K7 是曲 轴本身的扭转刚度 ,根据边界元法 (BEM )从一个曲 柄半径模型可以算出 [ 2 ] ,对应于图 3中 K曲轴部位 如表 3所示 。
)
+ Kd (θp
-
θ d
)
+ K1 (θp
-
θ 1
)
=0
J1θ¨1 + Ceθ1
+ K1 (θ1
-
θ p
)
+ K2 (θ1
-
θ 2
)
= T1
J2θ¨2 + Ceθ2
+ K2 (θ2
-
θ 1
)
+ K3 (θ2
-
θ 3
)
= T2
J3θ¨3 + Ceθ3
+ K3 (θ3
-
θ 2
)
Hale Waihona Puke + K4 (θ3-
θ 4
2008年 8月 噪 声 与 振 动 控 制 第 4期
文章编号 : 1006 - 1355 (2008) 04 - 0060 - 05
发动机曲轴系统扭转振动分析
于学华 , 张家栋
(华南理工大学汽车工程学院 ,广东省电动汽车研究重点实验室 ,广州 510640)
本文用装有黏性橡胶减振器 V6发动机从实验 和计算两个方面进行扭转振动分析 ,用于计算的模 型是用曲轴系统的扭转刚度结合曲轴系统的惯性力 矩的一般模型 [ 1 ] 。用实际实验测量相对角位移和 各个曲轴轴颈的力矩 ,然后进行相对角位移的计算 ; 比较计算结果和测量结果 ,确认模型化方法和计算 方法的正确性 。其后进行皮带轮的角位移计算 ,比 较皮带轮的角位移和相对角位移 。最后计算各轴颈 的力矩和实测力矩进行比较 ,分析力矩分布的情况 。
汽车发动机曲轴扭转振动分析及控制
汽车发动机曲轴扭转振动分析及控制社会经济在进行着快速的发展中，人们对于汽车的使用量也在逐渐的增加，我国对于汽车建设中是要求也越加严苛。
在汽车公司进行汽车设计的过程中，对于发动机及行驶中的稳定程度越加重视。
汽车发动机曲轴扭转振动是汽车公司在对于发动机研究中的热点课题。
本为对于发动机的曲轴扭转技术进行较为全面的分析。
标签：曲轴系；扭转振动；优化设计0 前言增加对于汽车发动机的振动分析与控制，在一定程度上面可以将汽车的内部结构进行优化，增加发动机的使用时间与汽车行驶过程中的稳定性能。
曲轴扭转是发动机在工作过程中的主要部件，性能的好坏将直接对于汽车的整体性能进行影响。
本文主要对于汽车中的曲轴扭转振动进行分析研究，这项研究是十分具有实际意义的。
1 汽车发动机曲轴扭转振动系统理论分析1.1 ADAMS多刚体动力学理论ADAMS动力学理论主要使用坐标方程式进行汽车在行驶中的发动机系统的分析。
在ADAMS动力学理论中，将动力系统内的关性参考系中的坐标与方位坐标进行标注，并使用相对应的数学方程式进行多余坐标的约束，进而将已经标注的坐标进行变量。
在对于动力学的分析过程中，使用数学方程式可以将计算的效率进行大幅度提升。
1.2 ADAMS多柔体动力学理论在进行汽车生产建设中，在机械系统中已经广泛使用柔性材料，是生产设备运行中速度较快，但是运行的精度也在不断的提升，设备内的动力学性能变得更加繁琐。
刚性研究体系已经不能满足对于动力学的研究，因此柔体动力学理论就在这种情况下产生。
这种研究体系一般情况下是以刚性动力学体系作为参照依据，在对于柔体的研究中进常采用不同的处理形式。
在一定程度上面刚性与柔性的个、动力学体系进行共同使用，可以对系统中的动力学进行更加全面的认识[1]。
2 曲轴动力学研究模型2.1 三维几何模型三维几何模型可以将曲轴系统的中每个零件间的关系进行清晰的展示。
按照零件的规格与参数，利用相对应的三维软件就可以建立相对应的三维几何模型。
扭振测量与分析
扭振测量和QTV介绍1.引言噪声及振动问题,在旋转部件开发中,是一个必须充分重视的因素。
就车辆而言,旋转机械或旋转部件包括：发动机(引擎),动力传动系, 变速装置, 压缩机和泵等等。
对它们的动力特性, 必须了解得非常透彻, 力图实现宁静、平顺、安全地运转。
通常, 对线振动和角振动的测量和分析, 是分头进行的。
旋转件横向振动的测量方法, 是大家熟悉的,研究得已经比较透彻，为了充分把握结构的动力特性, 通常会实施多通道并行的测量和分析。
而扭振测量则需使用专门的设备, 它们一般并不集成在一总体动力学测试系统内。
2.扭振的“源—传导—接收”模型研究动力学问题的一般方法,是建立所谓“源—传导—接收”模型（图1）。
在某一部位（接收部位）观测到的响应,视为由源和源在结构上沿某途径传导产生的效果。
由于结构的共振或反共振效应，源可能在传导过程中被放大或者被衰减。
此外，它们可能沿多个不同途径，传导至接收部位。
图1 扭振的“源——传导——接收”模型接收部位或响应部位的振动，通常是刚体运动伴随柔体运动的复合现象。
前者一般不产生交变应力，后者则会引起交变应力，并成为某种耐久性问题的根源。
传递途径分析（TPA）涉及到某接收部位对源的干扰，这种干扰经由其可能的传导途径，并依赖于传导途径固有的动力学特性，影响整个结构的响应。
用同样的方法，我们来研究扭转振动。
先是有一个“源”，譬如说，发动机给出的交变输入力矩。
力矩传递过程，牵涉到轴系、齿轮传动系或皮带传动系等的动力特性。
最终表现出来的，是旋转件的转速变化。
如果沿整个轴，各部位的转速变化都是相同的、一致的，那么在严格的意义上，这不能算作是扭振，仅仅只是转速在变罢了（这相当于线振动分析中的刚体模态）。
仅当沿轴不同部位检测到的转速增量有幅值和相位的相对变化时，扭振才确实发生了。
当激励频率接近于扭振谐振频率时，会导致旋转件产生很大的内应力。
如果未设置专门的监测设备，就有可能发生严重的耐久性问题。
扭振测量与分析
扭振测量和QTV介绍1.引言噪声及振动问题,在旋转部件开发中,是一个必须充分重视的因素。
就车辆而言,旋转机械或旋转部件包括：发动机(引擎),动力传动系, 变速装置, 压缩机和泵等等。
对它们的动力特性, 必须了解得非常透彻, 力图实现宁静、平顺、安全地运转。
通常, 对线振动和角振动的测量和分析, 是分头进行的。
旋转件横向振动的测量方法, 是大家熟悉的,研究得已经比较透彻，为了充分把握结构的动力特性, 通常会实施多通道并行的测量和分析。
而扭振测量则需使用专门的设备, 它们一般并不集成在一总体动力学测试系统内。
2.扭振的“源—传导—接收”模型研究动力学问题的一般方法,是建立所谓“源—传导—接收”模型（图1）。
在某一部位（接收部位）观测到的响应,视为由源和源在结构上沿某途径传导产生的效果。
由于结构的共振或反共振效应，源可能在传导过程中被放大或者被衰减。
此外，它们可能沿多个不同途径，传导至接收部位。
图1 扭振的“源——传导——接收”模型接收部位或响应部位的振动，通常是刚体运动伴随柔体运动的复合现象。
前者一般不产生交变应力，后者则会引起交变应力，并成为某种耐久性问题的根源。
传递途径分析（TPA）涉及到某接收部位对源的干扰，这种干扰经由其可能的传导途径，并依赖于传导途径固有的动力学特性，影响整个结构的响应。
用同样的方法，我们来研究扭转振动。
先是有一个“源”，譬如说，发动机给出的交变输入力矩。
力矩传递过程，牵涉到轴系、齿轮传动系或皮带传动系等的动力特性。
最终表现出来的，是旋转件的转速变化。
如果沿整个轴，各部位的转速变化都是相同的、一致的，那么在严格的意义上，这不能算作是扭振，仅仅只是转速在变罢了（这相当于线振动分析中的刚体模态）。
仅当沿轴不同部位检测到的转速增量有幅值和相位的相对变化时，扭振才确实发生了。
当激励频率接近于扭振谐振频率时，会导致旋转件产生很大的内应力。
如果未设置专门的监测设备，就有可能发生严重的耐久性问题。
内燃机曲轴振动研究的内容及方法
内燃机曲轴振动研究的内容及方法内燃机中曲轴设备的振动实质上是一种三维方式的晃动，人们探索的内容不再只钻研扭转振动，把曲折振动以及竖向振动也放在需要探索的内容中。
所以对曲轴多维振动方式进行探索不但具有很高的学术意义，同时还有很高的实用价值。
文章简单的讲述了内燃机设备中曲轴扭转振动、弯曲振动以及纵向振动的探索实质以及相应的措施。
标签：内燃机；曲轴；振动1 曲轴扭转振动的研究最开始对曲轴震动的探索使用的是分离方式，同时把曲轴震动当作单纯的扭振来处置。
在1916年德国的技术工程师盖格尔首次制作出了测量扭转振动的设备。
在1921年德国研究专家第一次提出了霍尔兹法，就是经过分离曲轴在没有阻碍情况下扭振的速度以及大小，同时运用在强迫震动中。
之后很多专家例如铁木辛柯、塔普林等先后提出了在霍尔兹法的基础上使用偏微分公式以及波动公式促进了扭振的解析措施，把曲轴假设为一个品质圆盘体系，同时使用相同效果的阻尼量，能够和实际情况更相仿。
在上个世纪六十年代，国外的研究专家都使用点或者场传送矩阵的方式探索曲轴这类在工作中使用链状构造物体的晃动，一般情况下称之为传递矩阵法。
在上世纪七十年代，Doughty等扩大延伸了传递矩阵法的意义，对有阻碍行为的曲轴震动进行研究，同时使用牛顿-拉夫逊方法解出固定的频率结果。
在对传递矩阵进行处理的过程中，可能会因为曲轴系统的撑持太多或者速度较快时矩阵会出现故障致使得到的数据不固定，这时可以使用常微分方程传送矩阵能够完善数值的固定性，但是常微分方程也可能会因为选择的晃动部分不同而出现问题，这种情况下可以使用第二类常微分方程传送矩阵。
上世纪八十年代初，日本专家研究出了消灭阻碍方法和动态刚度矩阵措施来分离或者持续曲轴扭振。
为了能够准确以及速度的测试出曲轴在晃动移走的过程中扭振应力大小，J·彼得等使用了模式状态解析方法。
上世纪八十年代后期，伴随着电脑的出现以及前进，很多能够解题的有限元软件的出现以及日益完整，开始普遍使用有限元软件解析曲轴的应力大小，但是模板的精准性、处置的准确度上，计算机都不能够解决掉这些问题，所以以往的动力学解析措施依旧在大力的推广使用中。
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万方数据
２０１０年１２月噪声与振动控制第６期
时可忽略阻尼的影响。
忽略阻尼的单元动平衡方程如下：
瞰Ｈ甜）。
＋区］Ｉ“｝。
＝｛厂｝。
式中：［Ｍ卜质量矩阵；
｛瑟■单元节点加速度；
［Ｋ】乞单元的刚度矩阵；
｛扰■单元节点位移矩阵；
｛厂｝ｆ－等效节点力。
１．２梁单元ＢＥＡＭｌ８８的描述
ＢＥＡＭｌ８８假设与限带０：
（１）梁长度不能为０。
（２）默认的翘曲约束效应假定为忽略。
（３）截面失效和折叠不计算。
（４）如果存在偏移的话，转动自由度在集中质量矩阵时不计算。
２挠曲轴系有限元模型的计算
船舶推进轴系是一个结构复杂的弹性连续系统，为了便于计算，必须对实际轴系进行简化，而模型简化得是否合理，对计算结果具有很大的影响【７】。
常规的推进轴系振动计算中，过去大多采用集总参数模型。
对于轴系这样的复杂结构，运用有限元方法进行振动计算具有明显的优越性。
本文应用ＡＮＳＹＳ有限元软件对其传动轴系进行振动计算，为进一步的设计提供参考。
针对本文的研究对象即某近海拖轮推进轴系，根据其实际结构，发动机输出法兰通过齿轮箱变速后，和中间轴连接；中间轴和艉轴之间有联轴节。
中间轴长７．６ｍ，外径０．２６ｍ，有一个轴承支承；艉轴长１０．７５ｍ，外径０．２４８ｍ，前、中、后分别有三个轴承；中间轴和艉轴中都布置有润滑系统；螺旋桨总重２７３９ｋｇ。
见图１，为此轴系经简化处理后的结构示意图。
研究其横向振动的模型对轴系部件的简化方法如下：
（１）将推力轴、中间轴及螺旋桨轴按自然分段为等截面均质轴段元件，对轴系本体部分采用ＢＥＡＭｌ８８梁单元模拟。
（２）对联轴节部分，将其同样简化为梁单元，其内径不变，只是将梁单元的外径适当放大，来模拟这部分的强度。
（３）对螺旋桨部分，将艉轴部分适当延长来模拟螺旋桨部分的长度，将螺旋桨的质量加上附水质量（变距桨按３０％的螺旋桨干质量计算）简化为集中质量，集中质量直接加在螺旋桨的几何中心位置。
（４）一般不考虑齿轮啮合刚度和油膜刚度。
（５）对弹性支承的轴承部分采用ＣＯＭＢＩＮＥｌ４
簧单元模拟，略去其长度的影响。
（６）与主机相连的连轴节或离合器如系弹性连接算作弹性支座，如为刚性连接则作为固定端。
在轴系的有限元建模中，只保留从齿轮箱输出法兰到螺旋桨部分的轴系。
经过以上简化处理，可以建立轴系的计算模型。
如图２为其有限元计算模型。
轴系共有节点９８个，ＢＥＡＭｌ８８梁单元７３个，采用了１１种不同的截面形状，ＣＯＭＢＩＮＥｌ４弹簧单元１２个，ＭＡＳＳ２１质量单元１个。
对其进行计算，从而求出固有频率，见表１。
图１轴系的简化模型
Ｆｉｇ．１Ｓｉｍｐｌｉｆｉｅｄ
ｍｏｄｅｌｏｆｔｈｅｓｈａｆｔ
图２轴系的有限元模型
Ｆｉｇ．２Ｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔｍｏｄｅｌｏｆｔｈｅｓｈａｆｔ
对已经建好的正常轴系的有限元模型进行静力分析，轴系的挠曲状态如图３。
图３静力分析后轴系的弯曲变化
Ｆｉｇ．３Ｂｅｎｄｉｎｇｄｅｆｌｅｃｔｉｏｎｏｆｔｈｅｓｈａｆｔａｆｔｅｒｓｔａｔｉｃａｎａｌｙｓｉｓ根据此状态时节点的位移变化，利用同样的方法建立挠曲轴系有限元模型（由于本论文所研究的实船轴系较短，总长度是１５．２ｍ，当量直径是０．２４８ｍ，因此静力分析后轴系上各节点的位移变化比较小，即轴系的挠度也较小）。
然后进行横向振动计算，求出固有频率值，见表１。
经过比较，发现挠曲轴系固有频率的大小比正常轴系的固有频率要小，而且随着振动阶数的上升
而明显减小。
万方数据
万方数据
２０１０年１２月噪声与振动控制第６期
图８１００Ｈｚ时噪声分布
Ｆｉｇ．８Ｔｈｅｎｏｉｓｅｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｏｆ１００Ｈｚ
图９５０Ｈｚ－１００Ｈｚ时噪声分布
Ｆｉｇ．９Ｔｈｅｎｏｉｓｅｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｏｆ５０Ｈｚ一１００Ｈｚ综合图６、７及图８、９中所得结果，说明本系统可以对噪声源进行正确分析，并且本系统具有测量方式灵活多样的特点，可以较好地解决实际工程中经常遇到的全息面尺寸较大而传声器不足的问题。
４结语
本文基于ＬａｂＶＩＥＷ编程语言及近年来发展的
近场声全息理论对噪声源识别系统进行了初步研究和开发，与现有的系统相比，可在传声器数量较多时使用阵列快照，也可在传声器数量有限或仪器通道个数有限时用线阵或面阵分块扫描获取全息面信息，以满足不同情况下的噪声源识别要求，具有很强的灵活性。
另外，所开发的系统具有多种显示方式，更加直观。
通过在半消声室中的试验研究，验证了本文所建立系统的可行性和有效性。
结果表明可以准确识别定位空间噪声源的位置，并重建声场．在工程应用中有一定的实用价值。
参考文献：
［１】１陈心昭．噪声源识别技术的进展［Ｊ】．合肥工业大学学报（自然科学版），２００９，３２（５）．
【２】何祚镛，王文芝．声全息测量基阵的设计与研制［Ｊ】．哈尔滨工程大学学报，２００２．２３（２）．
［３】于飞．基于波叠加方法的声全息技术与声学灵敏度分析［Ｄ】．合肥：合ｔＪＥＴ业大学博士论文，２００５．
【４】蒋伟康，万泉．近场声全息理论与应用的研究现状与展望［Ｊ］．机械强度，２００５．２７（３）：２８８．２９５．
［５】李睿，毛荣富，等．近场声全息测量分析系统的开发及应用［Ｊ】．噪声与振动控制，２００９．
［６】毕传兴，陈心昭，等．基于分布源边界点的近场声全息试验研究［Ｊ】．振动工程学报，２００６．
［７】毕传兴，陈剑，陈心昭．基于分布源边界点法的多源声场全息重建和预测技术理论研究［Ｊ】．中国科学，Ｅ辑，２００４，３４（１）：１１１－１２０．
［８】张德俊．近场声全息对振动体及其辐射场的成像【Ｊ］．物理学进展，１９９６，１６（３．４）．
［９】陈锡辉，张银鸿．ＬａｂＶＩＥＷ８．２０程序设计［Ｍ］．北京：清华大学出版社，２００７．
［１０】杨乐平，李海涛，等．ＬａｂＶＩＥＷ程序设计与应用（第二版）［Ｍ】．北京：电子工业出版社，２００５．
Ｏ◆∞●Ｏｏ◆∞◆∞◆∞●∞●∞●∞●∞●∞●∞●∞◆ＯＯ◆Ｏｏ◆∞●∞●∞●∞●∞●∞◆００◆∞●∞◆∞◆∞◆∞●００●∞◆∞●∞●∞●∞●ｏ。
●∞●ＯＯ◆ＣＯ◆ＯＯ◆００●∞●∞●∞●ｏ。
◆∞◆∞◆∞◆∞●Ｏ（上接第１３１页）
参考文献：
【１】柏茂举，郭朝．船舶轴系设计的几个问题分析［Ｊ】．航海技术，２００２，（６）．
【２】李志强．船舶总振动建模方法研究【Ｄ】．大连：大连理工大学，２００６．
【３】陈之炎．船舶推进轴系振动［Ｍ】．上海：上海交通大学出版社，１９８７：１００．１６５．
［４】荣先成．有限元法［Ｍ】．成都：西南交通大学出版社，２００７：３３．５６．［５】王传傅．用有限元法计算船舶轴系的横向振动［Ｊ】．哈尔滨船舶工程学院学报，１９８３，（２）．
【６】６邓凡平．ＡＮＳＹＳｌ０．０有限元分析自学手册【Ｍ］．北京：人民邮电出版社，２００７．１：２３－１３６．
【７】张文平．舰船轴系横向振动［Ｄ】．哈尔滨：哈尔滨工程大学，１９８４，１２．
【８】Ｓ．铁摩辛柯，Ｊ．盖尔著，胡人礼译．材料力学［Ｍ】．北京：科学出版社，１９７８：ｌ１０．１２５．
【９］于光瑜，秦惠民．材料力学［Ｍ】．北京：高等教育出版
社，１９９９：６３．１１６．万方数据。