发动机曲轴系统扭转振动分析

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曲轴轴系的扭转振动讲解

I12 k1,2 1
1
1
I 2 2
0 k1,2 1
I1 I2 k
I1I2
2、双质量扭振系统
A1
A1 I1
A2
I2
A2
结点
3、多质量扭振系统
4、三盘解例
4、三盘解例
设3盘的直径为1m，质量分别为500kg, 1000kg和1500kg。L1=L2=75cm， d=12cm，材料的剪切模量 G=8×109N/m2
相当于在强迫振动的基础上，叠加有阻尼的自由振动。
h
B
h
2
2 p2 2 4n2 p2
1
p
2
2
2n
2
p
2
2n p
2np arctan
2 p2
arctan
1
p 2
2n
B B0
,
B0
h
2
1
1
p
2
2
2
p
2
p
arctan
1
p
2
强迫振动的幅频特性和相频特性
第四节曲轴轴系的扭转振动
• 曲拐作用力大小和方向变化 • 阻力矩的变化
产生曲轴的扭转振动和弯曲振动。
曲轴的弯曲刚度大，固有频率高，不易产生弯曲振动。曲轴的扭转刚度小，扭振频率低，易产生扭振。
一、自由扭转振动
1、单质量扭振系统
I k 0
2 0
0
cost
0
sin t
Asin t
二、单质量有阻尼强迫扭转振动
1、单质量有阻尼扭振
阻尼力矩：R －C
I C k 0 2n 2 0
R
Aent sin 2 n2t

曲轴系统的扭转振动

图4-3 三质量扭振系统
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 )

发动机曲轴系统扭转振动建模与实测分析

系数的确定方法。
１１建模．
将发动机曲轴系统简化为集总参数模型时，每个部件（主轴颈、曲柄臂、曲轴前端）分别简化为两个
点是物理概念清晰，用简单，算方便。Ｂｇｉ使计ａｃ，
ＣａｇＳｏｎ等［采用有限元方法计算曲轴ｈｎ — ｅｋＨａ６
活塞组件未画出）将图２ａ所示的曲轴系统简化为，（）图２ｂ所示的集总参数模型。图２ｂ中集总参数模（）（）型各个转动惯量、刚度与图２ａ中曲轴一（）活塞系统中各个部件的转动惯量、刚度的关系为
的扭转振动，与传递矩阵法相比，该方法耗时长、占用计算机内存大［］１。Ｏｋｍｕａ进了有限元模ａｒＥ改型，出框架模型来计算曲轴的扭振。郝志勇等［提１朝
具有相同转动惯量的惯性质量和一个扭簧。扭簧
集总参数模型计算分析曲轴系统的固有频率和在气图２ａ为一发动机曲轴系统的示意图（杆及（）连
（）ａ转动惯量为扭转刚度为ｋ的轴（ｂ的集总参数模型）轴
图１曲轴系统部件简化的原则
缸压力作用下曲轴前端的扭振。实验测试了一发动机曲轴系统的扭振，与计算结果进行了对比分析。并结果表明，曲轴系统的固有频率和曲轴前端的扭振计算结果和实测结果一致，明了笔者建立的模型证

曲轴振动产生的原因

曲轴振动产生的原因
1. 曲轴的扭转刚度不足，在随时间周期变化的单拐扭矩作用下，各曲拐间会产生较大的周期性相对扭转，这就是曲轴的扭转振动。

当曲轴达到某一工况转速时，施加在曲轴上的周期变化的扭矩与曲轴自身振动频率之间产生吻合现象，这就是通常所说的共振，共振时，曲轴扭转变形的幅度将大大超过正常值，使柴油机产生较大的抖动、噪声、磨损加剧，严重时甚至使曲轴断裂。

2. 当柴油机运转到某一工况转速时，可能会出现运转不均匀、机械冲击和抖动过大的情况。

基于EXCITE的曲轴系统扭转振动分析

基于EXCITE的曲轴系统扭转振动分析
基于EXCITE的曲轴系统扭转振动分析
以扭转振动作为优化目标,建立了EXCITE模型,仿真分析了不同飞轮惯量下的轴系扭振的变化规律,然后进行了不同的皮带轮惯量和扭转刚度系数对轴系扭振影响的理论研究,通过选用合理的扭振减振器参数对轴系扭振的影响做了进一步的分析.仿真结果为认识内燃机轴系扭振提供了较为全面的参考信息,对实际工程分析具有一定的指导意义.
作者：岳东鹏石传龙 YUE Dong-peng SHI Chuan-long 作者单位：天津工程师范学院,汽车与交通学院,天津,300222 刊名：天津工程师范学院学报英文刊名：JOURNAL OF TIANJING UNIVERSITY OF TECHNOLOGY AND EDUCATION 年，卷(期)：2009 19(2) 分类号：U464.133 关键词：轴系 EXCITE 扭转振动。

高速柴油机曲轴扭转_纵向耦合振动的研究

第23卷第1期2002年2月兵工学报ACTA ARMAMEN TARIIVol123No11Feb1　2002高速柴油机曲轴扭转—纵向耦合振动的研究3舒歌群　吕兴才(天津大学机械工程学院,天津,300072)摘要　本文研究了高速柴油机轴系的扭转—纵向耦合振动的机理和计算方法。

分析了高速车用柴油机曲轴耦合振动的机理,建立了多质量模型的扭转及扭—纵耦合振动相结合的矩阵方程,并分析了其解析方法。

采用新设计的三维振动测量装置对某直列六缸柴油机曲轴自由端的纵振进行了实际测量,与计算结果相比吻合。

说明本文提出的分析高速车用柴油机曲轴扭—纵耦合振动模型是合理可行的。

关键词　高速柴油机;曲轴;扭转—纵向耦合;振动中图分类号　T K42116 对内燃机曲轴纵向振动始于30年代,但当时并未引起内燃机行业的重视。

到60年代初期,纵振才引起人们的注意,并开始对扭纵耦合的算法进行研究。

到80年代随着计算机技术的迅速发展,开始大量采用传递矩阵法来进行轴系的三维振动分析[1,2]。

国内80年代初期开始研究船舶轴系的纵振,取得了很大的进展[3～5]。

近年来,随着车用柴油机朝着高强化、高速化、大扭矩化方向发展,使得气缸的爆发压力急剧上升,因此曲轴的扭转纵向耦合有加剧的趋势。

曲轴的纵向振动一般有如下危害:(1)它会激发发动机表面及其附件的振动,从而会使整机的噪声声压级升高。

(2)曲轴的轴向窜动过大会使活塞连杆总成偏离汽缸中心,使活塞侧击敲缸,气缸磨损加剧。

(3)曲轴的纵振会导致相关零件因较大的剪切力疲劳破坏而发生断裂,乃至曲轴本身的断裂也与纵振有关。

(4)纵向振动会使一些重要的传动机构如高压油泵齿轮和配气正时齿轮的相位发生变化,从而改变了发动机的运行工况,导致燃烧恶化,有害物排放增加,缸内压力震荡剧烈。

长期以来,对车辆发动机人们更加关注曲轴的扭转振动。

近年来人们开始重视曲轴的弯曲和纵向振动,并采取了相应的减振措施。

本文以某直列六缸柴油机轴系为研究对象,探讨适合于车用柴油机 2001年3月收稿,2001年12月定稿。

装多级扭转减振器的发动机曲轴系统扭振分析

果已满足不了曲轴系统扭振的要求。目前在一些轿
车发动机上已采用多级的橡胶阻尼式减振器。对减振器在曲轴系统中的匹配设计的研究较多，其匹配思想实质来源于动力吸振器的设计理论ｌ＿２］。优选出的减振器均是以控制曲轴在某简谐激励下各共振
减振器）为例，计算分析了它们对发动机曲轴系统扭振的影响。计算结果表明，以曲轴在单简谐激励下
各共振峰最小为目标优选出的减振器，在实际发动
机激励下能有效地控制曲轴系统的第１阶共振。同时，减振器的安装会导致在发动机其他转速下的共振（实质为激起减振器的固有振动），最终可能导致
第３４卷第１期
２０１４年２月
振动、测试与诊断
ＪｏｕｒｎａｌｏｆＶｉｂｒａｔｉｏｎ．Ｍｅａｓｕｒｅｍｅｎｔ＆Ｄｉａｇｎｏｓｉｓ
Ｖｏ１．３４Ｎｏ．１Ｆｅｂ．２０１４
装多级扭转减振器的发动机曲轴系统扭振分析
峰最小为优化目标 ‘ ８ｌ。然而，对于在实际发动机激
Байду номын сангаас
统的集中质量模型（集总模型）。自左向右对应曲轴的飞轮端到前端，再到扭转减振器。根据曲轴计算模型简化方法的不同，曲轴系统集总模型可以简化为ｍ个自由度。对于一个气缸数为ｓ的发动机，其对应的曲轴系统集总模型的自由度ｍ≥ｓ。为了便于建立通程化的模型，文中引入下标变

基于GTCrank的柴油机曲轴扭转振动分析

0引言曲轴系是典型的弹性轴系统，它由曲轴和与之相连的运动部件组成。

在柴油机工作过程中，曲轴伴随着扭转、弯曲等各种形式的振动，所以在柴油机固有工作频率范围内，轴系将可能产生共振，从而导致曲轴出现扭转、弯曲等疲劳破坏。

因此，为了在曲轴研发过程中提高产品的可靠性和寿命，我们必须研究并掌握曲轴在工作过程中的振动规律以及载荷的变化规律。

梁兴雨以曲轴系统有限元分析为基础，通过建立由多个自由度组成的发动机刚柔耦合多体动力学系统模型，对构成主要柔性体的曲轴系统进行了扭振响应分析[1]；董俊红通过虚拟样机技术对3缸机的扭振特性与扭转控制进行了深入解析与研究[2]；上官文斌分析了曲轴系统的固有频率和在气缸压力的作用下曲轴前端的扭振[3]。

目前国内外学者对曲轴的研究主要集中在振动特性分析等方面，对于应用虚拟样机技术动力学建模和扭转振动分析的研究相对较少。

本文以4B3.9-G2型柴油机曲轴轴系为分析对象，利用GT-Crank 软件建立该柴油机轴系多刚体动力学模型，并在此基础上进行扭振和整机振动仿真分析；最后调整影响曲轴扭振的相关因素后再次模拟，并对比分析所得结果。

1动力学虚拟样机的建立定义基本模型是多刚体模型建模的首要步骤，我们必须按照软件的要求输入刚体的参数。

柴油机曲轴的设计首先通过查阅相关设计手册大致了解整个设计的步骤，在给定的原始参数和用途等要求的基础上初步确定总体的设计方案。

为了提高曲轴的疲劳强度，保证曲轴的额定寿命在6000~10000小时，需采用合适的材料和工艺方法[4]。

本次设计为4缸直列式柴油机选用整体式全支撑曲轴，结构简图如图1所示。

图1四缸柴油机曲轴简图曲轴模型包括主轴颈、曲柄以及曲柄销三个模块，是柴油机曲轴轴系虚拟样机模型中最核心的一部分。

GT-Crank 软件中，是根据气缸数量将曲轴分段来建立曲轴模型的。

每段曲轴分为主轴颈、两段曲柄、一段曲柄销。

注意曲轴各个部分前后连接的前后顺序，不同的端口对应不同的零部件和作用，如图2所示。

发动机曲轴扭振的多体动力学分析

2005058汽车发动机曲轴扭振的多体动力学分析3段秀兵1,郝志勇2,岳东鹏1,宋宝安1(11天津大学机械工程学院,天津　300072;　21浙江大学机械与能源学院,杭州　310027) [摘要]　采用结合有限元法(FEM )的多体系统仿真(MSS )方法对汽车发动机曲轴进行扭转振动分析。

建立了包括柔性曲轴的车用发动机曲轴系统的多体动力学模型。

根据多体动力学仿真计算结果,分析了曲轴的扭转振动,测量了曲轴自由端的扭转振动,与仿真计算结果吻合较好。

关键词:汽车发动机,曲轴,扭振Multi 2body Dynamics Analysis on Torsional Vibration ofAutomotive Engine CrankshaftDuan Xiubing 1,H ao Zhiyong 2,Yue Dongpeng 1&Song B ao ’an 11.School of Mechanical Engi neeri ng ,Tianji n U niversity ,Tianji n 300072;2.School of Mechanical and Energy Engi neeri ng ,Zhejiang U niversity ,Hangz hou 310027 [Abstract]　By using multi 2body system simulation (MSS )method ,combined with finite element analysis(FEA ),the torsional vibration of automotive engine crankshaft is analyzed in this paper.The multi 2body dy 2namics model for the crankshaft assembly including flexible crankshaft is established.The torsional vibration of crankshaft is analyzed based on the results of multi 2body dynamics simulation.The torsional vibration at the free 2end of crankshaft was measured ,which coincides well with the simulation.K eyw ords :Automotive engine ,Crankshaft ,Torsional vibration3国家自然科学基金资助项目(50175078)。

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。

发动机曲轴系统扭转振动分析

（４）
’ Ｔ（
ｗｔ）
＋∞
＝Ｔｎｅｊｎｗｔ＝－∞
１２
∞
ａ０＋（ａｎｃｏｓｗｔ＋ｂｎｓｉｎｎｗｔ）
ｎ＝１
（５）
式中，Ａｐ为活塞面积；Ｐｇ为筒内压力；ｒ为曲轴半径；ｍ为等价往复运动部分质量；ｌ为连杆长度； ω为曲
轴角速度；ａ０、ａｎ、ｂｎ分别为傅里叶系数； θ为角位移振幅。
Ｔ１Ｔ２Ｔ３Ｔ４Ｔ５Ｔ６
ＪｐＪｄ
Ｊ１
Ｊ２
Ｊ３
Ｊ４
Ｊ５
Ｊ６
Ｊｆ
ＫｄＫ１Ｋ２Ｋ３Ｋ４Ｋ５Ｋ６Ｋ７
Ｃｄ
ＣｅＣｅＣｅＣｅＣｅＣｅ
图３曲轴系统扭转振动的计算模型
图中，Ｃｅ为发动机的粘性阻尼系数；Ｃｄ为减振器的粘性阻尼系数；Ｋｄ为减振器的扭转刚度；Ｔ１～Ｔ６分别为作用在各曲柄半径上的激振力矩；Ｊｄ为减振器惯性环的转动惯量；Ｊｐ为三角皮带轮、减振器极板以及曲轴第１轴颈中心和前端间的转动惯量；Ｊｎ（ｎ＝１， …，６）为活塞和连接棒的等价转动部分质量以及
７０
Ｋｄ／ｋＮ·ｍ·ｒａｄ－１１６０
４计算结果和试验结果的比较
图５和图６分别为发动机全负荷运行状态下三
角皮带轮和飞轮相对角位移曲轴系统１．５次、３次、
４．５次、６次振动试验结果和计算Fra bibliotek果。５０
３次１．５次４．５次
扭转振幅／ｍｍ
４０
３０
２０
６次
１０１０００１２００１４００１６００１８００２０００

使用LMS QTV进行发动机曲轴扭振试验

使用LMS QTV 进行发动机曲轴扭振试验一概述发动机曲轴的扭转振动是轴系振动的一个自然现象。

如果轴系扭转振动的固有频率落在发动机工作的常用转速范围内，会引起曲轴的扭转共振，从而引起发动机的振动和噪声，轻则加剧发动机的振动和噪声，重则使曲轴断裂损坏发动机，造成严重事故。

因此，对发动机曲轴的扭转振动测量对于汽车行业和发动机行业都是很重要的工作。

虽然计算机辅助设计现在已能对发动机曲轴进行模拟计算，但最终仍然需要对发动机的曲轴进行实际扭振测量，并且根据测量结果，判定曲轴的扭振状态是否可以保证发动机安全、可靠性的工作。

因此，方便、快捷、准确地测量发动机曲轴的扭转振动的仪器开发，一直是工程技术人员在不断地追求。

LMS QTV 很好地实现了这一追求。

二QTV 的结构原理与SCADAS III 的其它模块相同，QTV 由两个模块组成。

其电压输入调理模块，确保100kHz 的模拟信号带宽，用于对输入转速信号的调理、放大或衰减，以保证其SP 90 模数转换模块正确地采集数据。

过零检测和rpm 变化量的计算，则是通过一个高性能的数字信号处理器（DSP）在数字域内实现。

QTV 的结构原理图如图1 所示。

它说明了QTV 如何将模拟式转速信号转换为高精度、宽频带的rpm 变化量。

图中只给出一个通道的框图，实际上，一个QTV 模块有四个通道，能同时对旋转件四个不同部位的扭振信号进行测量分析。

图1 QTV 结构原理图内涵有扭振信息的转速信号，先馈入一个带宽很宽的模拟式调理电路，该电路可选择适当的放大或衰减因子。

必要时，还可插入一高通滤波电路，但一般情况下，不推荐这样做，因为会引起相位失真和不希望的瞬态响应。

抗混滤波器和24 bit 、204.8 kHz 采样率的模数转换器，可保证精确采集原始的转速数据。

对原始信号作精确的数字化处理后，再由DSP 作进一步的运算处理。

首先，对ADC 输出数据进行二倍升采样。

这个过程相对简单，利用FIR（有限冲激响应）插值滤波器，保证运算过程非常精确。

汽车发动机曲轴扭转振动分析及控制(1)

- I -
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

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。

曲轴扭振分析综述

哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）四缸发动机曲轴扭振分析摘要在发动机工作过程中，曲轴上各曲拐所承受转矩的大小周期性变化的，而曲轴后端的飞轮具有大的惯量，转速可以看成是均匀的，所以各曲拐相对于飞轮就会发生大小和方向作周期性变化的相对扭转振动，产生曲轴轴系的扭转振动。

曲轴的扭转振动时，扭转变形的幅度大大超过正常允许值，轻则产生很大的噪声，是磨损加剧，重则使曲轴断裂。

因此在设计内燃机时，必须对轴系的扭振特性进行分析，以确定其临界转速、振型、振幅、扭转应力，以及据是否需要采取减振措施进而设计减振器。

本文中首先用pro/E软件对所要分析的曲轴进行建模，用其模型分析功能求取曲轴当量转动惯量，用其Mechanica模块求取曲轴的当量刚度；用矩阵法和霍尔茨法计算曲轴的自由振动，确定曲轴的固有频率和振型；通过对曲轴激振力矩的简谐分析，确定曲轴的单缸转矩振幅；通过对轴系强迫振动计算，确定曲轴的临界转速、共振时的幅值以及曲轴的扭振应力；判别扭振应力的大小是否超过允许应力，如果扭振应力接近或超过允许零件允许值，则对曲轴采取减振措施，设计合适的减振器。

关键词：曲轴；扭振；扭振减振器I哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）AbstractIn the process of engine working,crank torque of the crankshaft is periodically changing,while the flywheel is approximately in uniform rotation because of the big moment of inertia of the flywheel.Therefor,the crank have a relative motion compared to the flywheel.,then,the torsional vibration of the crankshaft occurs.When the deformation amplitude of the crankshaft considerably more than the normal value,the engine will produce noising noise,and the abrasion increased,worse more,the crankshaft may crack even broken.Therefore, in the design of the internal combustion engine,the shafting torsional vibration characteristics are analyzed to determine its critical speed, mode, amplitude, torsional stress, as well as designing torsional vibration damper.Firstly, model the crankshaft to be analyzed with pro / E software,then,we can get the equivalent inertia of the crankshaft and the equivalent stiffness;Secondly,calculate the free vibration of the crankshaft using matrix method and Holtz method,and determine the natural frequencies and mode shapes;Thirdly,determine the amplitude of the single-cylinder crankshaft torque,through analyzing the exciting moment of the crankshaft;Then,determine the critical speed of the crankshaft, crankshaft torsional vibration amplitude and stress by calculating the forced vibration of the crankshaft;Finally,judge whether the size of awkward vibration stress exceeds the allowable stress.If the torsional stress close to or exceeds the allowable value of the crankshaft parts,damping measures must be take to consideration and design the suitable torsional vibration damper.Keywords: crankshaft, torsional vibration, torsional vibration damperII哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）目录摘要 (I)Abstract ........................................................ I I 第1章绪论. (3)1.1 课题研究的目的和意义 (3)1.2 国内外研究现状 (3)1.3 本课题的研究内容及技术方案 (4)1.4 本文的主要研究内容 (5)第2章曲轴当量扭振系统的组成与简化 (6)2.1 当量系统的组成与简化 (6)2.2 当量转动惯量的计算 (7)2.3 当量刚度的计算 (10)2.4 本章小结 (15)第3章轴系自由振动的计算 (16)3.1 霍尔茨法计算系统的自由振动 (16)3.2 固有频率和振型的计算 (19)3.3 本章小结 (21)第4章曲轴系统的激发力矩 (22)4.1 作用在发动机上的单缸转矩 (22)4.2 多拐曲轴上第k阶力矩谐量的相位关系 (24)4.3 本章小结 (25)第5章轴系强迫振动与共振的计算 (26)5.1 临界转速 (26)5.2 曲轴系统的共振计算 (27)5.2.1 轴系共振计算 (27)5.2.2 共振振幅计算 (29)5.2.3 曲轴扭振应力计算 (30)5.3 本章小结 (31)第6章扭转振动的消减措施 (32)6.1 扭转振动的消减措施 (32)6.2 减振器的设计 (33)6.3 装减振器后扭振当量系统振动计算 (35)1哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）6.3.1 装减速器后轴系自由振动计算 (35)6.3.2 装减振器后轴系强迫振动与共振计算 (37)6.4 本章小结 (37)结论 (39)致谢 (40)参考文献 (41)附录 (42)2哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）第1章绪论1.1课题研究的目的和意义曲轴的功用是承受连杆传来的离心力,并由此造成绕曲轴本身轴线的力矩，并对外输出转矩.在发动机工作中，曲轴受到旋转质量的离心力、周期性变化的气压力和往复惯性力的共同作用，使曲轴承受弯曲和扭转载荷。

曲轴扭振分析

曲轴的扭转振动时，扭转变形的幅度大大超过正常允许值，轻则产生很大的噪声，是磨损加剧，重则使曲轴断裂。

因此在设计内燃机时，必须对轴系的扭振特性进行分析，以确定其临界转速、振型、振幅、扭转应力，以及据是否需要采取减振措施进而设计减振器。

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Ｋ８９＝Ｋ９８＝－Ｋ７
Ｋ９９＝－ ω２Ｊｆ＋Ｋ７
Ｊ＝.－１图４中作用于活塞销切线方向上的力用式（３）
表示；作用于曲轴上的力矩用式（４）表示，并将式（４）
通过傅里叶变换成式（５）。
ＦｃＦｇ＋Ｆｉ
# θｌｒ
Ｆｒ
θ ψ
ＦｔＦｃ
图４作用于活塞销方向上的力汽车技术
·设计·计算·研究·
主题词：发动机曲轴扭转振动数值分析中图分类号：Ｕ４６４．１３３＋．３文献标识码：Ａ文章编号：１０００－３７０３（２００８）０３－００１５－０４
ＡｎａｌｙｓｉｓｏｆＴｏｒｓｉｏｎａｌＶｉｂｒａｔｉｏｎｉｎＣｒａｎｋｓｈａｆｔＳｙｓｔｅｍ
ＹｕＸｕｅｈｕａ（ＳｏｕｔｈＣｈｉｎａＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ）【Ａｂｓｔｒａｃｔ】Ｔｈｅｔｏｒｓｉｏｎａｌｖｉｂｒａｔｉｏｎｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓｏｆｃｒａｎｋｓｈａｆｔｓｙｓｔｅｍａｎｄｅｖａｌｕａｔｉｏｎｍｅｔｈｏｄａｒｅｓｔｕｄｉｅｄｉｎｔｈｉｓｐａｐｅｒ．ＢａｓｅｄｏｎａＶ６ｅｎｇｉｎｅｗｉｔｈｖｉｓｃｏｕｓｒｕｂｂｅｒｄａｍｐｅｒ，ｃａｒｒｙｏｕｔｔｅｓｔａｎｄｍｅａｓｕｒｅｒｅｌａｔｉｖｅａｎｇｌｅｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔａｎｄｔｏｒｑｕｅｉｎｄｉｆｆｅｒｅｎｔｃｒａｎｋｓｈａｆｔｊｏｕｒｎａｌｓ，ａｎｄｔｈｅｎｃａｌｃｕｌａｔｅｔｈｅｒｅｌａｔｉｖｅａｎｇｌｅｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔａｎｄｔｏｒｑｕｅｉｎｄｉｆｆｅｒｅｎｔｃｒａｎｋｓｈａｆｔｊｏｕｒｎａｌｓｂｅｔｗｅｅｎｂｅｌｔｐｕｌｌｅｙａｎｄｆｌｙｗｈｅｅｌ，ｆｉｎａｌｌｙｃｏｍｐａｒｅａｎｄａｎａｌｙｚｅｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓｏｆｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎａｎｄｔｅｓｔ．Ｔｈｅａｕｔｈｏｒｓｕｇｇｅｓｔｓｔｈａｔｒｅｌａｔｉｖｅａｎｇｌｅｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔｂｅｔｗｅｅｎｂｅｌｔｐｕｌｌｅｙａｎｄｆｌｙｗｈｅｅｌｓｈｏｕｌｄｂｅｕｓｅｄｉｎｅｖａｌｕａｔｉｎｇｔｏｒｓｉｏｎａｌｖｉｂｒａｔｉｏｎｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓｏｆｃｒａｎｋｓｈａｆｔｓｙｓｔｅｍ，ｒａｔｈｅｒｔｈａｎｔｏｒｓｉｏｎａｌｖｉｂｒａｔｉｏｎａｎｇｌｅｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔｍｅａｓｕｒｅｄａｔｔｈｅｐｕｌｌｅｙ．
Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：Ｅｎｇｉｎｅ，Ｃｒａｎｋｓｈａｆｔ，Ｔｏｒｓｉｏｎａｌｖｉｂｒａｔｉｏｎ，ＮｕｍｅｒｉｃａｌＡｎａｌｙｓｉｓ
１前言
目前，三角皮带轮的角位移作为曲轴系统扭转振动的特征值已被广泛应用。然而，三角皮带轮角位移包括作为刚体的曲轴角速度变化因素，将其作为扭转振动的特征值是不合适的，因此应该将三角皮带轮和飞轮的相对角位移作为扭转振动的特征值［１，２］。本文针对装有粘性橡胶减振器的Ｖ６发动机曲轴，从试验和计算两个方面对其进行了扭转振动分析，得到了上述结论。
##Ｊ２θ¨２＋Ｃｅθ3 ２＋Ｋ２（ θ２－ θ１）＋Ｋ３（ θ２－ θ３）＝Ｔ２
"Ｊ３θ¨３＋Ｃｅθ3 ３＋Ｋ３（ θ３－ θ２）＋Ｋ４（ θ３－ θ４）＝Ｔ３
（１）
#
#Ｊ４θ¨４＋Ｃｅθ3 ４＋Ｋ４（ θ４－ θ３）＋Ｋ５（ θ４－ θ５）＝Ｔ４ # #Ｊ５θ¨５＋Ｃｅθ3 ５＋Ｋ５（ θ５－ θ４）＋Ｋ６（ θ５－ θ６）＝Ｔ５ # #Ｊ６θ¨６＋Ｃｅθ3 ６＋Ｋ６（ θ６－ θ５）＋Ｋ７（ θ６－ θｆ）＝Ｔｆ # $Ｊｆθ¨ｆ＋Ｋ７（ θｆ－ θ６）＝０
（４）
’ Ｔ（
ｗｔ）
＋∞
＝Ｔｎｅｊｎｗｔ＝－∞
１２
∞
ａ０＋（ａｎｃｏｓｗｔ＋ｂｎｓｉｎｎｗｔ）
ｎ＝１
（５）
式中，Ａｐ为活塞面积；Ｐｇ为筒内压力；ｒ为曲轴半径；ｍ为等价往复运动部分质量；ｌ为连杆长度； ω为曲
轴角速度；ａ０、ａｎ、ｂｎ分别为傅里叶系数； θ为角位移振幅。
５０
４０
１阶振动
扭转振幅／ｍｍ
３０
２０
２阶振动
１０
０
０
１００
２００
３００４００
频率／Ｈｚ
图７曲轴系统扭转振动的共振频率
# #
#Ｔ５ #)
Ｋ７６Ｋ７７Ｋ７８
,#θ５ #
##Ｔ６
#) #)
０
Ｋ８７
Ｋ８８
Ｋ８９ ,,##θ６
# #
$０ ’*
Ｋ９８Ｋ９９ -$θｆ ’
其中，Ｋ１１＝－ ω２Ｊｄ＋Ｋｄ＋ｊωＣｄ
Ｋ１２＝Ｋ２１＝－Ｋｄ－ｊωＣｄ
Ｋ２２＝－ ω２Ｊｐ＋Ｋｄ＋Ｋ１＋ｊωＣｄ
Ｋ２３＝Ｋ３２＝－Ｋ１
Ｋ３３＝－ ω２Biblioteka １＋Ｋ１＋Ｋ２＋ｊωＣｅ２扭转振动测量方法
试验用安装粘性橡胶减振器（图１）的Ｖ６发动机主要技术参数如表１所列。
试验所用的扭转振动测量装置结构如图２所示。试验中利用齿轮加工的皮带轮进行三角皮带轮和飞轮的相对角位移测量。为了测量轴颈力矩，在轴颈上粘上应变片，应变片引线通过加工孔结线在
２Ａ．Ｌ．Ｃｈｒｉｓｔｏｐｈｅｒ．ＭｕｌｔｉｐｌｅｘＢｕｓＰｒｏｇｒｅｓｓｉｏｎ２００３．ＳＡＥ，２００３－０１－０１１１．
曲轴系统扭转振动方程式可用式（１）表示：
!#Ｊｄθ¨ｄ＋Ｃｄ（ θ3 ｄ－ θ3 ｐ）＋Ｋｄ（ θｄ－ θｐ）＝０
##Ｊｄθ¨ｐ＋Ｃｄ（ θ3 ｐ－ θ3 ｄ）＋Ｋｄ（ θｐ－ θｄ）＋Ｋ１（ θｐ－ θ１）＝０
##Ｊ１θ¨１＋Ｃｅθ3 １＋Ｋ１（ θ１－ θｐ）＋Ｋ２（ θ１－ θ２）＝Ｔ１
Ｊｐ／ｋｇ·ｍ２０．０８９３Ｋ２～Ｋ６／ｋＮ·ｍ·ｒａｄ－１２１９４．１
Ｊ１、Ｊ３、Ｊ４、Ｊ６／ｋｇ·ｍ２０．１０５２
Ｋ７／ｋＮ·ｍ·ｒａｄ－１３２４３．７
Ｊ２、Ｊ５／ｋｇ·ｍ２０．０５７７
Ｃｅ／Ｎ·ｍｓ·ｒａｄ－１４．５
Ｊｆ／ｋｇ·ｍ２２．７１４６Ｃｄ／Ｎ·ｍｓ·ｒａｄ－１
发动机转速／ｒ·ｍｉｎ－１
图５三角皮带轮和飞轮相对角位移的试验结果
５０４０３次
１．５次４．５次
扭转振幅／ｍｍ
３０
２０
１０１０００
６次
１２００１４００１６００１８００２０００发动机转速／ｒ·ｍｉｎ－１
图６三角皮带轮和飞轮相对角位移的计算结果
比较图５和图６可知，虽然１．５次振幅的计算
!０ % (Ｋ１１Ｋ１２
+!θｄ %
##０ ##))Ｋ２１Ｋ２２Ｋ２３
０
,,##θｐ
# #
#Ｔ１ #) Ｋ３２Ｋ３３Ｋ３４
,#θ１ #
##Ｔ２
#) #)
Ｋ４３Ｋ４４Ｋ４５
,,##θ２
# #
"Ｔ３ &＝)
Ｋ５４Ｋ５５Ｋ５６
,"θ３ &（２）
##Ｔ４
#) #)
Ｋ６５Ｋ６６Ｋ６７
,,##θ４
根据曲轴全系列的响应向量｛θ｝ｎ可以求出曲轴
全系列ｎ阶激振扭转向量｛Ｔ｝ｎ：
｛Ｔ｝ｎ＝［Ｋ（ｎｗ）］｛θ｝ｎ
（６）
式中，［Ｋ（ｎｗ）］为在角频率ｎω下全系列的动刚度矩
阵。
用于计算曲轴系统扭转振动的参数值如表２
所列。
表２曲轴系统参数
参数数值参数数值
Ｊｄ／ｋｇ·ｍ２０．１６７０Ｋ１／ｋＮ·ｍ·ｒａｄ－１３３４５．７
７０
Ｋｄ／ｋＮ·ｍ·ｒａｄ－１１６０
４计算结果和试验结果的比较
图５和图６分别为发动机全负荷运行状态下三
角皮带轮和飞轮相对角位移曲轴系统１．５次、３次、
４．５次、６次振动试验结果和计算结果。
５０
３次１．５次４．５次
扭转振幅／ｍｍ
４０
３０
２０
６次
１０１０００１２００１４００１６００１８００２０００
#Ｆｇ（ θ）＝Ａｐ·Ｐｇ（ θ）
% %Ｆｉ（ %
θ）
＝－
ｍ·ｒ·ｗ２（
ｃｏｓθ＋
ｒｌ
ｃｏｓ２θ）
%%Ｆｃ（ θ）＝［Ｆｇ（ θ）＋Ｆｉ（ θ）］ｃｏｓ"
$Ｆｔ（ θ）＝Ｆｃ（ θ）ｓｉｎψ
（３）
! " %
%" ＝ｓｉｎ－１ %
ｒｌ
ｓｉｎθ
%%ψ＝θ＋"
&θ＝ｗｔ
Ｔ（ θ）＝Ｆｔ（ θ）·ｒ＝Ｔ（ｗｔ）
曲轴的第ｎ轴颈中心和第（ｎ＋１）轴颈中心间的转动
惯量；Ｊｆ为离合器、飞轮以及曲轴第６轴颈中心和后端间的转动惯量；Ｋ１为曲轴第１轴颈中心和前端间的扭转刚度；Ｋｎ（ｎ＝２， … ，６）为曲轴第（ｎ－１）和第ｎ轴颈间的扭转刚度；Ｋ７为曲轴第６轴颈中心和后端间的扭转刚度。
Ｔ１Ｔ２Ｔ３Ｔ４Ｔ５Ｔ６
ＪｐＪｄ
Ｊ１
Ｊ２
Ｊ３
Ｊ４
Ｊ５
Ｊ６
Ｊｆ
ＫｄＫ１Ｋ２Ｋ３Ｋ４Ｋ５Ｋ６Ｋ７
Ｃｄ
ＣｅＣｅＣｅＣｅＣｅＣｅ
图３曲轴系统扭转振动的计算模型
图中，Ｃｅ为发动机的粘性阻尼系数；Ｃｄ为减振器的粘性阻尼系数；Ｋｄ为减振器的扭转刚度；Ｔ１～Ｔ６分别为作用在各曲柄半径上的激振力矩；Ｊｄ为减振器惯性环的转动惯量；Ｊｐ为三角皮带轮、减振器极板以及曲轴第１轴颈中心和前端间的转动惯量；Ｊｎ（ｎ＝１， …，６）为活塞和连接棒的等价转动部分质量以及