内燃机式增程器扭转振动的建模与分析

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内燃机曲轴的三维振动特性模拟_飞轮细分

第23卷第2期2003年6月振动、测试与诊断Jou rnal of V ib rati on,M easu rem en t &D iagno sisV o l .23N o.2Jun .2003内燃机曲轴的三维振动特性模拟——飞轮细分Ξ雷宣扬　宋希庚　徐继承(大连理工大学内燃机研究所　大连,116023)摘要　采用有限元法分析带有飞轮曲轴的振动特性。

首先,曲轴体采用梁单元模拟,飞轮部分采用实体单元划分,经过适当处理两类单元的连接方式,取得了比采用壳体单元对飞轮进行剖分更为合理的结果。

然后,对一直列式四缸发动机曲轴进行自由振动特性分析,并与相关研究和实验数据进行了比较验证。

最后,进一步模拟此曲轴的三维动态振动特性,计算并分析其动态振动响应的结果。

结果表明,采用节点耦合的方法取得了与实验互为一致的结果。

关键词　曲轴　飞轮　有限元法　振动特性　耦合中图分类号　T K 413引　言为了适应现代发动机高速化、高效化以及轻量化的发展,精确地模拟发动机曲轴的振动特性是一项重要课题[2]。

目前用到的方法有动刚度法[1,3]、传递矩阵法[4]、有限元法[5]等。

但采用精度较高的有限元法计算,因单元划分过多,计算量较大。

而用一般空间B ernou lli 2Eu ler 梁单元模拟曲轴结构,因为没有考虑剪切变形和转动惯量的影响,使得计算结果偏差较大。

因此,文献[6]提出,采用基于一阶剪切理论的T i m o shenko 梁单元模拟曲轴结构,取得了较为理想的结果。

但飞轮是一薄体结构,它不仅和曲轴一起振动,而且自身也表现出独立的振动特性,采用质量单元模拟飞轮无疑会增大结果误差。

虽然文献[1]中提出用壳体单元单独划分飞轮,但因没有很好地处理节点之间的连接,使得结果与实际严重不符。

本文采用实体单元划分飞轮,通过定义节点的刚性区域使相应的梁单元和实体单元连接。

对一直列式四缸发动机曲轴进行了自由振动特性和动态特性分析,取得了与实验互为一致的结果。

柴油机曲轴系扭转振动的有限元模型研究

收稿日期:20000309作者简介:赵骞(1974),男,天津人,博士研究生,研究方向为发动机振动1文章编号:10094687(2000)04002705柴油机曲轴系扭转振动的有限元模型研究赵　骞, 郝志勇(天津大学机械工程学院,天津　300072)摘　要:本文以一台N 485柴油机为例,提出一种基于轴单元有限元模型的计算柴油机曲轴系扭振及优化设计减振器的方法,并开发了相应的通用程序1关键词:柴油;机扭转振动;有限元;减振器中图分类号:T K 413131 文献标识码:A1　前　言以前,计算柴油机曲轴系扭转振动一般采用集总参数法,用这种方法建立模型,精度不高,参数不好确定,尤其是曲轴的柔度更难确定,所以建立的力学模型不太理想1而用有限元法建立模型具有精度较高,与原实际结构较接近的优点[1],因此,对柴油机曲轴系的扭振问题,用有限元方法计算扭振及设计减振器,对于有效的抑制扭振是一种先进的方法12　柴油机曲轴系扭振有限元模型的建立考虑到内燃机轴系直轴段较多,只有曲柄形状比较复杂,为了使模型的建立和计算既简单又有较好的精度,对皮带轮、主轴颈、曲柄销、飞轮采用直轴单元;对曲柄先用集总参数图1　N 485柴油机曲轴系的有限元扭振模型法计算其转动惯量,使其变为转动惯量、长度与原结构都相同的直轴单元1图1为N 485柴油机曲轴系简化的19个单元、20个结点的模型,其中,1为皮带轮,19为飞轮,2、6、10　14、18为主轴颈,3、5、7、9、11、13、15、17为曲柄,4、8、12、16为曲柄销13　扭转振动计算对图1所示的N 485柴油机曲轴系的有限元扭振模型进行计算,首先需确定单元刚度阵、2000年第4期车辆与动力技术V eh icle &Pow er T echno logy 总第80期惯量阵,然后再根据一系列变换,形成总体刚度阵、惯量阵,上述过程详见文献[1]1这样可得到系统扭振的运动微分方程:I U ¨+CU +KU =M ,(1)式中　I 为总体转动惯量矩阵,kg ・m 2;K 为总体刚度矩阵,N ・m rad ;U 为轴系各结点扭角列阵,rad ;C 为阻尼矩阵,C =ΑI +b K ,a ,b 为比例系数,其值可由模态实验得到;M 为曲轴系所受外加激振力矩列阵,当C =0,M =0时,即为自由振动方程1311　自由振动计算用自编程序计算出该柴油机曲轴系的扭振固有频率,第1阶13012H z ,第2阶30718H z ,第3阶41715H z ,第4阶64711H z ,第5阶73317H z 1振型图如图2所示1图2　有限元法计算曲轴系扭转自由振动振型图312　强迫振动计算为了研究气体压力、往复惯性力产生的激振力矩对曲轴系扭振的影响,在计算中考虑了两种情况:只有气体压力产生的激振力矩作用时的情况,只有往复惯性力产生的激振力矩作用的情况1用自编程序分别计算了单结3谐次、4谐次的工况1给出了曲轴系自由端最大扭幅转速图,轴段最大扭振应力转速图,如图3～图6所示1 图3　单结3谐次曲轴端最大振幅比较图图4　单结3谐次轴段最大应力比较图从图3～图6可以发现,在高谐次即4谐次时,气体压力产生的激振力矩对曲轴系扭振的影响比往复运动部件产生的激振力矩对曲轴系扭振的影响大得多,而在低谐次即3谐次时,二者对曲轴系扭振的影响差别不大1是因为:往复惯性力产生的激振力矩一般只考虑1、2、3、4,4个谐次,4谐次以上的激振力矩值很小,所以,随着转速的下降,3谐次对应的激振力矩值比4谐次对应的激振力矩值大得多;而对于气体压力产生的激振力矩,随着转速的下降,3谐次对应的激振力矩值比4谐次对应的激振力矩值大得不是很多1・82・车辆与动力技术2000年　　图5　单结4谐次曲轴端最大振幅比较图图6　单结4谐次轴段最大应力比较图通过扭振计算发现,振幅最大处发生在单结4谐次共振上,其曲轴系自由端(即皮带轮端)最大振幅0127°,已超过许用扭角值;扭振应力最大处发生在单结4谐次共振的14、15结点间,即第14单元上,其值为3716M Pa ,超过许用应力值,如图7、图8所示,应加装扭振减振器1图7　单结4谐次振幅图8　单结4谐次应力4　减振器的优化设计图9　减振器优化设计的有限元模型为了建立更合理的减振器设计模型,以弥补双扭摆模型[2]和多质量系统模型[3]设计减振器的不足,作者采用如图9所示的有限元模型,该模型与图1所示模型近似,不过需在第一单元前再加一个0单元以表示减振器1用图9所示的模型建立有限元力学模型时,采用圆轴单元,圆轴单元的单元惯量矩阵i ,单元刚度矩阵k ,阻尼矩阵c 分别为:i =qi 62　11　2,k =G i l 1　-1-1　1,c =ΑI +b K ,(2)式中　i 为该单元的转动惯量;l 为该单元的长度;G 为该单元的剪切弹性模量;q 为该单元的密度1根据式(2),作者以减振器的4个主要参数i ,l ,a ,b 为设计变量,同时以一个能够系统、全面地反映整个轴系扭振情况的综合指标作为目标函数1经计算分析,采用扭振系统各节点振幅算术平方和的均方根作为目标函数,将其记为:・92・　第4期赵　骞等:柴油机曲轴系扭转振动的有限元模型研究F ({x },n )=1j A 12+A 22+…+A j 2,(3)式中　{x }为减振器各参数变量,{x }={i ,l ,a ,b }T ;n 为柴油机转速;j 为有限元扭振系统节点数1利用有限元模型进行减振器参数优化设计计算,与通常的优化计算有较大区别,它包含两类求极值过程1①对给定的一组减振器参数,以柴油机转速为自变量,求目标函数在允许转速范围内的最大值1此时,以转速上、下限为约束条件,用一维搜索法进行计算1这一类求极值过程,随减振器参数的变化需要反复计算1②以减振器的4个主要设计参数(即设计变量)为自变量,求目标函数的最小值(也就是求第①类极值过程所得到的诸最大值中的极小值)1此时,采用复合型调优法进行计算,约束边界条件即是对减振器参数的限制1其中,i 的约束条件由柴油机允许安装空间确定,一般说,其值在许可范围内越大越好;I 的约束条件也由柴油机允许安装空间确定;a ,b 的约束条件由实际选用的材料性能而定1复合形调优法的优化计算过程详见文献[4]1通过计算得出:i =1012N ・c m ・s 2,l =1213c m ,a =01213,b =01174 图10、11为用有限元模型优化设计的减振器与双扭摆模型、多质量系统模型计算出的减振器的减振效果比较1图10　单结4谐次曲轴端最大振幅比较图图11　单结4谐次轴段最大扭振应力比较图从上面2图中可看出,该柴油机曲轴系在1890r m in 附近均发生共振,加装减振器后,共振振幅和扭振应力已大幅度降低,其中带有限元模型优化设计的减振器的减振效果最好,带多质量模型优化设计的减振器效果次之,而带双扭摆模型的减振器的减振效果最差15　结束语①本文所提出的轴单元有限元模型计算柴油机曲轴系扭振及优化设计减振器参数的方法及其通用程序对于各种单列多缸柴油机都适用,计算时只需输入原始参数和要求的计算精度即可1②在高谐次时气体压力产生的激振力矩对轴系扭振的影响大,而在低谐次时,二者对轴系扭振的影响差别不大1③用有限元模型优化设计出的减振器减振效果最好,用多质量模型优化设计出的减振器减振效果次之,用双扭摆模型设计的减振器减振效果最差1・03・车辆与动力技术2000年　参考文献:[1]　张　准,汪凤泉1振动分析[M ]1南京:东南大学出版社,19911[2]　梁　价,霍拳忠1内燃机的振动问题[M ]1天津:天津大学出版社,19891[3]　薛　远,郝志勇1内燃机轴系扭振减振器的最优化设计[J ]1内燃机学报,1991(3)1[4]　刘惟信1机械最优化设计[M ]1北京:清华大学出版社,19861The Study of F i n ite Elem en t M odel of TosionalV ibration of D iesel Crankshaf t systemZHAO Q ian , HAO Zh i 2yong (Schoo l of M echanical Engineering ,T ianjin U niversity ,T ianjin 300072,Ch ina )Abstract :A m ethod based on fin ite elem en t m odel of shaft elem en t to calcu late the to rsi onal vib rati on of crank shaft system of diesel engine and op ti m ally design the dam p er is p resen ted w ith tak ing a N 485diesel fo r exam p le ,and the general p rogram is com p iled .Key words :diesel engine ;to rsi onal vib rati on ;fin ite elem en t ;dam per(上接第26页)[5]　P .A dam is ,G .Grushow .Challenges facing future trans m issi on system [J ].D rive System T echnique ,1996(2):151Study on Con ti nuously Var i able Tran s m ission System ofa Parallel Hybr id CarSUN Dong 2ye , Q I N D a 2tong , HU J ian 2jun(State Key L ab of M echanical T rans m isson ,Chongqing U niversity ,Chongqing 400044,Ch ina )Abstract :O n the basis of the study of tran s m issi on m echan is m of a m etal p u sh ing belt p lan 2etary gear con tinuou sly variab le tran s m issi on ,the vib rati on characteristic is analyzed ,and a new con tinuou sly variab le tran s m issi on m ode is p ropo sed in th is paper .In o rder to reduce jerk m o ti on ,a sp ecial fuzzy con tro ller is estab lished .T he si m u lati on resu lts indicate that thejerk m o ti on of the i m p roved tran s m issi on system is 5m s 3w h ich is low er than the in terna 2ti onal criteri on 10m s 3.T h is new con tinuou sly variab le tran s m issi on p rovides a designm ethod fo r develop ing a new u ltra low em issi on car .Key words :car ;con tinuou sly variab le tran s m issi on ;hyb rid tran s m issi on・13・　第4期赵　骞等:柴油机曲轴系扭转振动的有限元模型研究。

运用EXCITEDesigner对某发动机扭振进行分析

运用EXCITE Designer 对某发动机对某发动机扭振扭振扭振进行进行进行分析分析傅红良（上海柴油机股份有限公司上海市军工路2636号）摘要：运用EXCITE Designer 对某发动机曲轴扭振进行模拟分析，并与试验进行比对。

关键词关键词：：内燃机，扭转振动，计算和试验主要软件主要软件：：A VL EXCITE Designer1. 前言发动机曲轴的扭振对发动机的使用性能和工作可靠性有不良的影响，当发动机达到某一转速时，加在曲轴上的周期变化的扭振与曲轴本身的扭转振动频率相同时，可能会产生扭转共振，曲轴扭转变形将大大超过正常值。

因此设计时如何避免发动机在工作范围产生明显的扭转振动和降低扭振的发生是发动机设计时必须考虑的问题。

A VL Excite Designer 软件是专门针对发动机初期设计时，对发动机轴系进行轴承分析、扭振分析和曲轴强度分析的有效软件，同时也可对现有机型进行校核和设计改进。

本文运用该软件对某发动机的扭振进行模拟分析并与试验对比，分析该机型扭振特征。

2. EXCITE Designer 模型根据发动机结构进行建模，模型都为简化模型，模型包括：活塞、活塞销、连杆、曲轴、整机模块，其中曲轴模型分解成连杆轴颈，主轴颈，各曲柄臂，平衡重，同时还附加了飞轮、减振器和定时齿轮，见图1。

EXCITE Designer 建立模型时采用的是扭振当量系统：集中质量－弹簧－阻尼系统。

并作相应的简化和假设。

图1发动机EXCITE Designer 模型其他输入参数：结构参数由图纸得到，在不同转速下的气缸压力曲线见图2。

3. 计算与结果3.1扭振系统模态和固有频率，见图3，其中一阶固有频率为106.8Hz 。

3.2自由端扭振振幅，对于六缸机而言，主要关注主谐次的扭振3、3.5、4.5、6，各谐次振幅随转速的变化情况见图4；在不同转速下扭振振幅随曲轴转角的变化情况见图5，可以看到扭振振幅稍大。

内燃机曲轴系统扭转振动-发动机-扭转-振动

际振幅与各轴段的扭转振动附加应力 ⑤ 针对上述计算结果，全面评定整个轴系工作
是否可靠
轴系的当量换算
原则：振动特性相同
惯量较大且较集中的部件
惯量较小且较分散的部件
阻尼
非弹性的惯量元件
无惯量的弹性元件
弹性元件的轴段阻尼和惯性元件的质量阻尼
激励载荷只作用在惯性元件上轴系的当量系统图来自对应于圆心角 i 的圆
弧带的转动惯量
Ii' 3i602Li(Ri4-Ri41)
整个曲柄臂的转动惯量
Iwi n13i602Li(Ri4Ri41)
用同样的方法可求得平衡重的转动惯量综上，单位曲柄（crank）的转动惯量为
IcImIp2Iw2Ib
上述转动惯量可在三维CAD软件中求得
活塞、连杆当量转动惯量的换算
原则：运动动能不变
往复运动质量（mj mpmc1）的运动动能
E K 1 2 m jv 2 1 2 m jR 2 ω 2 (si n 2 s2 in )2
曲柄转动一周，往复运动质量的平均动能
EKm
1
2
2
0 EKd
1 2
mjR2ω2
(1 2
2
8
)
设往复运动质量的当量转动惯量为 I rc ，
2 i
及其对应的特征
矩阵[A]
矩阵[A]的第i列矢量{A}i就是轴系振动的第i阶固有圆频率 Ωi的振形矢量
轴系自由扭转振动振形图
振形图：各质量在每阶固有圆频率 Ωi 下的相对振幅
相对振幅：将振形矢量{A}i的第一个元素进行归1化，但不改变各质量间的相对振幅比例关系
不同的自振频率有不同的振形图
L1 GJ1

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。

动力总成系统振动建模与分析

动力总成系统振动建模与分析匡宇宵;冯慧华;高娜【摘要】动力总成系统是整车振动时的重要激励源,对研究整车振动噪声水平起到了至关重要的影响,通过动力总成悬置的动特性实验对悬置特性进行了参数识别,建立了有效预测动力总成振动情况的简化模型,该模型运算量低且运算更快,接着基于工况参数以及总成各项固定参数进行了动特性仿真,再从振动速度均方根的角度对整机模型进行了实验验证,最后对整机模型通过改变总成悬置安装角进行了计算,试运算结果与理论结果吻合,进一步验证了该模型的准确性和实用性.【期刊名称】《机械设计与制造》【年(卷),期】2019(000)004【总页数】4页(P200-203)【关键词】悬置动特性;参数识别;整机振动;悬置安装角;均方根值【作者】匡宇宵;冯慧华;高娜【作者单位】北京理工大学机械与车辆学院,北京 100081;北京理工大学机械与车辆学院,北京 100081;北京理工大学机械与车辆学院,北京 100081【正文语种】中文【中图分类】TH16;U464.11 引言2004年，德国MTU公司研制的890系列柴油机问世，它的升功率达到92kW/L，标志着发动机已开始步入高功率密度时代[1]。

发动机功率密度的提高主要表现为三个方面：最高燃烧压力大幅提高、转速大幅提高和增压压比大幅提高，而这三个方面将导致整机振动与噪声水平的大幅提高[2]。

因此，降低柴油机振动和噪声成为一个普遍被关注和重视的话题。

关于内燃机的整机振动主要分为理论和试验分析两方面[3]。

从80年代开始，电子计算机的应用，有限元方法的产生促进了内燃机相关动力学理论的发展，也促进了内燃机振动特性的研究[4]。

现今，平衡研究是最受的关注的研究方向，例如减少运动件的质量从而使用轻质活塞、提高曲轴刚度或者采用V型布置发动机来平衡发动机的不平衡力和力矩[5]。

综上考虑，对悬置动特性进行了参数识别，把整机当刚体处理，通过相关参数建立了整机振动模型，在标准工况和最大扭矩工况下进行整机振动速度均方根值分析。

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。

内燃机曲轴模型系统振动分析的实用方法

(5)
Nt
- EAβs inβl
- co sβl
N0
假设轴承座固定 , 建立径向滑动轴承的流体动力润滑模型 [ 5 ] ,该柴油机的宽径比 L /D = 0. 45, 计算轴承
的无量纲的刚度和阻尼系数得 :
ψ3
Kij = kijμωLW ( i, j = y, z)
(6)
Ci j
=
ci
j
ψ3 μLW
想的振动分析法。
性矩为 :
N
- ω2m
u
Qy
- ω2 m
y
Qz =
T
- ω2 m
- ω2 J xx
z
= [ K ]M { q}
θ
( 1)
My
- ω2 Jyy
θy
Mz
- ω2 Jzz θz
式中 [ K ]M M 为集中质量单元 d 对整体动态刚度矩阵
(
i,
j
=
y, z)
(7)
式 ( 6)和式 (7 )中 ψ = C / r为间隙比; C 为轴承的
半径间隙 ; r为轴承半径 ; μ表示润滑油粘度 ; L 为轴
承宽度 ; ω为转轴的转动频率 ; W 为无量纲外载荷。
在正常工作条件下 , 613 5 系列柴油机轴承的平均刚度
在图 2所示的范围内。
关键词 : 曲轴 ;机械阻抗综合法 ;振动 ;固有频率中图分类号 : TK4 文献标识码 : B
由于曲轴的复杂结构和受力状态 , 其振动特性对整个内燃机的振动有着重要的影响。国内外的学者尝
1 曲轴系统建模
试通过不同的方法对曲轴的三维振动情况进行了研
研究内燃机轴系复杂耦合振动的过程中 ,建立有

振动

内燃机振动读书报告——（参考《内燃振动控制与应用》余成波何怀波石晓辉）一、振动类型通常按照研究重点的不同，内燃机振动可划分为下四种类型。

1）整机振动研究整机振动的目的是为了了解它的振动规律相振动的大小，考察弹性支承或隔振器的性能，研究环境对内燃机振动的影响。

研究整机振动时，假设内燃机为绝对刚体，将内燃机及其支承简化为单质量多弹性支承系统。

在激振力作用下，作六自由度(x,y,z，α，β，γ)的刚体运动(称为整机刚体振动)。

其激振力为各曲柄连杆机构产生的惯性力和力矩，以及由往复惯性力和气体力引起的倾倒力矩。

整机振动强度是内燃机中提振动品质的反应，它包括有关于内燃机设计性能动力平衡）好坏、制造水平高低、机器状况及其变化等丰富的信息。

人们一般所说的内燃机振动实际上是指整机振动。

2）结构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、曲纳、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，是近二十余年来得到重视的一种振动类型。

根据结构振动形成的特征，将内燃机单个气缸的结构划分为由工作间隙δi 隔离的两部分：内部传力结构（包括活塞、连杆相曲轴；在模型中，这些结构用两个弹簧连接的质量表示）和外部承载结构（包括由缸盖、机体、曲油箱，它们构成封闭的弹性结构）。

3）轴系扭转振动多缸内燃机轴系包括曲轴、凸轮轴、传动轴等。

它们的扭转刚度较小，在周期性曲轴扭矩(包括从动机械的不均匀阻力矩)、凸轮轴阻力矩等的激振下，出现扭转振动。

严重的扭转振动除引起轴段的断裂外．同时破坏各缸工作的相位关系。

恶化内燃机的工作状况相平衡性能，导致内燃机功率下降、振动噪声加剧。

4）部件振动内燃机的部件很多，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。

进排气管的气流振荡是部件振动的另一种形式，它对进排气过程乃至内燃饥的整个工作性能都有较大的影响。

内燃机构造与设计--5-4扭振

实际发动机曲轴系统扭振的激振力矩主要是输出的单缸扭矩M，M是一个周期函数，而周期函数是由无限个简谐分量组成，每一个简谐分量都可能引起共振，所以曲轴系统的扭振可能有很多共振工况。当其中某一阶谐量的频率与曲轴的固有频率相等时，则曲轴就将与此简谐激振力矩发生共振，振幅大大增加。发生共振时，曲轴一方面在平均扭矩的作用下正常旋转，另一方面按某一主振型反复扭振。
4.1 有关扭转振动的一些基本概念
4.1.2 单自由度扭摆的自由振动
4.1.2.1 无阻尼自由振动
4.发动机轴系的扭转振动
单自由度扭摆——由一根有弹性无质量（转动惯量）的扭杆和一个有
质量无弹性的圆盘组成。
扭摆的状态只用一个坐标——圆盘偏离其
平衡位置的角位移θ即可充分地表示出来。
圆盘的转动惯量为I。扭杆的抗扭刚度为k=GJp/l。

危害：扭振会使机件中产生附加应变和应力，磨损增大，严重时曲轴、齿轮的齿等零件会断裂，机械噪音增大，发动机平衡性恶化使机体振动加剧
等不良后果。
4.1 有关扭转振动的一些基本概念

• •
4.发动机轴系的扭转振动
产生的原因：
内因：曲轴系统是一个多质量的弹性体，具有一定的惯性、弹性。外因：在曲轴系统上作用着一个大小、方向都周期性变化的激振力矩。
4.2 发动机轴系的扭振分析及减振措施
弹性参数的换算——扭转刚度k或柔度e
4.发动机轴系的扭转振动
轴段的扭转刚度：作用在直轴段两端的扭矩与扭转角度的比值。
l k M G / dx 0 J ( x) Δφ p
G——材料的剪切弹性模数，Jp(x)——x截面处的极惯性矩，l——轴段的自由扭转长度。轴段的柔度：轴段在单位力矩作用下的扭转变形。 e Δ φ 1

发动机-内燃机轴系扭转振动文献综述

发动机-内燃机轴系扭转振动文献综述内燃机轴系扭转振动内燃机是人类历史上贡献最大也得到最广泛应用的热能动力机械，在路面交通、海洋船舶甚至航空等领域都作为主要动力源，然而随着其向着高速、小型强化、大功率方向发展，随着全世界车辆法规的健全合理化，对振动以及噪声问题的研究显得愈发重要。

作为内燃机的主要零件之一的曲轴，它的结构参数在很大程度上不仅影响着内燃机的整体尺寸和质量，而且也影响着内燃机的可靠性和寿命。

随着内燃机的不断强化，轴系的扭转振动问题也日益突出。

因此在内燃机的设计阶段就应该充分重视扭振问题。

首先应该对其进行计算和分析，必要时采取避振与减振措施，以消除扭振的威胁。

同时有研究表明，曲轴是内燃机的主要噪声源之一，而且曲轴的振动又会传递到机体和其他附件上引起更多的振动和噪声，因此，内燃机及其动力装置轴系的扭转振动是影响安全运行以及噪声控制的重要问题之一。

现代内燃机设计中提出了NVH的概念，通过这一概念来衡量内燃机性能的优劣[2]。

从这一概念可以看出，内燃机的振动和噪声在现代内燃机设计中的重要地位因此研究内燃机曲轴的振动特点对提高曲轴强度，减小并控制内燃机的振动，提高整机的工作可靠性，改善船舶、汽车等交通工具的舒适性都有重要意义。

1内燃机曲轴轴系扭转振动研究的发展历程[7]:内燃机轴系的扭转振动是机械动力学科的一个分支，是内燃机动力学的一部分，在热动力装置发展初期，由于当时技术水平的限制，在相当长的一段时间内，在轴系的强度设计工作中，是把轴系按绝对刚性处理的。

当时认为，轴系中的应力变化完全取决于载荷或受力情况。

但在世纪末，在工业发达国家对内燃机的广泛应用后，由于在动力交通运输部门中所使用的内燃机装置中，各种断轴事故不断发生，这使得工程设计人员认识到，将轴系作为绝对刚体来处理是不合适的，必须作为弹性体进行研究。

从世纪末到世纪初，各种断轴事故的分析报告及有关文章逐渐出现，对于扭转振动的研究也逐渐深入。

内燃机轴系装置之所以能产生扭转振动，其内因是轴系本身不但具有惯性，还具有弹性，由此确定了其固有的自由振动特性。

车辆动力传动系统扭转振动研究的理论与方法

车辆动力传动系统扭转振动研究的理论与方法*赵海波1,2,项昌乐1,刘　辉1(1.北京理工大学,北京100081;2.沈阳理工大学,辽宁沈阳110168)摘　要:旋转轴系的扭转振动是车辆动力传动系统的基本振动形式之一,也成为影响车辆整体性能的重要因素。

本文阐述了动力传动系统扭转振动的产生、危害及研究意义,对动力传动系统扭振研究的建模方法进行了探讨,综述了扭振研究的理论和方法,并对扭振研究的发展进行了展望。

关键词:动力传动系统;扭转振动(扭振);建模中图分类号:TJ810.32 文献标识码:A 扭转振动是车辆振动的一种主要形式,是影响车辆NVH(Noise、V i b r a ti o n＆H a rshness)性能的一个重要原因。

扭振将使车身产生振动和噪声,从而影响乘坐的舒适性。

当发生共振时,扭振振幅和由此而引起的零件应力急剧增大,有时可能达到非共振时工作应力的好几倍,将导致曲轴、传动箱发生扭转性疲劳断裂,传动部件发生撞击、点蚀或断齿,连接部件损坏,产生强烈的噪声,并最终导致车辆动力传递的中断。

[1-3]扭振研究是车辆动力传动系统基础的研究课题之一。

通过对系统扭振的分析研究,可为系统内部零部件强度设计提供依据,可通过对扭振模型中刚度、阻尼、激励等参数的研究,采取有效的减振、隔振、避振等手段,以提高车辆动力传动系统的性能和寿命,从而提高车辆的动力性和乘坐舒适性。

1　动力传动系统扭振研究的建模方法车辆动力传动系统是一个连续、复杂的质量系统,在进行系统分析时必须对系统进行简化。

对动力传动系统进行简化建模的方法,目前主要有分布质量模型和集中质量模型2种。

1.1　分布质量模型把轴系看作是一个具有分布参数的连续物理体,分布质量模型是其精确的描述[4]。

轴系的分布质量模型用偏微分方程的形式表示,一般可用数值方法求解,结果可达到很高的精度,但是计算复杂,计算速度比较低,在系统仿真、设计中应用比较困难,所以使用分布质量模型计算时需要进行离散、降阶等处理。

利用BRICKS软件分析内燃机轴系扭振情况

利用BRICKS软件分析内燃机轴系扭振情况
AVL模拟软件应用成果交流会. 中国北京2004
济南柴油机股份有限公司马旗李元新杨加诚程利锋
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1、前言
轴系的扭转振动计算工作，一直是曲轴设
AVL模拟软件应用成果交流会. 中国北京2004
计、内燃机选配齿轮箱、螺旋桨、弹性联轴器及发电机等设备所必需的。我公司于去年引进了BRICKS软件，主要用以计算曲轴轴系的扭振情况。经使用该软件对我公司开发的B6190ZLC 等机型柴油机的轴系扭振情况进行计算，获得了较为满意的结果。
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AVL模拟软件应用成果交流会. 中国北京2004
3、扭振的计算方法
扭振计算的基本方法，是将整个轴系简化为具有一定质量（惯量）的圆盘和具有一定刚度和阻尼的轴段，根据惯量及刚度计算其固有自振频率，再根据干扰力矩及阻尼大小计算强迫振动各次谐振频率及共振幅值和应力随转速等的变化情况。对于曲轴轴轴系的扭振来说，固有频率的计算可以很精确。由于系统中变惯量及非线性刚度和阻尼的影响很难确定，因而强迫振动的计算以及共振振幅和应力也很难确定，以致无法获得非常精确的结果。因而扭振的试验测定又在研究内燃机轴系的扭振和配装减振器时占据了重要地位。
3次 0.1025 1800 0.1891 1740
3.5次 0.0746 1580 0.0877 1580
4.5次 0.1305 1260 0.1209 1240
6次 0.0728 940 0.0559 940
合成振幅 0.2789 1260 0.3014 1740 0.21 1240
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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。