四缸发动机曲轴减振器匹配的对比研究_图文(精)

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四缸柴油机曲轴的自由模态分析

文章编号：1006-1355（2010）06-0063-04四缸柴油机曲轴的自由模态分析周海超，左言言，鲍林晓（江苏大学振动噪声研究所，江苏镇江212013）摘要：利用CATIA软件建立四缸柴油机曲轴的三维模型，然后再用ANSYS软件对曲轴进行自由模态分析，得出前8阶固有频率和振型。

通过试验手段对实体曲轴的自由模态进行测量得出曲轴的固有频率。

最终将有限元分析结果和试验结果对比表明，两者所得固有频率吻合性较好，有限元分析计算结果是可信的，为曲轴的强迫振动分析和结构优化设计奠定基础。

关键词：振动与波；柴油机；曲轴；有限元法；模态分析中图分类号：TK42；O241.82文献标识码：A DOI编码：10.3969/j.issn.1006-1355.2010.06.015 Free-Vibration Modal Analysis of a Crankshaft of4-CylinderDiesel EngineZHOU Hai-chao,ZUO Yan-yan，BAO Lin-xiao(Institute of Noise and Vibration,Jiangsu University,Zhenjiang Jiangsu212013,China)Abstract:The3D model of a crankshaft of four-cylinder diesel engine is established with CATIA software.Then a free-vibration modal analysis of the crankshaft is carried out with ANSYS code,and the inherent frequencies and the vibration modes of the first8orders are obtained.The free-vibration modes of the crankshaft are verified by testing.Mutual comparison shows that the results of FEA estimation are in good agreement with those of testing.Thus,the result of FEA is creditable.This work can be considered as a preliminary work of forced vibration analysis and structure optimization for crankshafts.Keywords:vibration and wave;Diesel engine;crankshaft;finite element method;modal analysis曲轴是内燃机的主要零件之一，曲轴的破坏事故可能引起内燃机其它零件的严重损坏。

基于EXCITE—Designer的车用汽油机曲轴扭转振动分析和不同减振器性能对比

ＥＣＴＸＩＥ—ｄｓｎｒＡＬ公司开发的汽车、ｅｉｅ是Ｖｇ发
具有易使用的友好界面、块化及灵活的后处理功模能，完成的计算任务包括：能曲轴扭振计算、曲轴强度计算、体动力轴承计算，此进行曲轴优化设液据计。计算功能与过程如图１示。所
宋武 Байду номын сангаас
（北汽车工学院汽车工程系，湖湖北十堰
４２０）４０２
摘要：用ＡＬ公司的ＥＣＴ利ＶＸＩＥ—ｄｓｎｒ件，ｅｉｅ软ｇ建立四缸发动机的曲轴扭振模型，比对了曲轴安装减振器前后扭振特性的变化。计算结果表明减振器能明显改善曲轴扭振特性，并
ＡｎａｙｉｆＴｏｓｏｂｒｔｏｆＣｒｎｈｆｎｄＰｅｆｒａｅＣｏｐｒｓｎｔｌｓｓｏｒｉｎＶｉａｉｎｏａｋｓａｔａｒｏｍｎｃｍａｉｏｗｉｈＤｉｅｅｍｐｅｓｏｆｒｎｔＤａｒｎＥＸＣＩＴＥ — ｄｓｇｒＳｆｗａｅ — ｅｉｎｅｏｔｒ
承负荷Ｉ曲柄负荷ｆ静态扭矩Ｉ质量数据ＩｆＩｆｌ质量数据
扭振计算
液体动力轴承计算
——厂
曲轴强度计算
曲轴优化设计
图１ＥＣＴＸＩＥ—ｄｓｎｒｅｉｅ的计算功能与过程ｇ
动机系列模拟软件的一个模块，于往复活塞式内用燃机曲柄连杆机构的模拟计算，可以用于初期开既

汽车发动机曲轴扭振减振器设计

汽车发动机曲轴扭振减振器设计1前言1.1课题研究背景及意义传动系扭转振动是汽车的主要振动形式之一, 会直接影响到汽车零部件的使用寿命和汽车的乘坐舒适性。

一些汽车新技术的应用(如轻量化、柴油发动机在轿车上的推广和低转速大扭矩发动机的应用等)使得限制扭振减振变得愈发困难。

传统的汽车扭振减振措施是在离合器从动盘上安装扭振减振器，简称CTD。

由于离合器从动盘受其空间尺寸的限制，弹性元件刚度大、减振器相对转角小、设计尺寸小,从而使得CTD振动传递率较大, 隔振效果很差，尤其是在低速区几乎没有明显的隔振作用。

由于自身的不足, CTD很难满足人们日渐提高的乘坐舒适性的要求, 最典型的取而代之的扭振减振器是双质量飞轮式扭振减振器(简称DMF)。

所说的DMF,就是将发动机飞轮分成两部分, 并在中间用扭转减振器连接。

这样, 扭转减振器弹性元件和阻尼元件便可以布置在较大的空间内, 因此减振器相对转角较大, 可以将刚度设计得很小,发动机传递到变速箱上的扭振波动便被有效的隔离了。

1.2扭振减振器在国内外的发展现状DMF扭转减振器诞生于上世纪八十年代中期, 因为其克服了CTD 扭转减振器的不足之处, 因此有效地降低传动系的扭转振动, 使汽车的减振降噪技术有了一个质的飞跃。

1984年,日本一家汽车公司在一款涡轮增压柴油机汽车上首次安装了DMF。

该公司装备的双质量飞轮扭振减振器基本沿用离合器从动盘式扭转减振器的形式,但是它的采用成为双质量飞轮式扭振减振器发展史上的起点。

第二年底,德国宝马公司将DMF装备在宝马324D上, 该车当时被誉为世界上最安静的柴油车。

随后,宝马公司推出的系列车型上相继采用DMF并获得用户的广泛认可。

一直到上世纪90年代,国外DMF研制的产品已基本趋于成熟,在期间有大量的专利产品和专业研究论文出现, DMF的产量也急剧增长。

在我国国内也颇为重视对DMF减振器的研究, 早在十年之前,一些高校、汽车公司以及科研单位就开始在DMF领域进行探索和研究,这为DMF国产化奠定了理论基础。

直列4缸汽油机曲轴结构优化设计与工程分析

直列4缸汽油机曲轴结构优化设计与工程分析李国华;潘圣临;任伟伟;闫立凯;徐敬彬【摘要】本文以东安汽发某款汽油发动机曲轴结构优化为实例,在保证曲轴重量和平衡率不变的前提下,通过对曲轴平衡重布置方案及结构的优化,实现了降低了曲轴工作载荷,优化了曲轴载荷分布的效果.同时也分析了在相同平衡率的情况下,四平衡重和八平衡重两种平衡重布置方案对轴承油膜厚度、载荷的对比.【期刊名称】《汽车实用技术》【年(卷),期】2016(000)009【总页数】3页(P46-48)【关键词】汽油发动机;平衡重布置;曲轴载荷;轴承载荷【作者】李国华;潘圣临;任伟伟;闫立凯;徐敬彬【作者单位】哈尔滨东安汽车发动机制造有限公司技术中心,黑龙江哈尔滨150060;哈尔滨东安汽车发动机制造有限公司技术中心,黑龙江哈尔滨 150060;哈尔滨东安汽车发动机制造有限公司技术中心,黑龙江哈尔滨 150060;哈尔滨东安汽车发动机制造有限公司技术中心,黑龙江哈尔滨 150060;哈尔滨东安汽车发动机制造有限公司技术中心,黑龙江哈尔滨 150060【正文语种】中文【中图分类】U464.17110.16638/ki.1671-7988.2016.09.018CLC NO.: U464.171 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)09-46-03曲轴是发动机的最重要的零部件之一，其自身的强度和刚度对发动机的可靠性有着决定性的影响，而曲轴的平衡性能也会对曲轴自身及发动机主轴承的工作条件产生影响，因此曲轴的优化设计对提高发动机可靠性和耐久性，甚至整机的振动、油耗都具有重要意义。

直列四缸内燃机曲轴通常采用曲拐夹角为180°的对称平面曲轴结构，其本身已动平衡，但要承受较大的内弯矩[1]。

为使曲轴达到内平衡需要布置平衡重，合理的布置平衡重可以有效减少曲轴受力、主轴承负荷及内力矩，四缸机平衡重布置通常可按分段平衡法布置四块平衡重，或按完全平衡法布置八块平衡块。

四缸柴油机减振分析及平衡机构设计

齿轮传动方式，就不可避免的会有机械损失的增
加。如图 9 所示为四缸柴油机在倒拖的方式下，所
测出的在安装平衡机构前后的机械损失。带平衡机
构的柴油机机械损失比不带平衡机构的增加 3%
~8%，在可接受值的范围内，符合要求。在转速在
800~1 600 r/min 之间，安装平衡机构后机械损失增
量小于平均机械损失增量，说明在低转速时机械损
或接触过腐蚀性介质，或在防锈操作过程中没戴干净手套，致使贮运中的零部件备件生锈。
平衡轴所产生的不平衡力和力矩为：（3）
图 1 往复惯性力平衡轴
（4）
根据平衡原理，以二倍于曲轴转速旋转的双平衡轴在垂直方向的合力 FB 与（1）式的二阶往复惯性力 Fj 之和为零：
即：（5）
式中，Z1、Z2 和 Y1、Y2 分别为平衡轴的位置坐标；下标 1，2 分别表示平衡轴与曲轴旋转方向相同和相反。
（1）（2）其中，下标 j 表示惯性力，Mj 为各气缸往复运动质量，R 为曲柄半径，α 为曲轴旋转角速度， λ 为曲柄半径与连杆长度之比。
来稿日期：2009- 03- 11 作者简介：张娜（1984－），女，在读硕士，主要研究方向为汽车发动机。
- 18 - （354）
由于四阶或更高阶的不平衡力或力矩仅为二阶的 2.5%，因此只需考虑二阶不平衡激振力，二阶以上的可以忽略不计[2~3]。 3 平衡机构设计 3.1 平衡机构计算
由于倾覆力矩二阶往复惯性力矩和气体力矩的存在虽然部分区域倾覆力矩起到削减往复惯性力作用以及在四次谐波以上由于其量级较小而忽略不计的往复惯性力及力矩再加上计算中的理想化和各种假设带来的误差等以及内燃机在加工中的许用误差范围使得回转部件存在剩余的不平衡力等等使得在试验结果中只能显示平衡掉一部分整机振动

发动机曲轴减振器匹配设计

围并制作相应的样件进行扭振试验，根据分析结果
０．００７２
３６８３８
和试验结果确定最优的ＴＶＤ参数：频率为３４０ ± ２０ＨＺ，惯性环的转动惯量０．００６ｋｇ．ｍ．ｍ，橡胶的刚度２４０００～３１０００Ｎ．ｍ／ｒａｄ，阻尼系数１＿３；
般，通过曲轴前端的扭振振幅的大小来评价扭转振动的强烈程度。在发动机转速范围内，所有谐
一
ｄ）总结：通过ＣＡＥ工程师、设计工程师、试验工
次的单阶扭转角度应低于一定值，且总扭角也要低于一定值，各企业，车型都有不同的要求和标准。在这里，只需比较扭振幅值及发生扭振的转速。从分析结果可得知，低频率的减振器对于低阶扭振有好处，
表２减振器的参数
２３４
５
ＴＶＤ３２０ＨｚＴＶＤ３４５ＨｚＴＶＤ３６１Ｈｚ
ＴＶＤ３７６Ｈｚ
ＴＶＤ频率（Ｈｚ）环惯量（ｋｇ．ｍ．ｍ）刚度（Ｎ．ｍ／ｒａｄ）
２８０
需重新匹配减振器。ＥＸＣＩＴＥｄｅｓｉｇｎｅｒ能快速有效地对轴系进行建模分析。本文运用ＡＶＬＥＸＣＩＴＥｄｅ — ｓｉｎｅｇｒ软件对某发动机轴系进行扭振分析，分别对不同的曲轴减振皮带轮参数进行计算，然后通过分析结果曲轴扭转角度、振幅等指标来评价减振器的效果，最后选择出一组较佳的曲轴减振器进行减振皮

四缸柴油机减振分析及平衡机构设计

柴油机设计与制造
Ｄｓｎ＆ＭａｕａｔｒｏｉｅＥｇｅｅｉｇｎｆｕｅｆｅｌｎｉｃＤｓｎ
ｄｉ１．９９．ｓ．７ — ６４２１．．５ｏ０６６ｉｎ１１０１．０００：３ｓ６０３０
２１第３期第１（第１２期）００年６卷总３
四缸柴油机减振分析及平衡机构设计
张娜。曾帅，徐兆坤（海工程技术大学汽车工程学院，海２１２）上上０６０摘要对某直列四缸柴油机振动平衡分析，得出不平衡的二阶往复惯性力及其力矩是其主要
振动激励源之一。原机型中没有平衡机构，受到空间的限制，所设计的双平衡轴机构，只是平衡二阶往复惯性力。通过振动测量对比试验，表明所设计的双平衡轴机构能达到显著地降低发动机
ＡｂｔａｔＡｎａａｙｉｏａａｃｎｉｒｔｎｏｏｌｅｆｕ－ｙｉｄｒｄｅｅｎｉｅｓｏａｓｒｃ：ｎｌｓｓｆｂｌｎｅａｄｖｂａｉｆｍｅｉｉｒｃｌｅｉｓｌｇｎｈｗｓｈｔｏｓｎｎｏｎｅｔ
ＳＯｕｒｃｅ．
Ｋｅｒｓｄｅｅｎｉｅｓｃｎａｙｍｏｅｙｗｏｄ：ｉｓｌｇｎ，ｅｏｄｒｖｍｅｔｓｍｕａｉｎａａｙｉ，ｉｒｔｎｉｔｎｉｅｎ，ｉｌｔｎｌｓｓｖｂａｉｅｓｔｏｏｎｙ
ｔｅｓｃｎ－ｒｅｎａａｃｄｒｃｐｏａｉｇｉｅｔａｆｒｅａｄｔｒｅａｅｏｅｏｅｍａｎｖｂａｉｎｅｃｔｔｎｈｅｏｄｏｄｒｕｂｌｎｅｅｉｒｃｔｎｎｒｉｏｃｎｏｑｕｒｎｆｔｉｉｒｔｏｘｉｉｈａｏｓｕｃｓｉｃｈａｅｅｇｎｅｈａｏｂｌｎｉｇｍｅｈｎｓａｄｔｅｅｉｐｃｉｔｔｏ，ａｄｏｂｌ－ｓａｔｏｒｅ．Ｓｎｅｔｅｂｓｎｉｓｎａａｃｎｃａｉｍｎｈｒｓａｓａｅｌｍｉａｉｎｕｅｈｆｂｌｎｅｓａａｃｒｉｄｅｉｎｅａｉａｏｌｂｌｎｅｈｓｃｎｄｏｄｒｒｃｐｏａｉｇｎｒｉｏｃ．Ｖｉａｉｎｓｇｄｎｄｔｎｎｙａａｃｔｅｅｏ－ｒｅｅｉｒｃｔｎｉｅｔｆｒｅｃａｂｒｔｏｃｍｐａｉｏｅｔｓｏｈｔｔｏｂｌ－ｈａｔｂｌｎｅａｃｉｖｈｆｅｔｏｗｅｉｇｓｇｉｃｔｎｉｅｏｒｓｎｔｓｈｗｓｔａｈｅｄｕｅｓｆａａｃｒｃｎａｈｅｅｔｅｅｆｃｆｌｒｎｉｆａｌｅｇｎｏｎｉｎｙｖｂｒｔｎｉｔｎｉ，ｃｎｒｎｈｅｏ－ｏｄｒｒｃｐｏａｉｇｉｅｉｏｃｓｔｉｉｒｔｎｅｃｔｔｏｉａｉｎｅｓｔｏｙｏｆｍｉｇｔｅｓｃｎｄｒｅｅｉｒｃｔｎｎｒａｆｒｅｉｈｅｍａｎｖｂａｉｘｉｉｎｉｔｏａ

四缸柴油机减振分析及改进措施

四缸柴油机减振分析及改进措施
周晓丹;李青滨
【期刊名称】《专用汽车》
【年(卷),期】2006(000)009
【摘要】为了减少发动机自身及其造成的振动,对4112型四缸柴油机振动大的问题进行了分析,设计了双平衡轴机构,然后对其减振效果进行了测试.
【总页数】2页(P45-46)
【作者】周晓丹;李青滨
【作者单位】空军驻湖北地区军事代表室,湖北武汉,430050;汉阳特种汽车制造厂,湖北武汉,430050
【正文语种】中文
【中图分类】U461.5
【相关文献】
1.某柴油机房楼板振动分析及减振加固 [J], 冯超;邵永健
2.四缸柴油机减振分析及平衡机构设计 [J], 张娜;曾帅;徐兆坤
3.CA4110/125ZL柴油机振动机理分析及减振对策(下) [J], 张礼林;樊嘉天;杜艳明
4.采用双平衡轴对四缸柴油机的减振研究 [J], 陈丹;李佑长;胡作武
5.柴油机有限元模态分析及其减振优化研究 [J], 林枝强;卢祥林;陈振雷
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用两种软件对比分析四缸发动机振源

ｃｄｓＦｒｔｙ，ｈｉｉｒｔｏｘｉａｉｎｓｕｃｓｏｈｓｅｇｎｅ，ｔｅｓｃｎｒｅｅｉｒｃｔｎｎｒｉｏｅ．ｉｓｌｔｅｍａｎｖｂａｉｎｅｃｔｔｏｏｒｅｆｔｉｎｉｈｅｏｄｏｄｒｒｃｐｏａｉｇｉｅｔａｆｒｅａｄｔｅｏｅｔｒｉｇｍｏｎ，ａｅｇｉｅｈｏｈｔｏｅｉａｎａｙｉ．Ｔｈｅｃａａｔｒｓｉｓｏｘｉｏｃｎｈｖｒｕｎｎｍｅｔｒａｎｄｔｒｕｇｈｅｒｔｃｌａｌｓｓｈｒｃｅｉｔｆｔｅｃ— ｃｈｅｔｔｏｏｒｅｒｎｅｔｇｔｄｉｔｉｏｉｎｅｅｙｄｍａｎｕｓｎａｉｎｓｕｃｓａｅｉｖｓｉａｅｎｂｏｈｔｍｅｄｍａｎａｄｆｑｕｎｃｏｉｉｇＭＡＴＬｒＡＢｏｅＡｆｅ — ｃｄ．ｔｒｗａｄｒｓ，ｔｅｆｎｔｌｍｅｔｍｏｅｆｔｅｅｇｎｓｂｉｎｄｔｅｄｎｍｉｉａｉｎｉｅｆｒｄｕｉｇＡＤ・ｈｉｅｅｅｎｄｌｏｈｎｉｅｉｕｌａｈｙａｃｓｍｕｌｔｏｓｐｒｏｍｅｓｎｉｔＡＭＳｃｄ．Ｔｈｎ，ｉｈｏｔｐｏｅｓｎｏｅｅｎｔｅｐｓ — ｒｃｓｉｇ，ｕｉｇｔａｕｅｉｎｌｎｔｅｐｒｐｅｌｅｅｔｄｐｓｔｏｓｓｎｈｅｍｅｓｒｄｓｇａｓｉｈｏｒｙｓｌｃｅｏｉｉｎ，ｔｐｅｆｔｉｉｒｔｏｘｉａｉｎｓｕｃｓａｄｔｅｒｃａａｔｒｓｉｓｉｔｉｏｉｎｅｕｎｙｙｓｏｈｅｍａｎｖｂａｉｎｅｃｔｔｏｏｒｅｎｈｉｈｒｃｅｉｔｃｎｂｏｈｔｍｅｄｍａｎａｄｆｑｅｃｒ

柴油机扭振分析及减振器匹配研究_第五章轴系强迫振动计算_38_45(精)

吉林大学硕士研究生学位论文第五章轴系强迫振动计算5.1激振力矩所作的功计算柴油机是按照一定的发火顺序工作的，在曲轴轴系上作用着一组变化规律相同，彼此相差一个固定间隔角的激振力矩的作用。

当激振力矩的频率与轴系的固有频率相近时，激振力矩就对轴系作功，产生扭振；当两者频率相同时，激振力矩对轴系所做的功达到最大值，产生共振。

由于平均扭矩不产生扭振，所以第ν次激振力矩为Mν：Mν=π4RD2Cνsin(νωt+ψν) （5-1）激振力矩Tν对轴系产生的角位移ϕν为：ϕν=Aνsinνωt （5-2）式中：Aν为第ν次激振力矩产生的角位移的最大值，简称振幅。

由第ν次的激振力矩在柴油机一次发火间隔内所作的功WTν为：2πWTν=∫ωMνdϕν 02π =∫ωMν0dϕνdt dt2π0=π4RDCνAνcosψν∫sin(νωt)cos(νωt)d(ωt) 2 +π4RDCνAνsinψν∫cos2(νωt)d(ωt) 022π由于∫∫2π02πsin(νωt)cos(νωt)d(ωt)=0 cos2(νωt)d(ωt)=π 0所以WTν=π4RD2CνAνπsinψν（5-3）（5-4）即WTν=MνAνπsinψν31论文题目：柴油机扭振分析及减振器匹配研究第ν次的激振力矩Mν为：Mν=π4D2RCν （5-5）所以，当共振时，第ν次的激振力矩Mν与振幅Aν之间的相位差ψν=90o=π2，sinπ2 =1，则共振时激振力矩功WTν为：WTν=MνAνπ （5-6）Z个气缸的柴油机已某一种振动形式进行振动时，各质量振动位移的初相位是相同的，而每一缸的激振力矩由于发火顺序不同，有不同的初相位，使各缸具有不同的振动相位差。

一次发火间隔内由第ν次的激振力矩所作的功WT为： ZWT=π∑MνKAKsinψKK=1 （5-7）式中：ψK 为第k质量的激振力矩与位移振幅之间的相位差；MνK为第k质量的第ν次的激振力矩； AK 为第k质量的位移振幅。

发动机扭转减振皮带轮的匹配试验研究

图1传感器安装图
测试工况为发动机全负荷匀加速1000-5500rpm
据采集前，应起动发动机进行热机，确保发动机冷却液温机油温度等达到规定范围值，然后再进行试验。

试验过程中，LMS测试系统将编码器采集的转速脉冲信号计算成角速度信号，然后再对其积分计算成角位移，最后测试系统通过傅里叶变换将时域角位移信号转换成频域角位移，从而得到不同谐阶的扭转角位移振幅随转速变化的结果。

2数据分析
将测试数据在LMS b软件中分析计算。

由于本次试验对象为四缸发动机，在一个工作循环中曲轴旋转两
表3为各谐阶扭转角之和最大值的分析结果。

由表中看出1#和4#皮带轮各谐阶扭转角之和最大值均大于0.2°，不满足设计要求，2#和3#皮带轮符合设计要求。

综合皮带轮单谐阶和各谐阶之和的数据分析结果，3#皮带轮频率为340Hz 能同时满足设计要求，因此该四缸图21#皮带轮测试结果
图32#皮带轮测试结果
图43#皮带轮测试结果
图54#皮带轮测试结果
图6各谐阶扭转角之和
表3谐阶扭转角之和最大值
编号1#2#3#4#谐阶之和
0.254°
0.195°
0.188°
0.226°
图7曲轴扭振colourmap图
图7为340Hz皮带轮前端测得的扭振colourmap图。

从图中可以看出在1000-5500rpm转速范围内，除2谐阶在3500rpm以下扭振振幅较大外，其余各谐阶振幅均较。

四缸发动机曲轴减振器匹配的对比研究

四缸发动机曲轴减振器匹配的对比研究
刘志勇;戴湘利;牟宁斌
【期刊名称】《内燃机工程》
【年(卷),期】2005(026)003
【摘要】由于硅油减振器比橡胶减振器具有较好的降低曲轴扭振的性能,通过试验对比分析某四缸发动机曲轴装橡胶减振器及硅油减振器的性能指标,采用硅油减振器后明显降低曲轴扭振的主要谐次的振幅、最大扭振应力及发动机前端的噪声,使曲轴运转更平稳、发动机工作更可靠.
【总页数】4页(P64-67)
【作者】刘志勇;戴湘利;牟宁斌
【作者单位】桂林航天工业高等专科学校,桂林,541004;广西玉柴机器股份有限公司技术中心;广西玉柴机器股份有限公司技术中心
【正文语种】中文
【中图分类】TK402
【相关文献】
1.基于整机噪声的发动机曲轴扭转减振器匹配 [J], 马俊达;卢小锐;王晖
2.基于整机噪声的发动机曲轴扭转减振器匹配 [J], 马俊达;卢小锐;王晖;
3.发动机曲轴橡胶扭转减振器稳健性优化匹配 [J], 郭一鸣;魏玉明;上官文斌
4.发动机曲轴减振器匹配设计 [J], 曾小春;骆旭薇;石勇;欧阳宪林;尤德林
5.四缸发动机曲轴设计开发 [J], 卓建佼
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直列四缸发动机的曲轴的动平衡的分析

直列四缸发动机的曲轴的动平衡的分析总结：从自身的方面说,对曲轴的设计,涉及到很多方面的知识,例如建立基本的三维模型的能力,以及对机械原理中动平衡概念的理解以及计算。

当然，设计过程中，我的设计只是提供一种理论上关于直列四缸发动机曲轴的动平衡的计算模型,并不是针对某一款发动机的曲轴,只是提供一种计算的模型方法。

为了改善平衡性，直列式发动机曲柄图中的曲柄排列一般设计成均匀分布，因此合成离心惯性力都达到自行平衡，但合成离心惯性力矩仍未达到平衡，合成离心惯性力矩的平衡方法，通常如以下几种：（1）各缸平衡法（2）分段平衡法（3）整体平衡法（4）不规则平衡法各缸平衡法本次设计采用各缸平衡法，计算得每个平衡重的质量为1125g.一．内燃机的外部平衡的分析1.合成离心惯性力即各离心力的矢量和：∑p=p1+p2+p3+p4。

显然∑p=0，即合成离心惯性力为02.合成离心惯性力矩各缸离心惯性力的垂直和水平分力，分别对通过发动机重心的基准面取矩之和，等于发动机在垂直和水平平面内的合成离心惯性力矩。

∑Mx=mr 2w [L 1cos (a+b 1)+L 2cos(a+b 2)+…+Lxcos(a+b x)]=0 ∑My=mr 2w [L 1sin (a+b 1)+L 2sin(a+b 2)+…+Lxsin (a+b x)]=0 合成离心惯性力矩∑22xy MM +∑∑显然，∑M=0，即合成惯性力矩为零。

3.合成一级往复惯性力一级往复惯性力为p1= -2j m Rw cosa∑p1=-2j m Rw [cos(a+b1)+cos(a+b2)+…+cos(a+bx)] = - 4 2j m Rw cosax-----发动机气缸数 a-----曲柄转角b-----分别为各缸曲拐与第一缸曲拐之间的夹角，其中b1=0. 将上式对a 求导，即()1(j )a d P d ∑=42j m Rw sina,令其等于0.则a=0,即a=0时，∑p1最大，最大值为 42j m Rw ，即a=0时对应于∑p1最大值时所在的第一曲柄的转角。

车辆最佳匹配减振器阻尼-图文(精)

减振器处于复原行程时，复原运动速度为Ｖｒ，活塞缸筒上腔的油液和储油腔的一部分油液，分别流经复原阀和补偿阀，产生复原节流压力。减振器处于压缩行程时，压缩运动速度为Ｖ，，活塞缸筒下腔中的一部分油液，分别经过流通阀和压缩阀产生压缩节流压
图１减振器结构原理
Ｆｉｇ．１
Ｓｔｒｕｃｔｕｒｅｐｒｉｎｃｎｔｅｓｔｉｎｇｖａｌｕｅｓａｎｄｏｐｔｉｍａｌｒｅｑｕｉｒｉｎｇｖａｌｕｅｓｉｓ９％，ｔｈｅｔｒａｎｓｆｅｒｆｕｎｃｔｉｏｎｖａｌｕｅｓｏｆ
ｗｈｏｌｅｖｅｈｉｃｌｅｖｉｂｒａｔｉｏｎｗｉｔｈｄｅｓｉｇｎｅｄｓｈｏｃｋａｂｓｏｒｂｅｒｓａｒｅ
ｌｏｗｅｒｔｈａｎｔｈａｔｗｉｔｈｏｒｉｇｉｎａｌｓｈｏｃｋ
Ｃ。一４７ｃ可ｏｍ。
（１）
式中：拿为悬架最佳阻尼比；ｆｏ为悬架固有频率。
２．２减振器最佳阻尼系数
２．２．ｉ
首次开阀最佳阻尼系数
根据悬架系统杠杆比ｉ，可求得减振器在首次开阀时的阻尼系数为
Ｃｌ一４７ｃ盯ｏｍ。／ｉ２
（２）
２．２．２二次开阀最佳阻尼系数
减振器阻尼是非线性的，一般将减振器速度特性分段线性化，并将减振器首次开阀前的速度特性直线斜率ｋ。与二次开阀前的速度特性直线斜率ｋ：的比值，定义为减振器平安比仉其中，减振器首次开阀前的速度特性曲线斜率奄。为减振器开阀前的阻尼系数Ｃ。，因此，减振器平安比＇７可表示为
ｓｈｏｃｋ
ａｂｓｏｒｂｅｒ
力。在某一速度下，节流压力与相应面积的乘积，即为减振器在该速度下的阻尼力。
２
最佳阻尼匹配减振器阻尼系数
２．１悬架系统最佳阻尼系数设单轮总质量为ｍ。，单轮簧下质量为ｍａ，则单
轮簧上质量优。为
｝，ｔｕ一，，ｌｔ一’，ｌａ
依照１／４单自由度振动模型，根据悬架系统最佳阻尼比，可得悬架系统最佳阻尼系数［８］为

直列四缸发动机的曲轴的动平衡设计

(视觉效果是演示文稿的支持和补充)
演讲线索主线索，次线索…,自始至终保持重点. 层次分明,连接幻灯片...
内容与形式视觉形式只是演示文稿的支持和补充 .
PPT设计五大原则
• 只要掌握如下PPT设计制作的5大原则，PPT肯定不会很“糙”或“土”，而且具有专业精神！
1) 尽量用1种字体，最好不要超过3种 2) PPT的灵魂---逻辑性 3) PPT的恶心---错别字等于苍蝇 4) 3色原则：不要超过3种色系 5) 6字解码：大化小，小化图
《直列四缸发动机的曲轴的动平衡设计》
姓名：学号：
系部：机械工程系专业：机械设计制造及其自动化
指导教师
内容提纲
1.设计的目的和意义 2.设计的主要内容 3.致谢
1.设计的目的和意义
内燃机旋转质量系
统必须保证一定的动平衡要求，尤其是高速内燃机，否可能引起很大振动，使轴承和支撑过载。
设计过程中，我的
➢ 12字真言：“能用图，不用表；能用表，不
不断循环渐进的过程
目标
示例
评估与检查
宗旨
计划时间表
修饰：
•二维/三维 •阴影 •边框 •色彩
绘图： •组合 •叠放次序 •旋转
示例
多个动作连动
一、如何进行员工的职业化塑造
自我激励挫折承受情绪控制
•自我激励的重要性 •自我激励的步骤
•成功的人失败的次数要必一般人多得多； •只有真正放弃才是失败； •承受挫折、度过难关的方法;
•情绪控制的重要性 •如何进行情绪控制
幻灯片的连接--例如﹕
品质管理
产品介绍
公司简介
Overview
TOC 战略
公司

6G32柴油机曲轴扭振特性和扭振减振器的优化匹配

量，从而计算柴油机的单缸惯量，这种方法耗时多且误差较大。往往需要在样机测试后再对扭振计算
收稿日期：２０－７００７０－３
而求取单缸的惯量。这可使计算精度大大提高。
６３Ｇ２柴油机单机扭振测量结果表明，一结６０次．
扭振共振转速计算值为５９７ｍｎ８．２ｒｉ，实测值为／５０ｒｍｉ，其结果非常吻合，其频率误差为９ｎ／００％，远远小于规范中 “ 大于５ ” 的要求。．５不％扭振计算参数的正确性非常有实用价值，它将作为扭振减振器选型的重要依据，也可作为船舶设计单位和用户进行实船轴系扭振计算的依据。
Ｋｙｏｄ：ｉｅｅｇｅｏｉａｖｂａｏ；ｄｍｅ；ｈｈｅｉｅｃｕｌｇｅｗｒｓｄｅｌｎｎ；ｔｏｌｉｔｎａｐｒｉｌｆｘｌｏｐｉｓｉｓｒｎｒｉｇｙｌｂｎ
１前
言
参数进行修正。利用ｓｌｗｒｏｉｏｋ三维绘图软件，绘制６３油ｄＧ２柴机的单位曲拐图，可直接求取单位曲拐的惯量，进
ｔｅＯｐｉｚｔｎｏｓＤａｅｈｔｍｉａｏｆｉｍｐｒｉｔ
ＳｎＬａｇａ，ＹｎｉｇｕｉｎｙｎａｇＬｎ，ＷｕＹｎｕａｊｎ
（ｕｎｚｏｉｓｎｉｅＦｃｒ，Ｇａｇｈｕ５０７）ＧａｇｈｕＤｅｅＥｇａｔｙｕｎｚｏ１３１ｌｎｏ

柴油机扭振分析及减振器匹配研究_第三章轴系自由振动的计算_26_32

转振动固有频率和主振型的电算程序。
图 3-3 霍尔茨法示意图
23
论文题目：柴油机扭振分析及减振器匹配研究
由霍尔茨法求得的 pn 值是系统的固有振动园频率，所以系统的固有振动频率 fn 为：
f= 1 2π
p2 n
=
9.55 60 pn
= 0.1592pn
（Hz）
（3-17）
或
60 fn = 2π pn =9.55pn
(3-9)
用图形表示三质量系统对应于两个固有频率的单结、双结主振型。见图 3-2。
双结振型图 PII
单结振型图 PI
图 3-2 三质量扭振系统振型图
3.2 用霍尔茨法计算多质量系统的自由振动在工程计算中，当质量的个数≥4 时，一般采用霍尔茨近似计算法求解头几
21
论文题目：柴油机扭振分析及减振器匹配研究
第四章激振力矩的简谐分析
4.1 曲柄连杆机构受力分析四冲程柴油机曲轴每旋转二周，各气缸发火一次，作用在活塞上的气压力推动
连杆驱动曲轴旋转，形成激振力矩。周期性的激振力矩是曲轴轴系产生扭振的
外部原因。
4.1.1 曲柄连杆机构运动分析
曲柄连杆机构简图见图 4-1。AB 为连杆，OB 为曲柄
活塞位移 x = r + l − r cos a − l cos β
将式（3-11）代入式（3-13）：
（3-12）（3-13）
则
k2,3 (ϕ3 − ϕ2 ) = − I1p2ϕ1 − I2p2ϕ2
（3-14）
可得：
ϕ3 =ϕ2
−
(I1ϕ1
+ I2ϕ2 )p2 k 2,3
（3-15）
可以推断出，对于 n 个质量系统，第 n 个惯性质量的角位移的通式为：

4缸发动机轴系扭转减振器匹配研究

ＣｉｉａｇＺｕＨｕｔｎ，ａｇＪｎ，ａｇＹｕｎｕｌｎ，ｈｉａＷｎｕＷｎａＨａｉｉ
（ｑｉｍｎＴｃｎｌｇｅａｍｎ，ｅｇｕＩｓｔｅｏｕｏｏｉａａｅｎ，ｅｇｕ２０１，ｈｎ）ＥｕｐｅｔｅｈｏｏｙＤｐｒｅｔＢｎｂｎｔｕｆｔｂｌＭｎｇｍｅｔＢｎｂ３０ＣｉｔｉｔＡｍｅ１ａ
４缸发动机轴系扭转减振器匹配研究
崔海梁，朱会田，王军，远王
（汽车管理学院装备技术系，埠２３１）蚌３０１
摘要：阐述了曲轴橡胶扭转减振器的结构及减振原理，以某４缸发动机为例，绍了轴系离散并介
安装橡胶扭转减振器，由于橡胶具有一定的弹性，因此，轴系具有调频作用，过使减振器工作在对通
一
定频率下，能使轴系的共振峰值大幅降低，到达
控制轴系扭转振动的目的；外橡胶本身所具另
第１３卷
第５期
军事
交通学院学报
Ｖ０．１Ｎｏ５Ｉ３．Ｍａ０１ｖ２１
２１年５月０１
ＪｕｎｌｏｌａｙＴａｓｏｔｔｎＵｎｖｒｉｏｒａｆＭｉｔｒｒｎｐｒｉｉｅｓｙｉａｏｔ
● 车辆工程
ＶｈｃｅＥｇｎｅｉｇｅｉｌｎｉｅｒｎ
ｔａｏｓｏａ —ｖｂａｉｎａａｙｉｒｓｌｓｎｅｍｅｈｄｄｓｒｅｈｘｒｏｓｓｅｔｆｅｔｅｕｔｉｄａｎ，ｔｈｈｔｔｒｉｎｌｉｒｔｎｌｓｓｅｕｔｕｉｇｔｔｏｅｃｂｄｉｔｅｔｔｅｃｎｉｔｎｓｒｓｌｓｒｗｏｓｈｉｎｅａｏｔｓａｅｔ

发动机曲轴橡胶扭转减振器稳健性优化匹配

发动机曲轴橡胶扭转减振器稳健性优化匹配郭一鸣;魏玉明;上官文斌【摘要】利用分数导数动力学模型描述橡胶扭转减振器的非线性动态特性,根据系统能量等效思路,将分数导数模型等效为"质量-弹簧-阻尼"模型,并建立带有橡胶扭转减振器动力学模型的发动机曲轴系统集总参数模型;接着采用遗传算法对设计参数进行初步优化,然后应用Taguchi方法进行橡胶扭转减振器稳健性优化匹配;最后在优化结果的基础上,试制不同组合设计参数的橡胶扭转减振器,并开展相关试验验证匹配了不同橡胶扭转减振器的曲轴轴系的扭振减振效果.验证结果表明:分数导数扭转减振器动力学模型可用于发动机曲轴扭振特性的分析,对橡胶扭转减振器进行稳健性优化匹配可得到在现有条件下最佳的减振效果.%In this paper , first, the dynamic characteristics of rubber-type torsional vibration damper are described by using the fractional derivative model .Next, according to the equivalent principle of system energy consumption , the fractional derivative model is simplified as a mass-spring-damping model , and a lumped parameter model of crankshaft system with rubber-type torsional vibration damper is established .Then, the design parameters are pre-liminarily optimized by using the genetic algorithm , and the robust optimal matching of rubber-type torsional vibra-tion damper is performed by means of the Taguchi method .Finally, rubber-type torsional vibration dampers with different design parameters are manufactured on the basis of the optimization results , and the torsional vibration damping effect of the crankshaft with different rubber-type torsional vibration dampers is tested and verified .The re-sults show that the fractional derivative modelis effective in analyzing the dynamic characteristics of rubber -type tor-sional vibration dampers , and that robust optimal matching helps to obtain the best damping effect of rubber -type torsional vibration dampers .【期刊名称】《华南理工大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2017(045)002【总页数】10页(P75-83,107)【关键词】橡胶扭转减振器;分数导数模型;Taguchi方法;优化匹配;扭振特性【作者】郭一鸣;魏玉明;上官文斌【作者单位】华南理工大学机械与汽车工程学院,广东广州510640;东风日产技术中心,广东广州510800;华南理工大学机械与汽车工程学院,广东广州510640【正文语种】中文【中图分类】U464.133+.3扭转振动是压缩机、涡轮机、发动机曲轴等旋转机械的固有特性[1].曲轴的扭转振动会使发动机轴系在运行时产生附加的扭转交变应力，冲击发动机附件系统，磨损齿轮机构，从而影响整个发动机的NVH(Noise,Vibration & Harshness)性能、燃油经济性和可靠性[2].减少曲轴扭转振动最常用的方法就是在曲轴前端加装扭转减振器.在汽车发动机上常用的扭转减振器主要有两种：橡胶扭转减振器和硅油扭转减振器.与硅油扭转减振器相比，橡胶扭转减振器成本低廉、结构简单、成型方便，因此得到了广泛应用[3].橡胶扭转减振器是基于动力吸振器原理而实现减振的[4].影响橡胶扭转减振器动态特性的因素有很多：如减振器轮毂的激振振幅、激振频率和工作温度等外部因素，也有橡胶圈的材料类型、硬度、形状、压缩比和惯量环转动惯量等内部因素[5].为达到良好的曲轴扭转振动控制效果，在匹配橡胶扭转减振器时必须综合考虑影响其动态特性的各种因素，为此需建立有效的动力学模型用以描述扭转减振器的动态特性，并将各种因素对曲轴扭振特性的影响控制在合理的范围内.Kodama等[5]利用3参数Maxwell模型描述橡胶扭转减振器的动态特性，分析了减振器结构类型和温度对减振器动态特性的影响；Wakabayashi等[6]利用Voigt 模型描述橡胶扭转减振器的动态特性，分析了减振器橡胶材料类型对减振器动态特性的影响；上官文斌等[7]利用Kelvin-Voigt模型、Maxwell模型和分数导数模型分别描述橡胶扭转减振器的动态特性，分析了激振振幅对减振器动态特性的影响，结果表明分数导数模型能较好地描述橡胶扭转减振器的动态特性；张代胜等[8]和时培成等[9]分别对动力总成悬置系统进行稳健性优化设计.但截至目前，采用分数导数橡胶扭转减振器模型分析曲轴扭振特性以及对橡胶扭转减振器进行稳健性优化匹配的文献比较少见.本研究利用分数导数动力学模型描述橡胶扭转减振器的非线性动态特性，建立含有分数导数扭转减振器动力学模型的发动机曲轴集总参数模型，并应用Taguchi方法进行橡胶扭转减振器稳健性优化匹配，最后基于优化结果试制样品并开展相关试验.橡胶扭转减振器的典型结构如图1所示，主要由惯量环、橡胶圈和轮毂3部分组成.惯量环赋予扭转减振器转动惯量特性；橡胶圈位于惯量环和轮毂之间，赋予扭转减振器扭转刚度和阻尼特性；轮毂便于将扭转减振器直接安装到曲轴上[10].橡胶扭转减振器是橡胶隔振器的一种类型.而橡胶隔振器的动态特性具有显著的非线性特征，主要表现在频率相关性和振幅相关性方面.频率相关性是指其动态特性与激振频率有关，由橡胶材料的黏弹性确定；振幅相关性是指其动态特性与激振振幅有关，宏观上由橡胶材料的摩擦特性决定，微观上主要由橡胶填充结构的断裂和重构引起.为准确分析橡胶隔振器的非线性特征，从宏观上说其动力学模型可由3部分组成，分别是：静态弹性部分(描述超弹性)、静态摩擦部分(描述振幅相关性)、动态部分(描述频率相关性)[11]，其动力学模型如图2所示.相应的力学关系表达式如下：F=Fe+Fv+Ff其中，F为橡胶隔振器受到的合力，Fe、Fv和Ff分别为弹性恢复力、黏弹性力和摩擦力.如图2所示，一般采用线性弹簧或非线性弹簧描述橡胶隔振器的超弹性力学特性；采用黏滑摩擦模型或平滑摩擦模型描述橡胶隔振器的振幅相关性；采用黏性阻尼器(又称“黏壶”)、Maxwell模型或分数导数模型(又称“弹壶”)等描述橡胶隔振器的频率相关性.静态弹性部分、静态摩擦部分、动态部分3部分的组合不同，就可得到不同的橡胶扭转减振器动力学模型.文中利用分数导数动力学模型描述橡胶扭转减振器的非线性动态特性，如图3所示.在图3中，θh表示轮毂的转角，θi表示惯量环的转角，Jh表示轮毂的转动惯量，Ji表示惯量环的转动惯量，Tf表示橡胶圈的摩擦扭矩，Ke为橡胶圈的弹性扭转刚度，Cfd为黏弹性扭矩系数，α为分数导数阶，α的取值范围为0<α<1.在图3所示的分数导数模型中，弹性扭矩Te的大小为Te=Ke(θh-θi)黏弹性扭矩Tv的大小为Tv=CfdDα(θh-θi)其中，Dα(·)表示对(·)的α阶导数.在橡胶扭转减振器的准静态扭转试验中，激振频率近似为零，可以忽略橡胶圈黏性阻尼的作用，得到橡胶扭转减振器的轮毂和惯量环之间相互作用的总扭矩，也就是橡胶圈内部的扭矩与橡胶圈角变形量的关系[12]如图4所示.当橡胶圈角变形沿着扭转正方向(方向定义如图4)变化时，橡胶圈内部的摩擦扭矩为当橡胶圈角变形沿着扭转负方向(方向定义如图4)变化时，橡胶圈内部的摩擦扭矩为其中，θr表示橡胶圈角变形量，(θs,Tf，s)表示橡胶圈扭矩和橡胶圈角变形量关系起始参考点，μ=Tf,s/Tf,max表示辅助参数，θ1/2表示最大摩擦扭矩的一半所对应的橡胶圈角变形量.θ1/2的定义式如下：其中，Tf,max表示橡胶圈的最大摩擦扭矩，Kmax表示橡胶圈最大角变形量时曲线的最大斜率.当橡胶扭转减振器的橡胶材料类型确定时，橡胶圈的弹性扭转刚度Ke、黏弹性扭矩系数Cfd、分数导数阶α以及最大摩擦扭矩Tf,max都与橡胶圈的硬度、形状和压缩比有关，各关系的详细分析见文献[7].2.1 橡胶扭转减振器动力学模型的等效方法根据系统能量等效思路，橡胶扭转减振器的分数导数模型可简化为“质量-弹簧-阻尼”模型[12]，如图5所示.橡胶扭转减振器的能量消耗等效原则如下：(1)当橡胶扭转减振器的激振频率、橡胶圈的角变形量相同时，分数导数动力学模型的黏弹性单元与其等效阻尼单元的能量消耗相等.固定橡胶扭转减振器的轮毂，在惯量环上施加激振振幅为A、激振频率为ω的简谐角位移θ(θ=Acos(ωt-φ))，则橡胶圈的黏弹性扭矩为Tfdv=CfdDα(θ)=CfdAωαcos(ωt-φ+α/2)故分数导数动力学模型黏弹性单元在一个周期内的能量消耗为Qfd1=CfdDα(θ)dθ=CfdA2ωαsin(θ/2)其等效阻尼Ceq1在一个周期内能量消耗为Qeq1=ωCeq1A根据能量消耗等效原则可知Qeq1=Qfd1，联立式(8)和式(9)得：Ceq1=Cfdωα-1sin(α/2)(2)当橡胶扭转减振器的激振振幅相同时，分数导数动力学模型的摩擦单元与其等效阻尼单元的能量消耗相等.分数导数动力学模型摩擦单元在一个周期内的能量消耗为其等效阻尼Ceq2在一个周期内能量消耗为Qeq2=ωCeq2A根据能量消耗等效原则可知Qeq2=Qfd2，联立式(11)和式(12)得：因此，由式(10)和式(13)可得橡胶扭转减振器等效“质量-弹簧-阻尼”动力学模型总的等效阻尼Ceq为Ceq=Ceq1+Ceq2=Cfdωα-1sin(α/2)+(3)当橡胶扭转减振器的激振频率、激振扭矩相同时，忽略橡胶圈内摩擦扭矩的作用，则由分数导数动力学模型和等效“质量-弹簧-阻尼”动力学模型计算得到的惯量环扭振振幅相等.由图5所示分数导数动力学模型得到的惯量环扭振振幅φi为由图5所示等效“质量-弹簧-阻尼”动力学模型得到的惯量环扭振振幅为由式(15)和式(16)可得：因此，由式(17)可求得橡胶扭转减振器等效“质量-弹簧-阻尼”动力学模型总的等效扭转刚度Keq.2.2 曲轴轴系集总参数模型带有橡胶扭转减振器的某四缸汽油发动机曲轴系统的结构示意图及其14自由度集总参数模型如图6所示，各参数的具体数值见文献[12].图6(b)集总参数模型中的转动惯量J0=Jring，Jring表示扭转减振器惯量环绕曲轴中心的转动惯量；扭转刚度k0=kd，kd表示扭转减振器的扭转刚度.由以上橡胶扭转减振器分数导数动力学模型的等效分析，可将图6(b)转化为带有等效“质量-弹簧-阻尼”橡胶扭转减振器模型的发动机曲轴系统集总参数模型，如图7所示.由牛顿第二定理，建立图7所示曲轴系统集总参数模型的扭转振动微分方程：其中，J表示转动惯量矩阵，C表示阻尼矩阵，K表示扭转刚度矩阵，T表示激振扭矩向量，θ表示扭振角位移向量.在求解系统运动微分方程式(18)时，通常利用傅里叶变换将其变换到频域，然后将求得的频域解通过反傅里叶变换到时域，最后线性叠加得到总的时域响应，也就是曲轴轴系扭振角位移向量[13]，其结果如图8所示.橡胶扭转减振器匹配的好坏将对发动机曲轴系统扭转振动特性产生显著影响.对于橡胶扭转减振器的匹配特性，最基本的要求就是将发动机曲轴前端扭转角位移幅值控制在合适的范围内，同时还要使橡胶扭转减振器设计因素对曲轴系统扭转振动的特性的影响控制在可以承受的范围内.3.1 基于遗传算法的橡胶扭转减振器初步优化匹配橡胶扭转减振器的减振性能可以用曲轴前端扭振角位移幅值评价，扭振幅值越小，减振性能越好[14].忽略2阶主谐次滚振对曲轴扭振的影响，选取曲轴前端的扭振角位移幅值作为目标.影响橡胶扭转减振器扭振角位移幅值的主要因素有橡胶圈硬度、橡胶圈压缩比、橡胶圈宽度、惯量环转动惯量、惯量环内径、轮毂外径等.根据橡胶扭转减振器安装时的空间尺寸要求，同时考虑减振器产品的系列化设计要求，轮毂外径取值为47.5 mm，惯量环内径取值为50.75 mm，橡胶圈宽度为20 mm.因此，选取橡胶圈硬度、橡胶圈压缩比和惯量环转动惯量3个参数作为橡胶扭转减振器优化匹配的设计变量.文中采用遗传算法进行优化，其数学模型如下.目标函数：fmin=|θh|max(Ha,ξ,J0).约束条件：Ha,min<Ha<Ha,max, ξmin<ξ<ξmax, J0min<J0<J0max,nmin<n<nmax.其中：|θh|max为在激振转速范围内，发动机轴系各谐次激励下橡胶扭转减振器轮毂的最大扭振角位移振幅；Ha表示为扭转减振器橡胶圈硬度，根据橡胶圈供应商提供的产品规格确定，文中橡胶圈硬度取值范围为55～75 HA；ξ表示扭转减振器橡胶圈压缩比，根据工程实际经验确定，常用压缩比范围为30%～50%；J0表示扭转减振器惯量环转动惯量，根据曲轴前端安装空间确定，文中惯量环转动惯量取值范围为0.002 5～0.007 5 kg·m2；n表示曲轴轴系激振转速，nmin由发动机轴系最低主谐次扭振曲线确定，避免滚振现象影响优化计算过程，nmax根据发动机最高转速确定，文中激振转速取值范围为2 500～5 500 r/min.应用Matlab软件进行优化计算，在经过50次迭代后最终得到目标函数的收敛解，相对应的优化设计变量值为：橡胶圈硬度68 HA，橡胶圈压缩比41%，惯量环转动惯量0.002 6 kg·m2.经过遗传算法初步优化后，曲轴前端4阶主谐次扭振角位移振幅最大值的收敛解为0.091°，相比优化前的扭振角位移幅值最大值0.112°，下降了18.7%，显著改善了橡胶扭转减振器的减振性能.3.2 基于Taguchi方法的橡胶扭转减振器稳健性优化匹配在3.1节中利用遗传算法全局搜索能力强的特点，对橡胶扭转减振器的综合性能进行了优化匹配，获得了目标值较好的设计参数个体，本节将在优化结果的基础上，应用Taguchi方法进行稳健性设计，得到最终设计参数.Taguchi方法是目前工程领域应用最广泛、最成熟的稳健性优化设计方法，按照系统设计、参数设计和容差设计3个环节进行[15].文中结合实际情况只进行系统设计与参数设计.稳健性优化的设计目标就是产品质量特性，也就是曲轴前端扭振幅值.产品质量特性服从N(μ,σ2)分布时，采用望小特性信噪比(SN)评价其稳定性，该信噪比的定义式为[16]式中，μ表示平均值，σ表示标准差.考虑橡胶扭转减振器的工作特性，选取橡胶圈硬度(A)、橡胶圈压缩比(B)、惯量环转动惯量(C)3个参数为橡胶扭转减振器稳健性优化的设计参数.经过遗传算法的初步优化进行全局寻优后，设计参数的优化结果已基本接近其最优解，且最优解一般处于初步优化结果±10%的范围内[8].在该变化范围内，橡胶圈硬度、橡胶圈压缩比、惯量环转动惯量3个设计参数分别选取5个有代表性的水平，变化率分别为0、±5%和±10%.各设计参数水平的具体取值如表1所示.文中在进行橡胶扭转减振器稳健性优化设计时，忽略噪声因素的影响，只需考虑内外表的内表(即正交表)的设计[8].根据设计参数的个数与水平数，选择L25(56)正交表，其中正交表的1、2、3列分别为橡胶圈硬度、橡胶圈压缩比、惯量环转动惯量设计参数的不同水平，4、5、6列均为空白列，只需进行25次正交试验仿真计算，就可得到优化函数的目标值(即响应值).设计的Taguchi正交表及响应值的计算结果如表2所示.根据表2的计算数据对响应值进行汇总分析,得到响应值的响应表(如表3所示)以及响应值主效应图(如图9).响应值越小，说明目标值越小；信噪比越大，说明产品质量特性稳健性越高；极差越大，说明该设计参数对目标值影响越大，在设定参数值时需重点考虑.由图9和表3可知，综合考虑曲轴前端扭振幅值和稳健性方面的要求，橡胶圈硬度选择水平A1(61.2 HA)、橡胶圈压缩比选择水平B1(36.9%)、惯量环转动惯量选择水平C5(0.002 86 kg·m2)，各设计参数对曲轴前端扭振幅值的影响程度排序依次是：惯量环转动惯量>橡胶圈压缩比>橡胶圈硬度.因此，为保证曲轴前端最大扭振角位移振幅较低，文中利用Taguchi方法稳健性设计确定的最终方案为橡胶圈硬度61.2 HA、橡胶圈压缩比36.9%、惯量环转动惯量0.002 86 kg·m2，由此计算得到在Taguchi稳健性优化后的曲轴前端扭振幅值为0.083°，与遗传算法初步优化后的目标值相比降低8.79%，与原方案相比降低25.8%，优化结果比较满意.在前面已对橡胶扭转减振器的综合性能进行了遗传算法初步优化和Taguchi稳健性优化，根据优化结果试制不同组合设计参数的橡胶扭转减振器.下面将通过发动机曲轴扭振试验，测试装有不同橡胶扭转减振器时曲轴前端扭振幅值，对比验证不同橡胶扭转减振器的匹配效果.测试所用橡胶扭转减振器的橡胶圈硬度、橡胶圈压缩比和惯量环转动惯量等参数如表4所示.所有曲轴扭振测试均在AVL发动机测功机上进行，如图10所示.电涡流测功机与发动机飞轮紧密相连，采集扭转减振器轮毂转速脉冲信号的角度编码器通过专用夹具固定在发动机曲轴自由端(如图11所示).在曲轴扭振测试过程中，角度编码器的外环固定，内环随曲轴同步运行，BBM MKII信号采集系统得到角度编码器的转速信号，PAK测试分析系统对转速脉冲信号进行处理得到扭振角度信息[17].装有不同橡胶扭转减振器的曲轴扭振测试结果如图12所示.由于2阶主谐次曲轴前端扭转角位移受曲轴滚振影响较大，故在此不作分析.由图12(a)可知，在发动机转速较低时曲轴滚振对4阶主谐次曲轴前端扭转角位移也有影响，故曲轴扭振分析时忽略4阶主谐次低转速部分.由图12可得到各阶主谐次下曲轴前端角位移最大值,如图13所示，4阶主谐次下曲轴前端角位移最大值,如图14所示.由图13、图14分析可知：(1)在橡胶扭转减振器橡胶圈硬度相同、惯量环转动惯量相同时，橡胶圈压缩比越大，4阶主谐次下曲轴前端扭振角位移的最大值越大；(2)在橡胶扭转减振器橡胶圈压缩比相同、惯量环转动惯量相同时，橡胶圈硬度越高，4阶主谐次下曲轴前端扭振角位移的最大值越大；(3)在橡胶扭转减振器橡胶圈硬度相同、橡胶圈压缩比相同时，惯量环转动惯量越小，4阶主谐次下曲轴前端扭振角位移的最大值越大；(4)3#橡胶扭转减振器的橡胶圈硬度、橡胶圈压缩比、惯量环转动惯量与Taguchi 方法稳健性优化设计确定的最终方案相同，装有该扭转减振器时发动机曲轴前端扭振角位移最大值在所有对比测试的橡胶扭转减振器中最小，与优化分析结果一致，说明Taguchi方法稳健性优化结果是可信的.文中采用分数导数模型描述橡胶扭转减振器的动态特性，建立带有橡胶扭转减振器动力学模型的发动机曲轴系统集总参数模型，应用Taguchi方法进行橡胶扭转减振器稳健性优化匹配，基于优化结果试制样品并开展相关试验.研究结果表明：(1)分数导数橡胶扭转减振器动力学模型可用于发动机曲轴扭振特性的分析.(2)橡胶圈硬度、橡胶圈压缩比、惯量环转动惯量等设计参数影响橡胶扭转减振器的匹配效果：橡胶圈压缩比越大，曲轴扭振特性越差；橡胶圈硬度越高，曲轴扭振特性越差；惯量环转动惯量越小，曲轴扭振特性越差.(3)在橡胶扭转减振器稳健性优化匹配时，先利用遗传算法进行全局寻优，再利用Taguchi方法进行稳健性设计，可在现有条件下有效提高匹配效果.(4)文中提出的匹配方法对橡胶扭转减振器的开发具有较强的现实指导意义.† 通信作者: 上官文斌(1963-)，男，教授，博士生导师,主要从事机械振动分析与控制、橡胶隔振器振动控制和疲劳特性研究.E-mail:**************************.cn【相关文献】[1] WACHEL J C,SZENASI F R.Analysis of torsional vibrations in rotating machinery[C]∥22nd Proceedings of the Turbomachinery Symposium.Dallas:[s.n.],1993:14- 16.[2] 张芳,王必璠,李显戴.车用发动机扭转振动的分析与控制 [J].汽车科技,2011(2):47- 51. 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曲轴减振器是曲轴减振的重要零件,合理的匹配曲轴减振器可以改善曲轴的扭转共振转速、振型、振幅、扭振应力等,从而可避免因曲轴扭转共振而引起的振动噪声、曲轴断裂等故障。本文以对比某四缸发动机曲轴分别装橡胶减振器及硅油减振器为研究对象,通过建立当量扭振模型、进行扭振计算,说明对于存在不平衡二阶往复惯性力的四缸机,硅油减振器比橡胶减振器更能降低曲轴扭振的主要谐次
量的转动惯量,可通过Unigraphics软件利用三维模
型分析求出。
2.3自由振动分析
本文采用轴系扭振计算的经典方法Holzer法,其基本思想是轴系无阻尼自由振动时各集中质量的
惯性力矩和应为零,即:
∑L吼一O(1
由于轴系做简谐自由振动,
有仇一P2敏(2
故∑J女P2‰一o(3
计算时,先给出频率的试算初始值,通过逐步迭代搜索找出满足式(3的固有频率和相应振型。
4O.48401.0359390.2910020.301461Z.107198O.0684030.144139
50.48401.035939O.146864O.152142Z.259339O.068403O.154546
6O.48391.035725—0.007682一O.0079562.251383O.046043O.103660
Abstract:The silicone oil damper is better than the rubber damper at torsional vibration damping. Through the comparative analysis and test of the performances of a four。cylinder engine with a silicone oil damper and with a rubber damper,it was found that the main resonant torsional vibration amplitute,the maximum tensi。nal stress of the crankshaft,and the noise from the front end of the engine are more10wer as the enginewas“tted with a silicone oil damper,therefore the crankshaft runs more stably and the engine works more reliablv.
的振幅及最大扭振应力,同时也能降低发动机前端的噪声,最后进行扭振试验来验证计算分析的准确性及噪声对比测试。
2扭转振动分析
2.1扭振系统的三维模型
图1扭振系统的三维模型
收稿日期:2005・04—14
作者简介:刘志勇(1969一。男,讲师。主要研究方向为动力工程的振动及噪声控镧技术。E-瑚n:daixl@21cn.∞m。
Key Words:I.C.Engine;Rubber Damper;silicone0il Damper;Torsional
Vibration of Crankshaft:Noise
中图分类号:TK402文献标识码:A
多缸柴油机的曲轴在周期性的扭矩激励下,产生扭转振动,严重的曲轴扭转振动会引起曲轴断裂、破坏各缸工作的相位关系、恶化内燃机工作状况和平衡性能等,导致内燃机功率下降及振动噪声加剧。
1概述
摘要:由于硅油减振器比橡胶减振器具有较好的降低曲轴扭振的性能,通过试验对比分析某四缸发动机曲轴装橡胶减振器及硅油减振器的性能指标,采用硅油减振器后明显降低曲轴扭振的主要谐次的振幅、最大扭振应力及发动机前端的噪声,使曲轴运转更平稳、发动机工作更可靠。
关键词:内燃机;橡胶减振器;硅油减振器;曲轴扭转振动;噪声
79.475320.28064—0.111342—2.258092一O.006708—,0P=228(Ho
2.3.1自由振动频率计算
对上述装硅油减振器和装橡胶减振器的两种当量模型根据HoIzer法进行自由振动频率计算,结果
分别如表1及表2所示。
表1装硅油减振器计算结果
\\质量号(1(2(3(4(5(6(7 -\
工I厶P2×106以“P2舢×106Mj.^+1=∑^P2毗×106E.^+l×10—6M^.^+1及.^+1 \
10.608861.3031851.O000001.3031851.303185O.347915O.453398
20.06236O.1334730.5466020.0729571.376142O.09598O.132082
30.48421.0363670.4145200.4295951.8057370.0684030.123518
第26卷第3期2005年6月
内燃机工程
Chinese Internal Combustion Engine Engineering
V01.26No.3
Jun.2005
文章编号:1000—0925(200503一064一04
四缸发动机曲轴减振器匹配的对比研究
刘志勇1,戴湘利2.牟宁斌2
(1.桂林航天工业高等专科学校,桂林541004;2.广西玉柴机器股份有限公司技术中心
2005年第3期内燃机工程・65・
2.2当量扭振模型的建立
当量扭振模型的建立,是把复杂的曲轴和传动
机构换算成扭转特性相同的简化的当量系统。
减
振
器
惯
性
块
13It Is Is I?
Iq It1213It151811图2四缸发动机曲轴当量系统模型
(a装硅油减振器(b装橡胶减振器
(a
(b
图2中,B.t+,为第是至忌+1曲轴段的柔度,可通过MSC有限元程序分析求出;Comparion of Matching Crankshaft Torsional Damper to Four-Cylinder Engines
LIU zhi—yon矿,DAI xiang-li2,MOU Ning-bin2
(1.Gu订in College of Aerospace Industry,Guilin541004,China;2.Guangxi Yuchai Machinery Co.Ltd.