内燃机振动控制题目

1.内燃机激振力及特点——B10，A135
气体力是由压缩压力、燃烧产生的压力增量和气体压力的高频振荡分量组成。

特点：气体力是内燃机对外做工的主动力，产生输出转矩。

气体力在机体内部平衡。

气体力呈脉冲性，一个周期内只有一个峰值。

气体压力级频谱可粗略划分为三个频段。

300hz以下为低频段，300-2000hz为高频段，2000hz以上为高频段。

影响气体压力级低频段的主要因素是最高燃烧压力。

影响中、高频段的主要因素是最大压力升高率及其加速度。

压力升高率越大，中频段上的成分越丰富，频谱曲线愈平缓，即中频段的能量愈大。

中频段处在内燃机结构振动的最大响应区域，是人耳感觉最强烈的噪声频率范围，中频段压力级的状况对内燃机的结构振动和燃烧噪声有很大的影响，是研究的重点。

气体力对结构振动和燃烧噪声的激励主要集中在急速燃烧期。

曲柄连杆机构惯性激振力：往复惯性力和旋转惯性力
特点：对单缸机来讲，往复惯性力在发动机内部没有平衡，有自由力产生，是发动机纵向振动的根源。

理论上，有些多缸机一阶往复惯性力是平衡的，但是由于参数偏差的影响，多缸机的往复惯性力实际上是不平衡的，是构成一阶激振力的主要成分。

往复惯性力总是存在，在一个周期内其正负值相互抵消，做功为零。

旋转惯性力是离心力，是旋转质量产生的，只要发动机运转就会产生，始终沿曲柄半径方向向外。

激振力矩：（1）内燃机工作时气缸内气体产生的作用力矩。

特点：在内燃机的一个工作循环内气体力是变化的，使得作用在曲轴上的切向力矩呈周期性变化，从而引起轴系的扭转振动，这种力矩是轴系作扭转振动的主要原因。

（2）曲柄连杆机构重力和惯性力所产生的作用力矩。

特点：除了低速重型内燃机零件重量很大，有必要考虑重力产生的激振力矩外，一般情况下可以忽略不计。

离心惯性力的作用方向始终通过曲轴旋转中心，不能对轴系形成激振力矩。

往复惯性力同气体力一样，其切向力的变化将会引起轴系的扭转振动。

但是往复惯性力所形成的激振力矩相对于气体力来说是较小的，在
计算时可以不予考虑，即使有时需要考虑，也只考虑1、2、3和4次简谐分量。

（3）吸功部件吸收扭矩的不均匀而产生的作用力矩。

特点：受功部件如果不能均匀地吸收扭矩，也会产生激振力矩，它作用在曲轴输出法兰上，引起轴系的扭转振动。

但在一般计算中，为了简单起见，只要这些激振力矩幅值小于其平均扭矩的5%，就可以忽略不计。

传统内燃机采用喷油泵，这时还会有喷油泵激振力：泵腔油压是脉冲载荷，气压力升高率和下降率都很大，油压的急剧上升和迅速下降，会激起整个喷油泵构件的高频振动和结构噪声。

2.试描述内燃机振动被动控制的主要原理及方法——B4
（1）削弱激振源
这是降低内燃机振动的基本途径，它贯穿在设计、制造、乃至使用的全过程。

诸如改善内燃机的平衡性能；选用动力学性能好的配气凸轮；采用先进的活塞结构以减少活塞的横向撞击；以及提高零部件的加工、装配和调整精度，以保证设计性能的实现、防止出现新的激振源等。

前己指出，内燃机的多数激振源都是宽.频带的，因此要特别注意削弱激振力中那些有重要影响的频率成分。

例如，对结构振动而言，要着重降低燃烧气体力中声频段内的强度，因为此频段的气体力会激起人耳最敏感的结构噪声。

（2）避免共振
即避免出现激振频率与系统固有频率重合的情况。

一般说来，激振频率常受从动机械转速的制约，不便更动，故经常通过改变内燃机设计以调整系统固有频率，避免共振，以改进系统振动待性。

例如，改变飞轮结构以调整轴系惯量；变更隔振橡胶元件的硬度以改变其刚度；改进机体结构以提高其固有频率等。

（3）减少振动响应—减振
实际上，常会遇到共振无法避免的情况，此时只能设法降低其共振强度。

可以采取的措施有：
1）增加系统阻尼，以消耗共振能量。

例如增设阻尼(橡胶、液力)减振器;采
用内阻尼较大的铸铁材料；在薄壳表面衬上高阻尼材料等。

阻尼材料具有宽率带控制功能，可在很宽的频率范围内抑制振动。

2）采用动力吸振器。

在主系统上装设质量弹簧子系统(动力吸振器)，子系统参数的选取使得其固有赖率与激振频率相同，便可将激振能量转移到动力吸振器上，利用吸振器质量的振动来消除主系统的振动。

动力吸振器属于窄频带控制，只能吸收单一频率的振动能量。

4）控制振动的传递率—隔振
完全消除内燃机的振动是不可能的，采取上述措施也只能将其控制在一定范围之内。

为减小内燃机振动对基础及周围环境的不良影响，可将其安放在高弹性的隔振器上，以隔离或减小内燃机作用力向周围的传播，通常称之为动力隔离或积极隔振。

内燃机上的仪表，汽车、轮船、机车上的设备、仪器等，都是在振动环境中工作。

为隔离或减小环境振动对它们的干扰，也要将它们安放在隔振器上，这就是运动隔离或消极隔振。

虽然它采取的措施与动力隔离没有多大差别，但概念不同，是另一种类型的隔振。

隔振的概念同样可以应用到内燃机内部，例如采用弹性支承以降低进气管的振动。

还需指出，也可以通过增加某些结构的附加刚度或阻尼，来改变振动的传播途径，以达到降低振动总水平的目的。

3.简述内燃机曲轴扭振的危害——A104
（1）对轴系扭转疲劳强度有不利影响。

严重的扭振导致轴系疲劳断裂；
（2）会造成轴系传动齿轮齿面冲击、点蚀、拉毛；
（3）导致轴承烧损，螺钉松动；
（4）改变各曲柄间的正常相位，导致内燃机动力平衡性能恶化，振动加剧；
（5）引起凸轮轴的扭振而改变配气和供油正时，使内燃机工作性能变坏；
（6）轴系扭振还以使由它驱动的调速器失灵、游车，造成内燃机工作不稳定；
（7）还会造成活塞环及缸套快速磨损，离合器损坏，噪音增大等；
这些最终都会导致内燃机功率下降。

4.试描述内燃机振动主动控制的主要原理——B100
主动控制需要外界提供能量，故又称有源控制，它是利用外界能量产生控制振动所需要的力或运动。

主动控制技术涉及自动控制、计算机、液压、测试等多方面的理论和技术，下面只通过两个例子说明主动控制的基本原理。

（1）整机振动的主动控制
动力吸振器是在主系统上附加一个子系统，并且使子系统的谐振固有频率等于主系统的激振频率，此时，主系统处于反共振的静止状态，而子系统则以一定的振幅在振动。

动力吸振器是靠子系统产生的弹性力来抵消外界激振力，能有效消除主系统的振动。

但是被动式动力吸振器的参数在工作中不能调节，只能在很窄的激振频率范围内起到的减振的作用。

主动式动力吸振器通过装在飞轮上的霍尔元件产生与柴油即将转速成正比的脉冲信号，微机系统根据此信号计算当时的转速，并以此计算出控制步进电机的信号，驱动步进电机，步进电机带动涡轮蜗杆和齿轮齿条机构实现悬臂长度的调节，这样就实现了吸振器谐振频率的自我调节，使柴油机经常处于反共振状态，达到很好的减振效果。

这种控制方式属于开环控制。

（2）动力隔振的主动控制
柴油机被两层串联的橡胶元件支撑着，液压缸装在上层橡胶元件上，刚体连接在柴油机机体上，活塞杆固定在中间板上，这两层橡胶元件和液压缸组成一个主动隔振单元。

当m受F0激振出现向上位移x时，控制系统使活塞连同中间板产生相对于m的向下位移u=-x；m向下移动时，情况与之相反。

这样中间板便保持静止不动，下层橡胶元件不承受动态压缩，传给基础的动态作用力便为零，F T=0.实现了理论上传递率为零的隔振。

此时，上层橡胶的弹性力和阻尼力与油缸液压力相平衡，柴油机按x’’=F0sinωt/m的方式运动。

采用这种隔振单元的结构的好处是：柴油机的静载荷由橡胶元件承担，液压缸只产生控制所必须的、与上层橡胶动态弹性力和阻尼力大小相等、方向相反的作用力，因而其功率和尺寸都可减小。

设置下层橡胶的目的是由它承担高于控制系统工作频率，例如100Hz以上的高频隔振及水平方向的隔振任务。

5.宽频带振动的隔离——B80
（1）双层隔振。

再被隔离的内燃机和基础之间插入一个中间质量m2（钢结构或聚合物混凝土材料）及其弹性支撑k2，系统就变为双质量隔振系统，提高了高频隔振能力。

（2）金属弹簧和粘弹性材料组成的复合隔振系统。

为改善金属弹簧的高频隔振性能，抑制其有害的峰值，可在金属弹簧的支撑端加入高阻尼橡胶垫块（串联系统），或在弹簧内部曾加一对套筒芯杆耦合见，其间装有剪切橡胶圈（并联系统），或者在金属弹簧外包涂一层橡胶等。

（3）钢丝绳隔（减）振器。

钢丝绳隔（减）振器是一种干摩擦阻尼隔振器。

它是用多股紧密缠绕的钢丝绳制成，利用振动时钢丝绳之间的干摩擦阻尼吸收并耗散振动能量。

具有“全频带滤波”功能和抑制宽频带振动和噪声的能力。

与钢丝绳隔振器相类似的还有钢丝网隔振器，它是在传统的金属弹簧隔振器的内部加装一个钢丝网座垫（并联系统），座垫是由细不锈钢丝网折叠与滚压成圆柱状垫，
最后经压缩并超过其弹性极限而形成所需要的形状。

振动是金属细丝相互摩擦而
起阻尼作用。

（4）宽频带抑制的阻尼结构。

采用粘弹性阻尼材料(各种型号的阻尼胶和阻尼涂料)是在宽频带振动和嗓声环境下抑制结构共振响应的一种有效方法。

高分子粘弹性阻尼材料具有高的力学损耗，当振动传到阻尼材料时，在材料内部产生拉伸、弯曲、剪切等变形，消耗大量振动能量，并把它转变为热能耗散掉，从而使振动衰减，减少声能辐射。

工程上采用的是枯弹性阻尼材料与金属构件的复合结构:由金属承受强度、粘弹性材料提供阻尼。

6.内燃机轴系扭振的计算过程——A
按照当量系统转化原则，将实际轴系转化为当量系统，主要有齿轮组、活塞、连杆、曲轴（曲柄臂、主轴颈、连杆轴颈）、飞轮、联轴节等；
自由振动计算，计算出系统固有频率、振型及各轴段相对弹性力矩。

由于内燃机轴系的阻尼较小，对自振频率和振型的影响极小，故自由振动计算是按无阻尼状态进行的。

根据惯性力矩与弹性力矩相平衡的原则来建立运动方程，可以采用霍尔茨表格法或矩阵法；
强迫振动计算，得出各质量振幅和各轴段弹性力矩的绝对值。

分为共振计算和非共振计算，主要内容是激振力矩功和轴系阻尼功的计算。

7.内燃机动态性能预测的主要方法——B155
动态设计则是从设计的要求出发，先设计一个初拟系统及其动力学模型，利用计算机对之进行动力学分析，检验其动态性能是否满足设计要求，如未满足，就需修改初拟系统的模型。

这个设计、分析和修改过程反复进行，直到获得满意的结果为止。

这样，在进行具体结构设计之前，就完成动态性能的分析，从而获得最优动态性能的设计方案，避免后来大的反复，加速了设计的进程。

下一步是按照此初拟系统模型，进行具体结构设计。

当设计完成之后，再经过实测，检验它是否符合设计要求，进行修改，直到满意为止。

由于内燃机结构的复杂性，按图纸直接建立内燃机整体动力学模型是困难的。

因此要采用“化整为零”、“先分解后合成”的方法进行建模，这就是目前广泛应用于各个领域的子结构综合法。

为区别于静力分析的子结构方法，有时称这
种方法为动力子结构综合法。

子结构的动力学模型有两类，一类是按子结构的形状、尺寸等参数简化得到的理论模型，另一类是根据子结构的动态试验数据建立的实验模型。

对理论模型，按简化方式的不同，又可分为集中参数模型、分布质量(梁)模型和有限单元模型，究竟采用那一种模型，要根据各子结构的具体情况而定。

按照解决这一问题方式的不同，有许多种子结构综合法，粗略地可以分为两大类，即机械阻抗综合法(简称为机械阻抗法)和模态综合法。

这是60年代开始并行发展起来的两种方法前者是以试验为基础发展起来的，后者则以理论分析为基础，各有其特点。

应用机械阻抗法进行子结构动力学特性综合时，子结构的动力学特性用其联接点的机械阻抗表示，即整个结构运动方程中的未知量是各子结构联接点上的位移和作用力。

由于子结构联接点的机械阻抗可以由理论计算或者通过试验获得，而机械阻抗又有多种表达形式(位移、速度、加速度阻杭和导纳)，因此，机械阻抗法使用起来牛较方便。

部件模态综合法是用模态坐标来表示子结构的动力学特性，整个结构运动方程的未知量是广义模态坐标表示的位移和.力，最后在模态坐标中完成子结构的综合。

模态综合法的关键是如何选取和构造出恰当的子结构模态矩阵，它依赖于设计人员的经验。

根据不同的处理方法，模态综合法也有许多种类型。

经典的模态综合法大体上可归纳为自由界面法和固定界面法两大类。

自由界面法是在处理各子结构时，使它们处于完全自由的状态，即其联接界面按自由界面处理。

因此，其模态矩阵除低阶主模态外，还包括有刚体模态。

如果某子结构原来就存在外约束，则它不会产生刚体运动，仅由其主模态构成。

自由界面法可以完全独立地研究部件的振动特性，而且计算简捷;此外，自由界面模态又易于从部件试验中获得。

但由于完全不顾及相邻部件的影响，部件的自由界面模态与整体运动的实际模态有较大的差别，因此计算精度较差。

特别是在略去子结构高阶主模态后，计算收敛速度很慢，往往造成整体低阶振动模态很大的误差。

为此，国内外学者作了很多的改进，以求能保留自由界面法的优点
而又保证足够的精度。

在固定界面法中，子结构是一个界面受约束的弹性体，它的位移包括有各种外力产生的位移、各种界面位移引起的内部位移以及附加约束引起的位移.为满足联接界面本来的综合条件，它的模态矩阵除主模态外，还应包括约束模态。

所谓约束模态是指将子结构联接面上被约束的自由度逐一释放并给以单位位移时，所获得的该子结构静位移的模态。

主模态集与内部区域坐标相对应，约束模态集和界面坐标相对应。

固定界面法的概念清晰，易于程序实现。

但由于界面坐标不能减缩，当界面自由度数较多时，整个系统的坐标减缩程度不大，综合效率较低，另一方面由于界面固定，不易从实验获得主模态。

滑动轴承动态性能的确定
在进行内燃机结构或运动系统的动态性能分析时，必须了解连杆轴承、主轴承等滑动轴承的动态性能。

由于从理论计算上求.解比较困难，通常是利用实验方法侧定。

在实验的基础上，再用抽取单元法(Extracting Block Approach)算出轴承的动态性能，或直接求出轴承的等效弹簧一阻尼器。

（1）抽取单元法。

抽取单元法的基本思想是:在由两个单元组成的系统中，如果己经知道系统和其中一个单元的动态性能性能的方法求得，另一个单元的动态性能便可用从系统总性能中抽取(减去)已知单元动态性能的方法求得。

（2）等效弹簧一阻尼器。

其中试验轴和轴承仍视为刚体，油膜用等效弹簧一阻尼器并联代替。

8.活塞敲击激振力的影响因素及控制——B116
影响因素：决定敲击激振强度的基本因素是活塞对缸套的敲击力，它是由原始激振力—活塞侧压力引起的二次激振力。

敲击力的大小取决于上止点时气体力和惯性力的差值，活塞、缸套之间的间隙以及活塞裙部的润滑状态(油量、温度)等，因为这些因素直接影响活塞敲击液力脉冲的数值。

活塞的实际敲击力难以进行测定，通常只能从已知的各种参数对其大小进行理论上的估计。

此式表明：可近似地认为活塞敲击强度主要取决于上止点处的气缸压力和缸径。

在推导过程中已经指出：往复质量、活塞间隙、垂直力等数值均随缸径的增加而增大。

因此缸径愈大，活塞敲击力也就愈大。

大缸径内燃机的活塞敲击力有时可高达数吨，引起机体的强烈振动和敲击噪声。

至于上止点处的气缸压力，则取决于不同内燃机租燃烧系统的类型。

控制：（1）尽可能减少活塞的配缸间隙
减少配缸间隙，可以缩短活塞越过间隙所需要的时间，降低其被加速的程度，相应减少对缸壁的敲击力。

但活塞、缸套工作时存在机械变形和热变形，其中主要是热变形，工况改变、热变形会发生相当大的变化。

要在出现变形的情况下，仍能保持必要的运动和润滑条件，避免出现拉缸，间隙的减少自然要受到一定限制。

目前主要是从活塞设计和材料选用两方面采取措施，控制活塞的热变形，以达到减少配缸间隙的目的。

（2）活塞销中心往主推力侧(主承压面方向)作适当的偏移
采取这种措施，可以改善活塞的横向敲击运动。

（3）控制影响敲击过程的一些因素
控制活塞敲击除了控制配缸间隙和敲击能量外，还可控制影响敲击过程的一些因素，如活塞环的数量及张力，润滑油状况以及缸套结构等。

9.简述一种利用内燃机振动信号诊断内燃机故障的方法——B193
气门间隙的变化将引起气门运动参数的改变。

随着间隙的增大，气门开启时刻延后，落座时刻提前，气门落座速度增大，并导致气门落座冲击增强。

这就是利用缸盖振动信号诊断气门间隙状况的理论依据。

将2105柴油机排气门间隙调到不同的状态，录下缸盖顶面中央的振动波形，用分段采样方法单独对排气门落座信号进行分析，求得的信号频谱如图示。

一般说来，气门落座的速度较大、落座冲击力是高频激振源，因而落座振动响应信号主要是2kHz-6. 4 kHz的高频成分。

当冷态间隙减少到0.15 mm和0.02时，排气门落座响应信号已近于消失；随着间隙增加，落座速度变大，缸盖振动急剧增加，而增加的主要是高频成分。

因此，除了在时域按照响应信号出现的早
晚和振动加速度的大小来判断气门间隙外，在频域上还可以用响应的高频能量E、和总能量E之比r V=E B/E来诊断气门间隙状况。

下图给出振动加速度a、振动总能量E和高频能量比r二随气门间隙d增大而变化的情况。

当间隙大于0.4 mm后，a和E基本上不变，因此这两个指标对诊断大于0.4 mm的间隙状况无能为力。

10.请运用内燃机振动控制理论解决一工程实际问题
4100QB柴油机台架轴系出现联轴器断裂问题，经过测试，采用实验室自编软件PTVM处理实验数据，得到联轴器断裂是因轴系扭振主谐次在柴油机工作转速范围内发生共振的结论。

采用实验室另一自编软件TVCA模拟计算轴系扭振，多次修改轴系参数，发现了联轴器刚度是影响轴系扭振状况的主要参数，增大联轴器刚度，可避免扭振主谐次在柴油机工作转速范围内发生共振。

因此，将万向节换为弹性套柱销联轴器，轴系扭振状况得到改善，可以在工作转速范围内安全运行。

注：A——内燃机动力学
B——内燃机振动控制。