車用發(fā)動(dòng)機(jī)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的分析與控制

1、車用發(fā)動(dòng)機(jī)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的分析與控制摘要：基于扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的基本原理，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)兩種類型的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)減振 器的設(shè)計(jì)計(jì)算做深入的陳述。結(jié)合兩款有針對(duì)性的發(fā)動(dòng)機(jī)，對(duì)所要計(jì)算的 基本參數(shù)及該參數(shù)所要限定的范圍作了具體說(shuō)明。最后用本公司自主開發(fā) 的發(fā)動(dòng)機(jī)扭振分析軟件對(duì)一款發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行模擬計(jì)算，并與試驗(yàn)測(cè)量結(jié)果進(jìn) 行對(duì)比分析，并證明計(jì)算的結(jié)果是準(zhǔn)確可靠的。關(guān)鍵詞：柴油機(jī)；汽油機(jī)；曲軸；多體動(dòng)力學(xué)；仿真TorsionalVibrationAnalysisAndControlforEngineonVehicleZHANGFangWANGBi-fan LIXian-daiKeywords： dieselengine ; ga

2、sengine; crankshaft ; multibodydynamic; simulation內(nèi)燃機(jī)軸系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)是機(jī)械動(dòng)力學(xué)科的一個(gè)分支，是內(nèi)燃機(jī)動(dòng)力學(xué) 的一部分。在熱動(dòng)力裝置發(fā)展初期，由于當(dāng)時(shí)技術(shù)水平的限制，在相當(dāng)長(zhǎng) 的一段時(shí)間內(nèi)，在軸系的強(qiáng)度設(shè)計(jì)中，是把軸系按絕對(duì)剛性處理的。當(dāng)時(shí) 認(rèn)為，軸系中的應(yīng)力變化取決于載荷或其受力情況。但在 19世紀(jì)末，在 工業(yè)發(fā)達(dá)國(guó)家內(nèi)燃機(jī)的廣泛應(yīng)用后，由于在動(dòng)力交通運(yùn)輸部門中所用的內(nèi) 燃機(jī)裝置中，各種斷軸事故不斷發(fā)生，這使得工程設(shè)計(jì)人員認(rèn)識(shí)到，將軸 系作為剛體處理是不合適的，必須作為彈性體進(jìn)行研究。所以對(duì)于扭轉(zhuǎn)振 動(dòng)的研究也逐漸深入。曲軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的主要危

3、害：在曲軸上產(chǎn)生附加扭轉(zhuǎn)應(yīng)力；引起齒輪敲 擊產(chǎn)生疲勞與磨損；沖擊配氣系統(tǒng)；影響整機(jī)的振動(dòng)與噪聲。所以對(duì)車用 發(fā)動(dòng)機(jī)而言，對(duì)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的分析就很重要。本文主要從原理、減振器匹配所需計(jì)算的基本參數(shù)及其判據(jù)來(lái)進(jìn)行探 索。1基本理論激振力矩的分析內(nèi)燃機(jī)的激振主要包括內(nèi)燃機(jī)工作時(shí)氣缸內(nèi)氣體壓力變化，以及曲柄 連桿機(jī)構(gòu)的重力和慣性力所產(chǎn)生的激振力矩。此激振力矩是一個(gè)比較復(fù)雜 的周期性函數(shù)，但是振動(dòng)現(xiàn)象的本質(zhì)，實(shí)際上都是由簡(jiǎn)諧性的振動(dòng)所組成。 為了要區(qū)別地研究各種簡(jiǎn)諧次數(shù)下的振動(dòng)規(guī)律，既要研究在各種不同諧次 的簡(jiǎn)諧激振力矩作用下的振動(dòng)現(xiàn)象，又需要對(duì)由比較復(fù)雜的周期性函數(shù)所 組成的激振力矩進(jìn)行簡(jiǎn)諧分析。當(dāng)周期性

4、的激振力矩是一個(gè)具有一定規(guī)律 性(見圖1)的已知函數(shù)時(shí)，可以直接用數(shù)學(xué)解析法進(jìn)行傅里葉變換。T=a0+ansin (n+n) =a0+aksin (k+n)式中：l為激勵(lì)的頻率；k為激勵(lì)的階次，k取0.5、1、1.5、2、2.5、 3、3.5 當(dāng)量模型軸系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)當(dāng)量模型(集中質(zhì)量一彈簧一阻尼)見圖 2。圖2曲軸系統(tǒng)的集中一彈簧一阻尼當(dāng)量模型圖中：i為轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；c為兩慣量間結(jié)構(gòu)扭轉(zhuǎn)剛度；kai為發(fā)動(dòng)機(jī)氣 缸當(dāng)量阻尼；kii為金屬材料的阻尼。對(duì)軸系當(dāng)量簡(jiǎn)化過(guò)程中有轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 與扭轉(zhuǎn)剛度的假定。多質(zhì)量系統(tǒng)的強(qiáng)制扭轉(zhuǎn)振動(dòng)方程的求解自由振動(dòng)的動(dòng)力學(xué)方程為(不考慮阻尼)ill +k1, 2 (1-2)

5、=0i22 +k1, 2 (2-1 ) +k2, 3 (2-3) =0ikk +kk-1 , k (k-k-1 ) +kk, k+1 (k-k+1 ) =0inn +kn-1 , n (n-n-1 ) +kn, n+1 (n-n+1) =0用矩陣表示為：(K-2nI ) A=0式中：K為剛度矩陣；I為轉(zhuǎn)動(dòng)慣量矩陣；A為各集中質(zhì)量的振幅矢 量；n為各階自振頻率，等于K關(guān)于I的廣義特征值。根據(jù)求得的自振頻 率，利用霍爾咨法直接計(jì)算各質(zhì)量的相對(duì)振幅?？紤]到阻尼，強(qiáng)制振動(dòng)的動(dòng)力學(xué)方程表示為：(K-2nI) +inC) A=T式中:C為阻尼矩陣，T為集中質(zhì)量所受到的扭矩向量。參照系統(tǒng)矩陣法的原理，基于曲

6、軸當(dāng)量模型動(dòng)力學(xué)方程的線性特性， 對(duì)曲軸所受激勵(lì)進(jìn)行傅利葉變換，分別確定曲軸對(duì)每一階次激勵(lì)的響應(yīng)， 求解過(guò)程中將軸系強(qiáng)制振動(dòng)的動(dòng)力學(xué)方程轉(zhuǎn)換到復(fù)數(shù)域內(nèi)，得到一組復(fù)數(shù) 線性方程，結(jié)合相關(guān)的矩陣原理得到軸系強(qiáng)制振動(dòng)的解。2扭轉(zhuǎn)振動(dòng)計(jì)算基本要求和減振器設(shè)計(jì)過(guò)程2.1橡膠減振器針對(duì)一款4缸2.3L汽油機(jī)橡膠減振器的開發(fā)過(guò)程，對(duì)軸系的扭振分 析和減振器的計(jì)算過(guò)程進(jìn)行說(shuō)明。1）對(duì)曲軸系統(tǒng)進(jìn)行集中質(zhì)量一剛度一阻尼的當(dāng)量模型簡(jiǎn)化。對(duì)于曲 軸的質(zhì)量與慣量可以直接由3D軟件得到，而曲軸系的剛度，可以直接用 有限元軟件進(jìn)行計(jì)算得到，也可以用經(jīng)典的公式進(jìn)行計(jì)算。此過(guò)程沒(méi)有包 括減振器。2）對(duì)自由狀態(tài)的微分方程進(jìn)行求解

7、，得到自由狀態(tài)振動(dòng)相關(guān)參數(shù)， 為下面計(jì)算做準(zhǔn)備。4）由最佳定調(diào)比和空間布置，初步確定慣性環(huán)的慣量。最佳定調(diào)比op=,定調(diào)比=,其中=,Wd= Wg=其中，Id為減振器轉(zhuǎn) 動(dòng)慣量；Ig為軸系的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Kd為減振器的剛度；Kg為軸系的等 效剛度。一般情況下，橡膠減振器不可能同時(shí)取得最佳定調(diào)比和最佳阻尼， 通常情況橡膠減振器的阻尼值小于最佳阻尼，定調(diào)比高于最佳定調(diào)比。根 據(jù)初步確定的橡膠減振器的剛度與慣性環(huán)的慣量，阻尼一般用相對(duì)阻尼（取值范圍11.3）。5）利用上述基本原理進(jìn)行軸系多體動(dòng)力學(xué)分析，求解受迫狀態(tài)的微 分方程。同時(shí)提出幾個(gè)主要參數(shù)：主諧次與次主諧次曲軸前端扭轉(zhuǎn)振動(dòng)角位移。曲軸前端、

8、飛輪、及慣性環(huán)的速度不均勻性。橡膠減振器輪轂和慣性環(huán)相對(duì)角位移。6）對(duì)橡膠減振器提出的主要參數(shù)，確定其限制值a）任何主諧次與次主諧次，曲軸前端扭轉(zhuǎn)振動(dòng)角位移應(yīng)小于0.2此參數(shù)是根據(jù)曲軸的剪應(yīng)力水平低于一定的限值（鋼剪應(yīng)力允許最大為 58.5MPsj）,同時(shí)復(fù)合應(yīng)力也滿足材料的疲勞強(qiáng)度的要求轉(zhuǎn)換而來(lái)的。b）曲軸的前后端及慣性環(huán)（作為皮帶主動(dòng)輪）在轉(zhuǎn)速大于 1000r?min-1時(shí)，速度不均勻性所允許值小于 0.1 o其參數(shù)是基于NVH 上考慮的。G）橡膠減振器輪轂和慣性環(huán)相對(duì)角位移小于1 ,此要求是基于橡膠最大變形率小于20頰轉(zhuǎn)化后的參數(shù)。7）把計(jì)算結(jié)果與判據(jù)進(jìn)行比較，不能滿足時(shí)，根據(jù)下面的特征

9、關(guān)系 進(jìn)行調(diào)整，同時(shí)進(jìn)行優(yōu)化。下面列出相關(guān)參數(shù)計(jì)算結(jié)果見圖3、圖4。從上述分析結(jié)果：此減振器第四主諧次曲軸前端扭轉(zhuǎn)振動(dòng)角位移小于 0.14。慣性環(huán)（作為皮帶主動(dòng)輪）在大于 1000r?min-1時(shí)轉(zhuǎn)速不均勻性, 允許值小于0.1 ,但接近0.1,前后端速度不均勻性最大為 0.06 ;橡膠減振器輪轂和慣性環(huán)相對(duì)角位移 0.65 結(jié)合此減振器的功能，其慣性環(huán)作為主動(dòng)皮帶輪，其速度不均勻性在 此發(fā)動(dòng)機(jī)常用轉(zhuǎn)速下偏大，且接近限制值。這樣皮帶輪系的激勵(lì)力的幅值 較大，可能會(huì)產(chǎn)生較大的噪聲，為此提出雙級(jí)減振器方案?；窘Y(jié)構(gòu)形式 見圖5。其計(jì)算過(guò)程中，僅并聯(lián)一個(gè)減振器參數(shù)即可。因?yàn)榈诙?jí)減振器 的剛度相對(duì)于

10、第一級(jí)而言很小，其前后端扭轉(zhuǎn)振動(dòng)角位移幾乎沒(méi)有變化。 僅考慮第二級(jí)減振器的慣性環(huán)作為皮帶主動(dòng)輪，其速度不均勻性以及二級(jí) 的輪轂和慣性環(huán)相對(duì)角位移滿足合理要求（見圖6）。當(dāng)然同時(shí)不能惡化作為單級(jí)的基本性能要求。計(jì)算結(jié)果見圖7、圖8從上述分析結(jié)果可知，第二級(jí)減振器慣性環(huán)的速度不均勻性在常用速 度下為0.001 o雙級(jí)橡膠減振器輪轂和慣性環(huán)相對(duì)角位移最大分別為 0.65和0.6 o雙級(jí)減振器的優(yōu)點(diǎn)與功能非常明顯，但同時(shí)帶來(lái)成本的 增加。在實(shí)際工程應(yīng)用中需要權(quán)衡性能與成本并作取舍。2.2硅油減振器隨著發(fā)動(dòng)機(jī)功率的提升，橡膠減振器在使用過(guò)程中，其可靠性、耐久 性、及熱態(tài)性能難以滿足要求。同時(shí)還會(huì)出現(xiàn)減振

11、器輪轂相對(duì)于慣性環(huán)沿 軸向出現(xiàn)相對(duì)大的位移。而硅油減振器能滿足此要求。設(shè)計(jì)開發(fā)過(guò)程與橡膠減振器相同，確定最佳轉(zhuǎn)動(dòng)慣量大小、剛度與阻 尼。不同于橡膠減振器之處：對(duì)發(fā)熱的計(jì)算作為結(jié)果判據(jù)。以一款6缸6.8L柴油機(jī)為例，在外部結(jié)構(gòu)邊界條件確定的下，初步 確定慣性環(huán)內(nèi)、外徑大小及厚度，同時(shí)確定間隙。在此基礎(chǔ)上進(jìn)行多體動(dòng) 力學(xué)計(jì)算分析。對(duì)減振器設(shè)計(jì)提出要求：曲軸前端的扭轉(zhuǎn)角度位移在任何 諧次下最大的扭轉(zhuǎn)角度小于0.2。同時(shí)熱態(tài)溫度與環(huán)境溫度差小于 30C （此要求轉(zhuǎn)化為時(shí)間最大發(fā)熱量/散熱面積小于某特定值）。減振器發(fā)熱 功率見圖9。根據(jù)相關(guān)的設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)：?jiǎn)挝粫r(shí)間最大發(fā)熱量/散熱面積v6500W/m2,而此發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)為 11311.71W/mZ顯然不能滿足要求，為此增加散熱片。 通過(guò)增加散熱片來(lái)降低此參數(shù)達(dá)到使用要求，而此散熱結(jié)構(gòu)也的確是現(xiàn)生 產(chǎn)的結(jié)構(gòu)。3計(jì)算與實(shí)測(cè)結(jié)果的對(duì)比用自編設(shè)計(jì)軟件，對(duì)兩類減振器的開發(fā)過(guò)程和基本判據(jù)進(jìn)行說(shuō)明。由 于上述所陳述的判據(jù)參數(shù)中，只有曲軸的前端的振動(dòng)角位移是可以直接測(cè) 量的。為了證實(shí)上述開發(fā)過(guò)程描述的可行性和模擬結(jié)果可靠性，現(xiàn)對(duì)某款 商用車11L發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行分析，并把分析結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比。從分析結(jié)果看（見圖10、圖11）,分析計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果非常吻 合。4結(jié)論1）使用自編扭振分析設(shè)計(jì)軟件能綜合考慮關(guān)鍵參數(shù)，同時(shí)模