车用发动机扭转振动的分析与控制

1、车用发动机扭转振动的分析与控制摘要：基于扭转振动的基本原理，对发动机两种类型的扭转振动减振 器的设计计算做深入的陈述。结合两款有针对性的发动机，对所要计算的 基本参数及该参数所要限定的范围作了具体说明。最后用本公司自主开发 的发动机扭振分析软件对一款发动机进行模拟计算，并与试验测量结果进 行对比分析，并证明计算的结果是准确可靠的。关键词：柴油机；汽油机；曲轴；多体动力学；仿真TorsionalVibrationAnalysisAndControlforEngineonVehicleZHANGFangWANGBi-fan LIXian-daiKeywords： dieselengine ; ga

2、sengine; crankshaft ; multibodydynamic; simulation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，轴系中的应力变化取决于载荷或其受力情况。但在 19世纪末，在 工业发达国家内燃机的广泛应用后，由于在动力交通运输部门中所用的内 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 系作为刚体处理是不合适的，必须作为弹性体进行研究。所以对于扭转振 动的研究也逐渐深入。曲轴扭转振动的主要危

3、害：在曲轴上产生附加扭转应力；引起齿轮敲 击产生疲劳与磨损；冲击配气系统；影响整机的振动与噪声。所以对车用 发动机而言，对扭转振动的分析就很重要。本文主要从原理、减振器匹配所需计算的基本参数及其判据来进行探 索。1基本理论激振力矩的分析内燃机的激振主要包括内燃机工作时气缸内气体压力变化，以及曲柄 连杆机构的重力和惯性力所产生的激振力矩。此激振力矩是一个比较复杂 的周期性函数，但是振动现象的本质，实际上都是由简谐性的振动所组成。 为了要区别地研究各种简谐次数下的振动规律，既要研究在各种不同谐次 的简谐激振力矩作用下的振动现象，又需要对由比较复杂的周期性函数所 组成的激振力矩进行简谐分析。当周期性

4、的激振力矩是一个具有一定规律 性(见图1)的已知函数时，可以直接用数学解析法进行傅里叶变换。T=a0+ansin (n+n) =a0+aksin (k+n)式中：l为激励的频率；k为激励的阶次，k取0.5、1、1.5、2、2.5、 3、3.5 当量模型轴系的扭转振动当量模型(集中质量一弹簧一阻尼)见图 2。图2曲轴系统的集中一弹簧一阻尼当量模型图中：i为转动惯量；c为两惯量间结构扭转刚度；kai为发动机气 缸当量阻尼；kii为金属材料的阻尼。对轴系当量简化过程中有转动惯量 与扭转刚度的假定。多质量系统的强制扭转振动方程的求解自由振动的动力学方程为(不考虑阻尼)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用矩阵表示为：(K-2nI ) A=0式中：K为刚度矩阵；I为转动惯量矩阵；A为各集中质量的振幅矢 量；n为各阶自振频率，等于K关于I的广义特征值。根据求得的自振频 率，利用霍尔咨法直接计算各质量的相对振幅。考虑到阻尼，强制振动的动力学方程表示为：(K-2nI) +inC) A=T式中:C为阻尼矩阵，T为集中质量所受到的扭矩向量。参照系统矩阵法的原理，基于曲

6、轴当量模型动力学方程的线性特性， 对曲轴所受激励进行傅利叶变换，分别确定曲轴对每一阶次激励的响应， 求解过程中将轴系强制振动的动力学方程转换到复数域内，得到一组复数 线性方程，结合相关的矩阵原理得到轴系强制振动的解。2扭转振动计算基本要求和减振器设计过程2.1橡胶减振器针对一款4缸2.3L汽油机橡胶减振器的开发过程，对轴系的扭振分 析和减振器的计算过程进行说明。1）对曲轴系统进行集中质量一刚度一阻尼的当量模型简化。对于曲 轴的质量与惯量可以直接由3D软件得到，而曲轴系的刚度，可以直接用 有限元软件进行计算得到，也可以用经典的公式进行计算。此过程没有包 括减振器。2）对自由状态的微分方程进行求解

7、，得到自由状态振动相关参数， 为下面计算做准备。4）由最佳定调比和空间布置，初步确定惯性环的惯量。最佳定调比op=,定调比=,其中=,Wd= Wg=其中，Id为减振器转 动惯量；Ig为轴系的等效转动惯量；Kd为减振器的刚度；Kg为轴系的等 效刚度。一般情况下，橡胶减振器不可能同时取得最佳定调比和最佳阻尼， 通常情况橡胶减振器的阻尼值小于最佳阻尼，定调比高于最佳定调比。根 据初步确定的橡胶减振器的刚度与惯性环的惯量，阻尼一般用相对阻尼（取值范围11.3）。5）利用上述基本原理进行轴系多体动力学分析，求解受迫状态的微 分方程。同时提出几个主要参数：主谐次与次主谐次曲轴前端扭转振动角位移。曲轴前端、

8、飞轮、及惯性环的速度不均匀性。橡胶减振器轮毂和惯性环相对角位移。6）对橡胶减振器提出的主要参数，确定其限制值a）任何主谐次与次主谐次，曲轴前端扭转振动角位移应小于0.2此参数是根据曲轴的剪应力水平低于一定的限值（钢剪应力允许最大为 58.5MPsj）,同时复合应力也满足材料的疲劳强度的要求转换而来的。b）曲轴的前后端及惯性环（作为皮带主动轮）在转速大于 1000r?min-1时，速度不均匀性所允许值小于 0.1 o其参数是基于NVH 上考虑的。G）橡胶减振器轮毂和惯性环相对角位移小于1 ,此要求是基于橡胶最大变形率小于20颊转化后的参数。7）把计算结果与判据进行比较，不能满足时，根据下面的特征

9、关系 进行调整，同时进行优化。下面列出相关参数计算结果见图3、图4。从上述分析结果：此减振器第四主谐次曲轴前端扭转振动角位移小于 0.14。惯性环（作为皮带主动轮）在大于 1000r?min-1时转速不均匀性, 允许值小于0.1 ,但接近0.1,前后端速度不均匀性最大为 0.06 ;橡胶减振器轮毂和惯性环相对角位移 0.65 结合此减振器的功能，其惯性环作为主动皮带轮，其速度不均匀性在 此发动机常用转速下偏大，且接近限制值。这样皮带轮系的激励力的幅值 较大，可能会产生较大的噪声，为此提出双级减振器方案。基本结构形式 见图5。其计算过程中，仅并联一个减振器参数即可。因为第二级减振器 的刚度相对于

10、第一级而言很小，其前后端扭转振动角位移几乎没有变化。 仅考虑第二级减振器的惯性环作为皮带主动轮，其速度不均匀性以及二级 的轮毂和惯性环相对角位移满足合理要求（见图6）。当然同时不能恶化作为单级的基本性能要求。计算结果见图7、图8从上述分析结果可知，第二级减振器惯性环的速度不均匀性在常用速 度下为0.001 o双级橡胶减振器轮毂和惯性环相对角位移最大分别为 0.65和0.6 o双级减振器的优点与功能非常明显，但同时带来成本的 增加。在实际工程应用中需要权衡性能与成本并作取舍。2.2硅油减振器随着发动机功率的提升，橡胶减振器在使用过程中，其可靠性、耐久 性、及热态性能难以满足要求。同时还会出现减振

11、器轮毂相对于惯性环沿 轴向出现相对大的位移。而硅油减振器能满足此要求。设计开发过程与橡胶减振器相同，确定最佳转动惯量大小、刚度与阻 尼。不同于橡胶减振器之处：对发热的计算作为结果判据。以一款6缸6.8L柴油机为例，在外部结构边界条件确定的下，初步 确定惯性环内、外径大小及厚度，同时确定间隙。在此基础上进行多体动 力学计算分析。对减振器设计提出要求：曲轴前端的扭转角度位移在任何 谐次下最大的扭转角度小于0.2。同时热态温度与环境温度差小于 30C （此要求转化为时间最大发热量/散热面积小于某特定值）。减振器发热 功率见图9。根据相关的设计标准：单位时间最大发热量/散热面积v6500W/m2,而此发动机参数为 11311.71W/mZ显然不能满足要求，为此增加散热片。 通过增加散热片来降低此参数达到使用要求，而此散热结构也的确是现生 产的结构。3计算与实测结果的对比用自编设计软件，对两类减振器的开发过程和基本判据进行说明。由 于上述所陈述的判据参数中，只有曲轴的前端的振动角位移是可以直接测 量的。为了证实上述开发过程描述的可行性和模拟结果可靠性，现对某款 商用车11L发动机进行分析，并把分析结果与试验结果对比。从分析结果看（见图10、图11）,分析计算结果与试验结果非常吻 合。4结论1）使用自编扭振分析设计软件能综合考虑关键参数，同时模