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1、精选学习资料 - - - - - - - - - 内燃机扭振分析：建模和试验验证摘要：本文报道的争论内燃机曲轴扭振现象,状态方程稳态通过过渡状态矩阵和卷积积分解决；这种制定通过 MWM 国际 Motores 适用于 sixcylinder 模型模型柴油发动机制造；分析认为橡胶和粘带阻尼器装配曲轴前端；扭转振动分析指示每个曲轴节的动态加载,这些负载可应用有限元模型的边界条件猜测的安全系数组件和比较系统的行为与橡胶和粘滞阻尼器选项；这种争论突出了曲轴结构尺寸的扭转振动分析的重要性；值相比试验验证提出的数学模型；关键词：扭振,内燃机,粘滞阻尼器,橡胶减震器1 介绍扭转振动幅度的结果与实测曲轴是受到定
2、期的动态载荷产生振动和强调,必需量化确保组件的结构完整性；今日, 由于技术, 商业和环保要求, 内燃机发动机运作必需要气缸压力高并且优化组件来保证最正确性能；现代运算方法可以精确确定应力水平,在曲轴的关键地区,以及疲惫强度评判；因此,可以考虑设计余量确保有足够的牢靠性,以防止结构性故障过大的组件；这项争论开头没有考虑分析扭振减震器TVD 调整和校准发动机内部阻尼和检查系统的自然频率； 其次步的争论涉及了橡胶减震器,其功率耗散才能被检查为了结构完整性；最后,考虑在系统中的粘滞阻尼器进行了运算；完整的扭转振动分析TVA,包括在曲轴前端终止振幅运算,在驱动动态扭矩后方和前方连接,阻尼器的功率耗散,和
3、橡胶剪切应力,将执行上述情形；由于定期性的驱动扭矩曲轴扭转振动会显现在内燃机上,基本上,TVA 通过列出一个数学模型来表示动态系统特点来执行,如惯性, 扭转刚度, 和阻尼； 然后考虑气体负荷和惯性力运动部件和傅里叶级数扭矩运算励磁转矩；谐波从而能应用到相应的曲柄销中,考虑发动机点火时间；图1 7.2 升柴油发动机图 2 TVA 曲轴系统2 文献回忆有些系统在特定的发动机转速能供应过渡扭转振动；Draminsky 1 是第一个争论这一现象的争论人员； Hestermann and Stone 2 得出结论是由于可变惯性曲柄机构的特点导致发动机转速显现突变角位移在过去,内燃机ICE swere 可
4、变惯性的影响认为可以忽视不计,并没有运算在内；最近,这些二次效应的验证和检查,发觉是由于曲轴的结构失败；Pasricha3 包括这些对Draminsky 早期的争论的影响并得出结论认为,在某些情形下,这些次要力气的相互作用对曲轴是特别危急的；名师归纳总结 如约翰斯顿和Shsto 其他争论人员 4开发和应用的技术来猜测在内燃机的行为扭转振动第 1 页,共 10 页- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 瞬态和稳态响应模式叠加方法；这一分析结果同一个数字模型验证试验值相比； Brusa 等争论 5 争论了考虑到在曲轴角位置惯性的变化和 axialflexural
5、 耦合振动的功能介绍；这考虑大幅增加了要解决的方程数目和运算成本,但最终结果是更多精确的情形下,在他们的文章；宋等 6 分析扭耦合效应在曲轴轴向振动,得出的结论是当自然轴向和扭转频率都是公平时较大位移的显现,或当前者大于后者 2 倍；最初内燃机扭转阻尼系数是由争论者估量的 Hartog7andWilson 8. 这些参数是从体会结论获得,并在大多数情形下,是不精确的, 在动态分析系统的响应生成相当大的差异；理论和混合模型来估量阻尼系数由岩本和 Wakabayashi 提出 9 ,考虑阻尼和其他可测量的发动机参数之间的的分析；王和林 10 精确的估量了一个电动马达单缸发动机的肯定阻尼,前两个模态
6、外形系统被考虑并且肯定阻尼系数的显现作为一个获得曲柄角的功能；一个常数在全部发动机转速和在每一个曲轴位置；很多争论人员认为肯定阻尼系数是在争论六缸柴油机扭转振动中,本田和斋藤 11 试图用橡胶扭振减震器防止震惊影响,他们使用过度状态矩阵方法并且发觉橡胶阻尼器的扭转刚度在该系统比发动机的内部阻尼更能发挥作用,甚至超过扭振减震器阻尼；刚度主要取决于橡胶的几何外形和化学成分；励磁转矩被认为是常数并且相等在全部气缸中；在发动机运行寿命中这仅适用新发动机并且气缸内部压力曲线外形差异可以猜测；Maragonis 12 争论了激化负载的变化,通过由于活塞环和衬板磨损的气缸,并报道了一些好玩的结果；3 理论建
7、模曲轴扭转, 轴向和弯曲由于激发定期性质的振动载入中；析,需要等效系统的数学模型的结论；在这项争论中, 只有扭转振动分分析考虑的一种粘滞的扭转减震器装配在曲轴中,另有分析认为双重质量橡胶阻尼器来减少扭转幅度；图 3 说明白模型单质粘滞阻尼器,而图 4 给出了双质量橡胶阻尼器分析模型；3.1 惯性系统的惯性,例如像飞轮,滑轮,曲柄销,能够使用 CAD 软件确定；图3等效模型考虑单质粘稠的 TVD 图4等效模型考虑一个双质量橡胶的扭振减震器图 5 运算惯性几何模型基于图 5 的单曲柄销的惯性运算；名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页,共 10 页精选学习资料 - - - - - -
8、- - - 连杆质量被分为两部分,他们中的一个做纯粹的往复运动,然后另一部分做两点间运动；图 5 表示的在运算曲柄销惯性时考虑活塞旋转质量；连杆组质量包括连杆销,轴承和套管通过下面的方法能被分开；发动机一般有一个齿轮装置传输动力到其他设备上；这一系统惯性在等效模型中要考虑到,例如,等效惯量的设备被齿轮2驱动与一个旋转速度为N2的齿轮 1有关联；1：曲轴齿轮图6考虑连杆质量分布的尺寸图7 齿轮传动的惯性削减可表示为转速 n1例如曲轴齿轮通过齿轮传动来链接曲轴齿轮为了全部组件的激活这种防止措施必需完成；图 7展现的一个例子；3.2 扭转刚度曲轴全部的路段的扭转刚度都可以考虑用有限元模型运算,就是在
9、一种常转矩被应用在考虑一侧的一部分扭角其他条件下这种模型得到固定；扭矩和扭曲角的关系就是在等效模型中考 虑的扭转刚度 Fig. 8 ；3.2.1 橡胶扭转减震器 图9中橡胶扭转减震器的动态刚度就是依据有限元模型确定的；基于此运算,作者实行了橡 胶扭转减震器的动态剪切模量从 1.5MP 到 3.0MPa；依据参考文献 13 14 ；泊松比为 0.49；图8 利用有限元的刚度运算 图9双块橡胶减震器3.2.2 粘性橡胶减震器粘滞阻尼器的扭转刚度依据以下方法确定见参考文献14 PROC；英国机械工程师协会卷；多体动力学JMBD126 英国机械工程协会2022下载；表1是依据文献 14 确定粘滞阻尼器
10、抗扭刚度的因素名师归纳总结 Viscosity 2 ms21E-04 24E-04 105E-04 第 3 页,共 10 页G 01 N2 m B 01K 3630 3821 3511 - - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - A 01a 11K439 501 451 a 01a 11/T;fnn e扭转刚度就是K =G sS并且 Gs =G 01k e1fk2;k 1B 01T;k 2S是清除因子, 从扭振减震器获得,T是硅薄膜肯定平均气温,n是数量号码n 是发动机每秒转速；表 1所示常数；这些参数是在特殊的平台上获得的体会值,同时考虑硅温度的变化和鼓励频率
11、来确定的刚度,在每个频率步骤；图 10给出了一个定性硅扭转刚度的变化示意图；增加温度导致硅刚度下降,图 11显示了粘滞扭转减震器的主要组成部分；3.3 阻尼系数该系统相对阻尼系数,公式运算方程得到,认为rc 可从缺失的角属性度获得,就将被显示出来；损耗角可通过以下w是发动机的角速度；x=tan=c rw5 kt图10 粘滞阻尼减振器扭转刚度变化图11粘滞阻尼减振器具体信息表2四冲程柴油发动机的平均缺失因素TC,涡轮增加发动机 发动机类型损耗因子 D在共振中,损耗因子定义为d=crwn6 k t平均损耗因子依据发动机类型能够运算；表2列出了共同属性的值,见参考文献14 15 其他发动机类型值,重
12、要的是要留意每个振动有不同的缺失因子,造成不同阻尼系数；留意在一个自然频率,w ,考虑扭转刚度,损耗因子等于损耗角,tk ,可以确定相对阻尼系数；肯定阻尼系数要考虑基于活塞环和滑轮组和油膜间的曲柄销惯性位置；可以实行一些做法去确定这些属性试验,在没有扭振减震器的情形下运行发动机和测量扭振振幅和功；运算的振幅应调整已适应实测值,在这特殊情形下,作者确定了2.0NMS/RAD 时的值；名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页,共 10 页精选学习资料 - - - - - - - - - 3.3.1 橡胶扭振减震器确定橡胶扭振减震器的相对阻尼系数,14 ；图12硅阻尼的变化3.3.2 粘性
13、阻尼器 这些参数都是以同样方式获得,如在损耗因数在 0.15范畴到 0.25获得通过, 依据参考文献3.2节和突变硅阻尼作为温度的函数和鼓励频率显示,定性,在图 12,温度越高硅阻尼越低；3.4 激发转矩 转矩,就是驱动的曲柄销用切向力乘以曲柄半径运算；最初,去病运动确定了进一步的动态和加载机制运算；这里介绍的方法在参考文献 和负载；图13,运动学和运动力学尺寸分析1617 ；图 13依据曲柄机构表示主要尺寸只有切向力时,tF 是为 TVA运算的,其他载荷,例如径向力,rF 是特别重要的在曲轴结构分析中,但那些运算是工作范畴外的运算；在燃气负荷和系统惯性力基础上运算切向力；气体负荷能通过方程F
14、gd2 pp8 获得,d 是活塞直径, p是气缸压力；4切向气体负荷的运算方法为F tgFgsin；sinsin9cos摇摆的惯性力可如下确定,通过文献 系,考虑关系 小值；16 它可能是不用考虑比不影响结果的其次个高的关名师归纳总结 F iam arw2coscos23cos495cos6；r 10第 5 页,共 10 页4128L同样,切向惯性力表达式是FtaF iasin11 m ab,r是曲柄半径,cosm 是震荡集中完整的活塞质量m 加上连杆振荡质量- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 图14曲柄销在 2000到2550rmin的切向力W是发动机
15、角速度,L是连杆长度,tg是曲轴转角,因此,由此产生的切向力,FtFFta12为了表达, 图14表达了切向变化的曲轴转角在发动机是2000转到 2550转每分钟时, 留意高速发动机惯性力的影响；最终鼓励力矩可以通过所产生切向力乘以曲轴半径简洁的判定；MtF tr133.5 系统的动态特性该系统的差分方程,代表机械振动的动态特性,可以依据下面的程序概述,关于这一问题的更具体的信息可以参考文献1820 ；14.tMtCtKttTt系统的自由度数和惯性数是相当的,考虑等效系统图 虑集总模型他们是块状矩阵；惯性矩： M=diagIj; j=1111 4,矩阵方程 14有以下表达式,由于考震荡主体被惯性
16、量所取代,必需具有活塞运动相同的动能,一个一般惯性量用来运算,在一个曲轴的改良中； 方程 15量化的这种惯性, 只有在曲柄销位置引入矩阵,相对阻尼矩阵描述的耦合在第一行和列之间的橡胶扭振减震器矩阵和曲轴间,所代表的从索引 4至10条款,双质量橡胶扭振减震器配置修改的第一条款矩阵,如下：肯定阻尼矩阵, 其系数被确定为在上一节中的说明,阵的总和C=Ca+Cr 16 因此, 总的阻尼矩阵可通过以前的矩名师归纳总结 由于惯性之间的刚性,扭转刚度矩阵类似的相对阻尼矩阵；如前所述, 激发扭矩驱动是依据第 6 页,共 10 页- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 曲轴的
17、曲轴转角,发动机的转速和负载；图15曲轴顺势转矩 2200转每分3.6 状态方程的解曲轴的动态行为可表示通过该系统的一阶差分状态方程,.tAxtb t;.x. t 18可以通过基本矩阵得到,或者过度矩x t定期的激发振动非线形系统的响应代表其状态方程,阵和卷积积分；xttx01ttb 0d24ttb neinwb neinwtd2020n10其中 teAt知道两个扭转振动振幅的连续惯性,驱动的动态转矩可以按以下公式运算Tj1jj1ktj1j1 1 1123需要留意的是傅里叶常数要加入到扭转振动的运算；矩阵,考虑汽缸数和提前惯性,例如傅里叶常数必需加6次在运算飞轮和第六缸转矩时；从TVA,可以运
18、算消散的扭转减震器的能量,减震器热负荷又Qjtcrj.j.32dtj=1,2 240Q 1tcr 1122dt250橡胶阻尼器答应耗散的功率可以依据以下运算方法,平均对流换热系数依据参考外部的面孔可以运算阻尼器的h c 7 . 56 Dn e 0 . 826 D是对流换热系数装置直径,en 是发动机转速；应用此热60负荷有限元模型和考虑橡胶阻尼导热,可以确定阻尼器消散的最大能量,带入 120度；热分析认为热量在橡胶阻尼环产生 582000热量,在一环路和二环产生 1500000的热量；我们分析说明,每个组你换答应的负载为250W,图16显示的是热边界条件和转移分析结果；名师归纳总结 在粘性的扭
19、振减震器中,依据岩本方程可以运算答应消散在W的能量第 7 页,共 10 页- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 图16轴对实体单元有限元热分析的结果 4 结果与争论图17主要强调橡胶扭转减震器本节介绍所分析的输入数据和系统和扭转振动的结果用 MATLAB 软件运算全部的分析认为测量燃烧压力曲线可以确定在系统的激发扭矩,图18和图 19分别说明白气缸压力变化和在曲轴转角变化和肯定发动机转速峰值时,定性来说在全部发动机转速的燃烧压力曲线是相像的的, 图20给出的是扭振运算理论结果,考虑没有组装曲轴扭转振动减震器；比较运算和测量图21的振幅来调整发动机的实际肯定
20、阻尼系数；全部数字只显示了一个6缸发动机的主要振动,但是运算均考虑全部振动；图182200转每分气缸压力曲线图20运算没有扭转减震器的曲轴皮带轮扭转振动振幅图19 发动机转速峰值气缸压力图 21测没有扭转减震器的曲轴皮带轮轮扭转振幅这种比较也应用于其分析图 25与以前的数字显示比较,测量和运算振幅几乎相同值和外形；他系统, 说明通过假设开发方法在这里是有效的,图26和27显示在第一个和其次个橡胶阻尼环所产生的能量； 两种振动模型的影响,特殊明显在第三和第六上在几乎全部相同的发动机转速上, 产生了特别高的扭转减震器的负载；阻尼环剪应力和最大的橡胶变形运算显示在图28和 29,比较答应的最高值,可
21、以知道,这种类型的减震器是不适合分析发动机的；名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页,共 10 页精选学习资料 - - - - - - - - - 图 22 图23 依据噪音水平和结构的完整性设计标准,建议的最大振动振幅,每个订单在曲轴前端应当直列6缸机都应是 0.20到0.25范畴,考虑双块橡胶阻尼器这里的结果,和第六个模型有 0.30度振幅超过；一个可以看到第三个模型图24装有橡胶扭振减震器的曲轴皮带轮的 图25测量装有橡胶扭转减震器的曲轴振幅幅度 皮带轮的振幅图26橡胶阻尼器的负载一环图27橡胶阻尼器负载二环图28橡胶剪切应力一环图29橡胶剪切应力二环图30由于超载第一个扭振
22、减震器结构失效在第一环扭振减震器消耗功率接近1100W其次环为 325W,对于这种类型的组件,答应连续阻尼负荷约为 250W ,剪应力和最大橡胶变形如上述建议限制；名师归纳总结 因此, 在内燃机问题中不建议用橡胶扭转减震器,只有粘性阻尼器使用于上述条款的应用第 9 页,共 10 页- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 设计标准； 图30显示的是测试处在发动机关键转速2100转每分橡胶阻尼器结构失效；附录 2显示的是 TVA 的额外结果；5 结论所取得的成果和比较分析与实测结果得出的结论,TVA 的坚决方法提出 类似的结果,通过假设确定的等效模型,因此是有效
23、的； 这种技术可以为新的结论设计参数,优化缩短开发时间和更少测试部分,从而供应有吸引力的技术和商业建议；这种运算方法可以用于很多种内燃机啊从火花点火柴油机懂啊V型机, 2冲程到 4冲程发动机,考虑正确的点火时间和次序；然而,对于大排量发动机,其他影响如曲轴轴向振动二环大的震荡部分在运算中是不能无视的；TVA的软件是特地开发在 MATLAB 中,被应用在新设计的扭振减震器中,考虑硬件技术, 设 计的费用,在组件的耐用性验证中,排除车辆测功机测试；减震器被认为是硬件的 HIL 技术模式,并且这种技术在作者看来是会进一步探究的；在列入轴向和弯曲振动在提出模型中可以看做下一步在争论中,考虑到一些特殊情
24、形,轴向振动在系统中是不行无视的；参考书目安德森,RJ徐,估算新方法, 发动机曲轴的扭转振动振幅,车辆行驶, 德,1988年9月2 252-216 Ashrafiuon,H 和惠特曼,往复机械扭振分析,1996年 485-490 Nestorides,EJ1扭转振动手册,1958年,剑桥争论试验高校出版社,剑桥高校；曲轴扭振和阻尼模拟,1986年第 1-22页；Drexl ,HJ扭转减震器和替代系统削减传动系统振动,霍普金斯,农用拖拉机扭转振动,SAE1968年；SAE技术文件 1987年, 1-11页；名师归纳总结 雅各布森, SB耦合轴向和扭转振动运算,1991,405-419. 第 10 页,共 10 页郑,扭转振动之间的元朗相关平移振动,机械,2002年, 671-694. 梅里莱,扭转振动的方法和验证分析内燃机,2007年,第 1-6页；- - - - - - -