第四章轴系扭振与噪声课件.ppt

1、2022-12-28内燃机设计1第四章第四章 曲轴系统扭振与噪声曲轴系统扭振与噪声 第一节 轴系扭转振动概述 第二节 轴系固有振动频率 第三节 临界转速 第四节 扭振减振器 第五节 内燃机的运转噪声及其降低2022-12-28内燃机设计2第一节第一节 轴系扭转振动概述轴系扭转振动概述每个曲拐上都作用着大小、方向都周期性变化每个曲拐上都作用着大小、方向都周期性变化的的切向力（切向力（Ft）和和径向力（径向力（Fn）。因此，曲轴。因此，曲轴产生周期变化的扭转和弯曲变形。于是，曲轴产生周期变化的扭转和弯曲变形。于是，曲轴会产生振动。其中使曲轴轴系各个轴段互相扭会产生振动。其中使曲轴轴系各个轴段互相扭

2、转的振动称为扭转振动。曲轴也存在弯曲振动。转的振动称为扭转振动。曲轴也存在弯曲振动。但由于曲轴大都为全支承，跨度小，弯曲刚度但由于曲轴大都为全支承，跨度小，弯曲刚度大，弯曲振动的固有频率很高，在工作转速范大，弯曲振动的固有频率很高，在工作转速范围内一般不会产生共振。围内一般不会产生共振。扭转振动则不同，曲轴很长，展开长度更长，扭转振动则不同，曲轴很长，展开长度更长，扭转刚度较小，转动惯量又较大，所以扭振频扭转刚度较小，转动惯量又较大，所以扭振频率较低，在工作转速范围内易发生强烈共振。率较低，在工作转速范围内易发生强烈共振。2022-12-28内燃机设计3概述概述 外转矩停止作用后系统的扭转振动

3、，称为固有扭振固有扭振或自由扭振自由扭振。固有扭振频率称为固有频率固有频率。各元件振幅的相对比值称为振形振形，它们取决于扭振系统各元件的质量和弹性及其在系统中的分布。强迫扭振频率与固有频率相同时，扭振振幅剧增，这种状态称为共振共振。发生共振的曲轴转速称为临界转速临界转速。由于曲轴有多个扭振自由度，因而有相应多个固有频率。另外，轴系的激振转矩可分解出无限多个激振频率，所以临界转速有很多个。但只有引起强烈共振的主临界转速值得考虑。目前，固有振动可精确计算，但强迫扭振还难于计算。扭振减振的设计主要依靠试验方法。2022-12-28内燃机设计4第二节第二节 轴系固有扭振频率轴系固有扭振频率1、计算模型

4、工程中常用由圆盘和直轴组成的有限自由度系统作为曲轴轴系扭转振动的计算模型。这种方法计算方便且足够精确，如六缸直列机可简化为8自由度计算模型。2022-12-28内燃机设计52、三自由度固有频率计算结果、三自由度固有频率计算结果 通过求解可解出两个固有频率eI、eII，对应有第一主振形和第二主振形。第一主振形上有一个始终不振动的点（节点），又称为一节点振形。第二主振形上有二个始终不振动的点(节点)，又称为二节点振形。2022-12-28内燃机设计6三自由度固有频率计算结果三自由度固有频率计算结果 三自由度轴系为上述两个主振形的合成。振动周期分别为：TI=2/eI TII=2/eII 每分钟固有振

5、动数（min-1）分别为：neI=60/TI9.55eI neII=9.55eII2022-12-28内燃机设计7第三节第三节 临界转速临界转速 对于四冲程机，作用在每一曲拐上的单拐转矩T是曲轴转角的周期函数，且可以展开为由频率递增而幅值一般递减的一系列简谐量构成的无穷收敛级数（傅立叶级数）：)sin(5.05.0kkakmkkmtkTTTTT式中，Tm为单拐平均转矩；Tk为k阶激发转矩；为k阶转矩幅值；k为k阶转矩初相角；k=0.5,1,1.5,2,2.5为简谐转矩阶数。理论上临界转速有无限多个：nkm=nem/k。式中，nkm为由k阶激振转矩引起轴系第m主振形共振的临界转速；nem为轴系第

6、m主振形固有振动数。akT2022-12-28内燃机设计8临界转速（续）临界转速（续）但是所有临界转速中，只有少数几个具有实际意义。首先，只在内燃机工作转速范围内的临界转速才是需要研究的；其次，因为激振转矩k阶谐量幅值随阶数k的增大而减小，所以高阶谐量引起的共振是不太危险的。对于常用的高速内燃机来说，有实际意义的只是第一主振形，只有少数情况下要研究第二主振形。即：nkI=neI/k nkII=neII/k2022-12-28内燃机设计9临界转速（续）临界转速（续）应该考虑到，说明共振危险程度，决定于作用在各曲拐上的激振转矩对轴系所做之功。K阶激振扭矩激发扭振所作的功为：dTdTWikiakik

7、T)cos()sin(2020如相位差k-i=900,则达最大值；如k-i=0，则功为零。2022-12-28内燃机设计10临界转速（续）临界转速（续）虽然不同扭振系统具体振形各不相同，但一般来说可以断定：由内燃机每一转发火数的整倍数或半整倍数阶激振转矩引起的共振是最危险的，称为主共振或强共振。对应的临界转速称为主（强）临界转速：)/2(,iznnez)/2)(5.0(,iznnezz=1,2,3,2022-12-28内燃机设计11第四节第四节 扭振减振器扭振减振器 在内燃机工作转速范围内，如果出现主或强临界转速，则一般要用扭振仪测量曲轴共振振幅。如果共振振幅过大（或扭振附加应力过大，或附加噪

8、声过大），则要采取措施消减扭振。对于内燃机的扭振，理论上可以考虑提高轴系扭振固有频率，避开某些危险共振，但一般来说比较困难，且潜力有限。实用上比较方便的办法是增大振动系统的阻尼，抑制其振动振幅。在变工况高速内燃机中应用最广的是阻尼减振器，如硅油减振器、橡胶减振器和硅油橡胶复合减振器等。它们的结构如图925，减振效果如图926。2022-12-28内燃机设计12扭振减振器（续）扭振减振器（续）1、硅油减振器：构造简单，但尺寸质量较大。2、橡胶减振器：比较轻巧，但橡胶力学性能不易控制。3、硅油橡胶复合减振器：综合前二者的优点。2022-12-28内燃机设计13第五节第五节 内燃机的运转噪声及其降低

9、内燃机的运转噪声及其降低一、概述概述内燃机运转噪声可分为三部分：内燃机运转噪声可分为三部分：内燃机整体在支承上的振动引起的噪声内燃机整体在支承上的振动引起的噪声 进、排气系统的气体动力噪声进、排气系统的气体动力噪声 内燃机本身的机械噪声内燃机本身的机械噪声内燃机本身产生的机械噪声是问题的焦内燃机本身产生的机械噪声是问题的焦点。内燃机的噪声生成系统由产生激振力点。内燃机的噪声生成系统由产生激振力的噪声源、传递激振力的机械结构和声辐的噪声源、传递激振力的机械结构和声辐射表面等构成。射表面等构成。2022-12-28内燃机设计14二、噪声源分析二、噪声源分析1、燃烧、燃烧减小迟燃期优化喷油规律采用增

10、压技术2、活塞拍击、活塞拍击减小活塞组质量减小活塞与气缸的配合间隙偏置活塞销2022-12-28内燃机设计15噪声源分析（续）噪声源分析（续）3、气门凸轮机构、气门凸轮机构采用多气门结构采用顶置凸轮轴合理设计凸轮外形采用液压间隙调整器4、其它噪声源、其它噪声源定时齿轮设计采用高效扭振减振器采用自动控制转速的风扇等等2022-12-28内燃机设计16三、隔声降噪三、隔声降噪1、附属件的频率响应极值不应与机体的响应极值重合2、机体采用对称结构3、气缸盖螺栓与主轴承螺栓在一条直线上，让整个机体与气缸盖始终处于受压状态2022-12-28内燃机设计17隔声降噪（续）隔声降噪（续）4、在机体下端加装一个下机座，或加一个梯子形的加强板 5、保证气缸工作表面变形最小（气缸、活塞间隙为最小）2022-12-28内燃机设计18隔声降噪（续）隔声降噪（续）6、尽量采用双层结构机体 7、壳体零件（油底壳、齿轮室盖和气缸盖罩等）可采用悬浮连接。2022-12-28内燃机设计19图图9252022-12-28内燃机设计20图图 926