3发动机的振动分析与控制

1主讲：胡爱军汽车振动与噪声控制2第3章发动机的振动分析与控制3.1发动机的振动激励源分析3.2发动机隔振技术3.3发动机气门振动33.1发动机的振动激励源分析发动机工作中产生的不平衡惯性力和力矩是引起汽车振动的主要激励源之一。发动机悬置系统是汽车振动系统重要的子系统，适当选择发动机支承参数，不仅可使整车振动及噪声水平明显下降，而且能防止发动机机件过早损坏，提高车上各零部件的疲劳寿命。3.1.1单缸发动机的激励源43.1发动机的振动激励源分析3.1.1单缸发动机的激励源1.惯性力激励源讨论发动机振动时，常在保证重心位置和总质量不变的条件下，把整套曲柄连杆的质量用集中在曲柄销与活塞销上的两个质量来代替。21rPmr集中在曲柄销的质量等速圆周运动的离心惯性力为：为曲轴的角速度。集中在活塞销的质量作上下往复运动：coscosxOCOAOBAB1coscos(coscos)rlr/rl为曲柄半径与连杆长度之比。53.1发动机的振动激励源分析3.1.1单缸发动机的激励源1.惯性力激励源根据△ABC和△OAB的几何关系，得：coscosxOCOAOBAB1coscos(coscos)rlr2(1)(coscos2)44xlr2(1)(coscos2)44lrtt活塞位移的近似公式。(sinsin2)2xrtt2(coscos2)xrtt活塞速度公式。活塞加速度公式。集中在活塞销上质量的往复惯性力：222(coscos2)jPmxmrtt63.1发动机的振动激励源分析3.1.1单缸发动机的激励源1.惯性力激励源集中在活塞销上质量的往复惯性力：222(coscos2)jPmxmrtt2222coscos2mrtmrt单缸发动机中往复运动部分的惯性力由两部分组成：(1)幅值为，变化频率等于曲轴角速度即；曲轴每转一转，它变化一次，称为一次惯性力。22mr(2)幅值为，变化频率等于2倍的曲轴角速度即；曲轴每转一转，它变化二次，称为二次惯性力。22mr273.1发动机的振动激励源分析3.1.1单缸发动机的激励源2.单缸发动机的总激励源当发动机工作时，作用在曲柄连杆机构上的主动力是：0xFcosgjtPPP为活塞顶面上气体的爆发压力；为活塞直径。gpD活塞的受力平衡方程：cos()0tgjPPP0yFsin0tnPP可解出连杆的轴向力和活塞的侧向压力：tPnP()tanngjPPP83.1发动机的振动激励源分析3.1.1单缸发动机的激励源2.单缸发动机的总激励源迫使曲轴旋转的主动力矩为：sin()ttMPhPr主sin()sin()coscosgjpjPrPrMM由上式可知，气体压力和往复惯性力对曲轴产生周期性转矩，变动幅值较大，激起曲轴系统的扭转振动。活塞作用在缸体上的侧向压力为：，这产生一反力矩，使发动机缸体绕曲轴轴线作反向转动。'nnPP'[()tan](coscos)ngjMPOAPPrl反M主93.1发动机的振动激励源分析3.1.1单缸发动机的激励源2.单缸发动机的总激励源曲轴的受力平衡方程：0xFcoscos0xtrNPP0yFsinsin0ytrNPP解出支承的反作用力：cosxgjrNPPPtantansinygjrNPPP曲轴作用在轴承上的铅垂力，由三部分组成：'xxNN气体压力与作用在发动机气缸顶部的气体压力互相平衡，只能使气缸受到拉伸或压缩，不会引起汽车振动；往复惯性力和惯性离心力的铅垂分量会传到车架上，引起整车的铅垂振动。gP'gPjPrP103.1发动机的振动激励源分析3.1.1单缸发动机的激励源2.单缸发动机的总激励源曲轴作用在轴承上的水平力，由三部分组成：'yyNN气体压力和往复惯性力部分与活塞对缸壁的压力构成一反转力偶，该反转力矩通过发动机支承点传到车架上，使整车产生横向摆动；旋转质量的惯性离心力的水平分量传到车架上，引起整车水平振动。tantangjPP'nPtantansinygjrNPPP113.1发动机的振动激励源分析3.1.2多缸发动机的激励源多缸直列发动机可视为由曲轴连接起来的几个单缸发动机。作用在整个缸体上的干扰力，应是各单缸受到的干扰力组成的一组空间力系。多缸发动机受力发动机缸体受力123.1发动机的振动激励源分析3.1.2多缸发动机的激励源多缸发动机受力发动机缸体受力i设以表示第i个曲柄相对于第1个曲柄的夹角，设有n个缸，可得回转离心力在垂直方向的合力为：2112[cos()cos()cos()]rxnPmrttt211cos()niimrt133.1发动机的振动激励源分析3.1.2多缸发动机的激励源多缸发动机受力发动机缸体受力往复惯性力的合力为：222211cos()cos2()nnjiiiiPmrtmrt143.1发动机的振动激励源分析3.1.2多缸发动机的激励源多缸发动机受力发动机缸体受力总铅垂干扰力为：xrxjPPP2212211()cos()cos2()nniiiimmrtmrt153.1发动机的振动激励源分析3.1.2多缸发动机的激励源多缸发动机受力发动机缸体受力yryPP211sin()niimrt水平干扰力仅与旋转质量的离心惯性力的水平分量有关：rP163.1发动机的振动激励源分析3.1.2多缸发动机的激励源多缸发动机受力发动机缸体受力2212211()cos()cos2()nnyiiiiiiMmmrltmrlt绕水平y轴转动的干扰力矩My等于各缸铅锤干扰力对y轴的力矩：li为第i个曲柄到简化中心的距离。173.1发动机的振动激励源分析3.1.2多缸发动机的激励源多缸发动机受力发动机缸体受力211sin()nxiiiMmrlt绕铅垂轴的干扰力矩等于各缸水平干扰力对x轴的力矩，它仅与旋转惯性力有关：rP183.1发动机的振动激励源分析3.1.2多缸发动机的激励源多缸发动机受力发动机缸体受力11sin()()cosnniizgjiiiMMPPr反绕曲轴轴线的扭转干扰力矩是与惯性力及气体压力有关的周期函数。作用在直列多缸发动机上的干扰力和干扰力矩都是曲轴转角的周期函数，它们引起发动机和车架的振动。193.2发动机隔振设计3.2.1隔振原理0()sinFtFt隔振分为：主动隔振和被动隔振。振源是机器本身，使它与地基隔离，减少对周围的影响，称为主动隔振。(1)主动隔振设机器的铅垂不平衡力隔振前隔振后隔振前传到地基的力就是0()sinFtFt经隔振装置传到地基的力有两部分：sin()sFkxkXt经弹簧传给地基的力：cos()cFcxcXt经阻尼器传给地基的力：203.2发动机隔振设计3.2.1隔振原理隔振分为：主动隔振和被动隔振。(1)主动隔振隔振前隔振后sF是相同频率、相位差90度的简谐作用力。cF传给地基的力的最大值为：222()()1(2)TFkXcXkX系统稳态响应的振幅为：0222(1)(2)FXk22202221(2)()()(1)(2)TFFkXcX将实际传递的力幅与激励力力幅的比值称为力传递率（隔振系数）：222201(2)(1)(2)TFFTF213.2发动机隔振设计3.2.1隔振原理隔振分为：主动隔振和被动隔振。(2)被动隔振若振源是支座运动，为减少支座位移对机器等产生的振动，需采取一定的隔振措施，称为被动隔振。隔振后系统稳态响应的振幅为：22221(2)(1)(2)YX位移传递率：22221(2)(1)(2)DXTY令：DFRTTT传递率223.2发动机隔振设计3.2.1隔振原理02结论：幅频特性当和时，传递率等于1。02传递率与阻尼无关，即传递的力或位移与施加给系统的力或位移相等。传递的力或位移比施加给系统的力或位移大。2传递率随激励频率的增大而减小。(1)不论阻尼比为多少，只有在时才有隔振效果；2(2)对于给定的值，当阻尼比减小时，传递率也减小。2实际采用的频率比常在2.5~4.5之间，隔振效率为80%~90%。233.2发动机隔振设计3.2.2发动机悬置模型及优化设计(1)发动机悬置系统的物理模型发动机用弹性支承安装在车架上，一般有三点支撑和四点支撑。三点支撑四点支撑243.2发动机隔振设计3.2.2发动机悬置模型及优化设计(1)发动机悬置系统的物理模型发动机总成简化为空间刚体，具有6个自由度。TxyzQxyz广义坐标矢量：坐标系的原点选在平衡位置的重心上，x轴平行于曲轴轴向指向汽车前方，y轴垂直于各气缸中心线所在的平面指向发动机右侧，z轴铅垂向上。发动机的弹性支撑一般有液力支撑和橡胶支撑，由于发动机的各支点位置相距较近，常略去支撑垫的扭转弹性，把橡胶垫简化为沿空间三个轴都有弹性的弹簧，刚度分别为；ukvksk253.2发动机隔振设计3.2.2发动机悬置模型及优化设计(2)发动机悬置系统的质量矩阵和刚度矩阵发动机总成作刚体运动时的动能为：2222221()2xxyyzzxyxyyzyzxzxzTmxmymzJJJJJJ矩阵形式：12TTQMQ000000000000000000000000xxyzxxyyzxzxyzzmmmMJJJJJJJJJ263.2发动机隔振设计3.2.2发动机悬置模型及优化设计(2)发动机悬置系统的质量矩阵和刚度矩阵如果x、y、z轴是发动机总成的惯性主轴，则2222221()2xxyyzzTmxmymzJJJ质量矩阵：000000000000000000000000000000xyzmmmMJJJ0xyxzyzJJJ273.2发动机隔振设计3.2.2发动机悬置模型及优化设计(2)发动机悬置系统的质量矩阵和刚度矩阵设发动机悬置系统有n个支撑元件，各支撑元件位置坐标分别为ixiyiz每个弹性元件的安装角度由三个欧拉角确定。uivisi经过一系列推导，得刚度矩阵：1nTTiiiiiiKTCDCT283.2发动机隔振设计3.2.2发动机悬置模型及优化设计(3)发动机悬置系统的固有频率和振型1AMK为A阵的特征值，2为其的特征向量。X293.2发动机隔振设计3.2.2发动机悬置模型及优化设计(4)发动机悬置系统的优化设计303.2发动机隔振设计3.2.2发动机悬置模型及优化设计(4)发动机悬置系统的优化设计优化设计的约束条件一般包括：(1)悬置安装位置(2)悬置元件性能要求(3)极限工况位移限制在发动机起动、汽车制动和转向等工况下，为避免动力总成产生过大位移而与其他部件发生干涉，通常需要从设计方面限制动力总成在各个方向的最大位移量。313.3发动机气门振动3.3.1发动机气门振动模型发动机气门振动会使气门弹簧产生较大的附加应力而发生疲劳破坏，振动所引起的加速度会使气门机构传动链出现“脱开”现象而使运动失去控制。无阻尼单自由度系统的运动微分方程：me气门系统的等效质量，k1,k2为等效刚度，y(t)为凸轮的升程。系统的固有频率：323.3发动机气门振动3.3.1发动机气门振动模型三自由度系统：333.3发动机气门振动3.3.1发动机气门振动模型三自由度系统：推导得频率方程：343.3发动机气门振动3.3.1发动机气门振动模型发动机气门系统的激励力完全取决