第四章轴系扭振与噪声课件.ppt

单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,第四级,第五级,*,内燃机设计,*,第四章 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,10/8/2024,1,内燃机设计,第一节 轴系扭转振动概述,每个曲拐上都作用着大小、方向都周期性变化的,切向力（,F,t,）,和,径向力（,F,n,）,因此，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，所以扭振频率较低，在工作转速范围内易发生强烈共振10/8/2024,2,内燃机设计,概述,外转矩停止作用后系统的扭转振动，称为,固有扭振,或,自由扭振,固有扭振频率称为,固有频率,各元件振幅的相对比值称为,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,。

发生共振的曲轴转速称为,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10/8/2024,3,内燃机设计,第二节 轴系固有扭振频率,1,、计算模型,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10/8/2024,4,内燃机设计,2,、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10/8/2024,5,内燃机设计,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：,T,I,=2/,eI,T,II,=2/,eII,每分钟固有振动数（,min,-1,）分别为：,n,eI,=60/T,I,9.55,eI,n,eII,=9.55,eII,10/8/2024,6,内燃机设计,第三节 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）：,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：,n,km,=,n,em,/k,式中，,n,km,为由,k,阶激振转矩引起轴系第,m,主振形共振的临界转速；,n,em,为轴系第,m,主振形固有振动数10/8/2024,7,内燃机设计,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：,n,kI,=,n,eI,/k,n,kII,=,n,eII,/k,10/8/2024,8,内燃机设计,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：,如相位差,k,-,i,=90,0,则达最大值；如,k,-,i,=0,，则功为零10/8/2024,9,内燃机设计,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：,z=1,2,3,10/8/2024,10,内燃机设计,第四节 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,9,25,，减振效果如,图,9,26,10/8/2024,11,内燃机设计,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10/8/2024,12,内燃机设计,第五节 内燃机的运转噪声及其降低,一、,概述,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,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的噪声源、传递激振力的机械结构和声辐射表面等构成。

10/8/2024,13,内燃机设计,二、噪声源分析,1,、燃烧,减小迟燃期,优化喷油规律,采用增压技术,2,、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,10/8/2024,14,内燃机设计,噪声源分析（续）,3,、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,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,10/8/2024,15,内燃机设计,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,10/8/2024,16,内燃机设计,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）,10/8/2024,17,内燃机设计,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10/8/2024,18,内燃机设计,图,9,25,10/8/2024,19,内燃机设计,图,9,26,10/8/2024,20,内燃机设计,。