第四章 轴系振与噪声1.pptVIP

内燃机设计 * 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 * 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（Ft）和径向力（Fn）。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。 * 内燃机设计 * 扭转振动基本概念 扭振：使曲轴各轴段间发生周期性相互扭转的振动。 现象： ① 发动机在某一转速下发生剧烈抖动，噪音增加，磨损增加，油耗增加，功率下降，严重时发生曲轴扭断。 ②发动机偏离该转速时，上述现象消失 。 * 内燃机设计 * 扭转振动基本概念 原因： ①曲轴系统由具有一定弹性和惯性的材料组成，本身具有一定的固有频率。 ②系统上作用有大小和方向呈周期性变化的干扰力矩。 ③干扰力矩的变化频率与系统固有频率合拍时，系统产生共振。 研究目的：通过计算找出临界转速、振幅、扭振应力，决定是否采取减振措施，或避开临界转速。 * 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。 * 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。 * 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ωeI、ωeII，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。 * 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： TI=2π/ωeI TII=2π/ωeII 每分钟固有振动数（min-1）分别为： neI=60/ TI≈9.55ωeI neII=9.55ωeII * 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；δk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m主振形固有振动数。 * 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： nkI=neI/k nkII=neII/k * 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δk-εi=900,则达最大值；如δk-εi=0，则功为零。 * 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,… * 内燃机设计 * 扭振瀑布图 * 内燃机设计 * 曲轴扭振