车用发动机曲轴自由端的振动测试分析.docx

《车用发动机曲轴自由端的振动测试分析.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《车用发动机曲轴自由端的振动测试分析.docx（6页珍藏版）》请在第一文库网上搜索。

1、振动与冲击JOURNAL OF V IBRATIONAND SHOCK第26卷第2期Vo.l 26N2 2007第涉司品贽h号涔崇火辔落篇c Journal Electronic Publishing Ho 理论4发砂机曲轴的弯曲自由端振动主要是由试验研究车用发动机曲轴自由端的振动测试分析白书战，李国祥，张锡朝(山东大学能源与动力工程学院，济南 250061)才商 要 分析r某汽车发动机曲轴自由端的振动情况，求得了该曲轴自由端的固有频率和受迫振动时的最大挠度。通过振动测试分析了皮带轮不平衡度对曲轴自由端的影响，并进行了道路对比试验研究了皮带传动冲击的影响，得知皮带的冲击过大是导致曲轴自由端断裂

2、的主:要原因，在皮带轮和空调压缩机之间增加过渡轮可以有效缓解皮带的冲击，将冲击系数降低到了 1.5以下。关键词:车用发动机,曲轴自由端,振动分析,冲击系数中图分类号：TK401; U462 文献标识码：A(1)传统的曲轴振动研究上只是针对曲轴的扭转振动和轴向振动，预测曲轴的扭转应力从而可知曲轴的强度。而对于曲轴自由端的载荷所产生的冲击振动研究较少，本文针对某汽车发动机出现的曲轴自由端断裂的问题,对曲轴自由端载荷的冲击振动进行了实验研究，确定了曲轴自由端断裂的原因，并采取措施减小了冲击。1曲轴自由端的模型简化如图1所示曲轴断裂面，断裂面垂直于轴向，应该是由于自由端的振动太大，导致在危险截面外缘首

3、先出现裂纹，然后裂纹逐渐加深，导致强度不够，在运行中突然断裂，属于疲劳损坏。在对曲轴自由端进行振动测试之前，首先对其进行模型简化，计算出它的固有频率,从理论上分析是否有发生共振的可能性。图1曲轴断裂面实物图图2为曲轴自由端及附件，在一定条件下，曲轴自由端可以简化为悬臂梁模型来研究,如果梁的各截面中心主轴在同一平面内，外载荷也作用于该平面内,则收稿日期：20060116修改稿收到日期:200603- 27其主要变形是弯曲变形，梁在该平面内的横向振动称作弯曲振动。由于梁的弯曲振动频率通常低于它作为杆的纵向振动或作为轴的扭转振动的频率，因而容易被激发起弯曲振动。对于本文研究所涉及到的曲轴自由端，可以

4、简化为一端固定、一端自由的B emoulli-Eu-ler 梁模4,。图2曲轴自由端附件图11曲轴自由端的固有频率B em ou lli-u ler梁的弯曲振动微分方程：(x)A(x)dx-E(x)I(x)=c 2 十 &AL(Sil J6 &广f(,t)- Jn(x，t),本文主要研究曲轴自由端的危险截面，因此可以将曲轴自由端假设为一端固定的均匀材料的等截面直梁来考虑。因此式(1)中，可以令 = Qm(x, 二 Q方程简化为：7 &- v( x9 t) & v(x, t)伍一+0(2)对该方程进行分离变量,可求得曲轴自由端的各阶次固有频率尸227. 5H= 1 427. 29H168振动与冲

5、击2007年第26卷力越大，它主要表现在增大曲轴自由端的弯矩上,对于自由端的振动基本没有什么影响。活塞的往复式惯性力引起的,故基频为/=/60( H z)o在标定转速下，曲轴自由端的激励基频为f= 2 200 / 60=36.7 (Hz),其倍频依次有 73.4H 4 110. 1Hz、146. 8Hz, 220. 2Hz由此可知，曲轴自由端的固有频率比由往复惯性力产生的受迫振动的基频要大的多，与其倍频也不重合,所以可以排除曲轴自由端发生共振现象的可能性。12曲轴自由端的最大挠度在轴件的应用中，对其不仅有强度的要求，而且要有刚度的要求，根据简化的悬臂梁模型求出自由端的最大挠度，以便计算皮带的实

6、际冲击系数。曲轴自由端挠曲线的微分方程为：(a)横向= -(3)EI积分可得u= djdr+Cv + D,其中C、D为积分常数，等截面梁的E/为常量由此计算可得，静载荷时曲轴自由端的最大挠度为=i67mm由于曲轴自由端存在皮带的冲击，在一般的强度计算中，冲击系数的经验值为1.5,此时最大挠度为0.258mm。2皮带轮不平衡度的影响(b)纵向图3动平衡效果较好的皮带轮的测试结果(a)横向102030405060频率/HZ(b)纵向图4动平衡效果较差的皮带轮的测试结果由皮带轮的不平衡度引起的离心力的大小随曲轴转速的增加而增大；并且其方向随曲轴旋转而变化。因此离心力有可能对曲轴自由端的振动产生影响。

7、为了确定皮带轮的不平衡度对曲轴自由端振动的影响程度,首先在发动机试验台上对曲轴自由端进行振动测试分析。试验中选取了经动平衡检测过的两个皮带轮，其中一个经动平衡处理后，不平衡重为2g- 12cm,是平衡较好的皮带轮;另一个有意放大它的不平衡度，使其超过设计允许值3倍，为23.4g- 12cm,是一个动平衡较差的皮带轮。测试过程是发动机空载情况下，从标定转速(2 200rmin)缓慢减速到怠速,在此过程中均匀取值，图3、4为试验测试结果，其中横坐标为频率，纵坐标为振幅。由前面计算可知，在标定转速下，曲轴自由端振动的激励基频为36.7Hz曲轴自由端的弯曲固有频率为227. 5H z,这种情况下不会发

8、生共振响应的,试验结果也恰好证明了这一点。在空载情况下，曲轴自由端的基础振幅主要是曲轴本身的振动和延长轴安装的同轴度误差造成的。由试验数据可以看出，在发动机空载情况下，减速过程中，无论时哪种皮带轮，无论时纵向还是横向，振幅大小很稳定，基本没有什么变化。这说明皮带轮的不平衡度与曲轴自由端的振动没有必然的联系。皮带轮的不平衡度主要表现在离心力上，曲轴的转速越高，离心1994-2012 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. 第2期白书战等:车用发动机曲轴自由端的振动测试分析169叮二噌二匚m

9、I IIM 5 1M二二一工lIMM3车辆的道路实验测试3- 1原机曲轴自由端的振动测试当车辆在道路上行驶时，由于道路和底盘的原因，发动机和空调压缩机以及风扇等附属系统之间肯定会产生不规则的相对位移，从而导致振动加剧。因此有必要在车辆行驶在各种路况下时对发动机的曲轴自由端作振动测试分析:以便进一步的掌握其振动规律。路试内容包括客车在路上行驶时所经历的各种工况下的振动测试。图5为原机曲轴自由端的振动测试结果，空调压缩机与皮带轮之间直接由皮带连接。由结果可知，曲轴自由端的振动很剧烈，振幅较大，横纵向合成振幅都达到了 0.3mm。在低频率段出现了许多振幅大于基频下振幅的扰动波。这种低频下的扰动波是由

10、道路和底盘的原因引起的皮带对皮带轮的冲击而产生的。振动频谱102030405060频率/HZ(a)横向振动频谱102030405060频率/HZ(b)纵向图5没有中间过渡轮的客车路试测量结果在进行强度和挠度计算时，皮带的冲击系数往往是使用经验值，实际值由计算难以确定。发动机曲轴自由端的主要载荷都是通过皮带传递的，因此载荷的冲击系数基本上与测量点处的挠度成线形关系，由前面计算的曲轴自由端的最大挠度和测试的最大振幅可以经验值。由此可见皮带传动冲击过大导致曲轴自由端的弯曲振动剧烈是导致自由端断裂事故的主要原因。32增加过渡轮后的振动测试发生事故的客车的空调压缩机与皮带轮之间都是直接由皮带连接的，为了

11、缓冲皮带的冲击，在空调压缩机和皮带轮之间安装一过渡轮。图6是安装过渡轮后的振动测试结果。102030405060频率Hz(a)横向振动频谱1020304050频率/ Hz(b)纵向图6有中间过渡轮的客车路试测量结果对比图5和图6可知，安装过渡轮后，低频段的扰动波明显减小，振幅也有较大幅度的降低，与其基频下的振幅相当；合成振幅也有明显降低，纵向由0.3mm降低到0.23mm,横向由0. 3mm降低到0.237mm。由此可见过渡轮有效缓冲了皮带的冲击安装过渡轮后的皮带的实际冲击系数降低为k =1.47,小于1. 5的经验值。从实际的应用上来看，安装过渡轮后，至今没有再出现一起曲轴自由端断裂的事故,

12、很好的解决了问题。4结论曲轴自由端振动剧烈与皮带轮的不平衡度没有什振动与冲击2007年第26卷170出现曲轴自由端断裂事故的主要原因是由于皮带传动冲击过大。在空调压缩机和皮带轮之间增加过渡轮可以有效的缓解皮带的冲击,当然也可以有其他措施。参考文献1胡海岩，孙久厚,陈怀海.机械振动与冲击M .北京:航空工业出版社,2002.2李震，桂长林,孙 军.内燃机曲轴轴系振动分析研究的现状、讨论与展望J .内燃机学抵2002, 20 ( 5 ):469474(3李玩幽，蔡振雄，王芝秋等.柴油机曲轴裂纹的扭振动态诊断技术J.上海交通大学学报.2004 38( 11): 1928-193141吴 晓，黎大志.

13、非线性材料圆杆的扭转固有振动分析J.振动与冲击，2005, 24(3): 53-55(5)刘鸿文.材料力学M .北京:高等教育出版社，1991.I 6周维新，李春明，刘东民.曲轴轮组不平衡对发动机工作的影响I J长安大学学报(自然科学版),2(X)2, 22 ( 5):8网. 1994-2012 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. (上接第145页)I 9 刘文峰，应怀樵，柳春图.考虑刚度及边界条件的索力精确求解J.振动与冲击,2003, 22(4): 1214.I 10姜海波,赵人达

14、.带边界条件损伤简支梁振动模态分析JJ.振动与冲击，203 23 ( 2): 72-77.II姜海波.弹性支承梁损伤识别的二步方法J振动与冲击，2001, 20( 3): 8285(12郭薇薇,夏禾.边支座纵向弹性约束对大跨度连续刚构桥地震反应的影响J.世界地震工程,2002, 18( 1):98103I 13韩 军，陈怀海,倪宏伟，鲍明.基于测试频响函数的结构连接参数识别方法J振动工程学报,2003,16(3):354-357f 14刘玉明，易伟建.一种识别结构系统边界条件的新方法J湖南大学学报(自然科学版)，1999, 4 99-107I 15宋一凡.公路桥 梁动力 学M .北京：人民交 通出版社,2000.f 16施 洲.钢管混凝土拱桥动力特性分析.西南交通大学硕士学位论文D, 2003. 06.I 17施洲,蒲黔辉,余 川.钢管混凝土拱桥自振特性分析及其检测应用J.公路交通科技,2005. 01.