曲轴英文翻译.docx
《曲轴英文翻译.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《曲轴英文翻译.docx（16页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
曲轴英文翻译
内燃机扭振分析：
建模和试验验证
摘要：
本文报道的研究内燃机曲轴扭振现象，状态方程稳态通过过渡状态矩阵和卷积积分解决。
这种制定通过MWM国际Motores适用于sixcylinder模型模型柴油发动机制造。
分析认为橡胶和粘带阻尼器装配曲轴前端。
扭转振动分析指示每个曲轴节的动态加载，这些负载可应用有限元模型的边界条件预测的安全系数组件和比较系统的行为与橡胶和粘滞阻尼器选项。
这种研究突出了曲轴结构尺寸的扭转振动分析的重要性。
扭转振动幅度的结果与实测值相比实验验证提出的数学模型。
关键词：
扭振，内燃机，粘滞阻尼器，橡胶减震器
1介绍
曲轴是受到定期的动态载荷产生振动和强调，必须量化确保组件的结构完整性。
今天，由于技术，商业和环保要求，内燃机发动机运作必须要气缸压力高并且优化组件来保证最正确性能。
现代计算方法可以精确确定应力水平，在曲轴的关键地区，以及疲劳强度评价。
因此，可以考虑设计余量确保有足够的可靠性，以防止结构性故障过大的组件。
这项研究开始没有考虑分析扭振减震器〔TVD〕调整和校准发动机内部阻尼和检查系统的自然频率。
第二步的研究涉及了橡胶减震器，其功率耗散能力被检查为了结构完整性。
最后，考虑在系统中的粘滞阻尼器进行了计算。
完整的扭转振动分析〔TVA〕，包括在曲轴前端结束振幅计算，在驱动动态扭矩后方和前方连接，阻尼器的功率耗散，和橡胶剪切应力，将执行上述情况。
由于定期性的驱动扭矩曲轴扭转振动会出现在内燃机上，基本上，TVA通过列出一个数学模型来表示动态系统特点来执行，如惯性，扭转刚度，和阻尼。
然后考虑气体负荷和惯性力运动部件和傅里叶级数扭矩计算励磁转矩。
谐波从而能应用到相应的曲柄销中，考虑发动机点火时间。
图17.2升柴油发动机图2TVA曲轴系统
2文献回忆
有些系统在特定的发动机转速能提供过渡扭转振动。
Draminsky[1]是第一个研究这一现象的研究人员。
HestermannandStone[2]得出结论是由于可变惯性曲柄机构的特点导致发动机转速出现突变角位移
在过去，内燃机〔ICE〕swere可变惯性的影响认为可以忽略不计，并没有计算在内。
最近，这些二次效应的验证和检查，发现是因为曲轴的结构失败。
Pasricha[3]包括这些对Draminsky早期的研究的影响并得出结论认为，在某些情况下，这些次要力量的相互作用对曲轴是非常危险的。
如约翰斯顿和Shsto其他研究人员[4]开发和应用的技术来预测在内燃机的行为扭转振动
瞬态和稳态响应模式叠加方法。
这一分析结果同一个数字模型验证试验值相比。
Brusa等研究[5]研究了考虑到在曲轴角位置惯性的变化和axialflexural耦合振动的功能介绍。
这考虑大幅增加了要解决的方程数目和计算成本，但最终结果是更多准确的情况下，在他们的文章。
宋等[6]分析扭耦合效应在曲轴轴向振动，得出的结论是当自然轴向和扭转频率都是平等时较大位移的出现，或当前者大于后者2倍。
最初内燃机扭转阻尼系数是由研究者估计的Hartog[7]andWilson[8].这些参数是从经验结论获得，并在大多数情况下，
是不准确的，在动态分析系统的响应生成相当大的差异。
理论和混合模型来估计阻尼系数由岩本和Wakabayashi提出[9]，考虑阻尼和其他可测量的发动机参数之间的的分析。
王和林[10]准确的估计了一个电动马达单缸发动机的绝对阻尼，前两个模态形状系统被考虑并且绝对阻尼系数的出现作为一个获得曲柄角的功能。
许多研究人员认为绝对阻尼系数是一个常数在所有发动机转速和在每一个曲轴位置。
在研究六缸柴油机扭转振动中，本田和斋藤[11]试图用橡胶扭振减震器防止震动影响，他们使用过度状态矩阵方法
并且发现橡胶阻尼器的扭转刚度在该系统比发动机的内部阻尼更能发挥作用，甚至超过扭振减震器阻尼。
刚度主要取决于橡胶的几何形状和化学成分。
励磁转矩被认为是常数并且相等在所有气缸中。
在发动机运行寿命中这仅适用新发动机并且气缸内部压力曲线形状差异可以预测。
Maragonis[12]研究了激化负载的变化，通过由于活塞环和衬板磨损的气缸，并报道了一些有趣的结果。
3理论建模
曲轴扭转，轴向和弯曲由于激发定期性质的振动载入中。
在这项研究中，只有扭转振动分析，需要等效系统的数学模型的结论。
分析考虑的一种粘滞的扭转减震器装配在曲轴中，另有分析认为双重质量橡胶阻尼器来减少扭转幅度。
图3说明了模型单质粘滞阻尼器，而图4给出了双质量橡胶阻尼器分析模型。
3.1惯性
系统的惯性，例如像飞轮，滑轮，曲柄销，能够使用CAD软件确定。
图3等效模型考虑单质粘稠的TVD图4等效模型考虑一个双质量橡胶的扭振减震器
图5计算惯性几何模型
基于图5的单曲柄销的惯性计算。
连杆质量被分为两部分，他们中的一个做纯粹的往复运动，然后另一部分做两点间运动。
图5表示的在计算曲柄销惯性时考虑活塞旋转质量。
连杆组质量包括连杆销，轴承和套管通过下面的方法能被分开。
发动机一般有一个齿轮装置传输动力到其他设备上。
这一系统惯性在等效模型中要考虑到，例如，等效惯量的设备被齿轮2驱动与一个旋转速度为N2的齿轮1有关联。
图6考虑连杆质量分布的尺寸图7齿轮传动的惯性减少〔1：
曲轴齿轮〕
可表示为转速n1〔例如曲轴齿轮〕
通过齿轮传动来链接曲轴齿轮为了所有组件的激活这种防止措施必须完成。
图7展示的一个例子。
3.2扭转刚度
曲轴所有的路段的扭转刚度都可以考虑用有限元模型计算，就是在一种常转矩被应用在考虑一侧的一部分扭角其他条件下这种模型得到固定。
扭矩和扭曲角的关系就是在等效模型中考虑的扭转刚度（Fig.8）。
3.2.1橡胶扭转减震器
图9中橡胶扭转减震器的动态刚度就是根据有限元模型确定的。
基于此计算，作者采取了橡胶扭转减震器的动态剪切模量从1.5MP到3.0MPa。
根据参考文献[13][14]。
泊松比为0.49。
图8利用有限元的刚度计算图9双块橡胶减震器
3.2.2粘性橡胶减震器
粘滞阻尼器的扭转刚度根据以下方法确定〔见参考文献[14]〕PROC。
英国机械工程师协会卷。
多体动力学JMBD126英国机械工程协会2008下载。
表1是根据文献[14]确定粘滞阻尼器抗扭刚度的因素
Viscosity（
（
）21E-0424E-04105E-04
（K）363038213511
〔K〕439501451
扭转刚度就是
=
S并且
=
S是清除因子，从扭振减震器获得，T是硅薄膜绝对平均气温，n是数量号码
是发动机每秒转速。
表1所示常数。
这些参数是在特殊的平台上获得的经验值，同时考虑硅温度的变化和激励频率来确定的刚度，在每个频率步骤。
图10给出了一个定性硅扭转刚度的变化示意图。
增加温度导致硅刚度下降，图11显示了粘滞扭转减震器的主要组成部分。
3.3阻尼系数
该系统相对阻尼系数，
可从损失的角属性度获得，就将被显示出来。
损耗角可通过以下公式计算方程得到，认为w是发动机的角速度。
x=tan
=
（5）
图10粘滞阻尼减振器扭转刚度变化图11粘滞阻尼减振器详细信息
表2四冲程柴油发动机的平均损失因素（TC,涡轮增加发动机）
发动机类型损耗因子（D〕
在共振中，损耗因子定义为d=
（6）
平均损耗因子根据发动机类型能够计算。
表2列出了共同属性的值，见参考文献[14]
[15]其他发动机类型值，重要的是要注意每个振动有不同的损失因子，造成不同阻尼系数。
注意在一个自然频率，
，考虑扭转刚度，损耗因子等于损耗角，
，可以确定相对阻尼系数。
绝对阻尼系数要考虑基于活塞环和滑轮组和油膜间的曲柄销惯性位置。
可以采取一些做法去确定这些属性试验，在没有扭振减震器的情况下运行发动机和测量扭振振幅和功。
计算的振幅应调整已适应实测值，在这特殊情况下，作者确定了2.0NMS/RAD时的值。
3.3.1橡胶扭振减震器
确定橡胶扭振减震器的相对阻尼系数，损耗因数在0.15范围到0.25获得通过，根据参考文献[14]。
图12硅阻尼的变化
3.3.2粘性阻尼器
这些参数都是以同样方式获得，如在3.2节和突变硅阻尼作为温度的函数和激励频率显示，定性，在图12，温度越高硅阻尼越低。
3.4激发转矩
转矩，就是驱动的曲柄销用切向力乘以曲柄半径计算。
最初，去病运动确定了进一步的动态和加载机制计算。
这里介绍的方法在参考文献[16][17]。
图13根据曲柄机构表示主要尺寸和负载。
图13，运动学和运动力学尺寸分析
只有切向力时，
是为TVA计算的，其他载荷，例如径向力，
是非常重要的在曲轴结构
分析中，但那些计算是工作范围外的计算。
在燃气负荷和系统惯性力基础上计算切向力。
气体负荷能通过方程
（8）获得，
是活塞直径，p是气缸压力。
切向气体负荷的计算方法为
；
〔9〕
摆动的惯性力可如下确定，通过文献[16]它可能是不用考虑比不影响结果的第二个高的关系，考虑关系
小值。
；
〔10〕
同样，切向惯性力表达式是
（11）
是震荡集中〔完整的活塞质量
加上连杆振荡质量
〕，r是曲柄半径，
图14曲柄销在2000到2550
的切向力
W是发动机角速度，L是连杆长度，
是曲轴转角，
因此，由此产生的切向力，
〔12〕
为了表达，图14表达了切向变化的曲轴转角在发动机是2000转到2550转每分钟时，注意高速发动机惯性力的影响。
最后激励力矩可以通过所产生切向力乘以曲轴半径简单的判定。
〔13〕
3.5系统的动态特性
该系统的差分方程，代表机械振动的动态特性，可以根据下面的程序概述，关于这一问题的更详细的信息可以参考文献[18][20]。
〔14〕
系统的自由度数和惯性数是相当的，考虑等效系统图4，矩阵方程14有以下表达式，由于考虑集总模型他们是块状矩阵。
惯性矩：
[M]=
;j=1
（1）11
震荡主体被惯性量所取代，必须具有活塞运动相同的动能，一个普通惯性量用来计算，在一个曲轴的改良中。
方程15量化的这种惯性，只有在曲柄销位置引入矩阵，相对阻尼矩阵描述的耦合在第一行和列之间的橡胶扭振减震器矩阵和曲轴间，所代表的从索引4至10条款，双质量橡胶扭振减震器配置修改的第一条款矩阵，如下：
绝对阻尼矩阵，其系数被确定为在上一节中的解释，因此，总的阻尼矩阵可通过以前的矩阵的总和
[C]=[Ca]+[Cr]（16）
由于惯性之间的刚性，扭转刚度矩阵类似的相对阻尼矩阵。
如前所述，激发扭矩驱动是根据曲轴的曲轴转角，发动机的转速和负载。
图15曲轴顺势转矩2200转每分
3.6状态方程的解
曲轴的动态行为可表示通过该系统的一阶差分状态方程，
〔18〕
定期的激发振动非线形系统的响应代表其状态方程，可以通过基本矩阵得到，或者过度矩阵和卷积积分。
〔20〕
其中
知道两个扭转振动振幅的连续惯性，驱动的动态转矩可以按以下公式计算
〔23〕
需要注意的是傅里叶常数要加入到扭转振动的计算。
矩阵，考虑汽缸数和提前惯性，例如傅里叶常数必须加6次在计算飞轮和第六缸转矩时。
从TVA，可以计算消散的扭转减震器的能量，减震器热负荷又
j=1,2〔24〕
〔25〕
橡胶阻尼器允许耗散的功率可以按照以下计算方法，根据参考外部的面孔可以计算阻尼器的平均对流换热系数
〔26〕D是对流换热系数装置直径，
是发动机转速。
应用此热负荷有限元模型和考虑橡胶阻尼导热，可以确定阻尼器消散的最大能量，带入120度。
热分析认为热量在橡胶阻尼环产生582000热量，在一环路和二环产生1500000的热量。
我们分析说明，每个组你换允许的负载为250W,图16显示的是热边界条件和转移分析结果。
在粘性的扭振减震器中，根据岩本方程可以计算允许消散在W的能量
图16轴对实体单元有限元热分析的结果图17主要强调橡胶扭转减震器
4结果与讨论
本节介绍所分析的输入数据和系统和扭转振动的结果用MATLAB软件计算
所有的分析认为测量燃烧压力曲线可以确定在系统的激发扭矩，图18和图19分别说明了气缸压力变化和在曲轴转角变化和一定发动机转速峰值时，定性来说在所有发动机转速的燃烧压力曲线是相似的的，图20给出的是扭振计算理论结果，考虑没有组装曲轴扭转振动减震器。
比较计算和测量图21的振幅来调整发动机的实际绝对阻尼系数。
所有数字只显示了一个6缸发动机的主要振动，但是计算均考虑所有振动。
图182200转每分气缸压力曲线图19发动机转速峰值气缸压力
图20计算没有扭转减震器的曲轴皮带轮扭转振动振幅图21测没有扭转减震器的曲轴皮带轮轮扭转振幅
分析图25与以前的数字显示比较，测量和计算振幅几乎相同值和形状。
这种比较也应用于其他系统，说明通过假设开发方法在这里是有效的，图26和27显示在第一个和第二个橡胶阻尼环所产生的能量。
两种振动模型的影响，特别明显在第三和第六上在几乎所有相同的发动机转速上，产生了非常高的扭转减震器的负载。
阻尼环剪应力和最大的橡胶变形计算显示在图28和29，比较允许的最高值，可以知道，这种类型的减震器是不适合分析发动机的。
图22图23
根据噪音水平和结构的完整性设计标准，建议的最大振动振幅，每个订单在曲轴前端应该直列6缸机都应是0.20到0.25范围，考虑双块橡胶阻尼器这里的结果，一个可以看到第三个模型和第六个模型有0.30度振幅超过。
图24装有橡胶扭振减震器的曲轴皮带轮的图25测量装有橡胶扭转减震器的曲轴
振幅幅度皮带轮的振幅
图26橡胶阻尼器的负载〔一环〕图27橡胶阻尼器负载〔二环〕
图28橡胶剪切应力〔一环〕图29橡胶剪切应力〔二环〕
图30由于超载第一个扭振减震器结构失效
在第一环扭振减震器消耗功率接近1100W第二环为325W,对于这种类型的组件，允许连续阻尼负荷约为250W，剪应力和最大橡胶变形如上述建议限制。
因此，在内燃机问题中不建议用橡胶扭转减震器，只有粘性阻尼器使用于上述条款的应用设计标准。
图30显示的是测试处在发动机关键转速2100转每分橡胶阻尼器结构失效。
附录2显示的是TVA的额外结果。
5结论
所取得的成果和比较分析与实测结果得出的结论，TVA的坚毅方法提出类似的结果，通过假设确定的等效模型，因此是有效的。
这种技术可以为新的结论设计参数，优化缩短开发时间和更少测试部分，从而提供有吸引力的技术和商业建议。
这种计算方法可以用于很多种内燃机啊从火花点火柴油机懂啊V型机，2冲程到4冲程发动机，考虑正确的点火时间和顺序。
然而，对于大排量发动机，其他影响如曲轴轴向振动二环大的震荡部分在计算中是不能无视的。
TVA的软件是专门开发在MATLAB中，被应用在新设计的扭振减震器中，考虑硬件技术，设计的费用，在组件的耐用性验证中，排除车辆测功机测试。
减震器被认为是硬件的HIL技术模式，并且这种技术在作者看来是会进一步探索的。
在列入轴向和弯曲振动在提出模型中可以看做下一步在研究中，考虑到一些特殊情况，轴向振动在系统中是不可无视的。
参考书目
安德森，RJ徐，估算新方法，发动机曲轴的扭转振动振幅，车辆行驶，德，1988年9月2252-216
Ashrafiuon,H和惠特曼，往复机械扭振分析，1996年485-490
Nestorides,EJ
（1）扭转振动手册，1958年，剑桥研究实验大学出版社，剑桥大学。
曲轴扭振和阻尼模拟，1986年第1-22页。
Drexl，HJ扭转减震器和替代系统减少传动系统振动，SAE技术文件1987年，1-11页。
霍普金斯，农用拖拉机扭转振动，SAE1968年。
雅各布森，SB耦合轴向和扭转振动计算，1991,405-419.
郑，扭转振动之间的元朗相关平移振动，机械，2002年，671-694.
梅里莱，扭转振动的方法和验证分析内燃机，2007年，第1-6页。
升级会员 