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文章编号：1006-1355（2010）06-0063-04四缸柴油机曲轴的自由模态分析周海超，左言言，鲍林晓（江苏大学振动噪声研究所，江苏镇江212013）摘要：利用CATIA软件建立四缸柴油机曲轴的三维模型，然后再用ANSYS软件对曲轴进行自由模态分析，得出前8阶固有频率和振型。
通过试验手段对实体曲轴的自由模态进行测量得出曲轴的固有频率。
最终将有限元分析结果和试验结果对比表明，两者所得固有频率吻合性较好，有限元分析计算结果是可信的，为曲轴的强迫振动分析和结构优化设计奠定基础。
关键词：振动与波；柴油机；曲轴；有限元法；模态分析中图分类号：TK42；O241.82文献标识码：A DOI编码：10.3969/j.issn.1006-1355.2010.06.015 Free-Vibration Modal Analysis of a Crankshaft of4-CylinderDiesel EngineZHOU Hai-chao,ZUO Yan-yan，BAO Lin-xiao(Institute of Noise and Vibration,Jiangsu University,Zhenjiang Jiangsu212013,China)Abstract:The3D model of a crankshaft of four-cylinder diesel engine is established with CATIA software.Then a free-vibration modal analysis of the crankshaft is carried out with ANSYS code,and the inherent frequencies and the vibration modes of the first8orders are obtained.The free-vibration modes of the crankshaft are verified by testing.Mutual comparison shows that the results of FEA estimation are in good agreement with those of testing.Thus,the result of FEA is creditable.This work can be considered as a preliminary work of forced vibration analysis and structure optimization for crankshafts.Keywords:vibration and wave;Diesel engine;crankshaft;finite element method;modal analysis曲轴是内燃机的主要零件之一，曲轴的破坏事故可能引起内燃机其它零件的严重损坏。
汽车发动机曲轴扭振减振器设计1前言1.1课题研究背景及意义传动系扭转振动是汽车的主要振动形式之一, 会直接影响到汽车零部件的使用寿命和汽车的乘坐舒适性。
一些汽车新技术的应用(如轻量化、柴油发动机在轿车上的推广和低转速大扭矩发动机的应用等)使得限制扭振减振变得愈发困难。
传统的汽车扭振减振措施是在离合器从动盘上安装扭振减振器，简称CTD。
由于离合器从动盘受其空间尺寸的限制，弹性元件刚度大、减振器相对转角小、设计尺寸小,从而使得CTD振动传递率较大, 隔振效果很差，尤其是在低速区几乎没有明显的隔振作用。
由于自身的不足, CTD很难满足人们日渐提高的乘坐舒适性的要求, 最典型的取而代之的扭振减振器是双质量飞轮式扭振减振器(简称DMF)。
所说的DMF,就是将发动机飞轮分成两部分, 并在中间用扭转减振器连接。
这样, 扭转减振器弹性元件和阻尼元件便可以布置在较大的空间内, 因此减振器相对转角较大, 可以将刚度设计得很小,发动机传递到变速箱上的扭振波动便被有效的隔离了。
1.2扭振减振器在国内外的发展现状DMF扭转减振器诞生于上世纪八十年代中期, 因为其克服了CTD 扭转减振器的不足之处, 因此有效地降低传动系的扭转振动, 使汽车的减振降噪技术有了一个质的飞跃。
1984年,日本一家汽车公司在一款涡轮增压柴油机汽车上首次安装了DMF。
该公司装备的双质量飞轮扭振减振器基本沿用离合器从动盘式扭转减振器的形式,但是它的采用成为双质量飞轮式扭振减振器发展史上的起点。
第二年底,德国宝马公司将DMF装备在宝马324D上, 该车当时被誉为世界上最安静的柴油车。
随后,宝马公司推出的系列车型上相继采用DMF并获得用户的广泛认可。
一直到上世纪90年代,国外DMF研制的产品已基本趋于成熟,在期间有大量的专利产品和专业研究论文出现, DMF的产量也急剧增长。
在我国国内也颇为重视对DMF减振器的研究, 早在十年之前,一些高校、汽车公司以及科研单位就开始在DMF领域进行探索和研究,这为DMF国产化奠定了理论基础。
直列4缸汽油机曲轴结构优化设计与工程分析李国华;潘圣临;任伟伟;闫立凯;徐敬彬【摘要】本文以东安汽发某款汽油发动机曲轴结构优化为实例,在保证曲轴重量和平衡率不变的前提下,通过对曲轴平衡重布置方案及结构的优化,实现了降低了曲轴工作载荷,优化了曲轴载荷分布的效果.同时也分析了在相同平衡率的情况下,四平衡重和八平衡重两种平衡重布置方案对轴承油膜厚度、载荷的对比.【期刊名称】《汽车实用技术》【年(卷),期】2016(000)009【总页数】3页(P46-48)【关键词】汽油发动机;平衡重布置;曲轴载荷;轴承载荷【作者】李国华;潘圣临;任伟伟;闫立凯;徐敬彬【作者单位】哈尔滨东安汽车发动机制造有限公司技术中心,黑龙江哈尔滨150060;哈尔滨东安汽车发动机制造有限公司技术中心,黑龙江哈尔滨 150060;哈尔滨东安汽车发动机制造有限公司技术中心,黑龙江哈尔滨 150060;哈尔滨东安汽车发动机制造有限公司技术中心,黑龙江哈尔滨 150060;哈尔滨东安汽车发动机制造有限公司技术中心,黑龙江哈尔滨 150060【正文语种】中文【中图分类】U464.17110.16638/ki.1671-7988.2016.09.018CLC NO.: U464.171 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)09-46-03曲轴是发动机的最重要的零部件之一，其自身的强度和刚度对发动机的可靠性有着决定性的影响，而曲轴的平衡性能也会对曲轴自身及发动机主轴承的工作条件产生影响，因此曲轴的优化设计对提高发动机可靠性和耐久性，甚至整机的振动、油耗都具有重要意义。
直列四缸内燃机曲轴通常采用曲拐夹角为180°的对称平面曲轴结构，其本身已动平衡，但要承受较大的内弯矩[1]。
为使曲轴达到内平衡需要布置平衡重，合理的布置平衡重可以有效减少曲轴受力、主轴承负荷及内力矩，四缸机平衡重布置通常可按分段平衡法布置四块平衡重，或按完全平衡法布置八块平衡块。
四缸柴油机减振分析及改进措施
周晓丹;李青滨
【期刊名称】《专用汽车》
【年(卷),期】2006(000)009
【摘要】为了减少发动机自身及其造成的振动,对4112型四缸柴油机振动大的问题进行了分析,设计了双平衡轴机构,然后对其减振效果进行了测试.
【总页数】2页(P45-46)
【作者】周晓丹;李青滨
【作者单位】空军驻湖北地区军事代表室,湖北武汉,430050;汉阳特种汽车制造厂,湖北武汉,430050
【正文语种】中文
【中图分类】U461.5
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1.某柴油机房楼板振动分析及减振加固 [J], 冯超;邵永健
2.四缸柴油机减振分析及平衡机构设计 [J], 张娜;曾帅;徐兆坤
3.CA4110/125ZL柴油机振动机理分析及减振对策(下) [J], 张礼林;樊嘉天;杜艳明
4.采用双平衡轴对四缸柴油机的减振研究 [J], 陈丹;李佑长;胡作武
5.柴油机有限元模态分析及其减振优化研究 [J], 林枝强;卢祥林;陈振雷
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吉林大学硕士研究生学位论文第五章轴系强迫振动计算5.1激振力矩所作的功计算柴油机是按照一定的发火顺序工作的，在曲轴轴系上作用着一组变化规律相同，彼此相差一个固定间隔角的激振力矩的作用。
当激振力矩的频率与轴系的固有频率相近时，激振力矩就对轴系作功，产生扭振；当两者频率相同时，激振力矩对轴系所做的功达到最大值，产生共振。
由于平均扭矩不产生扭振，所以第ν次激振力矩为Mν：Mν=π4RD2Cνsin(νωt+ψν) （5-1）激振力矩Tν对轴系产生的角位移ϕν为：ϕν=Aνsinνωt （5-2）式中：Aν为第ν次激振力矩产生的角位移的最大值，简称振幅。
由第ν次的激振力矩在柴油机一次发火间隔内所作的功WTν为：2πWTν=∫ωMνdϕν 02π =∫ωMν0dϕνdt dt2π0=π4RDCνAνcosψν∫sin(νωt)cos(νωt)d(ωt) 2 +π4RDCνAνsinψν∫cos2(νωt)d(ωt) 022π由于∫∫2π02πsin(νωt)cos(νωt)d(ωt)=0 cos2(νωt)d(ωt)=π 0所以WTν=π4RD2CνAνπsinψν（5-3）（5-4）即WTν=MνAνπsinψν31论文题目：柴油机扭振分析及减振器匹配研究第ν次的激振力矩Mν为：Mν=π4D2RCν （5-5）所以，当共振时，第ν次的激振力矩Mν与振幅Aν之间的相位差ψν=90o=π2，sinπ2 =1，则共振时激振力矩功WTν为：WTν=MνAνπ （5-6）Z个气缸的柴油机已某一种振动形式进行振动时，各质量振动位移的初相位是相同的，而每一缸的激振力矩由于发火顺序不同，有不同的初相位，使各缸具有不同的振动相位差。
一次发火间隔内由第ν次的激振力矩所作的功WT为： ZWT=π∑MνKAKsinψKK=1 （5-7）式中：ψK 为第k质量的激振力矩与位移振幅之间的相位差；MνK为第k质量的第ν次的激振力矩； AK 为第k质量的位移振幅。
图1传感器安装图
测试工况为发动机全负荷匀加速1000-5500rpm
据采集前，应起动发动机进行热机，确保发动机冷却液温机油温度等达到规定范围值，然后再进行试验。
试验过程中，LMS测试系统将编码器采集的转速脉冲信号计算成角速度信号，然后再对其积分计算成角位移，最后测试系统通过傅里叶变换将时域角位移信号转换成频域角位移，从而得到不同谐阶的扭转角位移振幅随转速变化的结果。
2数据分析
将测试数据在LMS b软件中分析计算。
由于本次试验对象为四缸发动机，在一个工作循环中曲轴旋转两
表3为各谐阶扭转角之和最大值的分析结果。
由表中看出1#和4#皮带轮各谐阶扭转角之和最大值均大于0.2°，不满足设计要求，2#和3#皮带轮符合设计要求。
综合皮带轮单谐阶和各谐阶之和的数据分析结果，3#皮带轮频率为340Hz 能同时满足设计要求，因此该四缸图21#皮带轮测试结果
图32#皮带轮测试结果
图43#皮带轮测试结果
图54#皮带轮测试结果
图6各谐阶扭转角之和
表3谐阶扭转角之和最大值
编号1#2#3#4#谐阶之和
0.254°
0.195°
0.188°
0.226°
图7曲轴扭振colourmap图
图7为340Hz皮带轮前端测得的扭振colourmap图。
从图中可以看出在1000-5500rpm转速范围内，除2谐阶在3500rpm以下扭振振幅较大外，其余各谐阶振幅均较。
四缸发动机曲轴减振器匹配的对比研究
刘志勇;戴湘利;牟宁斌
【期刊名称】《内燃机工程》
【年(卷),期】2005(026)003
【摘要】由于硅油减振器比橡胶减振器具有较好的降低曲轴扭振的性能,通过试验对比分析某四缸发动机曲轴装橡胶减振器及硅油减振器的性能指标,采用硅油减振器后明显降低曲轴扭振的主要谐次的振幅、最大扭振应力及发动机前端的噪声,使曲轴运转更平稳、发动机工作更可靠.
【总页数】4页(P64-67)
【作者】刘志勇;戴湘利;牟宁斌
【作者单位】桂林航天工业高等专科学校,桂林,541004;广西玉柴机器股份有限公司技术中心;广西玉柴机器股份有限公司技术中心
【正文语种】中文
【中图分类】TK402
【相关文献】
1.基于整机噪声的发动机曲轴扭转减振器匹配 [J], 马俊达;卢小锐;王晖
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3.发动机曲轴橡胶扭转减振器稳健性优化匹配 [J], 郭一鸣;魏玉明;上官文斌
4.发动机曲轴减振器匹配设计 [J], 曾小春;骆旭薇;石勇;欧阳宪林;尤德林
5.四缸发动机曲轴设计开发 [J], 卓建佼
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直列四缸发动机的曲轴的动平衡的分析总结：从自身的方面说,对曲轴的设计,涉及到很多方面的知识,例如建立基本的三维模型的能力,以及对机械原理中动平衡概念的理解以及计算。
当然，设计过程中，我的设计只是提供一种理论上关于直列四缸发动机曲轴的动平衡的计算模型,并不是针对某一款发动机的曲轴,只是提供一种计算的模型方法。
为了改善平衡性，直列式发动机曲柄图中的曲柄排列一般设计成均匀分布，因此合成离心惯性力都达到自行平衡，但合成离心惯性力矩仍未达到平衡，合成离心惯性力矩的平衡方法，通常如以下几种：（1）各缸平衡法（2）分段平衡法（3）整体平衡法（4）不规则平衡法各缸平衡法本次设计采用各缸平衡法，计算得每个平衡重的质量为1125g.一．内燃机的外部平衡的分析1.合成离心惯性力即各离心力的矢量和：∑p=p1+p2+p3+p4。
显然∑p=0，即合成离心惯性力为02.合成离心惯性力矩各缸离心惯性力的垂直和水平分力，分别对通过发动机重心的基准面取矩之和，等于发动机在垂直和水平平面内的合成离心惯性力矩。
∑Mx=mr 2w [L 1cos (a+b 1)+L 2cos(a+b 2)+…+Lxcos(a+b x)]=0 ∑My=mr 2w [L 1sin (a+b 1)+L 2sin(a+b 2)+…+Lxsin (a+b x)]=0 合成离心惯性力矩∑22xy MM +∑∑显然，∑M=0，即合成惯性力矩为零。
3.合成一级往复惯性力一级往复惯性力为p1= -2j m Rw cosa∑p1=-2j m Rw [cos(a+b1)+cos(a+b2)+…+cos(a+bx)] = - 4 2j m Rw cosax-----发动机气缸数 a-----曲柄转角b-----分别为各缸曲拐与第一缸曲拐之间的夹角，其中b1=0. 将上式对a 求导，即()1(j )a d P d ∑=42j m Rw sina,令其等于0.则a=0,即a=0时，∑p1最大，最大值为 42j m Rw ，即a=0时对应于∑p1最大值时所在的第一曲柄的转角。
