轿车发动机振动测试及分析_图文

1、轿车发动机振动测试及分析张晨彬 , 薛澄岐(东南大学 机械工程系 , 江苏 南京 210096摘 要 :对某型号直列四缸发动机机体及其在整车中的振动状态进行了原理分析及试验测试 , 掌握了该发动机整体振动状态 、 隔振器联结处附近的振动状态以及相关整车处测点的振动状 态 。 从而为发动机机体及其零部件和整车的减振研究和发动机隔振器的设计 、 改进提供了参 考数据 。关键词 :直列四缸发动机 ; 整车 ; 隔振器 ; 振动测试中图分类号 :U46712 文献标识码 :B C E ngineG 2bin ,XU E Cheng 2qi(The of Engineering ,Southeast U

2、niversity ,J S Nanjing 210096,China Abstract :Based on test and analysis of some model inline four 2cylinder engine and its running s state in whole car ,the vibrational state has been found of whole engine and the connecting point of isolator ,and cor 2 related measuring position s vibrational stat

3、e in whole car as well ,providing the reference data for research on vibration 2reduction of engine ,design of related spare parts and the whole car. It also helps to implement im 2 provement of engine isolators.K ey w ords :inline four 2cylinder engine ;the whole car ;isolator ;vibration test0 引言随着

4、社会发展汽车驾乘的舒适性逐渐成为人 们关注的问题 , 这使得发动机减振日益成为研究的 重点 。 除此之外 , 当发动机产生强烈振动时不仅使 机体本身振动 , 还使得发动机内部的零部件及各种 附属装置 、 车架等均产生振动 , 从而影响车辆的工 作性能 、 寿命以及车辆周围的环境 。 因此必须采取 有效的减振措施以消减发动机的各种抖动 , 使其不 传或少传到车架和外部环境中去 。本文介绍了对 常见于轿车中的直列四缸汽油发动机进行了相关 的振动测试 , 并对测试数据进行分析提出了相应的 改进建议 。1 发动机振动原理分析引起该类型直列四缸汽油发动机振动的主要 激励可能来于三个方面 :1 活塞连杆等

5、往复运动 部件的往复惯性力 ;2 由曲轴飞轮等旋转部件上 不平衡质量引起的离心惯性力 ;3 燃气压力 。下 面分别对该三种激励进行分析 :1. 1 往复惯性力四缸发动机理论上各气缸的往复惯性力可以 表示为 :P j =P j 1+P j 2=M j R 2(cos t +cos2t 其中一级惯性力 P j 1=M j R 2cos t , 二级惯性 力 P j 2=M j R 2cos2t , M j 为各气缸中往复运动部 分的质量 , R 为曲柄半径 , 为曲轴旋转角速度 , 为 曲轴半径与连杆长度之比。 根据上述公式可知 , 一级 惯性力变化频率是曲轴回转频率 , 二级惯性力的频 率是为二

6、倍回转频率 , 往复惯性力的大小与往复质 量 M j 成正比。 当四缸机的各气缸中往复运动部分质 量 M j 相等 , 则有点火顺序可知四个气缸的一级惯性 力相互抵消 , 而二级惯性力则相互叠加使得整机二 阶惯性力为单缸机的四倍 , 力幅为 4M j R 2, 其数值 较大容易引起机体的强烈振动。1. 2 离心惯性力当旋转部件质量为 M r 其引起的离心惯性力 P r 为 :P r =M r R 2cos t 。离心惯性力的频率也是曲轴回转频率 , 大小与 不平衡旋转质量 M r 成正比 。 通常 , 如果对曲轴飞 轮等旋转部件采取动平衡措施 , 使得 M r 很小或者 为零时则离心惯性力 P

7、 r 很小或者等于零 , 因而对整机振动几乎没有影响 , 也不会引起不平衡力矩 。1. 3 燃气压力燃气压力是发动机的内力 , 在机体内平衡不会 向外传递 , 但是当其变化剧烈时会引起倾翻力矩使 得发动机产生振动 。由于曲轴每转两周产生一个 燃气压力高峰 , 所以燃气压力的频率为曲轴回转力 的一半 。1. 4 发动机作为整机的刚体振动如图 1所示的发动机整体振动系统物理模型 , 共有前后 、 左右 、上下三个方向的直线运动和绕各 轴的回转运动共六种 , 以十几赫兹以下的低频振动 为对象 。 这种振动可以用发动机气缸数 、 和惯性力平衡理论加以说明 , , 的低速情况下 。 图 1 发动机整机振

8、动系统物理模型在周期性简谐激振力作用下 , 线性振动系统的 振动微分方程为 :M ¨q +C q +K q=f (t 式中 , M 、 C 、 K 为系统的惯性矩阵 、 阻 尼矩阵和刚度矩阵 , 均为 6×6对称方阵 ;q为系 统广义位移列向量 ; f (t 为发动机激振力在广 义坐标上的列向量 。 这里第三个元素为倾覆力矩 , 第 6个元素为二次往复力矩 , 其余 4个元素为 0。系统中任意一点 (x i , y i , z i , 沿着物理坐标X , Y , Z 方向上的响应可以通过下式求得 : X i =E q; 式中 , (X 为物理坐标下的系统响应列向量 ; E

9、为坐标变换矩阵 ;E =1000z i -y i 010-z i 0 x i1y i-x i2 发动机振动测试方法2. 1 测试条件及对象测试对象 :江苏南亚自动车有限公司提供的178E5027型发动机装配 178E5027型发 动 机 的 Palio 整车 ;测试场所 :江苏南亚自动车有限公司发动机实 验室及其 AVL 台架 ;传感器 :型号 CA -YD -141三向加速度传感 器 , 制造商为江苏联能电子技术有限公司 ;分析仪 :AZ208型带 DSP 并行口数据采集箱 及安正 CRAS 机器振动状态监测系统 , 制造商为南 ,X86计算机一台 。2约880r/min 、 1500r/m

10、in 、 2000r/min 、 3000r/min 、 4000r/min 、 5000r/min 五种转速 下进行测试 。 测试点共 5个点 , 分别为是发动机与 隔振器 、 车架相联接点附近对应的刚性支架处位 置 。 (发动机振动测点布置示意图如图 2所示 ;图 2 发动机振动测点布置示意图b 整车测试转速为驾驶员感觉振动最明显的怠速 (约 880r/min 。测试点共 3个点 , 分别为发动机盖打开后车前端上部 、 驾驶员车门处外侧 、 驾 驶员座椅固定处 。3 测试数据处理分析3. 1 分析方法试验对数台新出厂的该型号发动机进行测试并总结 , 对各个测点的加速度频谱进行分析 , 以掌

11、 握发动机整体振动状况 , 并且对振动较大的频率进 行归纳分析 , 并与主振频率下的幅值进行对比得出 振动较为严重的频率范围 , 找出影响振动状态的因 素 。3. 2 数据分析a 从测试所得加速度频谱图中任选取一张频 谱图 (图 3 , 该图表示 2000r/min 时测点 3处三个方向的振动加速度均方根值 ; 图 3 振动加速度频谱 从图 3中可以看出 :1 垂向 ( 重 ; 2 三 个 方 向 250Hz 以内 ;3 性力频率 (66. ; 燃烧频率和曲轴转频处谱 值相对较小 , 但其高次谐波成分较多故振动能量不 应忽视 。 因此可得出二级往复惯性力是该发动机 的主要振动激振源 , 但是因

12、为曲轴和飞轮等旋转部 件多存在不平衡质量引起不平衡的离心惯性力也 是产生振动的激振源 。将测试所得加速度频谱图部分数据整理成图 4, 它是在 2000r/min 时测点 3处振动加速度均方根值与转速的关系曲线图 。 从图 4可以看出 , 垂向 振动较其他两方向大 , 且垂向加速度随转速的变化 与二级惯性力变化趋势基本一致 , 均近似二次抛物 曲线 。 这是因为二级惯性力的作用方向沿垂直方 向 , 对垂直方向的振动产生直接激励 。图 4 振动加速度与转速关系b 由于垂向加速度能够较为直观的表示出发动机不同转速下不同测点的振动状况 , 故将不同测 点在各转速下的垂向加速度值列于表 1。表 1 各转

13、速关键测点垂向加速度值转速阶数 加速度值 /(m/s 2测点 3测点 4测点 5880一阶 0. 070. 170. 15二阶 1. 012. 303. 352000一阶2. 111. 233. 14二阶 7. 455. 217. 903000一阶5. 414. 463. 87二阶 14. 2710. 6013. 104000一阶10. 6710. 168. 8628. 22. 3046. 585一阶23. 4726. 6456. 8032. 2648. 83从表 1可以看出 , 在发动机各测点处二阶惯性 力频率处的振动量最大 , 且随着转速的增加振动加 速度量也大大增加 , 这与前面所得的二

14、级往复惯性 力是该发动机的主要激振源结论相吻合 。另外从 表 1中可以看出测点 5处 (发动机左后支撑处 的 振动量大于其他两支撑处 (前支撑处 , 右后支撑处 的振动量 , 这是因为右后悬置支撑处承载着发动机 大部分质量 , 各方面的惯性力和反作用力矩影响较 为明显 。c 由于发动机对整车振动影响比较复杂 , 故 主要针对该车型整车最明显的振动状态进行部分 测量 , 即在怠速下对驾驶员感受振动较为明显的位 置进行测量 , 该测量结果见表 2。从表 2中可以看 到振动强度明显减小并随着远离发动机和隔振装 置的作用而减弱 。 其中垂向和横向振动较为明显 , 这与低转速时燃气压力所引起的侧倾振动有

15、关 。表 2 怠速下各测点各方向加速度值测 点测点方向垂向振动值 纵向振动值 横向振动值加速度值 /(m/s 2测点 10. 170. 040. 11测点 20. 030. 030. 13测点 30. 030. 020. 023 结论与建议通过对该型号发动机及其相关整车的振动试验 , 获得了该发动机的振动基本情况 、 相关特性和 主要振源等信息 , 为进一步对发动机机体或相关部(下转第 69页 设计公式 : X 0=0, Z =0 X i =0. 2×i 1 i 8017. 5 i =81R i =1+0. 002339(i -0. 5 -0. 07613 1 i 8019. 588

16、0 i =81Z i =Z i -1+R 2i -X 2i -1-R 2i -X 2i 1 i 806. 067 i =81 原工艺加工方法 , 不能满足非圆曲线的各项技术要求 。 在数控车床上只需运用算术运算指令计算出曲线上多个小圆弧的终点坐标和半径值 , 这样加工完成的曲线完全达到设计要求 。如果小圆弧从图 2分为计算 80, 加工80个小圆弧加工完成 。图 2 运算加工框图由于数控车床在众多企业技术改造中作为首选 , 因此这些企业对机床制造厂家提出了更高的要求 , 即要求工序保证质量的能力 (工序能力指数 CP K 1. 331. , 在验收机床时对指 :CP K =(1-K 6SK =

17、/2=T式中 :T U 公差上限 ; T L 公差下限 ; S 子样的标准偏差 ; K 相对偏移量 ; 绝对偏移量 ; T 公差范围 ; M 公差中间值 ; X 子样的中间值 。正是因为数控车床在机械制造业中占有率越 来越高 , 使很多企业大量的老的工艺装备被淘汰 , 零件品质得到保证 , 为各企业应变能力增强提供了 可靠的保证 , 为这些企业带来了可观的经济效益 , 也使得数控机床制造业处于不断上升的态势 。 收稿日期 :2005207206(上接第 67页 件及整车的减振研究设计提供了一定的参考依据 。重点采取的措施是尽可能的减小二级往复惯性力 ,设置二级平衡机构等方法措施 。另外对各主要隔振器联接处的振动状态进行了相关的分析 , 获得各隔振器联结处的振动状况及找出具有最大振动量的隔振器联结处位置 , 从而为以后进行隔振器合理的选择 、 设计的进一步研究提供了参考依据 。 而对于整车受发动机振动的影响研究也有一定的依据 ,具体更多的数据还