发动机振动

发动机振动（精选十篇）

发动机振动 篇1

某型航空民用涡扇发动机的发动机振动监测和显示系统如图1 所示。这个系统用来监测飞机在地面试车和飞行过程中, 发动机的振动情况并实时在驾驶舱显示, 供飞行员读取。来自于发动机一号轴承加速度计信号ACC1, 发动机风扇框架加速度计信号ACC2, 发动机低压转子转速N1 和高压转子转速N2 输送给发动机振动监测单元 (Engine Vibration Monitoring Unit, 简称EVMU) , EVMU对这四个信号进行处理, 得出发动机的转子振动的幅值和相位信息, 并把振动的信息传给飞机的航电系统 (航电总线是ARINC总线) , 航电系统再传给发动机的控制器, 发动机的控制器把振动的幅值转化为无量纲的振动量, 最后再由发动机电子控制器通过航电总线传到驾驶舱显示系统显示。

根据中国民航总局的运输类飞机适航标准CCAR -25, 在飞机投入商业运营前, 要通过试飞来验证该监测和显示系统能否准确地监测和显示发动机的振动情况。该发动机振动监测和显示系统中的关键部件是发动机振动监测单元EVMU, 它负责对来自发动机的信号进行分析和处理。该部件的供应商在交付该产品前, 在自己的试车台上对该发动机振动监测单元EVMU做了验证试验, 但试车台不是真实的发动机, 只是模拟发动机的高低压转子。所以在对整个系统进行试飞验证试验之前, 有必要把真实发动机的加速度和转速信号输入给发动机振动监测单元EVMU, 进行验证试验, 来确定发动机振动监测单元EVMU能否真实地对发动机的振动情况进行监测, 这样也能提高整个发动机振动监测和显示系统验证试验在飞机试飞过程中的效率。

发动机振动监测单元EVMU接口简介

图2 显示了EVMU接口图, EVMU和外界有两个接口, 一个是后面板连接器, 一个是前面板维护口。从发动机过来的转速, 加速度信号, 与飞机航电系统的交互信息, EVMU处理后的振动信息, EVMU的供电都在EVMU的后面板连接器上。EVMU的前面板维护口主要用于维护和故障诊断, 从EVMU前面板维护口可以得到发动机的转速和加速度计模拟信号。

试验目标与试验条件

从试验目标来说, 主要从以下两方面来验证。

验证EVMU对来自发动机的转速和加速度信号采集和处理的正确性。

验证EVMU前面板维护端口输出的转速和加速度模拟信号的正确性。

从试验条件来说, 对发动机振动监测单元 (EVMU) 进行验证试验, 必备的两个条件是:1. 要对真实的发动机进行振动测量。2. 要有另外一套精确的发动机振动测量系统 (简称ADS) 对发动机振动监测单元EVMU进行验证。

试验设计

试验目标和条件都明确了, 还要进行具体试验设计。

试验具体任务如下:

把发动机的转速信号, 加速度计信号同时输出给ADS和EVMU。 把EVMU的ARINC429 总线端口输出的发动机转速信号, 振动的幅值和相位信号和经过ADS采集和处理的测量结果进行比较, 从而判定EVMU转速和振动信号采集和处理的正确性。

把EVMU的前面板端口输出的转速和加速度计的模拟信号经ADS采集和处理后和EVMU的ARINC429总线端口输出的信号进行比较, 从而判定EVMU输出的转速和加速度模拟信号的正确性。

在真实的发动机试车台上, 进行验证试验, 既要考虑要测到尽可能多的数据, 又要考虑到试验成本, 也就是要在尽可能少的发动机试车下, 完成试验。 根据试验要求, 试验时, 需要同时把发动机的转速信号和加速度信号同时输出给发动机振动监测单元EVMU和发动机振动测量系统ADS。发动机上的转速信号是双通道输出的, 可以同时输出给EVMU和ADS, 没有问题。而加速度计信号是单通道的, 不能在一次试车时, 同时输出给EVMU和ADS, 所以就要进行两次状态相同的发动机试车, 第一次试车把加速度信号输送给EVMU, 第二次试车再把加速度信号输送给ADS。因为试车时, 要在发动机部件上加配重, 使其处于不平衡状态, 这样还需要在原有的加速度计附近额外安装两个加速度传感器来监测发动机的安全状态。

为了提高效率和尽可能多的采集数据, 第一次试车时, 把发动机的一号轴承加速度计信号ACC1, 发动机风扇框架加速度计信号ACC2, 输给ADS;把另外加装的两个加速度传感器信号输给EVMU。第二次试车时, 把传给ADS的加速度信号传给EVMU, 把传给EVMU的加速度信号传给ADS, 就是互换一下加速度信号, 这样既能达到两次试车, 把传送给EVMU和ADS的信号采集到, 又能让EVMU或ADS监测发动机的安全状态。

发动机第一次试车试验配置连接原理如图3 所示。发动机的低压, 高压转子转速N1, N2 同时输出给ADS系统和EVMU。发动机一号轴承加速度计信号FWD CM和风扇框架加速度信号AFT CM输出给ADS。额外加装的加速度计Slave ZVB1A和Slave ZR25M信号输出给EVMU。另外, EVMU前面板的维护口把额外加装的加速度计信号和高低压转子信号 (模拟量) 输出给ADS。ARINC429 总线记录器从EVMU的总线输出端口记录处理后的数据。

发动机第二次试车试验配置连接原理如图4 所示。发动机的低压, 高压转子转速N1, N2 同时输出给ADS系统和EVMU。发动机一号轴承加速度计信号FWD CM和风扇框架加速度信号AFT CM输出给EVMU。额外加装的加速度计Slave ZVB1A和Slave ZR25M信号输出给ADS。另外, EVMU前面板的维护口把额外加装的加速度计信号和高低压转子信号 (模拟量) 输出给ADS。ARINC429 总线记录器从EVMU的总线输出端口记录数据。

两次试车, 发动机经历的加减速状态都保持一致。

试验数据分析

试验做完之后, 对记录的数据进行了分析。

首先对发动机第一次试车, ADS和EVMU分别记录的高低压转子转速数据进行了比较, XNLCT1, XNHCT1是ADS记录的发动机的低压和高压转子转速。N1_rotorspeed_e1_evmi, n2_rotorspeed_e2_evmi是EVMU采集到的发动机的低压和高压转子转速。比较结果如图5所示。从图5可以看出, 在整个试车期间, EVM处理的N1和ADS采集到的N1曲线重合, 基本一致。而对于N2, EVMU处理的结果和ADS采集到的有微小偏差。所以EVMU对发动机的低压和高压转子转速能进行准确采集。

把发动机两次试车的高低压转子转速相对应得进行了比较, 如图6所示。从图上可以看出在相对应的时间段内, 两次试车的高低压转子转速N1, N2基本一致, 这表明两次试车发动机运行状态基本一致, 所以两次试车的数据具有可比性。

下面就来着重看一下EVMU对加速度计信号处理是否准确。把发动机第一次试车ADS采集处理得到的振动信息和第二次试车EVMU采集处理得到的振动信息进行比较。图7显示了以低压转子转速N1为跟踪滤波的转速和振动幅值的关系。从图上可以看出EVMU和ADS采集处理的结果基本相符。图8显示了以高压转子转速N2为跟踪滤波的转速和振幅的关系, 从图上可以看出EVMU和ADS采集处理的结果基本相符, 但从图上可以看出当N2转速达到18000转/min时, EVMU的输出掉到了零值。从图7、图8的分析可以看出, 除了当N2转速在最大值时, EVMU输出不正常外, EVMU能对发动机的振动信号进行正确处理。

对EVMU前面板维护口输出的模拟信号N1, N2和加速度模拟信号进行分析, 并和EVMU采集处理的结果进行比较。以N1为跟踪滤波的比较如图9所示, 以N2为跟踪滤波的比较如图10所示。从图9可以看出对N1的振动响应, 两者的分析结果一致。从图10可以看出对N2的振动响应, 两者的分析基本一致, 但是当N2达到18000转/min时, EVMU的输出为零, 所以可以判断出是EVMU中的滤波器逻辑设置有问题。

结语

从总体试验数据来看, EVMU能对发动机的转速和振动信号进行正确采集和处理。把试验的情况和供应商进行了交流, 关于N2达到18000转/min时, EVMU的输出为零的问题, 供应商查了EVMU的接口设计文件, 证实EVMU中设置的N2转速最大值是18000转/min, 所以当N2超过18000转时, 就跟踪不上了。供应商要对EVMU的软件进行升级来解决这个问题。

某微型发动机振动特性计算分析 篇2

某微型发动机振动特性计算分析

研究了具有锥齿轮啮合及机匣系统的某微型发动机的振动特性.采用弯扭耦合传递矩阵法计算临界转速、不平衡响应和初始弯曲响应,计及转动惯量、陀螺力矩、剪切变形、粘性阻尼和轴向力的`影响.为了提高机匣振动固有频率的计算精度,还采用轴质量均布的传递矩阵法计算转子-机匣系统的临界转速与不平衡响应.临界转速及不平衡响应计算结果与试验结果吻合较好.

作 者：李志刚 杨海燕 任平珍 魏德明 王茉瑚 胡璧刚 Li Zhigang Yang Haiyan Ren Pingzhen Wei Deming Wang Mohu Hu Bigang  作者单位：李志刚,Li Zhigang(西安高华微电路有限公司,西安,710068)

杨海燕,任平珍,魏德明,王茉瑚,胡璧刚,Yang Haiyan,Ren Pingzhen,Wei Deming,Wang Mohu,Hu Bigang(西北工业大学航空动力与热力工程系,西安,710072)

刊 名：推进技术  ISTIC EI PKU英文刊名：JOURNAL OF PROPULSION TECHNOLOGY 年，卷(期)： “”(6) 分类号：V439 关键词：航空发动机   结构振动   振动分析   数值计算  

汽车发动机停车振动现象及解决 篇3

关键词：汽车；发动机；停车振动；工作原理

评价汽车性能的一个重要因素就是汽车驾驶的舒适性，而汽车是否振动是影响汽车舒适程度的一项关键性指标。当前汽车市场出现了多种功能的汽车，客户在挑选汽车时会首先考虑到汽车的外型和汽车的振动现象。因此，汽车在启动、行驶或停车时的振动情况也影响着汽车的销量。为了更好的促进汽车质量的提高，促进汽车销售量的增加，应当更加着力于研究汽车的减振或抑振装置，提升汽车的性能。

1.汽车发动机的工作原理

汽车发动机装置应用转子发动机模式，利用旋转的路径替代了直线路径，使转子受到膨胀的严厉，直接作用于可燃气，使燃烧产生的膨胀压力变为驱动里，借助驱动扭矩使转子的三个面向转轴中心偏离，从而产生转动力。汽车发动机与离合器、变速器形成了汽车的动力系统，是汽车的重要动力源，这些部位的振动最容易对汽车整体的振动产生影响，汽车的振动幅度是怠速状态下4倍以上的时候就会对汽车车身产生振动。因此，相关人员要十分重视汽车发动机的振动现象。

2.汽车发动机停车振动现象表现

汽车的振动正如其他物体共振的现象一样，汽车也有其固有的频率，当这种频率与外界的激励频率相近时就会产生共振。而汽车的发动机的固有频率为8至20赫兹内，在这个相对较低的频率期间发动机不会产生共振现象，但是当汽车发动或者停车的时候则其转动频率会超过固有频率，从而引起发动机的共振，发动机在启动时，汽车的气缸内会产生大量的能量，发动机的转速也会随着升高，但是由于启动时，转动频率超过固有频率的时间较短，因此，启动过程中产生的振动较弱。但是汽车停车的过程中，汽车气缸内燃料不再燃烧，发动机的转速会降低，这时候汽车转动频率穿过发动机固有频率的周期较长，所以汽车停车时很容易产生剧烈的振动。

3.汽车发动机停车振动现象的原因

汽车发动机停车振动会受到车内机组转子的影响，汽车轴承磨损的影响等。汽车运行过程中，振动现象会逐渐增多，振动频率会逐渐增大，汽车发动机中的转子会弯曲变形或者产生，导致振动。轴承磨损也会使汽车发动机产生振动，轴承的磨损会使汽车轴承的支撑强度下降，汽车容易产生工频振动。汽车机组的振动也会使汽车发动机振动，机组的非正常振动会使汽车轴承受损从而导致汽车机振动。针对汽车发动机停车产生振动的问题，首先要将汽车发动机后盖拆开进行数据检测，看汽车发动机的叶轮、隔板等部位是否有问题，然后将发动机机内的树脂清除干净，检查轴承是否发生磨损，并置换车内受损零件。

4.汽车发动机停车振动现象的解决方法

4.1安装汽车振动抑制装置

要减轻汽车停车时的振动现象，可以通过在汽车中安装抑振装置，利用汽车共振原理，通过短时间内关闭进气道，减少惯性能量来克制汽车振动。汽车抑振装置减少了汽车发动机停车所需时间，能够通过电磁阀客服普通口径气阀的闭合，调整阀体结构，采用更加有效的制动方式，减少汽车停车时带来的振动。

4.2汽车振动抑制装置的工作原理介绍

尽管以往的发动机悬置隔震减震方法能够很大限度地减小汽车发动机在各种工况下的振动，然而却无法解决汽车在停车时产生的振动现象。所以，我们能够运用汽车发动机汽缸的典型结构，通过对转机械停车共振进行抑制来发明出一种用于阻隔汽车发动机进气的电磁阀，并运用定时控制器来控制此阀门动作的时间。每当汽车发动机断油停车时，此阀门于同一时刻切断发动机进气管内的进气流，进而关闭发动机排气门，汽缸活塞从上止点到下止点运动时，一定量的负压就会出现在发动机汽缸中，进而阻挡活塞的下行，使得回转体的惯性能量得以削弱。然后发动机系统可以迅速通过其共振频率带，使其快速地实现熄火停车，从而达到大幅减弱汽车发动机停车时出现的振动状况。

4.3汽车振动抑制装置对汽车停车振动现象的作用

通过对比试验的方法来检测抑振效果，例如比较汽车发动机安装抑振装置前后的振动幅度，能够了解到抑振装置在汽车发动机中，除了能够在断电情况下抑振电磁阀所起的功用，还能够有效减弱汽车发动机停车振动现象的发生，从而大幅提高汽车发动机抑制振动的效率，有着很高的实用价值。通过对模拟仿真软件的合理运用，加装抑制振动装置创新質量控制方法，并运用现代化的控制技术来实现对汽车发动机振动现象的全过程质量监控。进而实现对储能弹簧的压缩，实现对电阻焊接中的电流、压力和热量参数的高效监制。在使用双管路气制动系的制动系统中，通过解除制动再设置一套独立的辅助操纵系统，并结合驻车制动的渐进性和应急制动的特点，将手制动阀装设在驾驶员的左侧控制箱内，在简化操作方式的同时，有效地实现抑制汽车振动现象的发生。此外，要重视对汽车发动机的日常维护工作，对发动机内部各段的压力、温度以及转速和流量等设备参数进行定期检测，实现对发动机机组的工作点位置加以确定的目的，及时对偏离正常工作点的机组展开数据调整。

5.总结

科学技术的进步为人们生活带来了便捷和舒适，汽车驾驶的舒适性也是人们的一项迫切需求。汽车停车振动现象影响了汽车驾驶的舒适性，而汽车发动机是影响汽车振动与否的重要部位，因此，应当从汽车发动机的工作原理和共振原理出发，设计出既能保证汽车动力又能减轻振动的装置---汽车抑振装置，减轻汽车停车时的振动，提高汽车的舒适性。

参考文献：

[1]商冬梅.汽车发动机停车振动现象及解决方案[J].技术与市场.2014（08）.

[2]吴政清.桑塔纳2000系列轿车充电系故障诊断与检修[J].农机使用与维修. 2010（02）.

发动机振动 篇4

关键词：航空活塞发动机,曲轴系统,扭转振动,特性计算,响应分析

航空活塞发动机曲轴系统的扭转振动是导致诸多机械故障的重要因素,已有文献资料表明曲轴系统的扭转振动会引起整流罩裂纹、磁电机漏油或滑油泵齿轮异常磨损等故障[1,2]。航空活塞发动机曲轴系统的扭转振动引起的故障具有复杂和多变性,往往需要对曲轴系统的扭转振动特性进行深入的理论与试验研究后,才能有效的解决故障。近年来,已有许多学者对活塞发动机曲轴系统的扭转振动问题进行了深入的研究,取得了一些有价值的研究成果,但他们的研究主要集中在车用和船用活塞发动机上。然而,航空活塞发动机的结构与工况等有别于其它活塞发动机,其曲轴系统的扭转振动特性也不尽相同,目前很少发现针对航空活塞发动机曲轴系统的扭转振动进行深入研究的文献[3—12]。

本文以典型的水平对置式四缸航空活塞发动机Lycomig-IO-360为研究对象,建立曲轴系统扭转振动的计算模型,进行扭转振动特性计算,并结合发动机在使用中的不同工况进行扭转振动响应分析,为航空活塞发动机的使用、维护与设计提供理论指导,以降低因曲轴系统扭转振动而引发的故障并奠定故障分析的理论基础。

1扭转振动计算模型

根据Lycomig-IO-360航空活塞发动机曲轴系统的实际结构,按当量简化原则,考虑各激振力矩和阻尼后,建立曲轴系统扭转振动计算模型如图1所示。

图1中,J1～J6为各质量的转动惯量; K1～K5为各质量间的扭转刚度; C1～C4为各缸的黏性阻尼,C6为螺旋桨的空气阻尼;T1～T4为各缸的激振力矩,T5为螺旋桨空气阻力矩。

根据达朗伯尔原理,建立图1所示的曲轴系统扭转振动的运动微分方程为

$J\ddot{\theta }t+C\dot{\theta }(t)+{\rm K}\theta (t)={\rm T}(t)$ (1)

式(1)中

$J=\left[\begin{array}{cccccc}J{}_1& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& J{}_2& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& J{}_3& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& J{}_4& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& J{}_5& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& J{}_6\end{array}\right];$

$C=\left[\begin{array}{cccccc}C{}_1& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& C{}_2& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& C{}_3& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& C{}_4& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& C{}_6\end{array}\right];$

T(t)={T1(t),T2(t),T3(t),T4(t),0,-T6(t)}T;

θ(t)={θ1(t),θ2(t),θ3(t),θ4(t),θ5(t),θ6(t)}T;

$\dot{\theta }(t)=\{\dot{\theta }{}_1(t),\dot{\theta }{}_2(t),\dot{\theta }{}_3(t),\dot{\theta }{}_4(t),\dot{\theta }{}_5(t),\dot{\theta }{}_6(t)\}{}^{\text{Τ}};$

$\ddot{\theta }(t)=\{\ddot{\theta }{}_1(t),\ddot{\theta }{}_2(t),\ddot{\theta }{}_3(t),\ddot{\theta }{}_4(t),\ddot{\theta }{}_5(t),\ddot{\theta }{}_6(t)\}{}^{\text{Τ}}$。

其中J为转动惯量矩阵;C为阻尼矩阵;K为刚度矩阵;T(t)为激振力矩列向量;θ(t)为角位移列向量;$\dot{\theta }(t)$为角速度列向量;$\ddot{\theta }$(t)为角加速度列向量。

由于曲轴系统的激振力矩很难写出其数学表达式,故采用离散傅里叶变换(DFT)将激振力矩变换为

$\{\begin{array}{l}{\rm T}{}_k(t)={\rm T}{}_{k,0}+{\displaystyle \sum _{{\nu }^{\prime }=0.5}^{\infty }{\rm T}}{}_{k,\nu }\sin (\nu \omega t+\delta {}_{k,\nu })\\ {\rm T}{}_{k,0}=\frac{1}{{\rm N}}{\displaystyle \sum _{n=0}^{{\rm N}-1}{\rm T}}{}_k(n)\\ {\rm T}{}_{k,\nu }=\sqrt{Re{}_{k,\nu }^2+{\rm I}m{}_{k,\nu }^2}\\ Re{}_{k,\nu }={\displaystyle \sum _{n=0}^{{\rm N}-1}{\rm T}}{}_k(n)\cos \left(\frac{2\text{π}n}{{\rm N}}\nu \right)\\ {\rm I}m{}_{k,\nu }={\displaystyle \sum _{n=0}^{{\rm N}-1}{\rm T}}{}_k(n)\sin \left(\frac{2\text{π}n}{{\rm N}}\nu \right)\\ \delta {}_{k,\nu }=\tan {}^{-1}\frac{{\rm I}m{}_{k,\nu }}{Re{}_{k,\nu }}\end{array}(2)$

式(2)中,Tk,0为激振力矩的平均力矩;Tk,ν为第ν谐次力矩的振幅;ν为数学谐次数(ν=0.5,1,1.5,2,…);k为各质量点的编号(k=1,2,…6);δν为第ν谐次力矩的初相位;ω为曲轴角速度;Tk(n)为激振力矩的离散值;N为-个变化周期内激振力矩离散值的数量。

将式(1)中的T(t)经式(2)变换后,由振动理论可知,曲轴系统在第ν谐次激振力矩作用下,式(1)的通解形式为

θk,ν(t)=Ak,νsin(νωt+εk,v)=αk,νsin(νωt)+βk,νcos(νωt) (3)

将式(2)、式(3)代入式(1),变换得到

$\left[\begin{array}{cc}{\rm K}-(\nu \omega ){}^{2}J& -\nu \omega C\\ \nu \omega C& {\rm K}-(\nu \omega ){}^{2}J\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}\alpha {}_{\nu }\\ \beta {}_{\nu }\end{array}\right]=\left[\begin{array}{c}{\rm T}{}_{\nu }\cos (\delta {}_{\nu })\\ {\rm T}{}_{\nu }\sin (\delta {}_{\nu })\end{array}\right](4)$

式(4)中

αν={α1,ν,α2,ν,α3,ν,α4,ν,α5,ν,α6,ν}T;

βν={β1,ν,β2,ν,β3,ν,β4,ν,β5,ν,β6,ν}T;

Tνcos(δν)={T1,νcos(δ1,ν),T2,νcos(δ2,ν),T3,νcos(δ3,ν),T4,νcos(δ4,ν),T5,νcos(δ5,ν),

T6,νcos(δ6,ν)}T;

Tνsin(δν)={T1,νsin(δ1,ν),T2,νsin(δ2,ν),T3,νsin(δ3,ν),T4,νsin(δ4,ν),T5,νsin(δ5,ν),T6,νsin(δ6,ν)}T。

由式(4)可解得

$\left[\begin{array}{c}\alpha {}_{\nu }\\ \beta {}_{\nu }\end{array}\right]=\left[\begin{array}{cc}{\rm K}-(\nu \omega ){}^{2}J& -\nu \omega C\\ \nu \omega C& {\rm K}-(\nu \omega ){}^{2}J\end{array}\right]{}^{-1}\left[\begin{array}{c}{\rm T}{}_{\nu }\cos (\delta {}_{\nu })\\ {\rm T}{}_{\nu }\sin (\delta {}_{\nu })\end{array}\right](5)$

将式(5)代入式(3),可得曲轴系统第K质量点在第ν谐次激振力矩作用下的扭转角位移为

$\{\begin{array}{l}\theta {}_{k,\nu }(t)=\alpha {}_{k,\nu }\sin (\nu \omega t)+\beta {}_{k,\nu }\cos (\nu \omega t)=\\ A{}_{k,\nu }\sin (\nu \omega t+\epsilon {}_{k,v})\\ A{}_{k,\nu }=\sqrt{\alpha {}_{k,\nu }^2+\beta {}_{k,\nu }^2}\\ \epsilon {}_{k,\nu }=\arctan \left(\frac{\beta {}_{k,\nu }}{\alpha {}_{k,\nu }}\right)\end{array}(6)$

根据线性叠加原理,曲轴系统第K质量点的综合扭转角位移为

$\theta {}_k={\displaystyle \sum _{\nu }\theta }{}_{\nu ,k}(t)={\displaystyle \sum _{\nu }A}{}_{k,\nu }\sin (\nu \omega t+\epsilon {}_{k,v})(7)$

2扭转振动特性计算

Lycomig-IO-360航空活塞发动机的点火顺序为1→3→2→4,工作转速范围为(700～2 700)r/min,最大功率为135 kW,装用螺旋桨型号为HC-C2YR-2CEUF/FC7666A,桨叶角变化范围为12.4°～17.9°。曲轴系统扭转振动特性计算参数见表1,n(r/min)为曲轴转速[13],单气缸作用下的曲轴激振力矩见图2[1],图2中的激振力矩为燃气压力所产生的激振力矩和活塞连杆组件往复惯性力所产生的激振力矩的综合力矩。

依据相关理论得[14],各缸的第ν谐次激振力矩与第1缸同谐次的激振力矩的相位为νξi,1,ξi,1为第i缸与第1缸间的点火间隔角。因此,可分析得出曲轴系统扭转振动的主谐次为ν=2,4,6,…,次主谐次为ν=1,3,5,…。

将式(1)中的阻尼矩阵C和激振列向量T取为0。通过相应的变换后,依据表1中的参数即可求出曲轴系统的所有固有频率,计算得出的曲轴系统前5阶固有频率见表2,前5阶振型如图3所示。

曲轴系统转速稳定时,螺旋桨的空气阻力矩波动小,空气阻力矩的谐波系数取为零。依据表1中的参数和图2的激振力矩曲线,应用本文第1节所建立的扭转振动计算模型,以Matlab为平台进行曲轴系统的扭转振动特性计算。

图4为曲轴系统第1质量点即曲轴自由端在2 400 r/min(巡航转速)及工作转速范围内的扭转角位移振幅A(θ)的变化曲线。从图4中可以看出,第1质量点的扭转振动在谐次ν=1,2,3,4,6处比较明显,强扭转振动主要集中在主谐次上。其中ν=2为第1主谐次,对应的激振力矩幅值大且相位相同,此处产生了最大的角位移振幅0.034 2°;ν=6尽管为第3主谐次,但由于此时的转速接近于该谐次所对应的临界转速(2 268 r/min),同样产生了较大的角位移振幅0.012 5°。

3各种工况下扭转振动响应分析

3.1相同进气压力不同转速时扭转振动响应

由于进气压力与燃气压力成正比,活塞连杆组件往复惯性力与转速平方成正比。因此,相同进气压力不同转速时,燃气压力所产生的激振力矩相同,而活塞连杆组件往复惯性力所产生的激振力矩不同,曲轴系统受到的综合激振力矩不同,扭转振动响应也不同。

图5为进气压力为0.745 MPa,转速分别为2 400 r/min、2 700 r/min时,曲轴系统第1质量点的扭转角位移A(θ)的时间历程曲线。从图5可以看出,相同进气压力时,曲轴系统的角位移振幅随转速升高而增大,低进气压力高转速会引起扭转振动显著增强,其中转速为2 700 r/min处的角位移振幅为0.147 3°,达到了转速为2 400 r/min处的角位移振幅0.097 4°的1.51倍。

3.2螺旋桨变距时扭转振动响应

螺旋桨转速不变时,曲轴系统的激振力矩的平均值等于螺旋桨的空气阻力矩,空气阻力矩随桨距变化而变化。因此,转速不变螺旋桨变距时,活塞连杆组件往复惯性力所产生的激振力矩相同,而燃气压力所产生的激振力矩不同,曲轴系统受到的综合激振力矩不同,扭转振动响应也不同。

图6为转速为2 400 r/min,螺旋桨桨叶角分别为13°、15°时,曲轴系统第1质量点的扭转角位移A(θ)的时间历程曲线。从图6可以看出,转速不变而螺旋桨变距会改变曲轴系统的扭转振动,桨距增大扭转振动增强,桨距减小扭转振动减弱,其中桨叶角为15°时的角位移振幅为0.096 8°,为桨叶角为13°时的角位移振幅0.086 5°的1.1倍。

4结论

通过对Lycomig-IO-360航空活塞发动机曲轴系统的扭转振动特性计算以及各工况下扭转振动响应分析,得出如下结论:

1) 相同进气压力时,转速越高曲轴系统的扭转振动越大,低进气压力高转速会引起扭转振动显著增强。

2) 转速不变的情况下进行螺旋桨变距会改变曲轴系统的扭转振动,桨距越大扭转振动越强。

发动机振动 篇5

试验法是测量结构上某些点的动态输入和输出响应，根据测得的频响函数估计模态参数。试验法准确性较高，但是需要制作模型，成本较高，效率较低。解析法是建立数值模型，求解系统的特征方程，从而得到结构的模态参数。解析法计算效率高，成本低，也是设计阶段常用的方法。在得到车架的动力特性后，结合发动机振动特性，即可以进行发动机激励对车架动力特性影响的研究。

本文以一物料车车架结构为研究对象，建立精细的有限元模型，采用Block Lanczos 向量迭代法，对模型动力特性进行分析，计算得到车架的固有频率和相应振型。通过对发动机振动分析，研究了发动机激励对车架动力特性的影响，为物料车的设计提供了理论依据。

1 有限元模态分析理论

对于物料车多自由度弹性结构，求解系统的固有振型与固有频率即求解下式的广义特征值问题。

2 有限元模型的建立

物料车车架由左右分开的2 根纵梁、7 根横梁与3根斜梁组成，属于边梁式车架。车架长约21. 54 m，宽约2. 74 m。车架纵梁为箱型，横梁、斜梁为槽型。实际物料车车架工艺复杂，结合结构动力分析的特点，建立数值模型时在不影响振动分析结果的前提下对物料车车架进行了简化，简化原则为: ①焊接和螺栓连接部位视为刚性连接; ②简化几何外形，忽略车架上的小圆孔和倒角。

物料车车架的主体结构采用Q345D 钢板，弹性模量210 GPa，泊松比0. 27，密度7 850 kg /m3。应用三维绘图软件SolidEdge 建立物料车车架结构的CAD 模型，导入ANSYS 软件，采用4 节点Shell63单元进行有限元网格划分，将车架结构的材料属性、壁厚等参数赋予相应的单元。车架有限元模型，节点总数为30 879，单元总数为30 258 个。考虑到车架立柱轴与悬架连接，将车架上的荷载传递到悬架上，因此将车架柱轴端面施加全约束。

3 车架模态计算结果与分析

发动机振动 篇6

柴油机是往复运动机械,其激振力主要来源于活塞-曲柄机构周期性运动时产生的惯性力,以及气缸内气体燃烧产生的周期性气压力[1]。将传感器垂直安装在气缸体与曲轴箱的连铸体侧壁采集的机体低频段振动信号直接反映了柴油机工作中振动激励源的信息[2]。因此,采用发动机低频振动采集系统进行故障测试诊断方面的研究对尽早发现并排除故障隐患、防止事故发生、提高柴油机的经济性有着重要的现实意义。目前,通过PC机的RS2 3 2串行接口与外部设备进行通讯,是许多测控系统中常用的一种通信解决方案,但当其以查询方式接收数据时,用户只能等候在计算机当前界面而不能进行其它操做,直到数据接收完毕。本系统运用V S.2008.C#线程管理功能决了这一问题,改善了人机交互环境,优化了系统性能。

2 系统简介

发动机低频振动信号采集系统由3部分组成:振动传感器、数据采集板、PC机应用程序,整个系统结构如图1所示。应用北京通磁伟业传感技术有限公司生产的ZD24(DC5V)型振动传感器将EQ6BT5.9型柴油发动机机体表面的机械振动转变成0~5V模拟电信号。数据采集板利用AT 89S51微控制器以采样频率1.6k Hz驱动ADC0832完成A/D变换并将数据经美信公司的RS223接口芯片MAX232传输给PC机。PC机上的应用程序通过C#2008.NET 3.5框架下的线程类和Serial Port类很好地实现了PC机与数据采集板之间的实时数据通信并将采集到的振动数据保存为txt文本文件供MATLAB生成的COM组件对其进行FFT分析与显示。

3 系统硬件设计

图2数据采集板框图

图2是数据采集板框图,该板主要由单片机AT89S51、A/D转换器ADC0832、电源模块DC/DC等组。数据采集板采用RS232串口方式与外界通信,其原理图如图3。

图3数据采集板原理图

4 系统软件设计

系统软件设计包括两个部份:固件程序设计、PC机应用程序设计。二者互相配合,才能完成可靠、实时的数据采集与传输。固件程序是用C51语言编写的,主要作用是启动A/D转换、发送数据,上位机程序是用最新的C#3.0语言编写。

4.1 固件程序设计

固件程序(又称单片机程序)是指固化到徽控制器模块内的程序。本系统的固件程序是采用C51开发完成的,其流程图如图4所示。

固件程序设计中的核心部分是A/D转换程序。当上位机准备好后,加电启动采集板自动启动A/D转换。具体的A/D转换程序如下:

4.2 PC机应用程序设计

应用程序是系统与用户的接口,它通过线程和Serial Port类完成对数据采集板的通信和控制。使用线程后,程序在以查询方式接收数据的同时,用户则可以进行其它操作[3]。C#串行类(Ser i a l Por t)是Vi sua l Studio.Net 2008中一个的类,属于System.IO.Por ts命名空间,将它与线程结合开发的应用程序具有功能强大、界面友好、高效简便、通信快速、实时性好等特点。数据采集界面如图5。

4.2.1 C#串行类的初始化设置

对串口进行初始化设置,由Serial Port对象的参数可知主要包括设置串口号,波特率,奇偶校验位,数据位数,停止位数等。以下为各参数所代表的含义并实例化一个串口对象:

4.2.2 读操作

从串口输入缓冲区的同步读取一个字节操作通过执行S e r i a l P o r t.R e a d B y t e()来实现的,串口类Read Timeout属性可以设置读取操作未完成时发生超时之前的毫秒数。当程序以查询方式接收到数据采集板发来的数据后,串行类执行此读方法。

4.2.3 计算采样频率

由于固件程序是用C51语言编写的,存在计算采集频率的困难。本系统通过在C#3.0中调用Q u e r y P e r f o r m a n c e F r e q u e n c y()和Query Performance Counter()两个Windows API函数对接收数据程序段采用精确计时的方法,巧妙的实现了系统采样频率的精确计算。它们的引用代码如下:

经计算,本系统的采样频率fs=1600Hz。根据采集定理,当信号在最高频率fmax时,采样频率fs≥2fmax就能使采样信号不发生“混叠。”通常,把最低允许频率fs=2fc称为Nyquist频率,工程中,为可靠起见,常取fs≥(3~4)fmax。根据振源的实际情况(康明斯6BT5.9型柴油发动机机体侧壁产生的低频振动信号),设定采样327 68次,用时20.4 8秒。

4.2.4 低频振动信号分析

发动机稳定怠速工况(750±100r/min)下,进入系统数据采集界面开始采集信号,之后程序自动将其保存为t xt文本供在C#3.0中调用MATLAB生成的C OM组件对其进行分析,其原始信号图、频谱分析情况如图6所示。根据动力学分析,EQ6BT5.9型柴油机在工作过程中对气缸体的主要振动激励源如下:(注:F为柴油机转频、怠速工况下F=12.5Hz)

1)单缸活塞横向撞击气缸壁;频率:3 F

2)整机(六个缸)作功冲程气体燃烧压力;频率:3 F

3)整机(六个缸)活塞横向撞击气缸壁;频率:6 F

从实测数据频谱分析的结果来看与动力学分析一致,验证了该系统的可靠性。

5 结束语

发动机低频振动信号采集系统能够方便应用于振动信号的实时采集与分析,具备快速连接、灵活快捷获取数据等优点,可实现大批量、无限时的实时数据采集。本系统已成功运用于柴油发动机故障检测与诊断,加之PC机的普及性,更使得这套系统具有广阔的应用前景。

参考文献

[1]张小明,刘建敏,乔新勇.柴油机缸盖振动信号关联维数的影响因素分析[J].装甲兵工程学院学报,2008,22(1):38-41.

[2]廖东,符欲梅,周荣建.柴油机供油系统故障的振动诊断法研究[J].重庆大学学报,1998,21(3):46-49.

发动机振动 篇7

发动机作为车辆的核心部件,车辆的动力性、经济性、可靠性和环保性等性能指标都直接与其有关[1],它的技术状况直接决定了车辆是否能够正常运行。但由于该机械系统结构复杂、非线性和不确定性因素较多,为了减少设备故障造成的损失,需对发动机运行状态进行监测和诊断分析,而振动信号无疑是一个重要信息。发动机是往复运动机械,其激振力主要来源于活塞——曲柄机构周期性运动时产生的惯性力,以及气缸内气体燃烧产生的周期性气体压力[2]。因此,对产生激振力的发动机机构表面振动信号进行采集与监测,对进一步进行故障诊断、排除故障隐患、防止事故的发生以及提高发动机的经济性有着重要的现实意义。

传统检测发动机振动的物理仪器因功能单一、检测结果可靠性差和成本较高等因素影响,在实际应用中受到很大制约。随着计算机技术的发展,出现了有别于传统仪器的虚拟仪器,因其高性能的模块化、硬件结合灵活的软件功能,在机械测试与试验方面应用越来越广泛。本文基于Lab VIEW虚拟仪器开发平台设计了一套发动机振动信号采集系统,很好的实现了发动机表面振动信号的采集。

1 采集系统的构成

信号采集系统由传感器、调理电路、数据采集卡和计算机四部分组成。图1为采集系统的结构框图。数据采集硬件的选择需根据具体的应用场合和现有的技术资源确定,由于本采集系统的应用场合为发动机实验室,其环境条件较恶劣,所以对采集系统硬件的要求较高。

1.1 传感器

传感器选用压电式加速度计,它将传统的压电式传感器与电荷放大器集于一体,能直接与记录和显示仪器相连,简化了测试系统,提高了测试精度和可靠性。其突出特点是:输入阻抗低,抗干扰能力强,噪声小;性价比高,安装方便,可通过磁座吸附在发动机缸体表面,尤其适于多点测量;稳定可靠,抗潮湿、粉尘和有害气体;传感器外壳绝缘,避免了测试环境的干扰,保证了测试的可靠性。本系统选用的压电式加速度传感器测量范围:-100g~+100g,灵敏度为:50.81mv/g,工作温度范围:-40~120℃。将传感器垂直安装在气缸体与曲轴箱的连铸体侧壁,这样采集的机体低频段振动信号直接反映了发动机工作中振动激励源的信息[3]。

1.2 调理电路

调理电路将传感器信号与计算机隔开,放大弱信号,必要时进行滤波处理。调理电路由信号隔直电路、交流信号放大电路、交流信号滤波电路和信号叠加电路等组成,经过放大、滤波后的信号叠加后送入数据采集卡。由于本系统选用的传感器产生的振动信号伴随一定的干扰,在进行加速度信号采集前,要对传感器输出信号进行滤波处理,实现对原始振动信号的提取。此外,还需要对测量信号进行放大处理,以满足采集卡模拟输入电压范围的要求。

1.3 数据采集卡

数据采集卡是外界信号进入计算机的通道,在这个通道中要实现A/D转换、放大等功能。数据采集卡选用NI USB-6009,8路模拟输入,2路模拟输出,14位模数转换,最高采样频率48k Hz,电压范围-10V~+10V。用户可以使用Lab VIEW自带的NI-DAQmx测量软件进行自定义测量系统编程。图2是数据采集卡模拟输入电路。

一般来说,数据采集卡都有自己的驱动程序,该程序控制采集卡的硬件操作,通常这个驱动程序是由采集卡的供应商提供,用户只需对驱动程序的源程序进行适当的添加和修改,就可以满足系统硬件的需求。NI公司为基于NI数据采集设备的数据采集系统提供了相应的接口驱动及VI函数(VI,Virtual Instrument)。本系统利用NI公司提供的数据采集设备驱动程序DLL文件在Lab VIEW环境下完成数据采集程序的编写。

2 系统软件设计

2.1 数据采集流程

软件设计基于Lab VIEW自带子VI的基础上,通过CLF方式(调用动态链接库方式)实现驱动程序的调用,从而实现数据采集、信号调理、数据存储和图形显示等功能。系统流程图如图3所示。

数据采集利用NI-DAQmx模块下的DAQmx Read.vi和DAQmx Clear Task.vi来控制DAQ采集卡实现模拟信号的数据采集,将外部模拟信号通过采集卡的A/D功能转化为数字信号,再通过USB总线连接到控制主机上;信号调理通过Filter.vi实现信号滤波;最后用写入测量文件Express VI将滤波后的信号写入测量文件,进行数据的存储和图形的显示。

2.2 采集参数设置

数据采集参数设置的主要作用是对采集卡的工作参数进行必要的设置,使之能够进行正常的数据采集。这些参数设置的是否合理,关系到传感器信号的采集乃至整套系统能否正常工作,因此具有重要的意义[4]。

2.2.1 采集通道设置

采集通道设置用来设置同时采集的输入通道数。对于本系统选择的数据采集卡而言,1至8路模拟输入通道可同时采集数据。本系统只用到其中两个通道。

2.2.2 采样点数和采样频率设置

采集点数用来设置数据存储缓冲区的大小,本系统设为2048点,即存储在缓冲区内的采集点数为2048点。采样频率则是对采集卡的采集频率进行设置,根据采样定理,本系统设置的采样频率为24000Hz。

2.3 数据采集程序编写

数据采集程序的编写利用NI-DAQmx模块下的相关VI进行组合,实现发动机振动信号的数据采集功能。首先使用DAQmx创建通道.vi创建加速度计的测试通道;其次用DAQmx定时.vi和DAQmx配置输入缓冲区.vi分别对采样频率和缓冲区大进行设置;然后,在DAQmx开始任务.vi的触发下,利用DAQmx读取.vi对设置的两条输入通道进行数据读取,并在前面板显示波形;最后,利用DAQmx清除任务.vi清除任务。最终的程序框图见图4所示。

2.4 数据的存储

数据的存储是将采集到的信号参数进行保存,为后续的分析处理做参考。为了满足不同数据的存储格式和性能需求,Lab VIEW提供了多种类型的文件存储格式,比如,文本文件(txt)、二进制文件、数据记录文件、基于文本的测量文件(LVM)、数据存储文件(TDM)和TDMS文件等。本文选择基于文本的测量文件(LVM文件)进行数据的存储,这种文件格式的特点是它能将动态数据按一定格式存储在文本文件中,并且在数据前加上一些信息头,例如采集时间等,可以由Excel等文本编辑器打开查看其内容。

2.5 系统验证

Lab VIEW很大的一个优势就是它提供了丰富的数据图形化显示控件,而且使用起来极其方便[5]。采用图形的形式来显示测试数据及分析结果,能看出被测对象的变化趋势,使虚拟仪器的前面板更加形象直观。图5是本设计系统采集到的发动机曲轴轴承处原始信号,图6是利用一数据采集与分析仪采集到的发动机曲轴轴承处原始信号,通过对比图5和图6可知,本系统采集的信号是稳定可靠的。

3 结论

1)本文基于Lab VIEW图形化编程语言,实现了对发动机曲轴轴承处振动信号采集系统的设计,整个系统实现了信号采集、信号调理、数据存储和图形显示几个功能,并通过系统验证,证明本系统是稳定可靠的;

2)对发动机曲轴轴承表面振动信号进行采集和存储,为进一步进行故障诊断、事故预防和提高发动机的经济效益都有重要意义;

3)与传统的数据采集系统相比,基于Lab VIEW的数据采集系统具有价格低廉,使用性强,开发周期短,数据处理简单方便以及便于维护等优点。

摘要：本文基于LabVIEW图形化编程语言,实现了发动机曲轴轴承处振动信号采集系统的设计,系统包括硬件和软件两大部分:硬件部分由传感器、调理电路、数据采集卡和计算机组成;软件部分主要完成信号采集程序的设计。通过对比验证,表明系统是稳定可靠的。

关键词：动力机械工程,信号采集,LabVIEW,发动机振动

参考文献

[1]曹炳元.应用模糊数学与系统[M].北京:科学出版社,2005.

[2]张小明,刘建敏,乔新勇.柴油机缸盖振动信号关联维数的影响因素分析[J].装甲兵工程学院学报,2008,(02).

[3]廖东,符欲梅,周荣建.柴油机供油系统故障的振动诊断法研究[J].重庆大学学报,1998,(05).

[4]张晓娟.基于LabVIEW的发动机台架测试系统研究[D].西北农林科技大学,2008.

发动机振动 篇8

气缸压缩压力是指发动机在活塞上升压缩空气过程中气缸内的最高气体压力。气缸压缩压力的大小与发动机气缸密封状况有关。测定气缸压缩压力可以从总体上评价气缸的密封性。

气缸压缩压力可以采用压力传感器直接测量。但对装甲车辆柴油机而言,该方法受安装空间限制,在中间位置的气缸上甚至无法安装传感器。另一种常用的方法是测量起动电流波形或起动时蓄电池端电压的变动波形来间接判断各缸的压缩压力,但是这种方法受蓄电池电压影响,不能测量压缩压力的量值。国际上通常利用这种方法来检测气缸压缩的均衡程度。

目前利用气缸盖振动信号诊断发动机故障以及间接检测气缸内压力的研究比较多[1,2,3,4,5,6],但主要针对气缸最高燃烧压力的检测,对压缩压力的检测比较少见。由于在压缩过程中气缸内气体压力不断升高,形成了气缸压力的振荡,在这种激励作用下产生气缸盖的振动信号。这是一种低频振动信号,主要频率范围约为60～600 Hz。考虑到缸盖振动与缸内气体压力的这种响应关系,本文采用振动测试手段,研究了不解体间接测量气缸压缩压力的方法。

1 实车测试试验与信号采集

测试试验在装甲车辆12150L柴油机上进行,试验中分别采用压力传感器和振动加速度传感器同步测量了起动电机拖动柴油机时的左6缸的气体压力信号、气缸盖振动信号以及曲轴箱体的振动信号,如图1～图3所示。振动传感器分别安装在左6缸的气缸盖凸沿上和上曲轴箱体中央处。测量曲轴箱体的振动信号的目的,是通过一定的自适应滤波方法,消除叠加于气缸盖振动信号之上的曲轴箱体内部件(如曲柄连杆机构等)引发的振动信号的影响。

12150L柴油机为V形12缸,各缸的爆发间隔角为60 °CA。根据图4所示的各缸爆发顺序,可以判断左6缸的上止点位置在420 °CA。因此在气缸盖振动信号波形上420°CA附近的振动序列应为左6缸压缩过程产生的振动信号。

2 气缸盖振动信号的噪声滤除

柴油机压缩过程气缸盖的振动信号中除包含压缩压力产生的激励外,还包括气门对气门座冲击的激励,以及叠加了由柴油机其它机构如曲柄连杆机构等产生的振动激励和车体的振动激励(以下都称为机体振动),这些都将通过曲轴箱体而传递到气缸盖上,因此必须通过适当的方法加以滤除。本文采用自适应神经滤波的方法,消除气缸盖振动信号中的机体振动噪声影响。

2.1 振动信号频谱分析

依据系统的频率保持特性,当测得信号受到噪声干扰时,只有与输入信号相同的频率成分才是真正由输入引起的输出。如果把机体振动信号作为系统输入x(t),把气缸盖振动信号作为系统输出y(t),则需要确定气缸盖振动信号中由机体振动引发的频率成分。气缸盖振动信号及机体振动信号的自功率谱及两者的互功率谱如图5所示。

由图5可以看出,缸盖振动信号的主要频率是2 000 Hz以下的中低频成分,此外还包含2 000～8 000 Hz的高频成分。机体振动信号的主要频率是2 000Hz以下的中低频成分。缸盖振动信号与机体振动信号中相关的主要频率是2 000 Hz以下的中低频成分,此外还有2 000～6 000Hz的高频。机体振动信号中的这些频率成分将对气缸盖振动产生影响。

2.2 机体振动噪声的滤除

为了消除机体振动对缸盖振动信号的干扰,采用图6所示的ADALINE自适应神经滤波器模型[7,8]进行滤波。网络输入为机体振动信号,输出为气缸盖振动信号,抽头延迟线D的抽头数R=10。自适应滤波后的气缸盖振动信号及其频谱如图7所示。比较图5a中的频谱,可以发现滤波后,原缸盖振动信号中的由机体振动引起的频率干扰成分被有效削减,信噪比明显提高。

3 缸压激振信号的识别

在柴油机倒拖过程中,气缸盖的振动信号主要包含缸内压力的激振信号和气门对气门座的冲击激励成分以及其它的干扰成分。因此在滤除了干扰噪声后,还必须对缸压激振信号进行识别和分离。12150L柴油机是四冲程发动机,在1个工作循环内(720 °CA)要经过进气、压缩、膨胀作功和排气4个过程。根据12150L柴油机各缸的爆发顺序和配气相位,可以获得各激励源在振动信号时间历程上的激励位置,如图8所示。由图8可见,各激励力在时间上呈一定间隔分布。左6缸的振动信号中,在上止点(压缩终了)附近有本缸的进气门关闭(288 °CA)、排气门开启(552 °CA)时的激励力,此外还可能包含有邻近的左5缸的排气门开启(252 °CA)、排气门关闭(500 °CA)时的激励力。由于其余各缸相对左6缸或在时间域上间隔较长,或在结构位置上相距较远而可以忽略不计。由此可以得出这样的结论:在左6缸压缩终了上止点前后各80 °CA的时间内,缸盖振动信号只含有气缸压力的激励。因此可以提取出气缸压力的激振信号,如图9所示。

4 基于RBF神经网络的气缸压力检测

从系统的观点来看,如果把气缸体作为1个系统,以气缸压力信号作为系统输入,其激振信号为系统输出,经过分析缸压与缸盖振动信号之间的传递函数可以看出,该系统是非线性系统。对于这种复杂的输入输出间的映射关系,神经网络以其高度的非线性和泛化能力即拟合能力,非常适合于完成这种非线性系统的映射功能。本文采用了人工神经网络模型实现由缸压信号至振动信号之间的映射,从而间接检测气缸压缩压力。

4.1 神经网络模型的选择

采用人工神经网络模型实现由缸压信号至振动信号之间的映射,实质上是一种函数逼近问题。Poggio和Girosi在函数逼近的基础上研究了神经网络之后指出[8],传统的采用Sigmoid激励函数的多层感知器并不是函数的最好逼近,激励函数具有局部特征的径向基函数神经网络(RBF)对函数具有更好的逼近能力。因此本文中采用RBF神经网络来完成振动信号至缸压信号之间的映射逼近,网络模型如图10所示。

隐单元基函数为高斯函数undefined,其中t为高斯函数的中心,σ为方差。输出单元还设置了阈值φ0,其做法是令隐层的1个神经元的输出φ0恒为1。

4.2 网络输入的确定

机械振动信号具有较强的随机性,因此如果直接把缸盖振动信号作为神经网络的输入,虽然神经网络具有一定的鲁棒性和容错性,但仍会给网络的训练及输出带来误差。因此需要对原始振动信号进行一定的处理和变换。从另一个角度来看,振动信号的随机性主要表现为高频成分的变化,因此通过适当方法削弱高频成分而凸现低频特征,将有利于消除振动信号的随机性。本文采用Hilbert变换求得了气缸盖振动信号的包络信号及其自功率谱,如图11所示。对比图9b中的频谱,可以看出,经过包络变换后信号频谱的幅度不发生变化,而高频成分被削弱,从而在一定程度上消除了原振动信号的随机性。

本文将缸盖振动信号的包络谱幅值作为RBF网络的输入。之所以采用信号频谱作为网络输入,而不是原振动信号,是因为在实际发动机倒拖过程中每一个工作循环的转速并不严格相同,从而在信号采集时会导致采集数据长度不一致。这样在神经网络实际检测时会出现输入数据点数与输入层单元数不一致而无法工作。而在功率谱分析时可通过自动补零的方式使数据长度一致,而且从图11中可以看出,振动信号包络谱的主要能量集中在约600 Hz以下的低频,因此可以取这一频段上的200条谱线幅值作为网络输入。这样既避免了采样长度不一致带来的影响,又可减小网络规模,使运算速度得以提高。

4.3 RBF网络训练及检验

实际建立的RBF网络模型,输入层有200个单元,分别对应于振动信号包络谱的谱线幅值。输出层有5 000个单元,分别对应实际测量的气缸压力值。采用20个振动信号包络谱及气缸压力样本对网络进行训练,误差指标设为0.001。训练达到误差指标后,另采用4个检测样本对网络性能进行检验,如图12所示。由图12可以看出,神经网络的检测结果与实际压力值较吻合。表1中列出了最大压缩压力值的检测结果,检测误差不超过1 %。另外,为了说明检测压力与实际压力的接近程度,计算了两者之间的欧氏距离度量,也可以发现两者非常接近。综上所述,说明了所建立的RBF网络的检测效果是令人满意的。

5 结论

(1) 利用自适应滤波方法可以有效滤除混杂在气缸盖振动信号中的机体振动干扰,提高了目标信号的信噪比。

(2) 通过发动机的配气相位可将气缸盖振动信号中的各激励成分在时间域上分割开来,从而提取出由气缸内气体压力激发的振动信号。

(3) 利用RBF神经网络可实现气缸内气体压力与其激振信号之间的函数映射关系,从而实现由气缸盖振动信号间接检测气缸压缩压力,为发动机的使用、维修提供技术支持。

摘要：提出了一种通过测量发动机气缸盖振动信号来间接检测气缸内气体压缩压力的方法。同步测量了在发动机倒拖过程中的气缸压缩压力信号、气缸盖振动信号和发动机机体振动信号,利用自适应滤波方法滤除了气缸盖振动信号中包含的机体振动信号形成的噪声干扰,利用配气相位从时间域分离出由气体压缩压力激发的振动信号并计算了其包络谱。建立了RBF神经网络模型,以气缸盖振动信号的包络谱作为网络输入,以气缸压缩压力作为输出,实现了气缸压缩压力的间接检测。

关键词：内燃机,气缸压缩压力,振动测量,自适应滤波,神经网络

参考文献

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[2]杜海平,张亮,史习智.基于径向基函数神经网络的内燃机气缸压力识别[J].内燃机学报,2001,19(3):249-252.Du H P,Zhang L,Shi X Z.Identification of internal combus-tion engine cylinder pressure based on radial basis function neu-ral network[J].Transactions of CSICE,19(3):249-252.

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[4]刘世元,李锡文,杜润生,等.内燃机气缸压力的振动信号倒谱识别方法[J].华中理工大学学报,1998,26(6):80-82.Liu S Y,Li X W,Du R S,et al.Identification of engine cylin-der pressure from vibration signals by cepstral analysis[J].Journal of Huazhong University of Science and Technology,1998,26(6):80-82

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[7]Alexander S T.Adaptive signal processing theory and applica-tions[M].New York:Springer Verlag,1986.

发动机振动 篇9

关键词：摩托车发动机,振动,试验台架

4 发动机在摩托车整车上的振动测试

4.1 测试目的与条件

在耐久台架上出现发动机箱体破裂后,担心路试发动机也出现这种现象而危害试车员,认为有必要在路试前作出评估。另一方面通过对车上发动机相同部位的振动与应力测试,与性能台架、耐久台架上的测试数据对比,也可能会对台架的改动有借鉴作用。因此决定,对装在车上的发动机进行测试。为了便于比较,测试点与台架相对应。

测试时整车是在底盘测功机进行的,发动机的测点位置同台架试验中一样。

4.2 发动机在整车架上与在试验台架上的测试结果对比

4.2.1 发动机各测点振动数据

图11和图12为发动机在耐久台架和整车上箱体测试1点、2点的振动情况。

图11显示测点1在整车架上和性能台架、新耐久台架上的振动基本相同。但比旧耐久台架上的振动小得多。此外,整车振动幅值随速度变化的曲线比较光滑。图12显示测点2(缸头顶部)的振动在整车架上小于性能台架、新耐久台架,更小于旧耐久试验台架。综合上述情况,可以认为旧耐久台上发动机的振动远大于整车架上的振动,而性能台架和新耐久台架上发动机的振动只稍大于在整车架上的振动。

4.2.2 前、后支架测点振动数据

从图13和图14的对比可见,旧耐久台上支架的振动远大于整车架上的振动,而性能台架、新耐久台架上支架的振动则接近于整车架的振动。

4.2.3 发动机箱体应力测试结果

为了便于比较,本次整车测试选择的箱体应力测试点是台架测试箱体应力较大的几个点。测试也是在嘉陵检测站大功率底盘测功机进行的,整车架上箱体应力测试结果与发动机台架上的部分测试结果同列于表4中。

由表4可以看出,整车架上发动机的箱体应力水平小于试验台上发动机箱体的应力水平,而且受转速升降影响比较小,原因可能是整车上的隔振好,箱体变形小。

5 耐久试验台架的改进措施

5.1 改进方向

在前面比较了三种试验台架上和整车架上发动机箱体、支架的振动情况和应力情况。由于不同的试验台之间的差别不止一处,振动与应力出现差别的原因也就不是唯一的,这对于判断耐久试验台架的改进方向带来困难。不过,以下几点还是可以肯定的。

a.同一个台架上试验,缩短连接轴的长度和提高发动机与测功机轴的对中性后,作用明显。

b.旧耐久台架与性能台架相比,联轴节的长度一样,只有测功机和底座两点不同,而性能台架上的发动机振动明显小于旧耐久台架,同时底座振动也明显小于旧耐久台架,可以认为是性能台架的整体式底座起了作用。

c.整车架的应力水平明显低于发动机的试验台架,可以说明发动机与台架及地基之间的隔振好是有好处的。

基于以上认识,决定建立一个新的耐久试验台架(简称新建台架),与旧耐久台架相比,改进的方向是加强底座的刚性。具体的措施是:用整体式底座;取消底座和地基之间的胶套;使用短的联轴节;装配时,测功机的轴与发动机轴对中误差控制在0.2 mm以内。

5.2 改进效果

表5为发动机满负荷6 000 r/min工况下在新建台架上测得的箱体应力与前述性能台架及整车架上测试结果之对比。可以看出,新建耐久台上箱体应力有了较明显的降低,而且短联轴节的情况更好一些。

表6中给出了发动机满负荷、6 000 r/min工况下,新建台架和性能台架的振动测试结果。共安排了10个测点,它们的位置分别是:发动机后部,发动机顶部,发动机前下部,发动机侧面,发动机前上悬挂,发动机前下悬挂,夹具底板,测功机底板,发动机后上悬挂,发动机后下悬挂。由表6可以看出:

注:空白处无数据,因为试验中应变片损坏

a.新建耐久试验台的振动能量显著降低,其中采用长联轴节时振动能量稍大于采用短传动轴时振动能量。

b.后悬挂上支点(测点9)的振动能量最大,前、后悬挂中上悬挂的振动能量明显高于下支点的振动,后上悬挂的振动比前上悬挂的振动强。

6 结论

某发动机在恒定转速6 000 r/min情况下做耐久实验时,因台架振动能量大而发生箱体失效现象,针对这个问题主要作了两方面的工作。

a.通过测试不同台架上不同部位的振动情况以及发动机箱体的应力,分析出影响发动机振动和箱

体部件断裂的主要因素。

b.采取改进台架底板、去除底板和地基之间的减震胶垫以及减短发动机和测功机之间的联轴节等措施,有效降低了台架的振动能量。发动机在新建台架上顺利通过了200 h耐久试验。

参考文献

[1]严兆大.内燃机测试技术[M].浙江:浙江大学出板社,1997.

[2]刘培基,王安敏,王淑君,等.机械工程测试技术[M].北京:机械工业出板社,2003.

[3]李方泽,刘馥清,王正.工程振动测试与分析[M].北京:高等教育出板社,1997.

发动机振动 篇10

1 汽车噪声的主要来源

汽车噪声的来源是多方面的, 其中主要来源有发动机工作过程中产生的排气噪声、进气噪声和风扇噪声等, 发动机燃烧过程中的压力变化及惯性力引起的振动, 传到车身引起弯曲振动和扭转振动, 同时向车内辐射中低频噪声。因此控制发动机振动对车内振动和噪声的影响至关重要。

2 发动机振动对车内噪声影响的实验

实验研究目的在于研究发动机振动对车内噪声的影响。

由汽车理论知。汽车加权加速度均方根值的计算公式为:

2.1 1500转

X方向 (前) :aw x=0.95465

Y方向 (上) :aw y=0.86467

Z方向 (左) :aw z=1.03881

加权加速度均方根值:

2.2 2500转

X方向 (前) :aw x=1.41599

Y方向 (上) :aw y=1.46546

Z方向 (左) :aw z=1.83130

加权加速度均方根值:

由实验数据可以看出随着转速的升高, 各个方向的加速度变大, 发动机的振动增加。这是由于发动机转速增大, 气缸内的压力增长率增大, 机械振动增大, 转速增加使得汽车在同样时间内的进排气量增大, 还有由于在曲轴等零件转动时一定是不平衡转动, 在转速增加时不平衡转动的频率增加使得振动增大等等因素造成的各种冲击增大, 使车辆振动增大。

3 发动机噪声测试实验

实验的目的在于分析发动机不同工况对车内噪声的影响。

3.1 测试方法

噪声测试仪器:传声器、传声器电源、电压放大器、信号采集仪、微机信号处理系统、声级计。

测试的信号传输路径:声源→传声器→电压放大器→信号采集仪→微机信号处理系统。

声源:发动着的汽车发动机。

传声器校准:采用1000Hz、93.6分贝的声级校准器进行校准。

传声器位置:放在桥车驾驶室内, 在与驾驶员耳朵同高处的驾驶员右侧。

噪声信号采集:分别在轿车发动机转速为1500rpm、2000rmp、2500rpm的工况下进行数据采集。

3.2 数据分析

本次测试汽车在1500rpm、2000rpm、2500rpm三种工况下的20Hz~20KHz的噪声数据。舍去声压级为负值的部分, 数据处理如下。

在70Hz~100Hz时噪声声压级十分突出, 可能这时的频率和汽车的某一部件发生共振导致声压突然变大。另外, 在频率250Hz之前声压级呈上升趋势, 在250Hz之后, 声压级基本保持不变, 说明了, 在低频时随频率升高声压级升高, 但在高频时基本保持不变。由此说明, 车内噪声能量主要分布在发动机二阶振动频段和部分高阶振动的频段和转速范围内。发动机的二阶振动对车内噪声主要影响转速在1500~2500转每分钟, 所以可以抑制发动机的二阶振动可使车内噪声大幅减小。

4 低噪声发动机设计

在产品设计阶段于满足基本性能的前提下, 应同时按降声要求选择结构参数, 降低发动机噪声的一般方法有:

1) 降低发声上重要频域内燃烧和机械激振力的数量级;

2) 提高结构刚度, 减小外部声发射表面的振动;

3) 在结构上引入附加阻尼, 衰减振动能量;

4) 改变激振力的传递途径;在传递途径上隔振;

5) 减少辐射声表面;

6) 采用隔声罩。

由于发动机的二阶振动传递到车身引起车内噪声在1500r/min, 2000r/min和2500r/min等转速附近激发了较大的噪声。上述转速分别对应发动机二阶振动的50HZ~80HZ, 综合控制振动和噪声的原理, 可以通过修改发动机和副车架弹性支承特性, 修改车身顶棚结构, 控制主要发声部件的振动等途径改善车内声振特性。

5 结语

通过上述发动机振动对车内噪声影响的研究, 得出发动机对车内噪声影响的振源主要是发动机的二阶振动, 设计中注意控制发动机的二阶振动向车体板件的传递, 达到降低车内噪声的目的。

摘要：通过实验分析了发动机振动、工况对车内噪声的影响, 研究了发动机二阶振动是引起车内噪声的主要原因, 控制发动机的二阶振动向车体板件的传递, 控制主要发声部件的振动, 达到降低车内噪声的目的。

关键词：发动机,振动,噪声, 控制

参考文献

[1]张立军, 周鋐, 余卓平, 靳晓雄.发动机振动引起的车内噪声控制研究.振动测试与诊断, 2001.