曲轴轴系的扭转振动
周期增长，振幅几何级数衰减。
3、单质量有阻尼强迫振动
I&& C& k M sin pt
&& 2n& 2 hsin pt
R
T=M sin(pt)
Aent sin 2 n2t Bsin pt
h B
2 p2 2 4n2 p2
arctan
2np 2p
2
4、单质量有阻尼强迫扭振特征
第四节 曲轴轴系的扭转振动
• 曲拐作用力大小和方向变化 • 阻力矩的变化
产生曲轴的扭转振动和弯曲振动。
曲轴的弯曲刚度大，固有频率高，不易产生弯曲振动。 曲轴的扭转刚度小，扭振频率低，易产生扭振。
一、自由扭转振动
1、单质量扭振系统
I&& k 0
&& 2 0
0
cost&0 Fra biblioteksin t
Asin t
I12 k1,2 1
1
1
I 2 2
0 k1,2 1
I1 I2 k
I1I2
2、双质量扭振系统
A1
A1 I1
A2
I2
A2
结点
3、多质量扭振系统
4、三盘解例
4、三盘解例
设3盘的直径为1m，质量分别为500kg, 1000kg和1500kg。L1=L2=75cm， d=12cm，材料的剪切模量 G=8×109N/m2
相当于在强迫振动的基础上，叠加有阻尼的自由振动。
h
B
h
2
2 p2 2 4n2 p2
1
p
2
2
2n
2
p
2
2n p
2np arctan
2 p2
arctan
1
p 2
2n
B B0
,
B0
h
2
1
1
p
2
2
2
p
2
p
arctan
1
p
2
强迫振动的幅频特性和相频特性
固振周期：
T 2 I
k
振
幅： A
02
&0
2
相
位：
arctan 0 &0
2、双质量扭振系统
I1&&1 k1,2 1 2 0 I2&&2 k1,2 2 1 0
1 A1 sin t 2 A2 sin t
I12 k1,2 1 A1 A2 0
A1 I2 2 k1,2 1 A2 0
二、单质量有阻尼强迫扭转振动
1、单质量有阻尼扭振
阻尼力矩：R －C&
I&& C& k 0 && 2n& 2 0
R
Aent sin 2 n2t
振动周期： T
2 2 2 n2
1
1
n2
2
2、单质量有阻尼扭振特征
• 当n>ω 时，非周期运动，盘缓慢返回平衡位置 • 当n＝ω 时，临界阻尼 • 当n<ω 时，周期性振动，
三、直列6缸机曲轴扭振计算
1、计算模型
2、激振转矩相位机主激振谐量
3、曲轴扭振Ⅰ、Ⅱ阶主振型
四、曲轴的减振措施
1、减振措施
• 减小激振输入 • 改变曲轴固有频率 • 装置减震器
2、减震器
• 动力型减震器 • 阻尼型减震器 • 动力阻尼型减震器
图10-18 液压阻尼式扭振减振器 1—轮毂 2—片簧组 3—中间体 4—压紧环 5—侧板 6—供油孔
3、单质量有阻尼强迫振动
I&& C& k M sin pt
&& 2n& 2 hsin pt
R
T=M sin(pt)
Aent sin 2 n2t Bsin pt
h B
2 p2 2 4n2 p2
arctan
2np 2p
2
4、单质量有阻尼强迫扭振特征
第四节 曲轴轴系的扭转振动
• 曲拐作用力大小和方向变化 • 阻力矩的变化
产生曲轴的扭转振动和弯曲振动。
曲轴的弯曲刚度大，固有频率高，不易产生弯曲振动。 曲轴的扭转刚度小，扭振频率低，易产生扭振。
一、自由扭转振动
1、单质量扭振系统
I&& k 0
&& 2 0
0
cost&0 Fra biblioteksin t
Asin t
I12 k1,2 1
1
1
I 2 2
0 k1,2 1
I1 I2 k
I1I2
2、双质量扭振系统
A1
A1 I1
A2
I2
A2
结点
3、多质量扭振系统
4、三盘解例
4、三盘解例
设3盘的直径为1m，质量分别为500kg, 1000kg和1500kg。L1=L2=75cm， d=12cm，材料的剪切模量 G=8×109N/m2
相当于在强迫振动的基础上，叠加有阻尼的自由振动。
h
B
h
2
2 p2 2 4n2 p2
1
p
2
2
2n
2
p
2
2n p
2np arctan
2 p2
arctan
1
p 2
2n
B B0
,
B0
h
2
1
1
p
2
2
2
p
2
p
arctan
1
p
2
强迫振动的幅频特性和相频特性
固振周期：
T 2 I
k
振
幅： A
02
&0
2
相
位：
arctan 0 &0
2、双质量扭振系统
I1&&1 k1,2 1 2 0 I2&&2 k1,2 2 1 0
1 A1 sin t 2 A2 sin t
I12 k1,2 1 A1 A2 0
A1 I2 2 k1,2 1 A2 0
二、单质量有阻尼强迫扭转振动
1、单质量有阻尼扭振
阻尼力矩：R －C&
I&& C& k 0 && 2n& 2 0
R
Aent sin 2 n2t
振动周期： T
2 2 2 n2
1
1
n2
2
2、单质量有阻尼扭振特征
• 当n>ω 时，非周期运动，盘缓慢返回平衡位置 • 当n＝ω 时，临界阻尼 • 当n<ω 时，周期性振动，
三、直列6缸机曲轴扭振计算
1、计算模型
2、激振转矩相位机主激振谐量
3、曲轴扭振Ⅰ、Ⅱ阶主振型
四、曲轴的减振措施
1、减振措施
• 减小激振输入 • 改变曲轴固有频率 • 装置减震器
2、减震器
• 动力型减震器 • 阻尼型减震器 • 动力阻尼型减震器
图10-18 液压阻尼式扭振减振器 1—轮毂 2—片簧组 3—中间体 4—压紧环 5—侧板 6—供油孔
合集下载
曲轴轴系扭转振动等效模型
4
三、发动机曲轴轴系示意图
5
四、扭振模型等效公式
6
四、扭振模型等效公式
以上公式中，Jhub式为扭转减振器轮毂绕曲轴转动中心线的转动惯量， Jsegi为阶梯轴i绕曲轴转动中心线的转动惯量， Jmgi 为主轴颈i绕曲轴转动中心线 的转动惯量， Jwi为第i个曲柄臂绕曲轴转动中心线的转动惯量， Jcpi为第i个曲 柄销绕曲轴转动中心线的转动惯量， Jgear为齿轮绕曲轴转动中心线的转动惯量， Jcyli为第i缸活塞组件及其连杆等效转动惯量， Jfw为飞轮绕曲轴转动中心线的转 动惯量。个弹簧的扭转刚度如下
Ksegi为第i个阶梯轴扭转刚度， Kmji为第i个主轴颈扭转刚度， Kwi为第i个曲 柄臂的刚度， Cri为曲轴轴系的内阻尼， Coi为曲轴轴系的外阻尼。 安装曲轴扭转减振器的模型将再多等效一个惯量环、弹簧与阻尼。
7
曲轴轴系扭转振动模型
曲轴
飞轮
扭转减 振器
1
一、发动机曲轴轴系示意图
Байду номын сангаас
2
二、曲轴轴系扭振模型等效原则
将发动机曲轴轴系简化为曲轴扭振模型时，每个部件等效为两个相同转 动惯量盘和一个弹簧，具体方法如下图。两个管两盘的转动惯量的和等于原 部件的转动惯量，弹簧的刚度等于原部件的扭转刚度。
3
三、曲轴轴系分割示意图与扭振模型
曲轴轴系的扭转振动
第四节 曲轴轴系的扭转振动
• 曲拐作用力大小和方向变化 • 阻力矩的变化 产生曲轴的扭转振动和弯曲振动。
曲轴的弯曲刚度大，固有频率高，不易产生弯曲振动。
曲轴的扭转刚度小，扭振频率低，易产生扭振。
一、自由扭转振动
1、单质量扭振系统
I k 0
2 0 0 0 cos t sin t A sin t
2n 2 0
Aent sin
2 n2 t
2
2 1 1 n2
R
振动周期： T
n
2
2
2
2、单质量有阻尼扭振特征
• 当n>ω 时，非周期运动，盘缓慢返回平衡位置
• 当n＝ω 时，临界阻尼 • 当n<ω 时，周期性振动， 周期增长，振幅几何级数衰减。
A2
结点
3、多质量扭振系统
4、三盘解例
4、三盘解例
设3盘的直径为1m，质量分别为500kg, 1000kg和1500kg。L1=L2=75cm， d=12cm，材料的剪切模量 G=8×109N/m2
二、单质量有阻尼强迫扭转振动
1、单质量有阻尼扭振
阻尼力矩：R －C
I C k 0
2
2
arctan
p
p 1
2
强迫振动的幅频特性和相频特性
三、直列6缸机曲轴扭振计算
1、计算模型
2、激振转矩相位机主激振谐量
3、曲轴扭振Ⅰ、Ⅱ阶主振型
四、曲轴的减振措施
1、减振措施
• 减小激振输入 • 改变曲轴固有频率 • 装置减震器
2、减震器 • 动力型减震器 • 阻尼型减震器 • 动力阻尼型减震器
• 曲拐作用力大小和方向变化 • 阻力矩的变化 产生曲轴的扭转振动和弯曲振动。
曲轴的弯曲刚度大，固有频率高，不易产生弯曲振动。
曲轴的扭转刚度小，扭振频率低，易产生扭振。
一、自由扭转振动
1、单质量扭振系统
I k 0
2 0 0 0 cos t sin t A sin t
2n 2 0
Aent sin
2 n2 t
2
2 1 1 n2
R
振动周期： T
n
2
2
2
2、单质量有阻尼扭振特征
• 当n>ω 时，非周期运动，盘缓慢返回平衡位置
• 当n＝ω 时，临界阻尼 • 当n<ω 时，周期性振动， 周期增长，振幅几何级数衰减。
A2
结点
3、多质量扭振系统
4、三盘解例
4、三盘解例
设3盘的直径为1m，质量分别为500kg, 1000kg和1500kg。L1=L2=75cm， d=12cm，材料的剪切模量 G=8×109N/m2
二、单质量有阻尼强迫扭转振动
1、单质量有阻尼扭振
阻尼力矩：R －C
I C k 0
2
2
arctan
p
p 1
2
强迫振动的幅频特性和相频特性
三、直列6缸机曲轴扭振计算
1、计算模型
2、激振转矩相位机主激振谐量
3、曲轴扭振Ⅰ、Ⅱ阶主振型
四、曲轴的减振措施
1、减振措施
• 减小激振输入 • 改变曲轴固有频率 • 装置减震器
2、减震器 • 动力型减震器 • 阻尼型减震器 • 动力阻尼型减震器
曲轴系统的扭转振动
图4-3 三质量扭振系统
I1 ϕ1 + C1ϕ1 − C1ϕ 2 = 0 I 2 ϕ2 − C1ϕ1 + ( C1 + C2 ) ϕ2 − C2ϕ3 = 0 I 3 ϕ3 − C2ϕ2 + C2ϕ3 = 0
（4-13）
第二节 扭转振动系统自由振动计算
三、三质量扭振系统
设通解 ϕi = φi sin(ωet + ε )，此时各质量应为同步运动。代入方程式 （4-13）得到频率方程为
4.研究扭振的目的
通过计算找出临界转速、振幅、扭振应力，决定是否采取减振措施， 或避开临界转速。
5.扭振当量系统的组成
根据动力学等效原则，将当量转动惯量布置在实际轴有集中质量的 地方；当量轴段刚度与实际轴段刚度等效，但没有质量。
第二节 扭转振动系统自由振动计算
一、单质量扭振系统
单质量的扭振系统是有一根一端固 定、只有弹性没有质量（因而没有惯性） 的假象轴和在轴的另一端固定着的一个 只有质量（惯性）没有弹性的假象圆盘 所组成（如图4-1）
图4-1 单质量扭振系统
设轴的扭转刚度为C(N•m/rad)，圆盘的单位角度转动惯量（简称转动 惯量）为I(kg•m2/rad)，轴的长度为l，如图4-1所示。由于这种单质量扭振 系统的运动可由圆盘的一个变量（扭转角 ϕ）来表征，故称单自由度系统。 所谓自由扭转振动是指当扭振系统受到一个暂时的干扰力矩左右使系 统偏离平衡位置一个不大的角度，并突然排除干扰力矩使系统不再受任何 外界干扰的作用，仅由于轴系本身的恢复力矩与惯性力矩的交替变换，系 统就按着本身固有频率ωe（或称自振频率）而产生的扭转振动。 接下来研究这种扭转振动。
ϕ =φ sin (ωe t+ε )
I1 ϕ1 + C1ϕ1 − C1ϕ 2 = 0 I 2 ϕ2 − C1ϕ1 + ( C1 + C2 ) ϕ2 − C2ϕ3 = 0 I 3 ϕ3 − C2ϕ2 + C2ϕ3 = 0
（4-13）
第二节 扭转振动系统自由振动计算
三、三质量扭振系统
设通解 ϕi = φi sin(ωet + ε )，此时各质量应为同步运动。代入方程式 （4-13）得到频率方程为
4.研究扭振的目的
通过计算找出临界转速、振幅、扭振应力，决定是否采取减振措施， 或避开临界转速。
5.扭振当量系统的组成
根据动力学等效原则，将当量转动惯量布置在实际轴有集中质量的 地方；当量轴段刚度与实际轴段刚度等效，但没有质量。
第二节 扭转振动系统自由振动计算
一、单质量扭振系统
单质量的扭振系统是有一根一端固 定、只有弹性没有质量（因而没有惯性） 的假象轴和在轴的另一端固定着的一个 只有质量（惯性）没有弹性的假象圆盘 所组成（如图4-1）
图4-1 单质量扭振系统
设轴的扭转刚度为C(N•m/rad)，圆盘的单位角度转动惯量（简称转动 惯量）为I(kg•m2/rad)，轴的长度为l，如图4-1所示。由于这种单质量扭振 系统的运动可由圆盘的一个变量（扭转角 ϕ）来表征，故称单自由度系统。 所谓自由扭转振动是指当扭振系统受到一个暂时的干扰力矩左右使系 统偏离平衡位置一个不大的角度，并突然排除干扰力矩使系统不再受任何 外界干扰的作用，仅由于轴系本身的恢复力矩与惯性力矩的交替变换，系 统就按着本身固有频率ωe（或称自振频率）而产生的扭转振动。 接下来研究这种扭转振动。
ϕ =φ sin (ωe t+ε )
内燃机曲轴系统扭转振动-发动机-扭转-振动
际振幅与各轴段的扭转振动附加应力 ⑤ 针对上述计算结果，全面评定整个轴系工作
是否可靠
轴系的当量换算
原则：振动特性相同
惯量较大且较集中 的部件
惯量较小且较分散 的部件
阻尼
非弹性的惯量元 件
无惯量的弹性元 件
弹性元件的轴段 阻尼和惯性元件 的质量阻尼
激励载荷只作用在惯性元件上轴系的当量系统图来自对应于圆心角 i 的圆
弧带的转动惯量
Ii' 3i602Li(Ri4-Ri41)
整个曲柄臂的转动惯量
Iwi n13i602Li(Ri4Ri41)
用同样的方法可求得平衡重的转动惯量 综上，单位曲柄（crank）的转动惯量为
IcImIp2Iw2Ib
上述转动惯量可在三维CAD软件中求得
活塞、连杆当量转动惯量的换算
原则：运动动能不变
往复运动质量（mj mpmc1）的运动动能
E K 1 2 m jv 2 1 2 m jR 2 ω 2 (si n 2 s2 in )2
曲柄转动一周，往复运动质量的平均动能
EKm
1
2
2
0 EKd
1 2
mjR2ω2
(1 2
2
8
)
设往复运动质量的当量转动惯量为 I rc ，
2 i
及其对应的特征
矩阵[A]
矩阵[A]的第i列矢量{A}i就是 轴系振动 的第i阶固 有圆频率 Ωi的振形矢量
轴系自由扭转振动 振形图
振形图：各质量在 每阶固有圆频率 Ωi 下的相对振幅
相对振幅：将振形 矢量{A}i的第一个 元素进行归1化 ， 但不改变各质量间 的相对振幅比例关 系
不同的自振频率有 不同的振形图
L1 GJ1
是否可靠
轴系的当量换算
原则：振动特性相同
惯量较大且较集中 的部件
惯量较小且较分散 的部件
阻尼
非弹性的惯量元 件
无惯量的弹性元 件
弹性元件的轴段 阻尼和惯性元件 的质量阻尼
激励载荷只作用在惯性元件上轴系的当量系统图来自对应于圆心角 i 的圆
弧带的转动惯量
Ii' 3i602Li(Ri4-Ri41)
整个曲柄臂的转动惯量
Iwi n13i602Li(Ri4Ri41)
用同样的方法可求得平衡重的转动惯量 综上，单位曲柄（crank）的转动惯量为
IcImIp2Iw2Ib
上述转动惯量可在三维CAD软件中求得
活塞、连杆当量转动惯量的换算
原则：运动动能不变
往复运动质量（mj mpmc1）的运动动能
E K 1 2 m jv 2 1 2 m jR 2 ω 2 (si n 2 s2 in )2
曲柄转动一周，往复运动质量的平均动能
EKm
1
2
2
0 EKd
1 2
mjR2ω2
(1 2
2
8
)
设往复运动质量的当量转动惯量为 I rc ，
2 i
及其对应的特征
矩阵[A]
矩阵[A]的第i列矢量{A}i就是 轴系振动 的第i阶固 有圆频率 Ωi的振形矢量
轴系自由扭转振动 振形图
振形图：各质量在 每阶固有圆频率 Ωi 下的相对振幅
相对振幅：将振形 矢量{A}i的第一个 元素进行归1化 ， 但不改变各质量间 的相对振幅比例关 系
不同的自振频率有 不同的振形图
L1 GJ1
基于GTCrank的柴油机曲轴扭转振动分析
0引言曲轴系是典型的弹性轴系统，它由曲轴和与之相连的运动部件组成。
在柴油机工作过程中，曲轴伴随着扭转、弯曲等各种形式的振动，所以在柴油机固有工作频率范围内，轴系将可能产生共振，从而导致曲轴出现扭转、弯曲等疲劳破坏。
因此，为了在曲轴研发过程中提高产品的可靠性和寿命，我们必须研究并掌握曲轴在工作过程中的振动规律以及载荷的变化规律。
梁兴雨以曲轴系统有限元分析为基础，通过建立由多个自由度组成的发动机刚柔耦合多体动力学系统模型，对构成主要柔性体的曲轴系统进行了扭振响应分析[1]；董俊红通过虚拟样机技术对3缸机的扭振特性与扭转控制进行了深入解析与研究[2]；上官文斌分析了曲轴系统的固有频率和在气缸压力的作用下曲轴前端的扭振[3]。
目前国内外学者对曲轴的研究主要集中在振动特性分析等方面，对于应用虚拟样机技术动力学建模和扭转振动分析的研究相对较少。
本文以4B3.9-G2型柴油机曲轴轴系为分析对象，利用GT-Crank 软件建立该柴油机轴系多刚体动力学模型，并在此基础上进行扭振和整机振动仿真分析；最后调整影响曲轴扭振的相关因素后再次模拟，并对比分析所得结果。
1动力学虚拟样机的建立定义基本模型是多刚体模型建模的首要步骤，我们必须按照软件的要求输入刚体的参数。
柴油机曲轴的设计首先通过查阅相关设计手册大致了解整个设计的步骤，在给定的原始参数和用途等要求的基础上初步确定总体的设计方案。
为了提高曲轴的疲劳强度，保证曲轴的额定寿命在6000~10000小时，需采用合适的材料和工艺方法[4]。
本次设计为4缸直列式柴油机选用整体式全支撑曲轴，结构简图如图1所示。
图1四缸柴油机曲轴简图曲轴模型包括主轴颈、曲柄以及曲柄销三个模块，是柴油机曲轴轴系虚拟样机模型中最核心的一部分。
GT-Crank 软件中，是根据气缸数量将曲轴分段来建立曲轴模型的。
每段曲轴分为主轴颈、两段曲柄、一段曲柄销。
注意曲轴各个部分前后连接的前后顺序，不同的端口对应不同的零部件和作用，如图2所示。
一般曲轴扭振应力
一般曲轴扭振应力
曲轴扭振应力是发动机中最重要的部件之一，其制造周期长，加工工艺复杂，造价高。
工作时，曲轴同时承受着气缸内气体作用力、往复运动质量及旋转运动质量的惯性力以及功率输出端转矩的作用。
这些周期性的激励会引发曲轴的扭转振动。
扭转振动简称为扭振，不同于我们所说的常规振动。
除了常规的振动之外，扭振是结构动力学行为的另一种表现形式，通常与其他振动荷载同时出现。
评定曲轴轴系扭转振动的主要参数包括扭振应力、振动扭矩和扭振振幅，一般情况下，主要按扭振应力或振动扭矩进行评定。
如果检查轴系扭振应力是否超出许用应力值，一般会以振幅或应力作纵坐标，转速或速比（即临界转速nc与额定转速n e之比）为横坐标在坐标图上画出许用应力。
发动机曲轴系统扭转振动分析
（ ４）
’ Ｔ（
ｗｔ）
＋∞
＝Ｔｎ ｅｊｎｗｔ＝ －∞
１ ２
∞
ａ０＋ （ ａｎｃｏｓｗｔ＋ｂｎｓｉｎｎｗｔ）
ｎ＝１
（ ５）
式中， Ａｐ 为活塞面积； Ｐｇ 为筒内压力； ｒ 为曲轴半径； ｍ 为等价往复运动部分质量； ｌ 为连杆长度； ω为曲
轴 角 速 度 ； ａ０、ａｎ、ｂｎ 分 别 为 傅 里 叶 系 数 ； θ为 角 位 移 振幅。
Ｔ１ Ｔ２ Ｔ３ Ｔ４ Ｔ５ Ｔ６
Ｊｐ Ｊｄ
Ｊ１
Ｊ２
Ｊ３
Ｊ４
Ｊ５
Ｊ６
Ｊｆ
Ｋｄ Ｋ１ Ｋ２ Ｋ３ Ｋ４ Ｋ５ Ｋ６ Ｋ７
Ｃｄ
Ｃｅ Ｃｅ Ｃｅ Ｃｅ Ｃｅ Ｃｅ
图 ３ 曲轴系统扭转振动的计算模型
图 中 ， Ｃｅ 为 发 动 机 的 粘 性 阻 尼 系 数 ； Ｃｄ 为 减 振 器的粘 性 阻 尼 系 数 ； Ｋｄ 为 减 振 器 的 扭 转 刚 度 ； Ｔ１～Ｔ６ 分别为作用在各曲柄半径上的激振力矩 ； Ｊｄ 为减振 器惯性环的转动惯量； Ｊｐ 为三角皮带轮、减振器极板 以及曲轴第 １ 轴颈中心和前端间的转动惯量； Ｊｎ（ ｎ＝ １， …， ６） 为活塞和连接棒的等价转动部分质量以及
７０
Ｋｄ ／ｋＮ·ｍ·ｒａｄ－１ １６０
４ 计算结果和试验结果的比较
图 ５ 和图 ６ 分别为发动机全负荷运行状态下三
角皮带轮和飞轮相对角位移曲轴系统 １．５ 次、３ 次、
４．５ 次、６ 次振动试验结果和计算Fra bibliotek果。５０
３ 次 １．５ 次 ４．５ 次
扭转振幅 ／ｍｍ
４０
３０
２０
６次
１０ １ ０００ １ ２００ １ ４００ １ ６００ １ ８００ ２ ０００
曲轴轴系的扭转振动计算
文献标志码 ：Ａ
Ｔｏ ｓｏ ａ ｂ ａ ｉｎ Ｃａｃ ｌｔ ｎ ｏ ａ ｋ ｈ ｆ ｙ ｔｍ ｒ ｉ ｎ ｌＶｉ ｒ ｔ ｌｕ ａ ｉ ｆＣｒ ｎ ｓ ａ ｔＳ ｓｅ ｏ ｏ
ＤＥＮＧ Ｊｎ Ｚ ＮＧ ｅ ，Ｖ Ｂ ｎ ２ ｉｇ ， ＨＯ Ｗ ＰＬ ｉｇ （ ．ｈ ｎｄ ｏ ｐｅｓｒＰａ ｔＣ Ｃ Ｊ ｈｉ ｏ ｅ ｑ ｉｍｅｔＣ ｍｐｎ ， ｈｎ ｄ １ １０， ｈｎ ；．ｒａ ｌ Ｄ ｌｎ ｎｉｅｒ ｇＣ ｍｐｎ ｉｉ ｄ １Ｃ ｅ ｇｕ Ｃ ｍ ｒｓｏ ｌｎ， ＮＰ ｉ ａ Ｐ ｗ ｒＥ ｕｐ ｎ ｏ ａｙ Ｃ ｅｇ ｕ６ ０ ０ Ｃ ｉａ２Ｇ ｅｒＷａ ｒｌ ｇＥ ｇｎｅ ｎ ｏ ｏｙＬｍ ｔ ｅ ｌ ｉｉ ｉ ｅ
４ｅ＋ ２ｅ＝ ．５ － ｒｄＮ・ ＋ ３ｅ＋ ５９１ ｘ Ｏ７（ ／ ｍ） ｌ ａ
（）装有齿轮的轴段 １ ，＝ （ｄ ｚ ：＋ ） ３９ ｘ ０ （ ｇ ｍ２ ｆ４ ＝ ． ｋ ． ） １１ ＋ ５１
４
轴段３ 的柔 度
（）装有平衡重的轴段 ２
Ｉ２ ｐ ＇＝ ４
文章 编号 ：０ ６ ２ ７ （ ０ ２ ０ — ０ ６ ０ １０ — ９ １ ２ １ ）４ ０ ２ — ５
曲轴轴系的扭转振动计算
邓 晶’ ，钟 蔚 吕 冰ｚ ，
（． １ 中国石油集 团济柴 动力 总厂成都压缩 机厂 ， 四川 成都 ６００ ；． 城钻探工程有 限公 司苏里格气 田项 目 ， １１０２ 长 部 内蒙古 苏里格 １４ １） ２００
（） 对 于 曲 轴 的 曲拐 部 分 ， 由于 几 何 形 状 极 ３
为复杂 ，且在整个 曲拐扭转 时各部 分发生不 同形 式 的变形 ，因此很 难用纯理论公式 进行计算 ，目 前 一 般 采 用 实 验 数 据 修 正 过 的半 经 验 公 式 进 行 计
第三节 轴系的扭转振动分析
第三节
轴系的扭转振动
船舶推进轴系是一个既有扭转弹性、又 有回转质量的扭转振动系统。轴系扭转振 动为边旋转边做周向来回振动，不可避免。 规范要求：功率大于 220KW的柴油机推进系 统、额定功率大于 110KW的柴油机发电系统 要进行扭振计算并提交审查及实船测量， 如计算及测试超过规定必须采取避振和减 振措施
五 轴系扭转振动的减振措施
一、船舶轴系扭转振动许用应力和许用扭矩 1转速比r=共振转速/标定转速=nc /ne 2持续运转工况0ｒ1.0 3危险临界转速 1）扭振应力或扭矩超过持续运转的许用值时的共振转 速 2）防止措施： （1）设转速禁区；（2）禁区内不应 持续运转，允许快速超越；（3）转速表用红色标明， 并在操纵台前设示告牌 4常用转速ｒ＝0.8－1.05范围内不允许存在转速禁区。 在ｒ＝0.9－1.03范围内应尽可能不用减小振幅的方 法来消除转速禁区
4封缸运行时的扭振特点 1）封缸运行类型 （1）单缸停油，运动件未拆除 （2）损坏运动件拆除 2）相应扭振特点 （1）运动件未拆除较常见，使扭振振幅和扭振应 力增大，即扭振恶化 （2）运动件拆除对扭振影响最严重，使转动惯量 减小，固有频率、固有振型发生变化，扭振振 幅、应力增大 5现代船用大型柴油机的扭振特点 使轴系扭转振动加剧，中间轴产生过大的扭 振振幅和扭振附加应力
1）由强制振动φ１与有阻尼自由扭振φ２两种 简谐振动合成，经过一定时间后φ２消失， 只剩下强制振动φ１ 2）强制振动φ１是由激振力矩Mt激起的，且其 圆频率与激振力矩圆频率相同，即皆为同一 个ω 3）A１的大小主要取决于扭摆的自振圆频率ωe 与阻尼比n。在无阻尼(n→０）情况下，若 ωe＝ω，则振动振幅A１→∞；在有阻尼情 况下，若ωe＝ω，则A１不会无限大，但也 为最大值，称系统共振
轴系的扭转振动
船舶推进轴系是一个既有扭转弹性、又 有回转质量的扭转振动系统。轴系扭转振 动为边旋转边做周向来回振动，不可避免。 规范要求：功率大于 220KW的柴油机推进系 统、额定功率大于 110KW的柴油机发电系统 要进行扭振计算并提交审查及实船测量， 如计算及测试超过规定必须采取避振和减 振措施
五 轴系扭转振动的减振措施
一、船舶轴系扭转振动许用应力和许用扭矩 1转速比r=共振转速/标定转速=nc /ne 2持续运转工况0ｒ1.0 3危险临界转速 1）扭振应力或扭矩超过持续运转的许用值时的共振转 速 2）防止措施： （1）设转速禁区；（2）禁区内不应 持续运转，允许快速超越；（3）转速表用红色标明， 并在操纵台前设示告牌 4常用转速ｒ＝0.8－1.05范围内不允许存在转速禁区。 在ｒ＝0.9－1.03范围内应尽可能不用减小振幅的方 法来消除转速禁区
4封缸运行时的扭振特点 1）封缸运行类型 （1）单缸停油，运动件未拆除 （2）损坏运动件拆除 2）相应扭振特点 （1）运动件未拆除较常见，使扭振振幅和扭振应 力增大，即扭振恶化 （2）运动件拆除对扭振影响最严重，使转动惯量 减小，固有频率、固有振型发生变化，扭振振 幅、应力增大 5现代船用大型柴油机的扭振特点 使轴系扭转振动加剧，中间轴产生过大的扭 振振幅和扭振附加应力
1）由强制振动φ１与有阻尼自由扭振φ２两种 简谐振动合成，经过一定时间后φ２消失， 只剩下强制振动φ１ 2）强制振动φ１是由激振力矩Mt激起的，且其 圆频率与激振力矩圆频率相同，即皆为同一 个ω 3）A１的大小主要取决于扭摆的自振圆频率ωe 与阻尼比n。在无阻尼(n→０）情况下，若 ωe＝ω，则振动振幅A１→∞；在有阻尼情 况下，若ωe＝ω，则A１不会无限大，但也 为最大值，称系统共振
发动机曲轴系统扭转振动分析_于学华
South China University of Technology, Guangzhou 510640, China)
Abstract: The crankshaft torsional vibration characteristics was studied based on the results of meas2 urem ent made at the pully. The results of the measurement included crankshaft torsion assum ing the crankshaft to be elastic, and rotational speed changes due to cylinder p ressure fluctuation assum ing crankshaft to be rigid. The relative torsional amp litude should be used in evaluating torsional vibration characteristics, rather than torsional amp litude m easured at the pulley.
)
= T3
J4θ¨4 + Ceθ4
+ K4 (θ4
-
θ 3
)
+ K5 (θ4
-
θ 5
)
= T4
J5θ¨5 + Ceθ5
+ K5 (θ5
-
θ 4
)
+ K6 (θ5
-
θ 6
)
= T5
J6θ¨6 + Ceθ6
+ K6 (θ6
Abstract: The crankshaft torsional vibration characteristics was studied based on the results of meas2 urem ent made at the pully. The results of the measurement included crankshaft torsion assum ing the crankshaft to be elastic, and rotational speed changes due to cylinder p ressure fluctuation assum ing crankshaft to be rigid. The relative torsional amp litude should be used in evaluating torsional vibration characteristics, rather than torsional amp litude m easured at the pulley.
)
= T3
J4θ¨4 + Ceθ4
+ K4 (θ4
-
θ 3
)
+ K5 (θ4
-
θ 5
)
= T4
J5θ¨5 + Ceθ5
+ K5 (θ5
-
θ 4
)
+ K6 (θ5
-
θ 6
)
= T5
J6θ¨6 + Ceθ6
+ K6 (θ6