发动机激励的整车振动
关于发动机振动激励对物料车车架动力特性的影响研究论文
发动机振动激励对物料车车架动力特性的影响研究论文关于发动机振动激励对物料车车架动力特性的影响研究论文物料车车架的共振是影响车辆行驶平顺性、驾驶舒适性的关键，因此需对满足刚度与强度要求的车架的动力特性进行研究，探讨防止车架发生共振的措施。
对于车架的动力特性的研究亦即模态分析，通常采用试验法与解析法。
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。
汽车发动机传动系统的振动特性分析
汽车发动机传动系统的振动特性分析汽车作为现代人生活中不可或缺的交通工具，其中的发动机传动系统是其核心部件之一。
发动机传动系统的振动特性是我们在设计和改进汽车时必须要考虑的重要因素。
本文将以汽车发动机传动系统的振动特性分析为主题，探讨其对汽车性能和乘坐舒适度的影响。
1. 振动产生的原因及影响汽车发动机传动系统的振动是由多种原因引起的，包括发动机的工作原理、旋转不平衡、配气系统的不平衡等。
这些振动会直接影响到汽车的性能和舒适度。
首先，振动会导致发动机的失稳和不平衡，降低了发动机的工作效率。
这不仅影响到汽车的燃油经济性，还可能导致磨损加剧和损坏其他发动机部件。
其次，振动会传递到汽车的车身和底盘中，给乘客带来不舒适的感受。
特别是在高速行驶中，振动会加剧乘客的疲劳感，影响安全驾驶。
2. 振动特性的测试方法为了准确分析汽车发动机传动系统的振动特性，需要采用适当的测试方法。
常用的方法包括频谱分析、模态测试和混响测试。
频谱分析是通过采集振动信号，将其转换为频域信号分析振动的幅值和频率。
这可以帮助识别和定位引起振动的原因，进而进行有针对性的改进。
模态测试则是通过施加外力并观察结构的振动模态来分析其特性。
这可以帮助了解结构的固有频率和振动模态，并优化传动系统的设计。
混响测试则是在传动系统中引入随机激励信号，并观察其振动衰减的过程。
通过测量振动信号的幅值随时间的变化，可以分析传动系统的动态特性。
3. 改进传动系统的措施针对振动特性的测试结果，可以采取一系列措施来改进汽车发动机传动系统的性能和舒适度。
首先，可以通过在发动机的旋转部件上增加平衡块来解决由旋转不平衡引起的振动。
这可以有效地减少发动机的振动幅值，提升其工作稳定性。
其次，可以通过优化传动系统的结构和材料来减少振动的传递和共振。
例如，使用吸振材料和减震器来吸收和消散振动能量，降低振动的幅度和频率。
此外，合理设计传动系统的支撑结构和减振装置，也可以有效地减少振动的传递。
关于车身振动及激励源的分析
处，最大位移为 4.414mm。改进后的最大位移出现的 位置没有改变，变形量降低至 4.266mm, 降低了 0.148mm。加强板上未出现明显的应力集中，如图 14。
综合此次改进，通过 CAE 技术有限元分析得出 以下结论：基本解决了侧壁异响及开裂的问题，改 进对白车身一阶、二阶固有频率有所提高，立柱加 强板对立柱起到较大的加强作用。通过主观评价得 出以下结论：95km/h 到 120km/h 高速行驶过程中， 仍然存在一个整车共振点，此次改进没有避开激励 源频率。
测点主要振动频率分布特性列表主要频率分布传动轴转速发动机转速对应车速37004500287035009711837004500438045704380457027003220373042504380457028703500340035503400355021002500290033003400355097118115120115120718598112115120轻型汽车技术200956总237238技术纵横25图19前悬偏频前横?加速度均方根自功率谱图20前轮偏频左前轮轴头加速度均方根自功率谱图21后悬偏频后横?加速度均方根自功率谱图22后轮偏频左后轮轴头加速度均方根自功率谱图19图20图21图22为悬架及轮胎的均方根自功率谱红线代表整车工况为满载的状态蓝线代表整车工况为空载的状态
称为白车身）的各阶自由振动频率和振型，对比方 案改进的效果。初步判断引起车身振动的频率段， 找出对乘坐舒适性影响最大的因素。进一步通过道 路试验 - 频谱分布特征采集及阶次跟踪、悬架和轮 胎的偏频试验、局部传递特性测试找到引起车身振 动的激励源。
2 车内 NVH噪声振动理论分析
车内噪声按照频率范围可分为： （1）影响行驶平顺性的低频振动：它产生的主 要振源由于路面不平度激励使得汽车非悬挂质量 共振和发动机低频刚体振动，从而引起悬挂上过大 的振动和人体座椅系统的共振造成人体的不舒适， 其敏感频率主要在 1- 8Hz，考虑人体不同方向的响 应时可到 16Hz。 （2）车身结构振动和低频噪声：大的车身结构 振动，不仅引起自身结构的疲劳损坏，而且更是车 内低频结构辐射噪声源。其频率主要分布在 20— 80Hz 的频带内。由两方面引起： ①激励源，主要有：道路激励、动力传动系统尤 其是动力不平衡和燃烧所产生的各阶激励、空气动 力激励； ②车身结构和主要激励源系统的结构动力特 性匹配不合理引起的路径传递放大。 （3）各种操纵机构的振动：操纵机构的振动主
发动机激励的整车振动
发动机鼓励的整车振动Motorerregte Fahrzeugschwingungen车辆行驶在平坦的路面上或怠速运转时，只有发动机自己是激振振源．在发动机中，准确地说是在往复生塞式发动机中，由于重复做上下运动的活塞和燃烧历程，产生了附加力和扭矩，它们通过动力总成悬置(主要是橡胶元件)引发汽车底盘的振动。
由此产生的振动和噪声将对车箱内乘员产生倒霉影响。
下面首先介绍激振源和鼓励振动的成因，接着是鼓励振动的影响，最后报告连接作用在发动机和底盘之间的动力总成悬置，见图1.1。
作用在发动机上的主要激振力为Fz和围绕曲轴中心线的力矩Mx,有时也存在垂直偏向的激振力矩My,但是激振力Fx和Fy以及激振力矩Mz底子不存在或很少产生。
图1.多缸发动机的激振力和激振力矩如图所示，X轴与曲轴中心线相同，对付发动机纵向摆设在整车上的车辆来说，该轴与车辆的纵轴偏向一致。
对大多数的前轮驱动车辆来说，X轴相当于车辆的横轴。
对发动机来说，Z轴偏向与直列发动机的汽缸中心线相一致，与V型发动机汽缸中心线角分线相一致。
当发动机斜置时，发动机的Z轴与车辆的Z轴不一致．-----------------------------------------------(1.3)发动机鼓励可分为惯性和燃烧鼓励。
下面先介绍单缸机，然后介绍多缸机．１.单缸发动机鼓励1.1.曲柄机构运动见图１.2a，对付曲柄机构的运动，可以用连杆大头长度l和曲柄半径r(冲程s=2r)创建曲轴转角α和活塞行程Ｓk的运动干系式:角α和β之间的干系可由距离BD=lsinβ=rsinα,再将下式代入其中：λp=r/l这样可以得到：代入连杆比λp＝r/l,展开平方根后可得：忽略4阶以上的各项，活塞行程可以由下式描述：如果曲轴角速度ω为常数，曲轴转角α将与时间成正比，则有：对式(1.2)求导，可得到活塞速度方程式：-----------------------------------------------(1.2)加快度方程式：-----------------------------------------------(1.4)a.曲柄机构运动b.曲柄机构受力阐发图１.2发动机曲柄机构运动和受力阐发图1.3给出了连杆无限长(λp=0)时和有限长(λp=0.3 ) 时的活塞行程，速度及加快度．图1.3.活塞运动与曲轴转角1.2．惯性力惯性力Fz便是质量m s乘以（1.4）式中的加快度,作用在动力总成悬置上。
汽车动力系统的噪音与振动控制
汽车动力系统的噪音与振动控制在现代社会，汽车已经成为人们生活中不可或缺的交通工具。
然而，随着人们对汽车舒适性和品质要求的不断提高，汽车动力系统的噪音与振动问题逐渐受到关注。
过大的噪音和振动不仅会影响驾驶者和乘客的乘坐体验，还可能对车辆的性能和耐久性产生不利影响。
因此，有效地控制汽车动力系统的噪音与振动至关重要。
汽车动力系统产生噪音和振动的原因是多方面的。
首先，发动机内部的燃烧过程会产生压力波动和机械冲击，这是噪音和振动的主要来源之一。
其次，传动系统中的齿轮啮合、传动轴旋转不平衡等也会引起振动和噪音。
此外，进排气系统中的气流脉动、风扇运转等同样会产生相应的噪音。
为了控制汽车动力系统的噪音与振动，工程师们采取了一系列的措施。
在发动机方面，优化燃烧过程是一个重要的手段。
通过改进喷油策略、进气道设计以及点火正时等，可以使燃烧更加平稳，减少压力波动，从而降低噪音和振动。
同时，采用轻质的活塞、连杆和曲轴等部件，以及增加平衡轴来抵消惯性力，也能有效地减少发动机的振动。
对于传动系统，提高齿轮的制造精度和安装精度，采用合适的齿轮齿形和润滑方式，可以减小齿轮啮合时的冲击和噪音。
此外，使用双质量飞轮、液力变矩器等部件，可以有效地隔离发动机的振动传递，降低传动系统的振动水平。
进排气系统的优化也是降低噪音的关键。
合理设计进气歧管和排气歧管的形状和长度，安装消声器和共鸣器，可以有效地减少气流脉动产生的噪音。
同时，采用隔音材料包裹进排气管道，也能起到一定的降噪作用。
除了在硬件方面进行改进，软件控制策略也在噪音与振动控制中发挥着重要作用。
例如，发动机电子控制单元（ECU）可以根据不同的工况，调整气门正时、喷油时间和点火提前角等参数，以实现更加平稳的动力输出，减少噪音和振动。
在车辆启动和熄火过程中，通过控制发动机的转速变化曲线，也可以降低启动和熄火时的冲击和噪音。
在车辆的整体设计中，采用良好的车身结构和悬挂系统也有助于减少噪音和振动的传递。
汽车产品振动
汽车产品振动振动的定义和分类振动是指物体在空间中往复运动的一种现象。
对于汽车产品来说，振动是指由于发动机、悬挂系统、轮胎等各种原因引起的汽车整车或车内部件的振动。
振动可以分为三种类型：自由振动、强迫振动和自激振动。
自由振动是指物体自身的固有频率和自身的特性造成的振动。
强迫振动是外界施加在物体上的振动力所引起的振动。
自激振动是指物体内部的非线性元件在发生滞后现象时引起的自激振荡。
汽车产品振动的原因和影响汽车产品振动的原因主要有以下几个方面：1.发动机振动：发动机在运转过程中会产生振动力，特别是在低转速和高转速时振动力更大。
这些振动力会传递到整个车身和底盘系统，引起汽车的振动。
2.悬挂系统振动：悬挂系统是汽车的重要部件之一，它能够缓冲路面的不平，保证驾驶舒适性。
但悬挂系统自身也会发生振动，特别是当经过凸起和凹陷路面时，悬挂系统会受到外力的作用而产生振荡。
3.轮胎振动：轮胎与地面之间的摩擦力会引起轮胎的振动，尤其是在高速行驶时，轮胎的振动会较为明显。
4.车辆失衡：车辆在制造过程中可能会存在零部件制造不精确、安装不准确等问题，这些问题都会导致车辆在行驶过程中出现振动。
汽车产品振动给驾驶者和乘客带来一系列的影响，包括：1.驾驶舒适性下降：汽车振动会导致驾驶者的手臂、脚底、座椅等部位感受到明显的震动，从而降低了驾驶的舒适性。
2.乘坐舒适性下降：汽车振动会使乘客在座椅上感受到明显的震动，影响乘坐舒适性和旅途的愉悦感。
3.安全性降低：汽车振动会影响到车辆的稳定性和操控性能，增加了驾驶的难度，提高了事故的风险。
汽车产品振动的解决方法为了解决汽车产品振动带来的问题，汽车制造商采取了以下一些方法：1.发动机平衡：制造商通过调整发动机的结构和采用平衡装置来减少发动机振动。
这包括使用配重轮、减振器等技术。
2.悬挂系统改进：制造商会通过改进悬挂系统的结构和材料，提高悬挂系统的缓冲效果，减少路面不平带来的振动。
3.轮胎优化：制造商会优化轮胎的结构和材料，改善轮胎的减震性能，减少轮胎振动和噪音。
摩托车整车系统的振动特性分析
摩托车整车系统的振动特性分析摘要：摩托车的振动水平，是衡量摩托车制造质量的一个重要指标，它给摩托车乘人员的感受是最直接和表面的。
在振动环境中，振动不仅会降低骑乘舒适性，而且会干扰、妨碍手的动作，使人精力难以集中，感到疲劳并且可能引发安全事故。
如果振动强度足够大，或者长期在相当强度的振动环境里工作，则可能对人的神经系统、消化系统、心血管系统、内分泌系统、呼吸系统等方面造成危害和影响。
对此，本文对摩托车整车系统的振动特性进行分析，并提出改进措施。
关键词：摩托车；整车系统；振动特性；措施一、摩托车整车系统振动特性评估（1）由于路面激励产生的振动频率较低，对人体舒适性影响较大，因此考虑一下仅在路面激励单独作用下的响应。
下面以驾驶员感觉比较明显的手把、座垫以及脚踏处的垂直及仰俯振动为例说明，对侧向振动不予考虑。
（2)摩托车产生的振动有2种，一是发动机产生的振动发动机工作时，由曲轴、连杆、活塞等不平衡质量产生周期性变化的惯性载荷，引起发动机受力不平衡从而产生振动，经悬挂装置传至车身，引起整车的振动。
二是摩托车行驶时地面波动产生的振动。
第2种振动主要通过前后减震器的匹配来消除发动机振动造成的整车振动，该振动频率为50～100Hz，是对人体影响较大的振源，车架设计不好时振幅可达0.05～1.3mm甚至更大，使人难以忍受，极大影响了骑乘舒适性。
(3)摩托车整车骑乘振动感觉是整车商品性评价的重要一项，振动的测评主要有方向把部位、鞍座部位及脚踏板部位。
随着车速的提高，既发动机转速的提高，骑乘舒适度 (振感 )开始变化，这主要取决于发动机的振动水平，整车和发动机的匹配与共振点的调整。
对不同状况的整车进行评点，再用现代检测设备采集振动图谱 (该套设备含整车试验台架、振动传感器、电脑与专用软件，以同车、同速、同状况的评点与振动图、谱，对应录入系统，建立标准数据库及试验作业指导书。
具体作法：把要评价的车固定在台架上，按指导书要求在指定位置上贴好感应器，按指导书要求由试车员操纵试验并据，整理数据形成报告供评价使用。
3发动机的振动分析与控制解析
将实际传递的力幅与激励力力幅的比值称为力传递率（隔振系数）：
F TF T F0 1 (2 ) 2 (1 2 ) 2 (2 ) 2
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3.2发动机隔振设计
3.2.1隔振原理
隔振分为：主动隔振和被动隔振。
(2) 被动隔振
若振源是支座运动，为减少支座位移对机器 等产生的振动，需采取一定的隔振措施，称 为被动隔振。 2 Y 1 (2 ) 隔振后系统稳态响应的振幅为：X (1 2 ) 2 (2 ) 2 位移传递率：
由上式可知，气体压力和往复惯性力对曲轴产生周期性转矩，变动幅值较 大，激起曲轴系统的扭转振动。
' 活塞作用在缸体上的侧向压力为：Pn Pn 体绕曲轴轴线作反向转动 。
，这产生一反力矩，使发动机缸
' M反 POA [(Pg Pj ) tan ](r cos l cos ) M主 n
M y (m1 m2 )r 2 li cos(t i ) m2 r 2 li cos 2(t i )
i 1 i 1
li 为第 i 个曲柄到简化中心的距离。
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3.1发动机的振动激励源分析
3.1.2多缸发动机的激励源
Pr
多缸发动机受力 发动机缸体受力
绕铅垂轴的干扰力矩等于各缸水平干扰力对 x 轴的力矩，它仅与旋转惯 性力有关：
1 T 矩阵形式： T Q M Q 2
0 m 0 0 0 m 0 0 0 0 m 0 M Jx 0 0 0 0 0 0 J xy 0 0 0 J zx
0 0 0 J xy Jy J yz
0 0 0 J zx J zx Jz
3.1.2多缸发动机的激励源
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发动机激励的整车振动Motorerregte Fahrzeugschwingungen车辆行驶在平坦的路面上或怠速运转时，只有发动机本身是激振振源．在发动机中，准确地说是在往复活塞式发动机中，由于反复做上下运动的活塞和燃烧过程，产生了附加力和扭矩，它们通过动力总成悬置(主要是橡胶元件)激发汽车底盘的振动。
由此产生的振动和噪声将对车箱内乘员产生不利影响。
下面首先介绍激振源和激励振动的成因，接着是激励振动的影响，最后讲述连接作用在发动机和底盘之间的动力总成悬置，见图1.1。
作用在发动机上的主要激振力为Fz和围绕曲轴中心线的力矩Mx,有时也存在垂直方向的激振力矩My,但是激振力Fx和Fy以及激振力矩Mz根本不存在或很少发生。
图1.多缸发动机的激振力和激振力矩如图所示，X轴与曲轴中心线相同，对于发动机纵向布置在整车上的车辆来说，该轴与车辆的纵轴方向一致。
对大多数的前轮驱动车辆来说，X轴相当于车辆的横轴。
对发动机来说，Z轴方向与直列发动机的汽缸中心线相一致，与V型发动机汽缸中心线角分线相一致。
当发动机斜置时，发动机的Z轴与车辆的Z轴不一致．发动机激励可分为惯性和燃烧激励。
下面先介绍单缸机，然后介绍多缸机．１.单缸发动机激励1.1.曲柄机构运动见图１.2a，对于曲柄机构的运动，可以用连杆大头长度l和曲柄半径r(冲程s=2r)建立曲轴转角α和活塞行程Ｓk的运动关系式:角α和β之间的关系可由距离BD=lsinβ=rsinα,再将下式代入其中：λp=r/l这样可以得到：代入连杆比λp＝r/l,展开平方根后可得：忽略4阶以上的各项，活塞行程可以由下式描述：-----------------------------------------------(1.2) 假如曲轴角速度ω为常数，曲轴转角α将与时间成正比，则有：-----------------------------------------------(1.3)对式(1.2)求导，可得到活塞速度方程式：加速度方程式：-----------------------------------------------(1.4)a.曲柄机构运动b.曲柄机构受力分析图１.2发动机曲柄机构运动和受力分析图1.3给出了连杆无限长(λp=0)时和有限长(λp=0.3 ) 时的活塞行程，速度及加速度．图1.3.活塞运动与曲轴转角1.2．惯性力惯性力Fz等于质量m s乘以（1.4）式中的加速度,作用在动力总成悬置上。
惯性力中的质量m s包括活塞质量，活塞环和活塞销质量，1/3～1/4的连杆质量.惯性力与角速度ω的平方成正比．也可以认为发动机转速n m以两种激励频率激发发动机振动，其一为一阶振动频率1*ω和二阶振动频率２*ω．1.3．惯性力矩除了惯性力之外，还有一个惯性力矩Mx,由图1.2b,惯性力Fz可分解为作用在连杆上的分力S和垂直作用在气缸壁上的分力FＮ：一般可将作用在连杆上的分力S分解成作用在曲轴上点B的两个分力，即一个径向分力和一个垂直切向分力T。
分力T产生的惯性力矩Mx =T*r(参见图1.2b)。
则有：上述惯性力矩也可用F N*k表示。
这两个惯性力矩形成的力偶将使发动机朝与发动机旋转方向相反的方向倾倒。
将式(1.5)中的惯性力Fz代入到式(1.6)中，可以得到惯性力矩Mxm(添加的符号m表示质量)新的表达式。
-----------------------------(1.7)由此，惯性力矩Mxm的数值大小也和惯性力一样，由往复运动质量m s,曲轴曲柄半径r,连杆比λp和曲轴的角速度平方或者发动机转速的平方确定．与Fz不一样的是，还产生了3阶和4阶惯性力矩。
例，在表1.1中，第二栏给出了单缸机不同阶的幅值。
1.4 燃烧力矩在燃烧过程中缸内产生一个作用于活塞上的力，该力等于燃烧压力Pzyl乘以活塞面积Ak,它对外没有影响，因为只直接作用在缸盖上，因而可有下式：Fzg=0 --------------(1.8)(Fzg中附加的符号g含义为气体)燃烧力矩--只来源于燃烧气体压力，作用在燃烧室中并最终作用在动力总成悬置上。
根据式(1.6),该力矩为：-----------------------(1.9)惯性力和惯性力矩的周期都是360o曲轴转角，燃烧压力则不同，其周期与发动机冲程形式有关，两冲程发动机的周期为360o曲轴转角，四冲程发动机的周期为720o曲轴转角。
对四冲程发动机，一般常将周期定为１转，也就是360o曲轴转角，因此产生了半阶振动频率0.5*ω, 一阶半振动频率1.5*ω等等。
对于两冲程发动机不存在这种情况。
使用用复里叶变换可将燃烧力矩变换成如下形式：-------------------------------------------(1.10)用M表示有效力矩，a i和φi分别表示叠加的单个正弦激振波的振动幅值和相位角，i=0.5,1.0,1.5……,图1.4给出了燃烧力矩Mxg和惯性力矩Mxm的波形对比。
为了评估各阶谐波的作用，可以利用一个相对简单的矩形函数替---------（1.11）代上述相对复杂的气体力矩－曲轴转角曲线。
四冲程发动机的评估结果可见图1.5 a。
在图1.5 b给出了幅值和相位角。
图.1.5. a.利用矩形函数获得的四冲程发动机气体力矩曲线近似图 b.矩形函数幅值和相位角，见式(1.11)1.5 单缸发动机综合激振力矩由图(1.1)可知，单杠发动机综合激振力和激振力矩包括两部分，即Fz和Mx。
其中Fz只来源于惯性力矩，而不是来源于燃烧，因此适用于式(1.5)。
而综合激振力矩可由下式获得：-------------(1.12)１阶激振力矩只来源于燃烧，综合激振力矩为惯性力矩和气体力矩的叠加，其幅值和相位角原则上可分为两个不同的部分。
与燃烧有关的部分只与平均扭矩和燃烧过程有关，燃烧过程决定了a1,a2,a3，……;φ1,φ2,φ3,……，但和转速无关。
此外，惯性力矩则只与转速n m(ω)有关,正确地说只与转速的平方(ω２)有关，与Mx及燃烧无关。
2. 四冲程４缸直列发动机的激振力和激振力矩作为动力总成，单缸发动机对整车是没有意义的，但对发动机激振振动的导入和理论计算确是有用的。
本节将介绍四冲程４缸发动机的激振问题。
为了简化影响因素，假设每缸的活塞质量m s,曲柄半径r和连杆比λp都是相等的，这个假设在实际生产中几乎100%可以达到。
按照曲柄顺序，考虑每缸之间夹角，将力和力矩进行矢量叠加。
对于直列４缸发动机，按表1.1，第2缸和第3缸的曲轴曲拐与第1缸和第4缸的曲轴曲拐正好成180o=π。
2.1 惯性力Z向力Fz只与惯性力有关,和燃烧无关，因此也和燃烧激振力(四-或二冲程)无关，按表1.1曲拐位置可以得出如下结果，按式(1.5),缸和4缸的惯性力为：----------(2.1)-----(2.2)-----------------------------(2.3)这意味着直列4缸发动机上的1阶惯性力不存在，2阶惯性力相叠加，这一结果可以从表1.1第3行第3列的矢量叠加图中直观地看出来。
在装用直列4缸发动机的车辆上，2阶惯性力是影响乘客舒适性，即影响整车振动和噪声的主要激振源。
为了减轻这种影响，必须采取后述方法，即通过整车包括发动机和悬置这个振动系统来加以解决。
对4缸发动机，可以加装转速为曲轴转速2倍的平衡轴将2阶惯性力降低到零，见图2.1,结果见1.2.在图1.2a上，在频率27Hz处，没有平衡轴的发动机2阶激振惯性力清晰可见。
在图1.2b上，由于平衡轴的平衡作用，该频率位置的激振惯性力明显地减少（惯性力不能完全消除，因为该处不仅存在2阶惯性力，也存在其他阶的惯性力和气体力图.2.1.平衡轴机构，用于平衡直列4缸发动机2阶惯性力矩）。
2.2.惯性力矩和燃烧力矩直列4缸发动机惯性力矩Mxm可见表1.1第3列最后1行,最终形式：这里存在2阶和4阶激振力矩。
一般存在偶数阶的激振力矩，奇数-----------------(2.4)阶自行抵消。
2阶惯性力矩也象2阶惯性力一样，按图2.1方法利用平衡轴机构补偿，不过平衡轴必须偏心布置。
燃烧力矩也是一样，如图2.3.b所示，只有偶数阶剩下，半数阶和奇数阶都消失了，由式(1.10)可以得出：-------------(2.5)图.2.3．四冲程4缸发动机气体力矩 a.矩形函数得到的气体力矩－曲轴转角近似值；b.不同阶气体力矩幅值矢量图平均力矩Mx和幅值a i适用于单缸发动机，对于4缸发动机其值为单缸发动机的4倍。
将式(2.4)和式(2.5)相加后，总的力矩为：--------------------------(2.6) 在图2.4中，作为例子给出了2阶力矩的相关幅值。
在矢量图a中，当燃烧力矩Mxg的幅值a2和相位角φ2为常量，惯性力矩Mxm的幅值(1/2m s rφω)随发动机转速n m(或ω)而变化。
所以发动机低速运转时气体力矩是主要部分，高速运转时惯性力矩是主要部分。
按图b，总图2.4.a-e惯性力矩和燃烧力矩的综合力矩a.气体力矩 a2 为常量，惯性力矩1/2m s r2ω2为变量时的2阶力矩矢量图b．综合力矩MxΣ与转速的关系曲线c.相对于曲轴转角的特性曲线d.阶数分析e.恒定惯性力矩和燃烧力矩变化时的2阶力矩矢量图的2阶力矩MxΣ在一个确定的转速时有一个最小值，这个最小值与燃烧力矩的幅值有关，在矢量图中很容易清楚看到。
在图c和图d中给出了不同转速下1阶力矩幅值与曲轴转角关系的特性曲线。
在矢量图e上给出了当惯性力矩为常量时，燃烧力矩的变换情况。
对多缸发动机还必须注意y轴的力矩问题。
见图1.1，但是只考虑惯性力矩即可。
源自燃烧的力矩为零，因为气体力总是作用在汽缸盖和活塞上，对外部而言效果互相抵消。
在图2.5上，sp为所讲述的4缸发动机重心，y轴也不在第2和第3缸之间，所以按图2.5力矩为：代入式(2.1)和(2.2)，并且2缸和3缸，1缸和4缸的力矩总是相加。
按照上述条件可以得到下式：-----------------(2.7)图2.5 直列4缸发动机y轴的惯性力矩Mym2.3 工况特性对惯性力Fz和惯性力矩Mxm=My,当激振幅值只与激振频率的平方ω２(发动机转速的平方)成正比时，燃烧力矩Mzg的幅值和激振频率的关系与整车工况有关。
这里首次必须同时关注整车。
图2.6 下列参数条件下，驱动力矩－速度示意图，整车参数发动机特性质量910kg 怠速转速 900min-1轮胎半径0.3m 最高转速 6540min-1迎风面积 1.9m2最大功率 64Kw滚动阻力0.01对应转速 6000min-1Cω-值 0.3变速箱特性速比效率i G=1档４ 0.952档 2.5 0.953挡 1.7 0.954档 1.25 0.955档 1 0.95主传动比i A 4 0.95从静态力矩开始。