发动机传动系统动力总成优化设计

发动机传动系统动力总成优化设计

摘要：发动机就相当于汽车的心脏，发动机与传动系统的匹配研究一直是关于

汽车行业的重大研究方向，二者之间的配合程度，直接影响整个车的动力和燃油

经济性。在车的布置设计中，对发动机传动系统传动轴角度的校核是一项重要工作。如果发动机传动轴初始工作角度选取不当，会使工作夹角很容易超出合理范围，造成传动轴零件的损坏，降低其使用寿命，使得整车的平顺变差。所以汽车

发动机与传动系的合理匹配，要根据车辆的使用条件和要求，通过改进发动机、

选择适当的传动系参数，最后使发动机的经常工作区尽量与理想工作区相吻合，

以达到整车动力性和燃油经济性的改善。为保证传动轴设计寿命和整车性能，在设计初期就应对各传动轴夹角进行校核。

关键词：发动机；传动轴夹角；参数化设计；动力优化

引言：

动力传动系统的弯曲共振是导致传动系统或动力总成的失效及车内振动噪声

大的重要原因之一。系统的约束方式和状态对其固有频率和振型有重要影响。针

对某轻卡在高速行驶工况出现的动力总成附件失效问题进行试验诊断，确定为动

力传动系统弯曲共振导致。通过研究不同约束方式对动力转动系弯曲模态的影响，建立最符合整车实际运行状态的弯曲模态识别步骤及方法。悬置系统设计理论人

体对低频振动比较敏感，在车辆前期开发过程中，对整车怠速工况下方向盘及座

椅的振动进行预估并进行优化控制对于整车厂尤为重要，也是悬置系统前期开发

设计时主要考虑的问题。

1 整车动力性能评价

汽车的动力性是指汽车在良好路面上直线行驶时由汽车受到的纵向外力决定的、所能达到的平均行驶速度。动力性通常是汽车各种性能中最基本、最重要性能，主要由汽车的最高车速和汽车的加速时间以及汽车的最大爬坡度三方面的指

标来进行评价。最高车速是指在水平良好的路面（混凝土或沥青）上汽车能达到

的最高行驶车速；加速时间表示汽车的加速能力，汽车的上坡能力是用满载（或

某一载质量）时汽车在良好的路面上的最大爬坡度表示的。

2.悬置系统数学模型

发动机悬置系统可简化模型为：通过三个或四个三维的粘—弹性元件悬置支

承在车架上，具有六个自由度。建立动力总成质心坐标系，X轴与发动机曲轴线

平行并指向发动机前端，Z轴与气缸中轴线平行并垂直向上，Y轴按右手定则确定。动力总成空间刚体的6个自由度为沿动力总成质心坐标系x、y、z轴3个方

向的平动及绕x、y、z轴的转动角θx、θy、θz利用动力总成质量、转动惯量、质

心位置及悬置刚度参数，可求得系统的模态频率及振型。

2.1能量解耦理论动力总成

六自由度之间的振动一般是耦合的，施加在动力总成上的激励会激起系统的

多个模态，使发动机的振幅加大，共振频率带变宽。用系统在各阶振动时各自由

度方向振动能量占该阶振动总能量的百分比作为系统模态解耦的评价指标，用矩

阵形式表示，可得到系统的能量分布矩阵。系统以第j阶模态频率振动时的最大

能量为此值越大，代表系统的解耦程度就越高，有利于悬置系统获得良好的

隔振性能。

2.2弹性轴-扭矩轴理论

扭矩轴为当一扭矩作用在曲轴时，无约束刚体的实际旋转轴，扭矩轴的方向

发动机动力学复习资料

15、 一、名词解释题 “内部平衡” 当考虑曲轴为柔性转子，发动机机体也是弹性体时，由于曲轴和机体承受 惯性力及其力 矩后产生周期性变形，此时即使发动机已达到完全的外部平衡，但变形的 结果仍会有一部分力和力矩 回传到机座，引起发动机振动并向外传递，发动机的这种平 衡称为“内部平衡”。 “外部平衡” 当假定曲轴为刚性转子发动机机体也是绝对刚体时，把内燃机当成一个 整体，来分析曲 柄连杆机构惯性力及其力矩对发动机支承、支架等外部构件作用时，所 达成的平衡称为外部平衡。 表示 ，即 什么叫发动机稳定工况？ 在一个完整的曲轴总转矩变化周期内， 内燃机曲轴输出 的有用功与 作业机具的阻力功相等。 过量平衡 通过加大曲轴平衡重来部分平衡一阶往复惯性力的方法对旋转惯性力 的平衡叫做过量 平衡法 部分平衡 通过加大曲轴平衡重来部分平衡一阶往复惯性力的方法对一阶往复惯 性力的平衡叫做 部分平衡法 转移平衡 通过加大曲轴平衡重来部分平衡一阶往复惯性力的方法对整机的平衡 叫做转移平衡法 活塞拍击 ：由于活塞的工作温度变化很大， 运动速度又很高， 不可能把与汽缸的配 合间隙做 得很小，加上连杆偏置的影响，导致活塞在上下止点附近，从靠近汽缸一侧转 变到靠近汽缸另一侧， 对汽缸产生的拍击作用，成为振源。 1、 2、 3、 4、 5、 6、 7、 何谓功率平衡 基于能量守恒定律和功能原理，在结构上或机构设计方面采取相关措 施，将机器的 速度波动限制在允许范围内，称为功率平衡。 何谓质量平衡 调整构件的质量分布及在结构上采取特殊的措施，将各惯性力和惯性力 矩限制在预 期的范围内，叫做质量平衡。 倾覆力矩 作用于机体，产生使发动机沿阻力矩方向翻转倾覆的趋势。 静平衡 在垂直于轴线的同一个平面（径向）内， 如果分布在回转件上各个质量的离 心惯性力合力 为零或质径积矢量和为零，称为静平衡。 曲轴回转不均匀性 用曲轴的旋转不平均度5来表示 8、 9、 10、 动平衡 分布在回转件上各个质量的离心惯性力合力为零； 合力矩也为零 ,这样的平衡叫做动平衡 . 质量代换 实际机构具有复杂的分布质量， 但可以根据动力学等效性原则用几个适当配 置的集中质量 （质点 ）代替原来的系统，这样的方法叫做质量代换。 扭矩不均匀性 为了评价内燃机总转矩变化的均匀程度 ，通常用转矩不均匀度卩来 同时离心力在轴向所引起的 11、 12、 13、 14、

发动机振动特性分析与试验

发动机振动特性分析与试验 作者：长安汽车工程研究院来源：AI汽车制造业 完善的项目前期工作预示着更少的项目后期风险，这也是CAE工作的重要意义之一。在整机开发的前期（概念设计和布置设计阶段），由于没有成熟样机进行NVH试验，很难通过试验的方法预测产品的NVH水平。因此，通过仿真的方法对整机NVH性能进行分析甚至优化显得十分重要。 众所周知，发动机NVH是个复杂的概念，包括发动机的振动、噪声以及个体对振动和噪声的主观评价等。客观地说，噪声与振动也相互联系，因为发动机一部分噪声由结构表面振动直接辐射，另一部分由发动机燃烧和进排气通过空气传播。除此之外，发动机附件（如风扇）也存在噪声贡献。本文仅考虑发动机结构振动问题，即在主轴承载荷、燃烧爆发压力和运动件惯性力的作用下，对发动机结构振动进行分析以及与试验的对比。发动机结构噪声的激励源主要包括燃烧爆发压力、气门冲击、活塞敲击、主轴承冲击、前端齿轮/链驱动和变速器激励等，这些结构振动又通过缸盖罩、缸盖、缸体和油底壳等传出噪声。 发动机结构振动分析方法简介 图1 发动机结构振动分析方法 如图1所示，发动机结构噪声分析方法包括以下几个步骤： 1. 动力总成FE建模及模态校核 建立完整的短发动机和变速器装配的有限元模型；对该有限元模型进行模态分析，通过分析结果判断各零件间连接是否完好；通过分析结果判断动力总成整体模态所在频率范围是否合理，零部件的局部模态频率是否合理，若存在整体或局部模态不合理的情况，需要对结构进行初步更改或优化。

2. 动力总成模态压缩 缩减有限元模型，得到动力总成的刚度、质量、几何以及自由度信息，用于多体动力学分析。 3. 运动件简化模型建立 发动机中的部分动件不用进行有限元建模，可作简化处理，形成梁-质量点模型，用于多体动力学分析。其中包括：活塞组、连杆组和曲轴及其前后端。 4. 动力总成多体动力学分析 在定义了动力总成各零部件间连接并且已知各种载荷的情况下，对动力总成进行时域下的多体动力学分析，并对得到的发动机时域和频域下的动态特性进行评判，同时，其输出用于结构振动分析。 5. 动力总成结构振动分析 基于多体动力学分析结果，对整个动力总成有限元模型进行强迫振动分析，得到发动机本体、变速器以及各种外围件的表面振动特性，进行评判和结构优化。 实例分析 1. 分析对象 以一款成熟的直列四缸1.5L发动机为平台，针对其结构振动问题，对其进行结构振动CAE 分析，并与其台架试验结果相比较。发动机的部分参数如下：缸径75mm，冲程85mm，缸间距84mm，最大缸压6MPa。 2. 坐标定义 为了便于以后叙述，对动力总成进行了坐标定义（见图2）。

发动机动力学计算

课程名称：发动机动力学 课程代码：8200240 发动机动力学计算基本内容 以495型柴油机为例： 一已知条件 二 动力学计算的主要内容 （一）活塞运动规律的运算 活塞位移x, 速度v ，加速度J 的计算，并绘制曲线图 (),( ),( x f v f J f ααα== = （二）曲柄连杆机构的动力计算 1，作用在活塞上的气体压力的计算 A ，进气行程 0180CA α=? '0()g g p p p bar =-，'g p ——气缸内绝对压力计算时候取'00.9g a p p p ==

0p ——大气压力取01p bar = B ，压缩行程 180360CA α=? 11 00( )()n n a c g a a cx c V s h p p p p p V x h +=-=-+（bar ），a V ——气缸总容积，a h c V V V =+ h V ——气缸工作容积，2 4 h D V S π= c V ——燃烧室容积，1 h c V V ε= - cx V ——压缩过程中活塞处于任意位置时候的气缸容积 cx h c V F x V =+， h F ——活塞顶面积，2 4 h D F π= x ——活塞位移，()()1cos 1cos 24x R λαα?? =-+-???? c h ——当量余隙高度 1 c s h ε= -，1n ——平均压缩多变指数 1100 1.41n n =- n ——标定转速 当360CA α=?时，取(0.450.5)()g c z c p p p p =+-其中 z p ——最高爆发压力（一般自己选择）75z p bar =，1n c a p p ε= C ，膨胀行程 380540CA α=? 2 2200( )0()()n n n c c z g z z z bx bx c pV p h V p p p p p p p V V x h =-=-=-+ ()bar z p ——最高爆发压力 取75z p bar =并选定z p 出现在370CA α=?处 z V ——膨胀始点的气缸容积，z c V V ρ= ρ——初期膨胀比 取 1.635ρ=，bx V ——膨胀过程中活塞处于任意位置的气缸容积 bx h c V F x V =+，2n ——膨胀平均多变指数，取2 1.18n = D ，排气行程 540720CA α=? 01 1.151g r p p p =-=- ()bar r p ——排气终点压力，取01.15r p p = 2，往复惯性力 J p

发动机动力学复习思考题2010

发动机动力学复习思考题 一、名词解释题 1、内部平衡：当考虑曲轴为柔性转子，发动机的机体也是弹性体时，由于曲轴与机体承受惯性力 及其力矩后产生周期性变形，此时即使发动机达到完全平衡。 2、外部平衡：当假定曲轴为刚性转子，发动机也是绝对刚体时，把内燃机当成一个整体，来分析 曲柄连杆机构惯性力及其力矩对发动机支承，支架等外部构件作用时，所达成的平衡。 3、功率平衡：基于能量守恒定律和能量原理，在结构上或机构设计方面采取相关措施，将机器的 速度波动限制在允许的范围内。 4、质量平衡：调整构件的质量分布及在结构上采取特殊的措施，将各惯性力和惯性力矩限制在预 期的容许范围内。 5、倾覆力矩： 6、静平衡:分布在回转件上各个质量的离心惯性力合力为0或质径积矢量和为0. 7、曲轴回转不均匀性： 8、动平衡：分布在回转件上各个质量的离心惯性力合力为0；离心力所引起的合力矩也为0. 9、质量代换： 10、扭矩不均匀性： 11、发动机稳定工况：在一个完整的曲轴总转矩变化周期内，内燃机曲轴输出的有用功与作业机具 的阻力功相等。 12、过量平衡： 13、部分平衡： 14、转移平衡： 二、填空题 1.正置式曲柄连杆单缸机活塞位移在上止点后90°曲轴转角之前（请填“前”或者“后”）到达行程的一半，λ越大，活塞达到行程之半的时刻越提前（请填“提前”或者“延后”）。正置式曲柄连杆单缸机活塞最大速度出现在上止点后90°曲轴转角之前（请填“前”或者“后”）； 2.对曲柄半径为r的正置式曲柄连杆机构，当曲柄在0°曲轴转角时，该活塞的位移为0 ，对曲柄半径为r的正置式曲柄连杆机构，当曲柄在90°曲轴转角时，该活塞的位移为r+(r*λ)/2 ，对曲柄半径为r的正置式曲柄连杆机构，当曲柄在180°曲轴转角时，该活塞的位移为2*r。 3.对曲柄半径为r的正置式曲柄连杆机构，当α=90 度曲柄转角时，连杆摆角β出现正的最大值；当α= 270 度曲柄转角时，连杆摆角β出现负的最大值。 4.当某原正置式曲柄连杆机构改为活塞销负偏置（e=-1mm）的偏置机构后，改变前后相比，其活 第页共页

发动机动力总成CAE方案

LMS 发动机动力学和声学仿真方案 1. LMS公司及其发动机相关产品 比利时LMS国际公司，是目前唯一一家在振动、声学、疲劳耐久性、多体动力学和优化等多个专业领域提供试验产品和技术、CAE产品和技术、以及项目咨询的公司，其业务的70%来自汽车工业。LMS在汽车领域不断的技术推动力来自于与国际一流的汽车厂家的紧密合作。 LMS的发动机CAE分析产品的技术，也同样来自于与发动机的尖端用户的合作。LMS的发动机CAE仿真分析包括了：全发动机的动力学仿真（DADS/Engine+PDS, https://www.sodocs.net/doc/614688134.html,b Motion +PDS）；发动机的声学分析(Sysnoise FEM+BEM+ATV+PreAcoustics), 发动机的疲劳分析（Falancs）；有限元模型的验证和修正（Gateway）；设计目标的优化（Optimus）。 2. LMS发动机动力学仿真技术简述 始于1970年代末的LMS多体动力学仿真产品DADS是该行业的鼻祖，经不断的发展和改进验证，以其求解器的稳定和精度而闻名。DADS/Engine是专用于发动机动力学仿真的一组功能模块，含有： -曲轴连杆（刚性和柔性） -缸体(刚性和柔性) -曲轴-缸体相互作用（含油膜轴承） -气门机构（含3D螺旋弹簧，柔性部件，凸轮碰撞） -正时机构 -传动系统 -… 等子系统，既可以单独分析子系统，也可以建立完整的发动机动力总成模型，用于分析总体性能。DADS/Engine的高性能求解器，在关键系统的高精度模拟、处理柔性部件及其振动、大加速度的高频响应分析等关键性能上，深受一流用户的长期信赖. 2001年，LMS公司推出了其虚拟原型技术的战略性产品－https://www.sodocs.net/doc/614688134.html,b（虚拟试验室），以面向应用流程、面向功能属性的革命化创新，集成振动噪声、声学、疲劳耐久性、多体动力学、碰撞、优化等技术，使用户享有前所未有的易用性、高效率，轻松进行高深度的功能属性的分析，并与LMS的领先的试验技术相结合，利用试验数据进行更准确的仿真。LMS的CAE和试验混合建模技术（Hybrid Modeling）, 是目前独一无二的领先技术：可

基于ADAMS的发动机曲轴系动力学仿真.

收稿日期 :2008-04-10修回日期 :2008-05-12 作者简介 :王勇 (1982- , 男 , 硕士 , 助理工程师。研究方向 :舰船监造及抗冲击技术。 E -mail:wy wetmio@126. com 文章编号 :1671-7953(2008 04-0031-04 基于 ADA M S 的发动机曲轴系动力学仿真 王勇 1 , 张昭 1 , 黄映云 2 , 刘震 2 (1. 海军驻武昌造船厂军代室 , 武汉 430064; 2. 海军工程大学动力工程学院 , 武汉 430033 摘要 :建立包括柔性曲轴、活塞组、连杆组及飞轮在内的某型发动机刚柔体混合动力学仿真模型 , 在 1500r/min 工况下 , 对发动机进行刚柔体混合动力学仿真 , 得到了发动机的曲柄销负荷、活塞销负荷及最大动态应力等仿真结果。 关键词 :发动机 ; 曲轴系 ; 刚柔混合 ; 动态仿真中图分类号 :T P391. 9; U 664. 2 文献标志码 :A Dynamical Simulation of the Crankshaft Sy stem of Engine Based on ADAM S WANG Yong 1, ZHANG Zhao 1, HUANG Ying -yun 2, LIU Zhen 2

(1. N avy A utho rized Deputy A g ency in W uchang Shipyar d, Wuhan 430064, China; 2. Schoo l o f N aval A r chitectur e and Pow er, N aval U niversit y of Eng ineer ing, Wuhan 430033, China Abstract:A rigid mix ed flex ible dy namic simulation model w as built up fo r the engine cr ankshaft w hich in -cluded the crankshaft, the pisto n -co nnecting r od and the fly wheel. By using the mo del, the main dynamic pa -r ameters such as the loadings in crankpins and ma in bear ings, the maximum dy namic st ress of t he cr ankshaft and so on w ere respectively calculated under the rate o f rot ation of 1500r /min. Key words:eng ine; crankshaft system; rigid mix ed f lex ible; dynamic simulat ion 由于曲柄连杆机构的整个传动链是由一系列几何形状和刚度、质量各不相同的零部件所组成 , 而且曲轴通过多个轴承与气缸体连接 , 传统的分 析方法是在对各构件进行运动分析的基础上 , 计算出各自产生的旋转惯性力和往复惯性力 , 与气体爆发压力合成后求解出对机体的作用力以及曲轴系振动的激 振力 , 过程烦琐。借助动力学仿真软件 ADAMS, 以某型发动机曲柄连杆机构为研究对象 , 利用衬套的力元对主轴颈处的弹性支撑状况进行模拟 , 考虑惯性力、气缸压力和支撑的弹性 , 建立发动机的动力学仿真分析模型 , 分别进行刚体动力学和刚柔体混合动力学仿真分析。 1 刚体动力学仿真模型 曲轴轴系动力学仿真模型主要包括曲轴的刚、 柔性体模型 , 活塞组件、连杆组件和飞轮的刚体模型 , 以及各构件间的连接副和作用于系统上的外力。 1. 1 曲轴轴系三维模型建立 曲轴系的实体模型在 Pro /E 中建立 , 并赋予模型相应的材料和质量属性 , 利用Pro/E 和 AD -AM S 的 Mechpro, 导入到 ADAMS 中。 1. 2 边界条件

发动机动力学复习资料

一、名词解释题 1、“内部平衡”当考虑曲轴为柔性转子，发动机机体也是弹性体时，由于曲轴和机体承受 惯性力及其力矩后产生周期性变形，此时即使发动机已达到完全的外部平衡，但变形的结果仍会有一部分力和力矩回传到机座，引起发动机振动并向外传递，发动机的这种平衡称为“内部平衡”。 2、“外部平衡”当假定曲轴为刚性转子发动机机体也是绝对刚体时，把内燃机当成一个 整体，来分析曲柄连杆机构惯性力及其力矩对发动机支承、支架等外部构件作用时，所达成的平衡称为外部平衡。 3、何谓功率平衡基于能量守恒定律和功能原理，在结构上或机构设计方面采取相关措 施，将机器的速度波动限制在允许范围内，称为功率平衡。 4、何谓质量平衡调整构件的质量分布及在结构上采取特殊的措施，将各惯性力和惯性力 矩限制在预期的范围内，叫做质量平衡。 5、倾覆力矩作用于机体，产生使发动机沿阻力矩方向翻转倾覆的趋势。 6、静平衡在垂直于轴线的同一个平面（径向）内，如果分布在回转件上各个质量的离 心惯性力合力为零或质径积矢量和为零，称为静平衡。 7、曲轴回转不均匀性用曲轴的旋转不平均度δ来表示 8、动平衡分布在回转件上各个质量的离心惯性力合力为零；同时离心力在轴向所引起的 合力矩也为零,这样的平衡叫做动平衡. 9、质量代换实际机构具有复杂的分布质量，但可以根据动力学等效性原则用几个适当配 置的集中质量(质点)代替原来的系统，这样的方法叫做质量代换。 10、扭矩不均匀性为了评价内燃机总转矩变化的均匀程度,通常用转矩不均匀度μ来 表示,即 11、什么叫发动机稳定工况？在一个完整的曲轴总转矩变化周期内，内燃机曲轴输出 的有用功与作业机具的阻力功相等。 12、过量平衡通过加大曲轴平衡重来部分平衡一阶往复惯性力的方法对旋转惯性力 的平衡叫做过量平衡法 13、部分平衡通过加大曲轴平衡重来部分平衡一阶往复惯性力的方法对一阶往复惯 性力的平衡叫做部分平衡法 14、转移平衡通过加大曲轴平衡重来部分平衡一阶往复惯性力的方法对整机的平衡 叫做转移平衡法 15、活塞拍击：由于活塞的工作温度变化很大，运动速度又很高，不可能把与汽缸的配 合间隙做得很小，加上连杆偏置的影响，导致活塞在上下止点附近，从靠近汽缸一侧转变到靠近汽缸另一侧，对汽缸产生的拍击作用，成为振源。

汽车动力学建模与分析

一、教学目标和要求： 本课程的内容涵盖汽车整车、各分总成及部件的动力学建模与分析的理论与方法, 通过本门课程的学习，要求学生了解汽车动力学建模与分析的意义、主要研究内容和技术关键，以及国内外的研究现状。在掌握汽车动力学建模与分析方法的基础上，进一步掌握汽车动态优化设计的理论、方法与技术；特别是对实例的掌握，培养工程应用的能力；使专业研究生具有运用动力学建模与分析方法解决汽车的动力学设计问题，为学位论文水平的提高起到积极的促进作用。 二、教学大纲（含章节目录）： 1 绪论 1.1 汽车动力学建模与分析的意义 1.2汽车动力学建模与分析的发展 1.3 汽车动力学建模与分析的研究内容 2. 汽车发动机的振动分析与控制 2.1 发动机振动分析 2.2 发动机隔振设计 2.3 发动机气门振动 3. 汽车传动及底盘系统振动

3.1 汽车传动系统振动 3.2 汽车底盘系统振动 3.3 制动时汽车的振动 4. 汽车平顺性建模与分析 4.1 平顺性定义 4.2 道路路面的统计描述 4.3 平顺性分析 4.4 人体反应评价 5. 汽车发动机及动力总成噪声 5.1 发动机噪声源分析与控制 5.2 传动系噪声 5.3 进、排气噪声 6. 汽车底盘系统噪声 6.1 轮胎噪声 6.2 制动噪声 6.3 噪声的传递 7. 汽车车身及整车噪声 7.1 车身结构噪声及其控制 7.2 车内噪声 7.3 整车噪声 8. 汽车动态优化设计 8.1 优化设计基本概念及数学基础 8.2 优化设计方法 8.3 汽车动态优化设计实例

I. Teaching Goals and Requirements: The goal of this course is to let the students know the goal and the main contents of Dynamic Modeling and Analysis of Automobile, as well as the development of it. Firstly, the students should master the dynamic modeling and analysis methods. Secondly, the students should master the dynamic optimization theory and methods. The most important is to let them know how to apply the knowledge into the engineering. II. Teaching Syllabus (chapters, including sections) 1 Introduction 1.1 The significance of the Dynamic Modeling and Analysis of Automobile 1.2 The development of the Dynamic Modeling and Analysis of Automobile 1.3 The contents and arrangement of the course 2. Vibration analysis and control of engine 2.1 Vibration analysis of engine 2.2 Vibration isolation design of engine 2.2 Vibration of engine air valve 3. Vibration of transmission and chassis system 3.1 Vibration of transmission system 3.2 Vibration of chassis system 3.3 Automobile vibration when braking 4. Automobile ride comfort 4.1 The definition of ride comfort 4.2 Road surface statistic depict 4.3 The analysis of ride comfort 4.4 Evaluation of vibration with respect to human response 5. Noise of engine 5.1 Noise source analysis and control of engine 5.2 Noise of transmission system 5.3 Noise of admission and exhaust 6. Noise of chassis system 6.1 Noise of tyre 6.2 Braking noise 6.3 Noise transmission 7. Body noise 7.1 Noise control of body 7.2 Interior noise 7.3 Whole body noise

发动机动力学复习思考题

发动机设计-动力学部分复习思考题 一、名词解释题 1、“内部平衡” 2、“外部平衡” 3、何谓功率平衡？ 4、何谓质量平衡？ 5、倾覆力矩 6、静平衡 7、曲轴回转不均匀性 8、动平衡 9、质量代换 10、扭矩不均匀性 11、什么叫发动机稳定工况？ 12、过量平衡 13、部分平衡 14、转移平衡 二、填空题 1.正置式曲柄连杆单缸机活塞位移在上止点后90°曲轴转角之（请填“前”或者“后”）到达行程的一半，λ越大，活塞达到行程之半的时刻越（请填“提前”或者“延后”）。正置式曲柄连杆单缸机活塞最大速度出现在上止点后90°曲轴转角之（请填“前”或者“后”）； 2.对曲柄半径为r的正置式曲柄连杆机构，当曲柄在0°曲轴转角时，该活塞的位移为，对曲柄半径为r的正置式曲柄连杆机构，当曲柄在90°曲轴转角时，该活塞的位移为，对曲柄半径为r的正置式曲柄连杆机构，当曲柄在180°曲轴转角时，该活塞的位移为。 3.对曲柄半径为r的正置式曲柄连杆机构，当α=度曲柄转角时，连杆摆角β出现正的最大值；当α=度曲柄转角时，连杆摆角β出现负的最大值。 4.当某原正置式曲柄连杆机构改为活塞销负偏置（e=-1mm）的偏置机构后，改变前后相比，其活塞行程（请填“变大”或者“变小”） 5.通过加大曲轴平衡重来部分平衡一阶往复惯性力的方法对一阶往复惯性力来说叫做平衡，对离心惯性力来说叫平衡，对整机来说叫平衡。 6.对正置式曲柄连杆机构，活塞离开上下止点作速运动，活塞趋向上下止点作速运动。 第页共页

7.曲柄连杆机构的平衡方法包括：1、2、 3、 8.单缸机整体振动由和引起。 9.内燃机的噪声生成系统由、和等构成。 往复惯性力P j是由而产生的，其方向永远沿着方向，10. 其大小只与有关，而与和无关。往复惯性力P j产生的扭矩M j是输出扭矩M的组成部分，但Mj只影响输出转矩M的值，而不影响输出转矩M的值。 偏置结构一般分为和，柴油机一般采用偏置，11. 主要为解决其问题；汽油机一般采用偏置，达到效果，为解决其问题。 12.已知解放６１０２Q柴油机的发火顺序为１－５－３－６－２－４，当第一缸分别处于下列曲 轴位置时，所对应的扭矩值如表所列： 当第一缸处于150°CA时，将此刻其余各缸的扭矩值及此刻的合成扭矩值填入下表中。 13.内燃机运动机构的基本型式分为（1）；（2）； （3）偏置式三类。其中偏置式结构的运动特性完全由和特征参数来确定。 14.动力学质量代换的原则是，连杆组代替质量系统必须满足的三个条件 是：（1）；（2）；（3）。 15.作用在机体上的力和力矩有；其中力 在机体内是自行平衡的，、是自由力，必须采取相应的平衡措施才能平衡，力矩是不能平衡的，只能由来承受。 二、问答及简述 1、第一章机构分型 2、正置式曲柄连杆机构的特征参数是什么？ 3、S/D参数的大小对发动机性能的影响如何？

发动机研发中的动力学有限元分析

发动机研发中的动力学有限元分析 作者：长安汽车股份有限公司周舟 摘要：本文阐述了发动机（包括动力总成）开发中应用MSC.ADAMS和MSC.Nastran 软件完成的动力学和有限元分析内容，并结合长安公司的产品开发，详述了几个典型的分析算例，它们分别是：曲轴系分析、缸体缸盖一体化分析、配气机构分析、常用附件结构分析、动力总成模态分析以及动力总成悬置系统分析。这些算例表明，CAE分析技术逐渐成为发动机开发过程中的重要技术手段。 1 概述 随着现代发动机技术的发展，CAE 分析在新型发动机开发过程中地位不断提高，逐渐成为了与传统试验平行的开发手段。新机型在开发过程中的需要考虑的刚度、强度、疲劳、振动、噪声等问题，都可以在设计阶段应用CAE 手段解决，大幅度提高设计质量，缩短开发周期，节省开发费用，避免产品在投放市场时出现致命的质量问题。 在发动机的CAE 分析中，主要可分为性能分析、流场分析以及结构分析三个研究方向，其中结构分析是针对零部件级（比如活塞、连杆等）、子系统级（比如曲轴系）和总成级（比如整机和动力总成）三个级别的对象进行动力学和有限元分析，主要分析内容包括分析各级别对象的刚度、强度、疲劳、模态、温度、刚体运动、弹性振动等。根据现代发动机开发的要求以及以往的开发经验，发动结构分析的基本内容如图1 所示。 MSC.ADAMS 以运动学和动力学分析见长，可有效地对发动机中的运动机构进行分析，其中MSC.ADAMS/Engine 模块提供了若干发动机常用部件的分析模块。MSC.Nastran 则是以成熟的有限元分析技术在发动机结构分析领域占有重要的地位。本文将结合长安公司的产品开发，详细论述几个应用MSC.ADAMS 和MSC.Nastran 完成的发动机结构分析算例。

发动机轴系动力学分析流程

文档编号 版本 发布日期发动机轴系动力学分析流程 编制：日期： 校对：日期： 审核：日期： 批准：日期：

目 录 1 参数定义 (3) 2 轴系动力学分析流程框图 (3) 3 过程实施 (4) 3.1网格划分 (4) 3.2有限元模型缩减 (4) 3.3创建多体动力学模型 (4) 3.4轴系扭振分析 (5) 3.5轴承润滑分析 (5) 3.6曲轴疲劳分析 (6) 致谢 (7)

1 参数定义 发动机轴系动力学分析模拟计算所需参数如表1所示。 表1 发动机轴系动力学分析参数表 名称 数值 单位 备注 材料物理属性 密度 T/mm 3 泊松比 -- 杨氏模量 MPa 材料力学性能 屈服极限 MPa 抗拉强度 MPa 爆发压力 MPa 随曲轴转角变化，各工况下缸体数模 也可用简易轴承 连杆数模 也可用简易连杆 活塞数模 也可只用质量 减振器数模 曲轴数模 飞轮数模 2 轴系动力学分析流程框图 轴系动力学分析流程框图如图2.1所示。 图2.1 轴系动力学分析流程框图

3 过程实施 3.1网格划分 曲轴网格划分时需要注意的是：在主轴颈及曲柄销轴向需要平整的划分为等分的奇数的节点列，以便定义连接副，如图3.1（左）。既可采用四面体，也可以采用六面体，网格划分过程详见《一种适合AVL-EXCITE的网格划分方法》。而作为轴系的承载体，既可用简易轴承座，也可采用整个缸体，建议用后者，如图3.1（右）。 图3.1 曲轴飞轮组及缸体有限元模型 3.2有限元模型缩减 缩减的过程也即提取零件体自身属性（几何信息、质量矩阵、刚度矩阵）及主自由度（用于连接及加载等）的过程，详见《EXCITE_training1_2007_02_crankdy.ppt》。 3.3创建多体动力学模型 在AVL-EXCITE-PU中搭建多体动力学模型，如图3.2所示。之后，需要设置一系列的参数及连接副的定义，详见《EXCITE_training1_2007_02_crankdy.ppt》。 图3.2 多体动力学模型（2D和3D显示界面）

发动机振动特性分析与试验

发动机振动特性分析与试验 完善的项目前期工作预示着更少的项目后期风险，这也是CAE 工作的重 要意义之一。在整机开发的前期（概念设计和布置设计阶段），由于没有成熟 样机进行NVH 试验，很难通过试验的方法预测产品的NVH 水平。因此，通过仿真的方法对整机NVH 性能进行分析甚至优化显得十分重要。众所周知，发动机NVH 是个复杂的概念，包括发动机的振动、噪声以及个体对振动和噪声 的主观评价等。客观地说，噪声与振动也相互联系，因为发动机一部分噪声由结构表面振动直接辐射，另一部分由发动机燃烧和进排气通过空气传播。除此之外，发动机附件（如风扇）也存在噪声贡献。本文仅考虑发动机结构振动问题，即在主轴承载荷、燃烧爆发压力和运动件惯性力的作用下，对发动机结构振动进行分析以及与试验的对比。发动机结构噪声的激励源主要包括燃烧爆发压力、气门冲击、活塞敲击、主轴承冲击、前端齿轮/链驱动和变速器激励等，这些结构振动又通过缸盖罩、缸盖、缸体和油底壳等传出噪声。发动机结构振动分析方法简介图1 发动机结构振动分析方法 如图1 所示，发动机结构噪声分析方法包括以下几个步骤：1. 动力总成FE 建模及模态校核建立完整的短发动机和变速器装配的有限元模型；对该有限元模型进行模态分析，通过分析结果判断各零件间连接是否完好；通过分析结果判断动力总成整体模态所在频率范围是否合理，零部件的局部模态频率是否合理，若存在整体或局部模态不合理的情况，需要对结构进行初步更改或优化。 2. 动力总成模态压缩缩减有限元模型，得到动力总成的刚度、质量、几何以及自由度信息，用于多体动力学分析。 3. 运动件简化模型建立发动机中的部分动件不用进行有限元建模，可作简化处理，形成梁-质量点模型，用于多体动力学分析。其中包括：活塞组、连杆组和曲轴及其前后端。 4. 动力总成多体