浅谈内燃机振动问题

浅谈内燃机振动问题

内燃机是一种广泛应用的热能动力机械，在汽车、船舶等领域中，均作为主要原动力。随着内燃机向高速、轻型、大功率方向发展，其振动问题也日益受到关注。内燃机在工作过程中因受到多种激励的作用而产生复杂的振动，为更好地了解内燃机的振动，从而掌握内燃机的工作状况，针对内燃机部件振动、结构振动、轴系振动和整机振动的振动测试系统、信号处理技术和振动控制技术在不断地发展，其目的是能更精确地反映内燃机振动的真实情况，为内燃机的完善提供明确的指导方向。

本文旨在系统地阐述和内燃机振动相关的现有成果，分析现有方法的特点，以及展望内燃机振动问题的研究前景。

1 内燃机振动产生的机理及振动类型

1.1 振动产生的机理

由于内燃机的工作过程中存在着多种激振力，导致了内燃机的振动。这些激振力可分为由于燃烧发生的直接激振力和由于发动机机械工作发生的间接激振力。只要内燃机运动，本身就存在的激振力，称之为直接激振力，它包括：气缸内的气体压力（燃烧力）、曲柄连杆机构的重力及其惯性力。在直接激振力作用下，而再次激发的力，称之为间接激振力，通常有活塞敲击、正时齿轮、气门系及燃油喷射系振动。由于激振力的耦合，导致内燃机的振动具有频带宽、形态复杂、非平稳等特点。

1.2 振动类型

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内燃机的振动类型通常按照研究重点的不同划分为结构振动、部件振动、轴系扭转振动和整机振动。

1.2.1 结构振动和部件振动

结构振动主要是指实际上具有弹性的内部结构部件，如活塞、连杆、曲轴、机体等，在燃烧气体力和惯性力作用下所激起的多种形式的弹性振动，它是诱发内燃机燃烧噪声和活塞敲击噪声的根源。内燃机的部件很多，它们的振动形式更是多种多样，最常见的是配气系统振动和缸套振动。前者会破坏气门的正常工作，后者将引起缸套的穴蚀。就进排气管的气流震荡是部件振动的另一种形式，它对进排气过程乃至内燃机的整个工作性能都有较大的影响。

郭智威[1]对比了不同缸套表面处理对柴油机机体振动的影响，指出缸套表面规则凹坑处理有利于降低机体振动。郭文勇[2]研究了柴油机缸套磨损故障的机体振动监测，得到结论，当缸套间隙正常或中等磨损时，机体振动的增长速度较慢；严重磨损时，振动特征参数值明显增大；如果缸套处于破坏性磨损程度时还继续工作，机体振动则呈指数式增长。上官文斌[3]以汽车排气系统吊耳的垂向动态载荷最小和其静变形量在一定范围内为优化目标，建立了排气系统吊耳动刚度优化模型，测试结果表明，优化后的吊耳刚度能够有效降低车身底板的振动加速度。周志革[4]利用MSC/NASTRAN软件对汽车排气总管进行了模态分析，发现怠速下发动机的激励频率与排气总管的固有频率耦合，并提出通过改进发动机与排气总管的连接方式来改变排气总管的固有频率，从而达到降低振动的目的。王继先[5]基于Ansys软件和试验设备对某480型柴油车的排气系统进行了模态试验和谐响应分析，得知排气系统在2阶固有频率处发生了共振，并通过采用优化悬挂位置点的方法对排气系统进行了改进，并取得了良好的降噪效果。刘敬平[6]联合有限元软件与AVL-EXCITE软件，对某轿车排气系统进行了模态与强迫振动分析，为排气系统的空间走向和结构设计提供了强有力的依据。

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1.2.2 轴系扭转振动

曲轴系统的振动是引发内燃机振动的重要因素。由于曲轴上作用有大小、方向都周期性变化的切向和法向作用力，曲轴轴系将会同时产生弯曲振动和扭转振动。因为内燃机曲轴一般均采用全支承结构，弯曲刚度较大，所以其弯曲振动的自然频率较高。虽然弯曲振动不会在内燃机工作转速范围内产生共振，但它会引起配套轴系和机体其它部件的振动，是内燃机的主要噪声源。对扭转振动而言，由于曲轴较长，扭转刚度较小，而且曲轴轴系的转动惯量又较大，故曲轴扭振的频率较低，在内燃机工作转速范围内容易产生共振，如不采取预防措施，轻则引起较大噪声、加剧其它零件的磨损，重则可使曲轴折断。因此，扭转振动是内燃机设计过程中必须考虑的重要因素。对于船用内燃机来说，由于其行程长，行程缸径比达4左右，使曲拐的纵向刚度大大降低，不但使曲轴轴系纵向自振频率下降，而且由法向力所致的纵向激励也大大增加，增大了在工作转速范围内发生共振的概率和共振烈度，因而近年来对船用内燃机曲轴轴系的纵向振动相当重视。但这个问题主要反映在较大型的内燃机中，对于行程缸径比较小的中小型内燃机，纵向振动并不是一个大的问题。

（1）计算模型

由于曲轴的结构和受力情况都比较复杂，在计算曲轴轴系的振动特性（振型、固有频率等）时，一般都要将轴系简化为比较简单的力学模型，以便求解。从已有的研究看，用作振动计算的曲轴轴系模型可分为两大类：一类是轴系质量经离散化后集总到许多集中点的集总参数模型，另一类是轴系质量沿轴线连续分布的分布参数模型[7]。

集总参数模型把内燃机轴系抽象转换为由若干只有转动惯量而无弹性的刚体，以及一些只有弹性而

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无转动惯量的轴段组成的离散系统。转换的前提是转换前后动力学特性是相近的，即保持轴系的自振频率、动能和位能相等，是轴系振动计算中最早使用的力学模型[8~12]。集总参数模型的优点是物理概念清晰，使用简单，计算方便。但因该模型过于简化，当需要对曲轴精确计算时，其精度就显得有限。

在分布参数模型中，轴系的质量沿轴线连续分布，因而比集总参数模型更接近于实际。目前除对曲轴实体直接进行剖分作为有限元计算模型以外，还有框架模型和阶梯轴模型两种分布参数模型。

Bargis[13]、李惠珍等[14]在用有限元法计算曲轴振动时，以圆截面直梁代表主轴颈和曲柄销，以变截面矩形梁代表曲柄臂和配重，建立了框架模型。Okamura[15]仍以圆截面梁代表主轴颈、曲柄销，但把曲柄臂和配重处理成简单的矩形梁，建立了框架模型。框架模型用具有规则形状的连续实体代替曲轴的不同结构部分，并保持了曲轴原有的基本形状，因而用该模型进行曲轴振动分析具有较高的计算精度。

减少集总参数模型离散化误差的另一种方法是将轴系等效处理成连续的阶梯轴模型。Nadolski[16]、郝志勇等[17]在用弹性波传播理论求解内燃机曲轴轴系扭振问题时采用了阶梯轴模型，将活塞连杆机构的附加质量分配到两曲柄臂上，而将单位曲拐简化为一组同心的阶梯轴。阶梯轴模型因具有连续的质量分布，故可以考虑分布参数对轴系振动特性的影响，也便于采用不同的数学方法计算。和集总参数模型相比，该模型可以有高的计算精度。

（2）计算方法

对于上述计算模型，常用的计算方法有：机械阻抗法、传递矩阵法、模态分析法、有限元法、弹性波传播法。

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机械阻抗法源于电学系统的网络理论，是目前应用较为广泛的一种进行机械结构动态分析的方法。机械阻抗是描述系统输入和输出之间关系的一个非常重要的物理量，它只与系统本身的特性参数有关，与激励力的类型和大小无关。只是在不同类型激励力作用下它的表达形式不同而已，量值并不改变。知道了系统的机械阻抗和激励就可以通过简单的代数运算得到系统的响应，而不需要求解系统的运动微分方程。孔敬之[18]对比利用Ansys有限元方法与机械阻抗法对内燃机曲轴系统自由振动的固有频率，验证了使用机械阻抗建模法的正确性。

传递矩阵法的基本思想是把一个整体结构系统的力学分析问题转化为若干单元或子结构的“对接”与“传递”的力学分析问题。具体来说，就是先将系统分解为若干个具有简单力学特性的二端单元，经过受力分析建立单元一端由广义位移和广义力组成的状态向量与另一端对应的状态向量之间的数学联系（即传递矩阵方程），从而得到单元的传递矩阵；然后再将各个单元连接起来，得到系统的传递矩阵及相应的矩阵方程；最后利用边界条件进行系统的固有振动分析，进而进行强迫振动响应的求解。传递矩阵法非常适合进行工程实际中具有链式分布特征的结构系统的振动分析和计算。用传递矩阵法进行振动计算的优点是不会因单元的增加而影响传递矩阵的阶次，即矩阵的维数不随系统自由度的增加而增加，且各阶振型的计算方法完全相同。因而计算简单、编程方便，计算时所需的内存少、耗用机时短，被广泛地应用于曲轴振动问题的分析与研究中[19~21]。但这种方法在分析自由度较多的复杂轴系时，由于传递矩阵的误差积累，使计算精度下降，因此高阶频率的计算精度较低。

有限元法的基本思想是将连续体（弹性体）系统离散成有限多个单元组成的多自由度系统进行近似求解，即将复杂结构分割为若干彼此之间仅在结点处相互连接的单元。每一个单元都是一个弹性体。为了保证单元之间的连续性，插值函数通常由结点处的位移来表示。有限元法涉及的主要近似解法有变分法、Rayleigh-Ritz法、权重余项法等。对于振动分析，主要以Rayleigh-Ritz法为主，它实际上是一

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种基于拉格朗日方程的能量法，目前大型有限元分析软件（如Ansys、NASTRAN以及ADINA）在进行结构的振动分析时大多依据该方法进行求解。由于有限元法对研究对象直接进行离散处理,能较真实地模拟曲轴的复杂形状,是目前公认的精度最高的计算方法。

模态分析法就是利用模态振型矩阵（对于多自由度系统而言）或模态振型的线性组合形式（对于连续体系统而言）进行模态坐标变换，将系统振动微分方程中的物理坐标变换为模态坐标，使方程解耦，成为一组以模态坐标和模态参数描述的独立方程，可以像单自由度系统那样求出系统的模态响应，进而得到系统再物理坐标下的响应。该方法不仅可以对系统进行理论分析，还可以针对实际工程结构进行试验模态分析，通过实测轴系振动的传递函数[22,23]，得到系统振动模态参数（包括固有频率、振型、阻尼、模态惯量、模态刚度等）。

弹性波传播法的基本思想是：轴系的扭转振动是由于扭转弹性波沿轴向传播引起的。弹性波以行波形式沿轴线的正向和反向传播，当其中之一经反射或延时后与另一行波相遇，若相位合适，两者将叠加成为驻波，引起扭振。该方法可以用来分析连续参数分布边界、瞬态边界条件的曲轴轴系的瞬态响应、稳态响应及其它振动特性。由于解题过程中仅需求解线性方程组，因此其计算量较小，是一种精确、快速的振动分析方法。Nadolski[16]、郝志勇[17]等将弹性波传播理论应用于曲轴轴系振动问题的分析。

1.2.3整机振动

整机振动的激振力为各曲柄连杆机构产生的惯性力和力矩，以及往复惯性力和气体力引起的倾覆力矩。严重的整机振动会降低内燃机的使用寿命、工作效率和可靠性，损坏各种连接管道，并对周围环境产生振动噪声污染。由此引起的环境振动，不但恶化其它设备、仪表的工作条件，并且对工作人员和乘

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客产生不良影响。研究整机振动的目的是为了考察弹性支撑或隔振器的性能，研究环境对内燃机振动的影响。整机振动强度是内燃机总体振动品质的反映，它包含有关于内燃机设计性能好坏、制造水平高低、机器状况及其变化等丰富的信息。

张保成[24]针对某V型90°夹角的6缸车用发动机，将发动机整机振动分析和控制工作与发动机的研制过程紧密结合，通过惯性力系平衡分析、振动激励力特性分析、悬置系统优化设计、悬置元件与悬置系统工程化设计等，实现了该V6发动机整机振动的工程化最优控制。郝志勇[25]采用状态空间变量分析法，以4135型柴油机为例，通过对内燃机整机振动的分析和振动主动控制的计算机模拟，从理论上得到了内燃机整机振动全局施控和部分施控特性。付鲁华[26]采用部分频带控制策略对内燃机整机振动进行控制，取得了良好的控制效果。艾延廷[27,28]采用模糊自适应技术和神经网络自适应技术对内燃机整机振动进行了主动控制研究。

2 内燃机振动信号的获得、识别和提取

2.1振动信号的获得

由于激励的存在是内燃机工作的必然结果，所以振动与激励之间存在着必然的联系。考虑到激励与内燃机的工作过程是紧密联系的，故振动实际上是内燃机工作特性的间接反映。要想更好地了解内燃机的工作特性，就必须获取内燃机的振动信号，这就需要构件振动测试系统。

在振动测试系统中，传感器是最为关键的部件，是将机械振动量转换为电量的机电转换装置，传感器的性能和种类都直接影响整个测量系统的功能。惯性式速度传感器适用于测量轴承座、机壳及基础的

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一般频带内的振动速度，其频带为5~500Hz；压电式加速度传感器适用于测量轴承座、机壳等的绝对运动，它具有较宽的频带，一般为0.2~20kHz，因此比较适合于测量高转速机器及因气流脉动或滚动轴承噪声等引起的高频振动；电涡流位移传感器适合测量转子相对轴承的相对位移，而且可以测量出转轴轴心的振动位移和静态位置的偏差，有助于判断运转过程中轴心是否处于正常的位置。

测点的布置对振动测试系统的功能也有着重要的影响。测点的布置和传感器安装位置决定测量的是什么样的频率和幅值，不合理的安装和布点可能产生一些错误信息。例如，需测量某主体结构的振动，由于布点不对，却得到部件振动的信号。因此，必须找出能代表被测物体特征的测量位置，合理布点。另外，不论哪种安装或连接方式，都应注意避免发生额外的寄生振动，以便能较真实地反映需测振动的实际情况。黄强[29]在295柴油机上进行设定的进排气系统故障实验，获取各工况下三个不同测点位置的缸盖振动信号，然后利用改进的基于神经网络和小波分析的故障诊断方法进行分析，结果表明，不同测点获取的振动信号蕴含故障特征是不同的。

2.1有效信号的识别

由于内燃机的自身结构和工作特性，决定了其振动信号是一种具有周期特征的非平稳时变信号，因此使得信号特征参数存在一定的循环波动性，加之外界环境和其他激励的干扰，影响了振动信号的准确性和可靠性。所以，信号的降噪和平稳性处理是保证内燃机状态监测的准确可靠的重要条件之一。

由于内燃机特殊的工作特点，决定了其转速的波动。转速波动会引起喷油始点(喷油提前角)、燃烧始点、进气相位、初始压力、着火落后期等的波动，使喷射过程、雾化质量、进气状况、气流扰动、以及热力状态等随之波动，由于影响因素太多，其波动完全是随机的，每个循环经历的工作过程不完全相

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同，其动态输出量也不尽相同，这就是所谓的循环波动性，表现在作用时间、频率成分和振动强度方面，分别称为时间波动特性、频率波动特性和强度波动特性。

为解决这一问题，过去人们常采用时域多次平均的方法，这种方法对频率较低的信号，如示功图信号或小波分析后的低尺度信号是有效的，多次平均后可得到较稳定的、能反映过程本质的波形。但对包含有大量高频成分信号，如缸盖振动信号、声发射信号以及小波分析后的高尺度信号来说却不适用。这是由于非平稳信号在相位和幅值上都存在波动，有时不同样本相叠加时的幅值恰好反相而相互抵消，特别是对高频信号，从而导致高频信号能量大大减小。而对于低频信号，多次平均后最大幅值会有所降低，但降低幅度较小，不会影响其本质特征。

因此，对高频信号，可采用“特征参数平均”或“最终结果平均”，以消除非平稳信号的随机波动性。“特征参数平均”是先分别求出每个样本的特征参数，然后再对多个样本的特征参数进行算术平均；“最终结果平均”是先分别对每个样本进行相同的数据处理，并对多个样本的处理结果进行平均，然后再从平均后的结果中提取特征参数。二者的区别在于：前者是先提取特征，后进行平均；而后者是先平均，后提取特征。前一种方法一般适用于“状态特征参数”，如喷油始点、燃烧始点、最高爆发压力等；而后一种方法则更适用于“过程特征参数”，如功率谱密度某频带内的能量、概率分布等。我们在柴油机故障诊断研究的实践中，采用上述方法消除柴油机的循环波动性，取得了很好的效果。当然，随着非平稳信号分析处理技术的发展，如小波分析并不丢失时间信息，因此像喷油始点、燃烧始点、最高爆发压力等“状态特征参数”也可以用第二种方机法，可根据具体情况处理。

另外，由于外界环境和其他激励干扰的存在，获取的振动信号中往往存在着各种各样的干扰信号。这些干扰信号影响着我们对发动机真实工作情况的判断，因此必须采用必要的技术手段来剔除干扰信

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号，重构发动机振动信号。根据干扰的特点，大致可分为时域干扰、频域干扰和时频域干扰[7]。时域干扰是指通过时域滤波可以剔除的干扰。对于由外界干扰引起的个别奇异点，可以采用在奇异点前后相邻数据之间线性插值的方法得到一个新值，并用该新值代替原奇异点。频域干扰则是指通过频域滤波可以剔除的可采用干扰。频域滤波的关键是要掌握干扰信号的频率范围，根据具体情况采用低通滤波、高通滤波或带通滤波。也可用适合非平稳信号数据处理的小波分析方法进行干扰分离，通过选择不同的小波分析阶数达到分离干扰的目的。时频域干扰是指信号与干扰的时频耦合性较强，即在时频平面呈现斜的分布，信号与干扰在时间轴和频率轴上的投影均有重叠，难以在时域或频域得到好的滤波和干扰分离结果。而分数阶傅立叶变换具有解除时频耦合的特性，因此选择合适的旋转角度，使之与处理对象相匹配，就可以在分数阶傅立叶域获得好的滤波和干扰分离效果。

2.3特征信号的提取

消除干扰后的信号基本上可以认为是真实反应发动机工作状况的信号，其中包含着丰富的时域和频域信息，通过提取振动信号中的特征信号，就可以对发动机的工作状况做出判断。

过去，在对内燃机振动信号进行分析时，都近似看作平稳周期信号，常用的分析处理方法是传统的傅立叶分析。这种方法在科学技术的许多领域曾发挥过十分重要的作用。但是，由于傅立叶分析使用的是一种全局的变换，因此无法表述信号的时频局域性质，即时域信号经傅立叶变换后丢失了时间局域性信息，即无法获知某种频率分量发生在哪些时间内，而这些信息对非平稳信号来说是非常重要的。傅立叶分析的这些缺陷表明，非平稳信号的分析和处理需要比傅立叶变换具有更多、更严格的要求。随着信号与信息处理技术的发展，人们提出并发展了许多非平稳信号处理新技术．如短时傅立叶变换、Wigner-Ville时频分析、小波变换等[30]。

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短时傅里叶变换可以对信号实现时间频率分析，但是它的时频窗口的大小是固定的，严格来说，它还是一种平温信号分析方法，只适用于对缓慢变化信号的分析；而Winger-Ville分布由于采用了双线性变换，对多分量信号进行分析时会有严重的交叉项干扰；小波变换具有多分辨率的特性而被广泛应用于旋转机械信号处理中，但是小波变换中的小波基选择对分析结果影响很大，一旦确定了某个小波基，在整个分析过程中都无法更换，这个小波基在全局上可能是最佳的，但对某个局部区域却可能是比较差的，因此小波变换对信号处理缺乏自适应性。

鉴于以上问题，一些新的机械信号处理方法应运而生。经验模式分解法是一种采用自适应基的时频局部化分析方法，克服了基函数无自适应性的问题；循环统计量方法是研究信号统计量的周期时变规律的方法，克服了时频域处理方法只是监测信号非平稳量，但本质上不是提取非平稳信号统计量时变规律的问题；独立分量分析是在没有任何先验知识的前提下，将源信号从观测到的混合信号中分离出来的方法，特别适用于复杂机械信号的特征提取；由于内燃机振动信号具有混沌特征，而作为混沌运动的直观表示的分形理论是研究其运动的有力工具，因振动信号的时历曲线是粗糙无规的，且粗糙的程度不同及其分布也不均匀，因此多尺度分形亦是其研究方法的较为合适的选择。

2.4振动信号的利用

并不是所有的机械振动都是有害的，有时可以通过振动实现一些功能。如：振动筛、振动捣固、振动加工和消除残余应力等。随着计算机技术和信号处理技术的发展，机械设备状况的自动监测与故障诊断技术得到迅速发展。因为，机械设备的振动是设备零部件运转状况的外在表现，运转状态的改变必然在振动上有所反映。目前，利用振动信号对齿轮、滚动轴承和旋转体等进行监测与诊断的研究比较成熟，对内燃机故障诊断的研究的进展也非常迅速，国内外很多学者均进行了深入的研究，取得了很多成果。

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3 内燃机振动的控制

3.1被动控制

内燃机振动的控制问题包括两个方面：一是通过合理的设计使得内燃机本身的振动得到降低和不产生有害振动；二是通过采取适当的措施减小内燃机振动对周围设备和环境的影响。

对于第一方面的问题，主要是通过模态仿真分析和模态试验来识别内燃机的固有模态，通过和激励频率的比较来判断内燃机在实际工况下是否会产生共振，对于有可能产生共振的情况，通过内燃机、悬置系统等的结构参数的调整来达到合理安排固有模态的目的。

对于第二方面的问题，就是围绕振动产生以及振动能量传递过程的三个基本环节（振源、传输途径以及受保护对象）入手，分别采取控制振源（或受保护对象）以及阻隔振动能量传递途径等措施来实施，主要包含两大类：减振技术和隔振技术。

隔振就是在振源与需要防振的设备之间，安装若干具有一定弹性和阻尼性能的隔振装置（隔振器），将振源与基础之间或基础与防振设备之间的刚性连接改成柔性连接，以阻隔并减弱振动能量的传递。根据隔振的目的不同，隔振又分为积极隔振和消极隔振。积极隔振是为了降低振源对周围设备的影响，用隔振器将其与基础隔离开来，以减小传递给基础的力；消极隔振是为了降低基础振动对防振设备的影响，利用隔振器将其与基础隔离开来，以减小基础传递给它的振动。

另外，也可以通过减振技术来减小内燃机振动对周围设备或环境的影响。常用的减振技术有：动力

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减振技术、粘弹阻尼减振技术、冲击与颗粒阻尼减振技术以及空气压膜阻尼减振技术。

3.2主动控制

前文所述的隔振和减振技术通常属于振动的被动控制，又称无源减振技术。该技术由于不需要外接能源，结构简单、易于实现，经济性和可靠性好，在众多场合下得到了良好地减震效果，在工程领域得到了广泛应用。但随着人们对振动环境以及内燃机的振动特性要求越来越高，振动被动控制的局限性就凸现出来：该技术对低频、超低频以及宽带随机振动的控制效果很有限，此时振动主动控制技术应运而生。振动主动控制，又称有源减振技术，是近20年随着计算机技术、控制理论、材料科学等学科的发展而迅速发展的一项高新技术。它需要依靠附加的能源来支持减振装置工作，具有效果好、适应性强等潜在的优势，已成为内燃机振动控制的一条重要的新途径。而传统的主动振动控制技术往往要求系统数学模型已知或假定干扰可测等，这对于内燃机的振动控制大多数情况下是不现实的。为此，智能算法和主动控制的相融合的技术被一些学者提出，艾延廷[27,28]分别将模糊集合理论、神经网络融入到主动控制领域中，取得了良好的控制效果。

4 展望

4.1阻尼系数的研究

目前的振动计算所依据的阻尼系数至今还在沿用经验公式和经验数据，这已成为提高内燃机振动计算精度的一个制约因素，因此有必要在阻尼系统方面进行深入研究。此外，在目前的内燃机振动研究中，各项阻尼系数都被人为地线性化和常量化，但实际的阻尼系数并非常量，且随工况的变化也并非呈线性

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趋势。如何解决具有非线性阻尼系数的内燃机振动问题,也是一个值得不断探讨的热点问题。

4.2非线性研究

非线性部件、变转动惯量、变阻尼系数以及其它非线性因素是内燃机振动精确分析时必须考虑的问题。但目前非线性研究多为考虑单一因素的单自由度非线性振动问题，这显然不能满足振动精确计算的需要。因而，有必要进一步考虑具有多项非线性因素、多自由度乃至连续质量分布的振动问题。

4.3研究方法智能化

由于内燃机工作时具有非线性、时变性、不确定性、滞后性等特性，无法准确建立起表述内燃机工作规律和特性的数学模型，于是便失去了进行传统数学分析的基础。况且，在建立数学模型时一般都得经过理想化假设和处理，导致数学模型和实际系统偏差较大，为能更好地描述实际系统，便出现了一些仿人工智能的信息处理和控制理论，如模糊集合理论、神经网络、遗传算法、支持向量机、混沌分形理论等等。

智能算法和传统方法的融合（如：经验模式分解法和支持向量机的融合[31]），以及多种智能算法的融合（如：模糊神经网络，基于遗传算法的神经网络，支持向量机和混沌的融合等[31]），使得内燃机振动问题的研究和解决想着精确化、自适应化的方向不断发展。

参考文献

14

【1】郭智威，袁成清，叶枫桦等．不同缸套表面处理对柴油机振动的影响[J]．武汉理工大学学报，2011，33（03）：136~140

【2】郭文勇，朴甲哲，张永祥．柴油机缸套磨损故障的机体振动监测研究[J]．振动、测试与诊断，2005，25（04）：289~292

【3】上官文斌，黄 志，何良勇等．汽车排气系统吊耳动刚度优化方法的研究[J]．振动与冲击，2010，29（01）：100~105

【4】周志革，武一民，崔根群等．汽车排气总管的振动控制[J]．汽车工程，2003，25（02）：160~161

【5】王继先，李兆文，王务林等．内燃机排气系统振动特性分析[J]．内燃机工程，2008，29（03）：72~75

【6】刘敬平，邓帮林，杜 标等．某轿车排气系统振动分析[J]．振动与冲击，2011，30（08）：237~243

【7】李 震，桂长林，孙 军．内燃机曲轴轴系振动分析研究的现状、讨论与展望[J]．内燃机学报，2002，20（05）：439~444

【8】Holzer W. Die Berechnung der Drehschwingungen [M].Berlin:Springe-Verlag,1921.

【9】Spaetgens T W, Vancouver B C. Holzer Method for Forced-Damped Torsional

15

Vibrations [J].Journal of Applied Mechanics,1950,(03):59~63.

【10】Nestorides E J. A Handbook on Torsional Vibration [M]. London: Cambridge University Press,1958.

【11】Wilson W K. Practical Solution of Torsional Vibration Problem [M]. London: Campman and Hall, 1963.

【12】李渤仲，陈之炎，应启光．内燃机轴系扭转振动[M]．北京：国防工业出版社，1984

【13】Bargis E,Garro A,Vullo V.Crankshaft Design and E-valuation of Current Methods-Part 2:A Modern De-sign Method: Modal Analysis[C].Conference on Reliability, Stress Analysis and Failure Prevention in Mechanical Design, ASME International,1980.203~211.

【14】李惠珍，张德平．用有限元进行曲轴扭振计算[J]．内燃机学报，1991，09（02）：157~162

【15】Okamura H, Shinno A. Simple Modeling and Analysis for Crankshaft Three-Dimensional Vibrations, Part 1:Background and Application to Free Vibrations[J].ASME Journal of Vibration and Acoustics,1995,117(01):70~79.

【16】Nadolski W, Szolc T, Pielorz A. Dynamic Investigation of the Crankshaft of Three Cylinder Single Bank Engines Using Torsional Elastic Waves[C].Proceedings of the

16

15thInternational Conference on Dynamic of Machines. Editions of the Academy of Science of the GDR.Karl-Marx-stadt, 1986, (08):181~190.

【17】郝志勇，舒歌群．内燃机轴系扭振相应的扭转波计算方法研究[J]．内燃机学报，2000，18（01）：29~32

【18】孔敬之．内燃机曲轴模型系统振动分析的实用方法[J]．振动与冲击，2009，28（11）：195~199

【19】Daughty S, Vafaee G. Transfer Matrix Eigensolutions for Damped Torsional System[J].ASME

Journal

of

Vibration,

Acoustics,

Stress

and

Reliability

in

Design,1985,107(01):128~132.

【20】Daughty S.A Rayleigh-type Inclusion of Shaft Inertiain Torsional Vibration Analysis[J].ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Power,1994,116(10):831~837.

【21】Huang Yuan Mao, Horng C D. Analysis of Torsional Vibration System by the Extended

Transfer

Matrix

Method[J].ASME

Journal

of

Vibration

as

Acoustics,1999,121(04):250~255.

【22】王国志．柴油机轴系扭振研究中的模态分析方法[J]．内燃机学报，1986，04（03）：249~259

【23】申屠淼．TC387型柴油机曲轴飞轮系统扭转应力动态试验与计算[J]．内燃机学报，1993，

17

11（03）：243~248

【24】张保成，尹立森，过永德等．V6发动机整机振动控制的工程化实现[J]．内燃机工程，2004，25（03）：48~50

【25】郝志勇，付鲁华，舒歌群等．内燃机整机振动部分施控系统理论与试验研究[J]．内燃机学报，2000，18（03）：230~234

【26】付鲁华，林玉池，刘月辉．内燃机整机振动的频域控制研究[J]．内燃机学报，2006，24（04）：374~378

【27】艾延廷，何家葵，王 志等．内燃机整机振动模糊自适应主动控制技术研究[J]．内燃机工程，2004，25（06）：55~59

【28】艾延廷，王 志等．内燃机整机振动神经网络自适应主动控制技术研究[J]．内燃机工程，2006，27（01）：71~75

【29】黄 强，焦 立，李滟泽．柴油机故障诊断中振动信号测点位置的研究[J]．华中科技大学学报，2007，35（05）：99~102

【30】李 力．机械信号处理及其应用[M]．武汉：华中科技大学出版社，2007

【31】冯广斌，吴镇宇，袁慧群．基于混沌理论与SVM 的内燃机振动信号趋势预测[J]．振动、

18

测试与诊断，2011，31（01）：64~69

19