唐貴基，宋彩盟，陳卓群

（華北電力大學 機械學院，河北 保定 071003）

1 概述

6110／125Z柴油發(fā)動機在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)出現(xiàn)飛輪螺栓斷裂失效問題，在對發(fā)動機工況以及常見的故障原因分析后，確定飛輪斷裂主要是由于發(fā)動機軸系扭轉(zhuǎn)振動引起的。在不對發(fā)動機進行大的改動的原則下，通過對扭轉(zhuǎn)減振器進行重新設計，有效地解決了上述問題。

2 動力傳動系當量分析模型的建立

目前對發(fā)動機進行扭振分析的方法主要有兩種：一是建立發(fā)動機三維模型，對其進行有限元分析；二是對發(fā)動機模型進行簡化，建立一維當量模型，然后進行扭振計算。本文主要運用第二種方法對發(fā)動機的扭振進行分析。圖1為發(fā)動機三維模型圖，它主要由扭轉(zhuǎn)減振器、皮帶輪、曲柄連桿機構(gòu)、飛輪等零部件組成。圖2為發(fā)動機的簡化當量模型。當量簡化原則是：把慣性大而集中的部件簡化為慣性元件；慣量小而分散的簡化為無質(zhì)量的彈性元件。圖2中，Ik為慣性元件（集中質(zhì)量）的轉(zhuǎn)動慣量，Ek，k＋1為彈性元件的扭轉(zhuǎn)剛度。利用UG 軟件建立發(fā)動機三維模型，并對其進行計算得到各個部件的轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度。

AMEsim 軟件是法國IMAGINE 公司開發(fā)的一維仿真平臺，主要用于對多領域智能系統(tǒng)進行建模和分析。本文根據(jù)發(fā)動機的實體模型，采用AMEsim 標準庫中的曲軸模塊、傳動模塊以及控制單元模塊進行一維建模，并對其進行計算分析，圖3為發(fā)動機軸系一維AMEsim 當量模型。其中，A 為曲軸模塊，B 為剛度模塊，C 為轉(zhuǎn) 動 慣 量模 塊，D 為 應 力換 算 模 塊，E 為應力儲存模塊，F(xiàn)為曲軸轉(zhuǎn)速控制模塊，G 為點火次序控制模塊，H 為點火壓力值控制模塊，I為增益模塊。

圖1 發(fā)動機三維模型圖

圖2 發(fā)動機簡化當量模型

3 當量模型的線性分析和時域分析

本文分別對裝有原減振器以及裝有改進后減振器的當量模型進行時域和線性分析。本文試驗中的發(fā)動機為直列6 缸四沖程發(fā)動機，正常工作轉(zhuǎn)速在1 000 r／min～2 200r／min范圍內(nèi)，對F 信號控制模塊輸入ωmin＝1 000r／min，ωmax＝2 200r／min，并設置增益時間為10s。由G 控制模塊按照1－5－3－6－2－4的點火次序分別對各缸點火次序進行延遲。對H 模塊輸入已經(jīng)測得的點火壓力ASCII碼文件，運行軟件，進行線性運算和時域運算。為了驗證點火次序和間隔角的正確性，分別調(diào)用各缸的點火壓力示功曲線，得到發(fā)動機點火壓力示功圖，如圖4所示。該組曲線證明 建立的模型是正確的。

圖3 發(fā)動機軸系一維AMEsim 當量模型

3.1 分析裝有原減振器的當量模型

發(fā)動機正常轉(zhuǎn)速在1 000r／min～2 200r／min，其激勵基頻為16.7Hz～36.7Hz，一般扭振和噪聲主要與主諧次1、3、6、9、12……以及半階諧次4.5、7.5、10.5……有關，由于高階幅值較小，所以本文只考慮4.5、6、7.5、9階。

表1為裝有原減振器的當量軸系參數(shù)表，對相應當量部件分別賦予對應的值，由于模型輸出端為自由端，所以只需要輸入飛輪的轉(zhuǎn)動慣量即可。對模型進行線性計算可得，裝有原減振器的當量模型固有頻率為197Hz，在6階激勵范圍（100Hz～220Hz）內(nèi)，197 Hz處振型是單點振型。裝有原減振器的軸系振型圖見圖5，其中1～9表示各個集中質(zhì)量模塊。對其進行時域計算并進行FFT 變換可得飛輪扭矩頻譜圖（見圖6）和扭轉(zhuǎn)角頻譜圖（見圖7）。

圖4 發(fā)動機各缸點火壓力示功圖

由圖6和圖7可知：系統(tǒng)在197 Hz處產(chǎn)生共振，扭矩和扭轉(zhuǎn)角幅值都達到最大，扭矩值為T＝3 553 Nm，扭轉(zhuǎn)角為0.54°。6110／125Z 發(fā)動機要求的最大扭轉(zhuǎn)角為0.2°，且其最大輸出扭矩Tout＝643Nm，齒輪傳遞扭矩為Tgear＝400Nm，所用的飛輪螺栓的最大傳遞扭矩為Tmax＝4 000Nm。許用安全系數(shù)計算公式為：

將已知參數(shù)代入上式，計算可得許用安全系數(shù)為0.87。由此可見，許用安全系數(shù)和扭轉(zhuǎn)角都不滿足要求，需要對減振器進行修改。

表1 裝有原減振器的當量軸系參數(shù)表

圖5 裝有原減振器的軸系振型圖

3.2 改進后減振器的當量模型分析

表2為裝有改進后減振器的當量模型參數(shù)表。分別對各當量部件賦予對應的值。通過線性計算可得其固有頻率為165Hz和287Hz。165Hz在6階激勵范圍內(nèi)，振型為單節(jié)點振型（見圖8），287Hz在9階激勵（150Hz～330 Hz）范圍內(nèi)，振型為雙節(jié)點振型（見圖9）。對裝有改進后減振器的當量軸系進行時域計算并進行FFT 變換可得軸系的扭矩頻譜圖（見圖10）和扭轉(zhuǎn)角頻譜圖（見圖11），165 Hz處的扭矩值為1 578 Nm，扭轉(zhuǎn)角為0.115°，小于要求的最大扭轉(zhuǎn)角0.2°，計算可得其許用安全系數(shù)為1.53；287Hz處的扭矩值為1 066Nm，扭轉(zhuǎn)角為0.09°，許用安全系數(shù)為1.89。兩個共振頻率振幅值和許用安全系數(shù)都滿足要求。實際進行測試，發(fā)動機不再出現(xiàn)飛輪螺栓斷裂的問題，即修改減振器的方法可行。

圖6 裝有原減振器的軸系扭矩頻譜圖

圖7 裝有原減振器的軸系扭轉(zhuǎn)角頻譜圖

表2 裝有改進后減振器的當量軸系參數(shù)表

圖8 固有頻率為165Hz處的振型圖

4 結(jié)論

扭轉(zhuǎn)振動是影響動力裝置安全運行的重要動力性能之一，常見的曲軸斷裂、軸瓦脫落、飛輪螺栓斷裂等故障均應考慮運用扭振理論進行分析。引起扭轉(zhuǎn)振動的原因主要有發(fā)動機共振、曲軸結(jié)構(gòu)不合理、聯(lián)軸器或減振器與發(fā)動機不匹配、沖擊載荷過高等，分析問題時，應結(jié)合實際工況來確定引起故障的主要因素。

圖9 固有頻率為287Hz處的振型圖

圖10 減振器改進后的軸系扭矩頻譜圖

圖11 減振器改進后的軸系扭轉(zhuǎn)角頻譜圖

［1］ 梁建.發(fā)動機曲軸斷裂的仿真分析與探討［J］.車輛與動力技術，2006（3）：16－22.

［2］ 吳慧斌，高世倫.6110／125Z柴油機軸系扭振與減振研究［J］.內(nèi)燃機工程，2003（6）：56－58.

［3］ 董敬，莊志，常思勤.汽車拖拉機發(fā)動機［M］.第3版.北京：機械工業(yè)出版社，2000.