祝勇，陳昊，黃翔，張學(xué)文，畢玉華

（1.201804 上海市 上海汽車集團股份有限公司乘用車分公司；2.226019 江蘇省 南通市 南通大學(xué)；3.650500 云南省 昆明市 昆明理工大學(xué) 云南省內(nèi)燃機重點實驗室）

0 引言

曲軸系是發(fā)動機最為關(guān)鍵的部件，包括曲軸以及曲軸相連的各運動件，用來驅(qū)動汽車傳動系統(tǒng)、配氣機構(gòu)及其他輔助裝置。內(nèi)燃機是在周期性變化的燃氣壓力和慣性力下工作的，由于曲軸系是一個彈性體，存在一系列扭轉(zhuǎn)固有頻率，容易激發(fā)曲軸的扭振，當(dāng)激振力的頻率和曲軸系統(tǒng)的扭振自振頻率趨于一致時，則就會發(fā)生所謂的“共振”現(xiàn)象[1]。“共振”是對發(fā)動機危害最大的振動，不僅消耗發(fā)動機的有用功，嚴重時會導(dǎo)致曲軸斷裂，因此有必要對曲軸的扭振情況進行分析[2]。

1 曲軸扭轉(zhuǎn)振動仿真模型的建立

用于振動計算的曲軸軸系模型可以分為兩大類：一類是軸系質(zhì)量經(jīng)離散化后集總到許多集中點的集總參數(shù)模型，另一類是軸系質(zhì)量沿軸線連續(xù)分布的分布參數(shù)模型。集總參數(shù)模型的優(yōu)點是物理概念清晰，使用簡單，計算方便，但計算精度有限，而分布參數(shù)模型計算精度較高，但計算過程較為復(fù)雜[3-4]。所以通過EXCITE Designer 采用離散化方法，即將曲軸離散化為一系列的集總慣量、集總剛度，然后計算它在缸內(nèi)氣體力和往復(fù)慣性力產(chǎn)生的扭矩作用下的擺動角度[5]。

圖1 為曲軸模型。通過EXCITE Designer 建立兩缸柴油機曲軸系動力學(xué)模型，如圖2 所示。

圖1 曲軸模型Fig.1 Crankshaft model

圖2 EXCITE Designer 動力學(xué)計算模型Fig.2 EXCITE Designer dynamic computational model

輸入發(fā)動機結(jié)構(gòu)參數(shù)和各轉(zhuǎn)速全負荷缸內(nèi)壓力曲線，系統(tǒng)自動計算曲軸系各質(zhì)量段受力情況[6]。

2 仿真主要參數(shù)

EXCITE Designer 主要輸入?yún)?shù)有：（1）軸系全局參數(shù)，包括發(fā)動機轉(zhuǎn)速范圍、發(fā)動機形式、點火順序、缸數(shù)、缸徑、行程，各轉(zhuǎn)速全負荷下缸內(nèi)壓力曲線等參數(shù)；（2）各部件參數(shù)，包括活塞、連桿質(zhì)量，軸承幾何參數(shù)，軸承間隙，曲軸結(jié)構(gòu)參數(shù)等。表1 為柴油機基本參數(shù)和軸承計算參數(shù)，圖3 為缸內(nèi)壓力曲線。

圖3 缸內(nèi)壓力曲線Fig.3 Pressure curve in cylinder

表1 柴油機基本參數(shù)和軸承計算參數(shù)Tab.1 Basic parameters and bearing calculation parameters of diesel engine

2.1 減振器類型及其參數(shù)

扭振減振器的內(nèi)轂轉(zhuǎn)動慣量為4 110 kg·mm2，環(huán)轉(zhuǎn)動慣量為7 487 kg·mm2，扭轉(zhuǎn)動剛度為50 000 (N·m)/rad，比例阻尼系數(shù)為1.1。

3 仿真計算結(jié)果與分析

3.1 有、無減振器曲軸等效模型建立

將皮帶輪和階梯軸看作是一個整體，即作為一個節(jié)點，減振器的慣量環(huán)和輪轂看作2 個節(jié)點[7]。圖4（a）無減振器曲軸等效模型，圖4（b）有減振器曲軸等效模型。

圖4 曲軸等效模型Fig.4 Equivalent models of crankshaft

3.2 有、無減振器曲軸扭轉(zhuǎn)振動計算結(jié)果對比分析

對建立的曲軸模型在有、無減振器的情況下進行曲軸系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)特性分析。圖5（a）和圖5（b）分別為2 200 r/min 無減振器和有減振器曲軸轉(zhuǎn)角0～720°曲軸扭轉(zhuǎn)振動計算結(jié)果。圖6（a）和圖6（b）分別為4 000 r/min 無減振器和有減振器曲軸轉(zhuǎn)角0～720°曲軸扭轉(zhuǎn)振動計算結(jié)果。

圖5 2 200 r/min 曲軸扭轉(zhuǎn)振動仿真計算結(jié)果Fig.5 Simulation results of crankshaft torsional vibration at 2 200 r/min

從圖5 可以看出，2 200 r/min 曲軸角位移曲線基本遵循正弦曲線變化規(guī)律，但曲軸角位移隨著曲線的上升和下降呈現(xiàn)上下波動的特征。從圖6 可以看出，角位移曲線最大振幅在不斷變化，扭振角位移變化幅度增大。

圖6 4 000 r/min 曲軸扭轉(zhuǎn)振動仿真計算結(jié)果Fig.6 Simulation results of crankshaft torsional vibration at 4 000 r/min

通過圖5 和圖6 的對比分析可以看出，當(dāng)曲軸轉(zhuǎn)速由2 200 r/min 變化到4 400 r/min 時，曲軸扭振角位移正負變化頻率增大，并且加了減速器后，曲軸扭轉(zhuǎn)振動振幅都有所下降的趨勢，最大振幅高峰個數(shù)有所減少[8-9]。

3.3 有、無減振器曲軸扭轉(zhuǎn)振動諧次分析

無減振器皮帶輪扭振角位移如圖7（a）所示,圖7（a）最上方的曲線為綜合扭振曲線，其余曲線為各諧次扭振振幅曲線，綜合扭振振幅是各諧次扭振振幅的代數(shù)和。1 和2 諧次低轉(zhuǎn)速下扭振角位移最大，這是發(fā)動機固有的間歇性工作特性所致，再加上發(fā)動機缸數(shù)少，所以轉(zhuǎn)速波動大。圖7（b）為有減振器皮帶輪角位移。

圖7 有、無減振器角位移圖Fig.7 Angular displacement diagram with and without shock absorber

無減振器曲軸臨界轉(zhuǎn)速圖譜如圖8（a）所示。圖8（a）上方的數(shù)字0.5～11.5 代表各簡諧力矩的諧次，圖 中對應(yīng)諧次的斜線與鉛錘線1、2 的交點都是共振點，交點對應(yīng)的轉(zhuǎn)速都是臨界轉(zhuǎn)速，按共振振幅較大的共振點進行扭振分析，而圖8（a）對應(yīng)諧次的斜線與鉛垂線1、2 沒有交點，可以認為該諧次對應(yīng)的干擾力矩諧量不會使發(fā)動機曲軸發(fā)生扭振。在與垂線1 相交的點對應(yīng)的轉(zhuǎn)速下發(fā)生的共振，都按第1 主振型共振，而在與垂線2 相交的點對應(yīng)轉(zhuǎn)速下發(fā)生的共振，都按第2 主振型共振。共振振幅較大的諧次有：4.5 諧次、5 諧次、5.5 諧次、6 諧次、7.5 諧次，它們的共振振幅都超過0.5°，所以必須采取減振措施來減少振幅。圖8（b）為有減振器曲軸臨界轉(zhuǎn)速圖譜[10]。

圖8 有、無減振器曲軸臨界轉(zhuǎn)速圖譜Fig.8 Map of critical speed with and without shock absorber

由圖7 可以看出，加了減振器之后，其中振幅較大的4.5 諧次、5 諧次、5.5 諧次、6 諧次、7.5諧次均小于0.5°，曲軸共振振幅明顯大幅下降，在內(nèi)燃機曲軸扭振許用振幅范圍之內(nèi)。

4 總結(jié)

通過計算與分析可知，在兩缸柴油機的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)存在多個共振點，且個別共振點振幅較大。在加裝扭轉(zhuǎn)減振器之后，共振振幅大幅減小。下一步需要對減振器設(shè)計參數(shù)進一步優(yōu)化。