郭俊寶，紀(jì)新春，康毅，鄭智鋒，高志雄，程紅紅

（山西柴油機(jī)工業(yè)有限責(zé)任公司，山西 大同 037036）

1 理論基礎(chǔ)

1.1 曲柄連桿裝置的理論特征

案例柴油機(jī)內(nèi)部設(shè)計(jì)時(shí)，采取并排連桿的形式，共有六個(gè)曲柄，相隔角度均取120°。此種柴油機(jī)的斷面結(jié)構(gòu)，具有V 型特點(diǎn)。當(dāng)柴油機(jī)承受爆發(fā)壓力時(shí)，活塞、連桿兩個(gè)位置會(huì)自主傳送載荷作用，使曲軸自主旋轉(zhuǎn)，有效傳送力矩。當(dāng)活塞處于上下循環(huán)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，其運(yùn)轉(zhuǎn)速度、位置變動(dòng)的加速度，均處于持續(xù)改變狀態(tài)，逐漸形成曲軸振動(dòng)。在測(cè)算曲柄連桿位置變動(dòng)特點(diǎn)，是探究曲軸振動(dòng)的最根本方向?；钊恢米儎?dòng)的長(zhǎng)度d，計(jì)算方法如式（1）：

式中，D 表示連桿長(zhǎng)度，m，案例柴油機(jī)的D 值為300mm；r 表示曲柄半徑參數(shù)，m，案例柴油機(jī)的r 值為80mm；α 表示曲柄轉(zhuǎn)動(dòng)的角度，rad；β，表示連桿與中線的夾角，°。案例柴油機(jī)的H（連桿比）=r/D=0.265，記錄各曲柄轉(zhuǎn)角α、活塞位置移動(dòng)長(zhǎng)度d 的數(shù)據(jù)，記錄結(jié)果如表1 所示。

表1 α-d 的對(duì)應(yīng)關(guān)系

結(jié)合數(shù)據(jù)記錄結(jié)果，案例柴油機(jī)活塞運(yùn)動(dòng)長(zhǎng)度的最大值為0.16m，活塞運(yùn)動(dòng)速度介于0 ～22.12m/s2，說(shuō)明此柴油機(jī)曲軸振動(dòng)問(wèn)題。

此曲柄連桿結(jié)構(gòu)，測(cè)定被迫振動(dòng)的情況時(shí)，可使用簡(jiǎn)諧分析方法，轉(zhuǎn)矩平均值作用下，曲軸會(huì)處于均速轉(zhuǎn)動(dòng)狀態(tài)，不會(huì)發(fā)生明顯振動(dòng)問(wèn)題。為此，曲軸振動(dòng)的形成，主要是各組諧次產(chǎn)生的簡(jiǎn)諧作用，形成了差異性頻率振動(dòng)問(wèn)題。在諧次增加、力矩變化幅度變小時(shí)，曲軸承受的振動(dòng)作用會(huì)變?nèi)酢６鄶?shù)情況下，假設(shè)諧次為v，分析v ≤12 諧次的振動(dòng)影響。

1.2 多體運(yùn)動(dòng)學(xué)

多體運(yùn)動(dòng)學(xué)，是指多組構(gòu)件相連組成的部件，主要含有若干個(gè)柔性、剛性的結(jié)構(gòu)，借助特定的約束連接方式，相互之間形成一定干擾作用，分析各主體的運(yùn)動(dòng)特點(diǎn)。在計(jì)算機(jī)技術(shù)更新、升級(jí)的視域下，計(jì)算機(jī)平臺(tái)的信息處理能力有所增強(qiáng)，開(kāi)發(fā)出的虛擬樣機(jī)技術(shù)，能夠引導(dǎo)用戶自主創(chuàng)建立體結(jié)構(gòu)模型，保證添加的結(jié)構(gòu)參數(shù)與定義建立有效的互聯(lián)關(guān)系，軟件內(nèi)部自主創(chuàng)建計(jì)算方式，給出數(shù)據(jù)處理方法。借助三維圖像方式，客觀展現(xiàn)數(shù)據(jù)處理結(jié)果，以此保證數(shù)據(jù)處理的精確性，切實(shí)提高數(shù)據(jù)處理效率。此種研究方法，用于研究柴油機(jī)內(nèi)部各類(lèi)組成的運(yùn)動(dòng)情況下，主要是為簡(jiǎn)化數(shù)據(jù)處理流程，采取物體離散處理方法，將物體分割出若干個(gè)子單元，各單元會(huì)借助固定的作用關(guān)系，做出相互耦合的處理。由于多體運(yùn)動(dòng)具有一定復(fù)雜性，可利用向量力學(xué)法，深入分析曲軸變動(dòng)特點(diǎn)，給出分析結(jié)果。借助各單元的位置移動(dòng)、位置旋轉(zhuǎn)等方式，以此客觀展示部件振動(dòng)特點(diǎn)。

2 創(chuàng)建柴油機(jī)動(dòng)力分析的模型

2.1 創(chuàng)建設(shè)備整體單元

如表2 所示，是案例柴油機(jī)的性能表現(xiàn)。

表2 案例柴油機(jī)的各項(xiàng)技術(shù)參數(shù)

在建立柴油機(jī)軸運(yùn)動(dòng)的模型中，需要從曲軸、連桿等位置，逐一創(chuàng)建軸體單元。研究中，簡(jiǎn)化了七個(gè)軸承座，使用立體軸承座的信息展示方式，將各類(lèi)數(shù)據(jù)導(dǎo)入應(yīng)用程序中。依照應(yīng)用程序設(shè)定網(wǎng)格分類(lèi)方法，劃分網(wǎng)格的精度設(shè)計(jì)為0.0001mm。主軸承座內(nèi)部使用六面立體網(wǎng)格的劃分方式，依照軸向給出5 個(gè)節(jié)點(diǎn)。徑向創(chuàng)建2 個(gè)層級(jí)，各層分別設(shè)計(jì)40 個(gè)節(jié)點(diǎn)，此時(shí)軸系節(jié)點(diǎn)數(shù)量為5×2×40。針對(duì)軸瓦表層的點(diǎn)，標(biāo)記編號(hào)，保證編號(hào)不重復(fù)。

2.2 創(chuàng)建連接單元

曲軸軸系具有多個(gè)主體共同運(yùn)動(dòng)的特點(diǎn)，相互運(yùn)動(dòng)的關(guān)系具有復(fù)雜性。在確定軸體單元類(lèi)型后，依照研究?jī)?nèi)容，逐一定義連接單元，具體有四種連接體，主要用在“軸承座”→“曲軸”→“連桿”→“活塞”→“缸套”五個(gè)主體之間。由于機(jī)體能夠有效支撐曲軸，使用的油膜具有一定“黏性剪切”“擠壓”能力，在各類(lèi)工況下，其油膜堅(jiān)硬性、阻尼表現(xiàn)均有差異。為此，依照彈性流體動(dòng)力的自身特征，主軸承位置選擇的連接方法，在各主軸頸位置選擇五個(gè)點(diǎn)，依照各主軸軸承瓦進(jìn)行直接連接。此種連接形式，能夠有效判斷油膜作用、軸承間隙的變化特點(diǎn)，獲取軸頸偏移量，查看軸承座形變情況。如圖1 所示，是五點(diǎn)連接的示意圖。

圖1 五點(diǎn)連接的示意圖

案例柴油機(jī)研究時(shí)，連桿頭位置的軸承半徑間隔最大值，選擇0.056mm。參照EXCITE PU 程序的建議參數(shù)，連桿偏移量最大時(shí)的阻尼參數(shù)emax，取值為25N·s/mm。未發(fā)生連桿偏移時(shí)，此處的阻尼參數(shù)e0，取值為5N·s/mm?；钊?、缸套兩個(gè)主體的連接方式，主要借助彈簧阻尼特點(diǎn)，分析各連接主體的位置移動(dòng)特點(diǎn)。案例柴油機(jī)，在連接活塞、缸套時(shí)，“剛度值”Q 參數(shù)設(shè)計(jì)為10000N/mm，“阻尼”e 參數(shù)取10N·s/mm。

2.3 受力分析

模型創(chuàng)建成功后，設(shè)定單組運(yùn)動(dòng)周期內(nèi)的“爆發(fā)壓力P”參數(shù)，Pmax取23MPa，依照案例柴油機(jī)的運(yùn)行特點(diǎn)、變動(dòng)角度，逐一設(shè)計(jì)各參數(shù)。在曲柄轉(zhuǎn)角處于0 ～720deg 之間時(shí)，設(shè)備運(yùn)行的“爆發(fā)壓力P”介于0 ～23MPa 之間。確定爆發(fā)壓力范圍后，選擇10 個(gè)活塞位置，標(biāo)號(hào)A1 ～A10，分別測(cè)定其承受的壓力參數(shù)。測(cè)定結(jié)果：10 個(gè)點(diǎn)位的活塞，相間受力角度分布在30°～90°之間，符合實(shí)況。在測(cè)定各點(diǎn)位受力情況時(shí)，曲柄轉(zhuǎn)角處于1440 ～2160deg 之間時(shí)，活塞側(cè)向位置的受力處于-1000 ～-4000N 以內(nèi)，連桿傳出的荷載作用介于-10000 ～50000N 之間，曲柄徑向受力為-100000 ～120000N，曲柄切向受力為-50000 ～300000N。

3 曲軸振動(dòng)分析

3.1 自由振動(dòng)分析

模態(tài)分析，是研究曲軸動(dòng)力學(xué)特點(diǎn)的一種方法，以此綜合判斷曲軸結(jié)構(gòu)的動(dòng)力表現(xiàn)特點(diǎn)。在實(shí)際設(shè)計(jì)曲軸結(jié)構(gòu)時(shí)，考量具體工況形成激勵(lì)作用時(shí)，可能產(chǎn)生的共振問(wèn)題，以此獲取結(jié)構(gòu)振動(dòng)過(guò)程的各類(lèi)信息，判斷結(jié)構(gòu)模型共振期間的具體狀態(tài)，便于在設(shè)計(jì)過(guò)程中，全面梳理結(jié)構(gòu)特性，消除不利問(wèn)題。模態(tài)分析時(shí)，主要用于測(cè)定模型建立的準(zhǔn)確性，對(duì)比固定頻率、振動(dòng)表現(xiàn)等信息，判斷虛擬程序中模型創(chuàng)建的合理性。案例柴油機(jī)內(nèi)部的曲軸結(jié)構(gòu)，具有部件組成的連續(xù)性，含有多個(gè)自由度。在具體仿真計(jì)算期間，可進(jìn)行系統(tǒng)簡(jiǎn)化處理，將其劃分成多個(gè)離散性模型。使用立體曲軸模型，有效判斷各模型參數(shù)特點(diǎn)，按照一定規(guī)則給出分類(lèi)方式，將相同質(zhì)量、相似慣性的各類(lèi)內(nèi)容，有效整合在一個(gè)主節(jié)點(diǎn)位置。各節(jié)點(diǎn)連接時(shí)，主要利用剛度、阻尼兩個(gè)因素。在驗(yàn)證模塊創(chuàng)建質(zhì)量時(shí)，需獲取曲軸特性參數(shù)，具體包括“固定頻率”“振動(dòng)模型”等。選擇模態(tài)計(jì)算方法，對(duì)比計(jì)算結(jié)果、模型分析給出的數(shù)據(jù)，以此判斷模態(tài)結(jié)果的精確性，給予被動(dòng)振動(dòng)分析創(chuàng)建技術(shù)可能性。有限元分析時(shí)，在線上平臺(tái)內(nèi)添加實(shí)體數(shù)據(jù)，導(dǎo)入曲軸材料的相關(guān)屬性資料。模態(tài)、有限元2 種分析方法的對(duì)比結(jié)果，如表3所示。

表3 模態(tài)、有限元2 種分析方法的對(duì)比結(jié)果

結(jié)合兩個(gè)結(jié)果的偏差率可知：模態(tài)、有限元兩種分析方法，均具有較高的準(zhǔn)確性，可用于進(jìn)行曲軸振動(dòng)分析，嘗試給出更優(yōu)的柴油機(jī)設(shè)計(jì)方案。曲軸自由度振動(dòng)分析時(shí)，模態(tài)分析給出的固定頻率介于61.48～215.31Hz 之間，有限元分析獲得的固定頻率參數(shù)為58.12 ～202.54Hz。各模態(tài)位置的振動(dòng)頻率具有一定差異性，需制定有效的減振措施，消除曲軸振動(dòng)風(fēng)險(xiǎn)。

3.2 被迫振動(dòng)分析

案例柴油機(jī)每分鐘固定轉(zhuǎn)動(dòng)2600 轉(zhuǎn)，對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)動(dòng)基礎(chǔ)頻率為43.3Hz，模態(tài)分析時(shí)曲軸固定頻率參數(shù)均大于60Hz。因此，在標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)動(dòng)速度條件下，柴油機(jī)曲軸不會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象。在被迫振動(dòng)分析期間，會(huì)分別查看各組諧次激勵(lì)作用形成的振動(dòng)問(wèn)題。由于較高諧次條件帶來(lái)的振動(dòng)干擾作用不大，多數(shù)情況下，諧次最大值為12次。借助各組諧次的振動(dòng)表現(xiàn)，深入探究立體耦合的振動(dòng)特點(diǎn)，給出相應(yīng)的改進(jìn)設(shè)計(jì)方案。如表4 所示，是一般運(yùn)行條件下，曲軸被迫振動(dòng)的情況。

表4 曲軸被迫振動(dòng)的表現(xiàn)

結(jié)合數(shù)據(jù)觀察結(jié)果，在4 諧次時(shí)，曲軸被迫振動(dòng)產(chǎn)生的扭矩幅度達(dá)到了0.78°。在一般轉(zhuǎn)速條件下，4 諧次位置，相應(yīng)的扭轉(zhuǎn)固定頻率參數(shù)為152.45 ～168.54Hz。由此推斷：4 諧次點(diǎn)位，可能是案例柴油機(jī)發(fā)生被迫振動(dòng)的重要節(jié)點(diǎn)，此處會(huì)出現(xiàn)較大幅度的振動(dòng)現(xiàn)象，需加以關(guān)注，進(jìn)行處理。

4 緩解曲軸振動(dòng)的技術(shù)措施

4.1 調(diào)整軸系結(jié)構(gòu)

采取軸系結(jié)構(gòu)調(diào)整措施，改變曲軸內(nèi)部各組件的運(yùn)動(dòng)表現(xiàn)，以此控制曲軸振動(dòng)問(wèn)題。在裝設(shè)曲軸部件時(shí)，各軸承可能存在一定間隔。案例柴油機(jī)內(nèi)部的各軸承間隔s 介于0.052 ～0.101mm 之間。差異性的間隔參數(shù)，具有一定曲軸振動(dòng)的干擾作用。為此，需調(diào)整此參數(shù)，適當(dāng)控制曲軸振動(dòng)問(wèn)題。在參數(shù)比選時(shí)，選定了多組間隔參數(shù)，對(duì)比扭轉(zhuǎn)角度，找出最佳的參數(shù)方案。由于案例柴油機(jī)存在一定的振動(dòng)問(wèn)題，判斷現(xiàn)有的間隔參數(shù)不合適。為此，選擇的s 參數(shù)為0.03mm、0.04mm、0.052mm 三組。以0.052mm 為參照，對(duì)比另外兩組的振動(dòng)情況。模型振動(dòng)分析結(jié)果，如表5 所示。

表5 s 值對(duì)比分析

經(jīng)過(guò)s 值對(duì)比，選擇0.03mm 作為s 值的最佳參數(shù)，以此優(yōu)化曲軸設(shè)計(jì)。

4.2 使用減振裝置

選擇“止推軸承”進(jìn)行振動(dòng)控制，將其添加在曲軸的各個(gè)軸頸處，對(duì)比振動(dòng)情況，判斷減振效果。減振對(duì)比結(jié)果，如表6 所示。

表6 減振對(duì)比結(jié)果

結(jié)合減振前后的振動(dòng)表現(xiàn)，確定止推軸承具有減振功能，對(duì)于曲軸各處軸承的扭矩轉(zhuǎn)動(dòng)角度、各項(xiàng)振動(dòng)位移量，均有一定控制效果。此外，可使用減振設(shè)備，將其安放在振動(dòng)較大的位置，如4 諧次，以此保持曲軸運(yùn)行的平穩(wěn)性，盡可能地消除振動(dòng)干擾。

5 結(jié)語(yǔ)

綜上所述，針對(duì)案例柴油機(jī)進(jìn)行建模分析，對(duì)比了模態(tài)、有限元2 種方法的分析結(jié)果，均有較高的準(zhǔn)確性，符合曲軸振動(dòng)的實(shí)際情況。深入探究曲軸自由性、被迫性2 種振動(dòng)表現(xiàn)，得出“各模態(tài)固定頻率差異性較大”“4諧次振動(dòng)較為明顯”的2 個(gè)結(jié)論。分別制定減振處理方式，采取調(diào)整曲軸結(jié)構(gòu)形式，盡量控制固定頻率，達(dá)到減振效果。選用止推軸承，有效控制軸承振動(dòng)問(wèn)題。在4 諧次位置，添加專(zhuān)用減振設(shè)備，以此消除最大振動(dòng)點(diǎn)，保持曲軸運(yùn)行的平穩(wěn)性。