毕鸿戈
哈尔滨东安汽车动力股份有限公司 黑龙江省哈尔滨市 150066
摘要：随着车辆发动机向高速、大功率方向发展，由轴系扭振引起的故障时有发生，成为人们关注的焦点。严重的扭转振动会导致曲轴断裂、弹性联轴器失效、螺钉松动断裂、传动齿轮点蚀或断裂、噪声增大等一系列问题。过去，底盘制造企业部门采用手工建模，依靠传统的经验计算公式进行估算，或者通过MATLAB软件编程进行简化计算。这样，分析师只能单方面、局部地对发动机或传动系统进行分析。此外，底盘制造商往往不知道发动机的扭转振动，而发动机制造商往往不知道传动系统的配置。而且联轴器厂家也不知道发动机和传动系统的扭转振动。因此，在车辆开发阶段往往忽略扭转振动计算和匹配计算，留下隐患。这样系统一旦出现扭振问题，通过分析计算原因，会造成巨大的损失。
关键词：发动机振动；机械振动；仿真分析；
断裂是发动机曲轴在运行过程中的主要失效形式，且疲劳断裂居首位，占失效实例约60%，给企业生产和经营造成巨大浪费和损失，那么曲轴断裂失效分析特别重要，可以防止同类失效现象的重复发生，为改进设计及加工工艺提供依据，消除隐患确保产品安全可靠等，同时也是企业节能增效的有利途径。
一、机加工不符合要求
（1）曲轴制造质量不好，加工粗糙，材质不佳，达不到设计要求。（2）各缸工作不平衡，活塞连杆组重量偏差过大，引起曲轴受力不均而导致断裂。（3）冷校直也是曲轴断裂的一个原因。因为校直是塑性变形，会产生微裂纹，大大降低了曲轴的强度，因而在交变载荷的作用下，会导致曲轴断裂。（4）各道主轴承中心线不同心，使曲轴受交变压力的作用，导致曲轴断裂。造成主轴承不同心的原因，除了缸体热处理过程中自然时效机体本身变形引起的以外，往往还由于维修装配或刮瓦时主轴承不同心引起。（5）曲轴轴心线偏移使飞轮偏摆，在惯性力的作用下，也易使曲轴产生疲劳断裂。按要求飞轮摆差不能超过0.8mm。（6）曲轴与飞轮的锥孔配合不符合技术要求。若两者之间贴合不是面接触而形成线接触，则发动机工作时，飞轮就会松动，造成曲轴与飞轮之间的冲击，此时飞轮受到两个方向的冲击，将易使曲轴键槽两侧面很快出现裂纹，如继续使用，裂纹逐渐扩大，必将导致曲轴断裂。这种情况一般在单缸机中多见。
二、分析方法和原理
AMESim软件为法国IMAG INE公司开发的系统仿真软件.其原理是将机械、液压或电控系统简化成由标准的单元体组成的简化力学和控制系统数学模型.描述系统工作过程和结果,可以输出各个节点的动力学、运动学、频域和时域分析数据和曲线.软件中已经设计了有关杆系、机构、控制、液压、气动、传动、汽车和发动机等专用模块,供用户调用组合成仿真系统.采用了发动机模块、传动模块和控制单元模块,根据发动机工作原理组合成发动机模型,进行分析计算.其中主要模块是:A为活塞曲柄连杆机构模块,B为惯量模块,C为有阻尼刚性杆模块,D为无阻尼刚性杆模块,E为负载扭矩模块,其它为转速、转矩传感器和发动机发火、压力控制系统.根据模型分别完成了系统的频域分析和时域分析,计算出系统的固有特性、发动机激励特性和系统响应.通过固有特性分析和激励特性分析,揭示了发动机激励频率与固有频率相同,系统产生共振,致使发动机曲轴疲劳断裂的根本原因;通过分析最大扭振节点的振幅和疲劳应力,可以计算出曲轴疲劳强度和安全系数;根据分析计算结果,提出改进意见,并对比分析有无减振器的曲轴强度和安全系数,来证明改进前后的可行性.
三、固有振型分析
将发动机所有发火压力设置为零,负载设置为零,在频域分析状态下,运行仿真分析,得到各种工况下的固有特性.该车路上行驶有5个前进挡和1个倒挡,在水上行驶有1个挡;另外,发动机有不配减振器和配减振器工况.按照各个工况,添入相应的参数,可以得出相应的各阶振型图.这里只列出比较典型的几种工况,说明固有振型特点.
1.发动机单机工况振型分析。将后面传动系统去掉,仅剩发动机模型.运行后可以得到无减振器发动机最低阶主频率145.5H z振型图、有减振器发动机最低阶主频率176.4 H z振型图。振型图中横坐标的惯量模块编号与模型图上标注的数字一一对应,如图4中:1是减振器,2～9是发动机曲轴。
2.五挡行驶工况振型分析。无减振器时,在发动机转速500～2 000 r/m in范围内,发动机决定的固有频率为145.2 H z,其振型如图1所示。
图1发动机和五挡传动系统无减振器145.2 H z振型图
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图中惯量模块编号1～8是发动机曲轴,其它是传动系统编号.有减振器时,在发动机转速500～2 000 r/m in范围内,发动机决定的固有频率为176.9 H z,其振型如图2所示。
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图中惯量模块编号1是减振器,2～9是发动机曲轴,其它是传动系统编号。
3.水上行驶工况振型分析。在有减振器水上工况行驶条件下,减振器决定的固有频率为76.1 H z,是由于减振器而新增加的频率和振型,在有减振器水上工况,发动机转速在500～2000 r/m in范围内决定的固有频率为176.12 H z,惯量模块编号1是减振器,2～9是发动机曲轴,其它是传动系统编号.
4.固有振型分析。从以上振型图可以知道,AM ES i m软件可以方便的分析出各种工况,各阶频率下的固有振型图.从振型图可以找出部件或发动机决定的各阶振型图和频率,以及节点和主频.从各种工况主频振型图的对比可以看出:发动机部分固有振型和主频变化不大,说明传动系统固有振型对于发动机固有振型影响比较小。这主要因为发动机飞轮和弹性联轴器具有良好的刚性和较大的惯量,将发动机固有特性与传动系统的固有特性隔离开,互相影响比较小.从无减振器和有减振器振型图的对比可以看出,发动机自由端增加减振器可以增加一个减振器决定的频率,改变发动机固有频率和固有振型,增加减振器可以减小振幅.发动机无减振器最低阶固有频率大约为145H z,有减振器最低阶固有频率大约为176 H z.这两个频率都在发动机工作频率50～200 H z范围内,减振器设计并没有达到最优化。
四、激励响应分析
1.扭转应力振动图。发动机输出端扭矩传感器测得的扭矩信号输送给函数处理模块,经过处理后换算成应力信号曲线.无减振器工况,发动机曲轴输出端应力振动峰值在1 450 r/m in,换算成频率为145 H z,峰值扭转应力为90 MPa.有减振器工况,发动机曲轴输出端应力没有明显的突出峰值,振幅最大值在1 760 r/m in,换算成频率为176 H z,峰值扭转应力为35 M Pa.关于最大振幅时的频率与上述振型分析和Bode图分析的结论相吻合。
2.疲劳强度分析。发动机曲轴应力属于脉动循环振动应力,设发动机曲轴材料为18C r2N i4,按照轴类疲劳强度分析方法,主要参数按如下方式选取:发动机曲轴脉动循环应力下的扭转疲劳极限τ-1=160 M Pa;发动机输出轴花键有效应力集中系数Kτ=1.46;发动机轴表面质量系数β=1.5;发动机轴绝对尺寸影响系数ετ=0.72;材料扭转平均应力折算系数ψτ=0.29。
总之，发动机自由端安装减振器后,改变了发动机的固有频率和阶次,减小了振动应力的峰值,疲劳强度安全系数从1.51提高到4.59.减振效果明显,基本消除了断裂隐患,设计改动量小,方案具有可行性.但是,减振器的刚度和阻尼系数对于系统减振效果影响比较大,供应商提供的减振器尚没有将系统固有频率移出发动机激励频率200 H z以上,效果尚达不到满意程度.应该以固有频率超过200 H z为优化目标,进行优化设计,计算出减振器匹配最优刚度和阻尼系数。
参考文献：
[1]吴平.内燃机噪声振动与控制.2018.
[2]董宁天.关于发动机曲轴断裂的仿真分析与探讨.2019.