某型柴油機軸系扭振與減振研究

1.概述

某型柴油機是公司近年開發成功的一個重要產品，自投放市場以來，一直處於旺銷狀態，但近期在用戶處發生多起飛輪螺栓斷裂問題。為儘快解決這一問題，我們對飛輪螺栓斷裂進行了細緻的分析。本著不改變原機型基本結構的原則下，最後通過改進扭振減振器設計減小曲軸後端（即飛輪端）產生的附加扭振力矩，解決了飛輪螺栓斷裂問題。

2.扭轉振動分析方法

要改進扭振減振器設計就必須對內燃機軸系進行扭轉振動分析。由於柴油機軸繫結構的複雜性，目前的扭振計算分析中還不得不作一定的近似假設和採用由實驗統計而得的經驗公式，所以目前軸系扭振理論分析結果，尤其是軸系的扭振振幅和扭振應力值與實際偏差較大，因此在軸系 扭振特性理論計算分析後還需對實際軸系進行扭振實測加以證實。由於曲軸結構及目前的扭振測量儀器和測量技術限制，現在還不能光靠扭振實測進行全面的軸系扭振分析。

3.軸系當量扭振系統換算

對車用柴油機軸系，離合器從動盤在運轉時是緊壓在飛輪上的，從動盤的扭轉剛度極大，所以將離合器從動盤轉動慣量與飛輪轉動慣量合在一起作為一個質量。離合器通過一組剛度極小的周向緩衝彈簧與變速器的花鍵軸相連，這組彈簧相當於將整個軸系從離合器從動盤處分割成前後兩個相互影響很小的獨立軸系，所以在分析車用柴油機曲軸軸系扭振特性時可以將離合器後的傳動軸系部分忽略不計，計算結果與測試結果的對比，也證實了這種忽略是允許的（1）。

某型柴油機配車時其軸系當量扭振系統可由皮帶輪質量、各氣缸質量及包含了離合器和正時齒輪系轉動慣量在內的飛輪質量所組成。

把實際的扭振系統換算成當量扭振系統的工作，就是要確定各軸段的轉動慣量及剛度，有很多文獻都介紹如何實現轉動慣量和剛度計算。在實際簡化過程中，我們考慮到應充分利用現有的科技手段，因而軸段轉動慣量的計算採用了三維PRO/E建模計算對軸線的轉動慣量。這一計算方法更加準確，而且便於對軸段結構修改及計算。軸段扭轉剛度我們採取經驗公式進行計算並通過曲軸剛度的靜態扭轉試驗對計算結果加以修正。

經過計算和測試，配車用某型柴油機裝純鐵皮帶輪時軸系當量扭振系統參數見表1：

表1 某型柴油機裝純鐵皮帶輪時軸系當量扭振系統參數

4.裝純鐵皮帶輪和原扭振減振器軸系扭振計算、測試與分析

為了分析原扭振減振器對曲軸軸系的減振效果，我們對裝純鐵皮帶輪和原扭振減振器的曲軸軸系分別進行了扭振測試，測試結果見圖1、圖2。

1. 7.5諧次 2. 6諧次 3. 4.5諧次（下同）

由測試結果圖1、圖2可知，某型型柴油機裝原扭振減振器有一定的振減效果，但其6諧次在曲軸自由端的扭振振幅±0.508°，4.5諧次扭振振幅±0.394°，大大超過圖紙要求的扭振振幅小於±0.15°。

為了得到曲軸後端（即飛輪螺栓所承受的）附加扭振力矩，我們對某型柴油機裝原扭振減振器曲軸軸系進行了扭振計算，某型柴油機軸系配純鐵皮帶輪和原扭振減振器時的自由振動計算結果見表2、表3。

表2 某型柴油機裝純鐵皮帶輪時軸系的單節點自由振動相對振幅及相對扭振力矩計算結果（P=1378 rad/s）

這裡，P為自由振動圓頻率，Ik 為 第k個質量的轉動慣量，第1個質量為純鐵皮帶輪，第2~7個質量分別為第1~6缸各缸質量，第8個質量為包含了離合器主動部分和正時齒輪系轉動慣量在內的飛輪質量。Ck，k+1為 第k，k+1個質量之間軸段的剛度。αk為第K個質量的相對振幅。M* k，k+1為第k，k+1軸段的相對扭振力矩。

表3 某型柴油機配原減振器時的單節點自由振動相對振幅及相對扭振力矩計算結果（P=1250 rad/s）

這裡，第1個質量為減振器外輪質量，第2個質量為減振器內輪質量，第3~8個質量分別為第1~6缸各缸質量，第9個質量為飛輪質量。

根據實測出曲軸自由端的扭振振幅可計算得出曲軸後端（即飛輪端）所產生的扭振力矩值為：某型柴油機裝純鐵皮帶輪時M = M*7，8×θ（θ為各主諧次振幅的代數和，下同）=378488.56×1.001×π/180=6613N.m； 某型柴油機裝原減振器

時M = M*8，9×θ=350186×0.616×π/180=3765 N.m。從表5的「配原減振器」一列計算結果知某型柴油機裝原減振器時曲軸後端所產生的扭振附加力矩明顯過大，故必須重新設計扭振減振器，以減小扭振附加力矩，提高飛輪螺栓的安全係數改善柴油機曲軸軸系運行可靠性。

5.重新設計新扭振減振器並對裝新扭振減振器軸系進行扭振計算、測試與分析

經設計計算所得新扭振減振器的慣性輪（即減振器外輪）的轉動慣量為0.0596kgm2 ，其慣性輪與輪轂的動態扭轉剛度為103.157kNm/rad。圖3為某型柴油機裝新減振器時曲軸自由端測得幾個主要諧次（振幅較大的諧次）的扭振振幅曲線圖。

圖3 某型柴油機裝新扭振減振器扭振振幅圖

某型柴油機裝新扭振減振器時曲軸軸系自由振動計算結果見表4（該軸系的雙結點共振轉速遠遠高於該柴油機的最高轉速，故不必做該軸系的雙結點自由振動計算）。

表4 某型柴油機配新減振器時的單節點自由振動相對振幅及相對扭振力矩計算結果（P=1046 rad/s）

根據實測出曲軸自由端的扭振振幅可計算出某型柴油機裝新減振器時曲軸後端的扭振力矩值為：M = M*8，9×θ=322624×0.238×π/180=1340 N.m。

6.飛輪螺栓傳遞扭矩校核

飛輪螺栓傳遞扭矩包括柴油機最大輸出扭矩、齒輪傳遞扭矩與柴油機扭振附加扭矩的和。某型柴油機最大輸出扭矩為647N·m，齒輪傳遞扭矩為400N·m，其值見表5。

表5 飛輪螺栓傳遞扭矩校核

某型柴油機軸系裝新減振器和裝原減振器相比，曲軸後端的扭振附加力矩明顯減小，飛輪螺栓安全係數由0.82提高到1.66（AVL公司設計規範要求此安全係數大於1.15），從而使某型柴油機曲軸軸系運行可靠性大大提高，這已被台架試驗和大量用戶的使用證實。

7.結論

1．當柴油機曲軸軸系內有零件出現扭轉疲勞破壞時，如曲軸扭斷、凸輪軸、主軸瓦剝落燒損、正時齒輪、飛輪螺栓或其他附件的損壞，應考慮對柴油機軸系進行扭轉振動分析，確定是否由軸系扭振烈度過大造成。

2．通過採用減振性能較好的扭振減振器可以有效控制曲軸軸系扭振烈度，將飛輪螺栓所承受的扭振附加力矩從6613N.m減小到3765N.m進一步減小到1340N.m，大大地提高了柴油機曲軸軸系運行可靠性。

3．採用對曲軸軸系進行自由振動計算和實機扭振測試相結合的方法是一種非常有效的扭振分析方法。

作者： 吳工