基于輪系仿真的橡膠減振器故障分析與改進

段良坤，曾超，劉倫倫，程市，王俊然，王景新

1.內燃機可靠性國家重點實驗室，山東濰坊 261061； 2.濰柴動力股份有限公司，山東濰坊 261061

0 引言

柴油機運行過程中，由于氣缸內氣體壓力、運動部件重力、往復慣性力的周期性變化與曲軸系自身固有的扭轉振動特性，會導致曲軸系出現周向的交變運動和變形，即產生扭轉振動[1]，按照振型可分為扭振及滾振。滾振對曲軸各軸段不產生應力，對軸系強度無影響；扭振對曲軸各軸段會產生扭振應力。扭振過大會導致曲軸出現疲勞斷裂、螺栓松動斷裂、發動機前端輪系異響與附件故障等[2]，通常在發動機自由端匹配減振器來減小扭轉振動[3]。橡膠減振器內圈與發動機曲軸通過螺栓聯接，外圈通過皮帶驅動發動機前端輪系附件工作，減振器內、外圈之間壓裝硫化橡膠減少曲軸輸出的扭轉振動[4]。橡膠減振器出現故障直接影響曲軸可靠性，影響發動機前端輪系附件如發電機、水泵等的正常運行，引發嚴重后果。

本文中針對某柴油機匹配小麥收獲機時出現的橡膠減振器內外圈脫落故障，運用曲軸一維仿真與前端輪系動態仿真分析橡膠減振器內外圈脫落的主要原因，并對橡膠減振器結構進行優化，提高產品可靠性。

1 故障現象及分析

某直列6缸柴油機匹配小麥收獲機時出現橡膠減振器內、外圈脫落故障，直接影響小麥收獲機應季作業，故障現象如圖1所示。

a) 內、外圈脫落 b) 內圈摩擦痕跡 c)外圈殘留橡膠 圖1 橡膠減振器內、外圈脫落故障現象

由圖1可知：1)橡膠圈存在部分殘留粘接在外圈，且該減振器已經通過臺架共振耐久試驗，可排除橡膠圈本身剪切率過大或內外圈打滑導致的靜轉矩設計不足；2)橡膠圈中間斷開且內圈一側存在摩擦痕跡，橡膠圈存在受力不均勻的狀況；3)橡膠圈附近未見油污殘留，可排除橡膠圈受熱老化和油污溶脹導致的開裂，橡膠減振器應用工況散熱良好，不存在導致橡膠老化的熱輻射溫度。

市場反饋配套相同減振器的玉米收獲機未有相同故障，小麥收獲機與玉米收獲機匹配發動機曲軸系和前端皮帶輪系的主要區別如表1所示。

表1 小麥收獲機與玉米收獲機發動機的不同配置

由表1可知：小麥收獲機配置液壓換向風扇且曲軸前后端慣量匹配與玉米收獲機不同。因此需要通過曲軸一維扭轉振動分析和發動機前端輪系動態性能分析，查找故障原因。

1.1 理論分析

1.1.1 轉速

發動機的激勵信號導致曲軸產生扭振，在曲軸扭振的激勵下發動機前端輪系產生轉速波動響應，對于直列六缸發動機，前端輪系轉速[5]

式中：n0為發動機基準轉速，r/min；j為階次，j=0.5、1.0、1.5…；Aj為第j階角位移幅值，°；t為系統時間，s；φj為第j階相位角，°。

1.1.2 橡膠減振器阻尼功

橡膠減振器通常安裝在發動機曲軸前端，當曲軸發生扭振時，橡膠減振器內外圈產生相對角位移，橡膠層產生較大的交變剪切變形，產生內摩擦，通過阻尼功消耗了扭振產生的能量，從而減小扭振幅值，橡膠減振器阻尼功[6-7]

式中：ψd為減振器損失因數；Kd為減振器剛度，N·m/rad；Δαd為減振器內外圈相對角位移，rad；X1為第1質量振幅，rad。

1.1.3 輪轂力

發動機前端輪系一般采用皮帶驅動，皮帶克服附件的阻力對附件做功，附件輪兩端由于摩擦力作用，皮帶橫截面中拉力發生變化，使皮帶輪兩側產生緊邊力和松邊力[8]，2個力的矢量和作用在輪轂上，直接影響輪轂和軸承壽命。

有效拉力

F=Pd/v，

式中：Pd為風扇、發電機、水泵等附件功率，W；v為皮帶速度，m/s。

緊邊拉力

式中：μ表示摩擦因數；θ為帶輪包角，rad；ρm為皮帶的線質量，kg/m。

松邊拉力

F2=F1-F。

輪轂力

1.2 前端輪系可靠性分析

1.2.1 扭轉振動分析

發動機前端輪系動力通過橡膠減振器外圈輸出，基于曲軸前、后端轉動慣量與剛度匹配狀態分別對小麥收獲機和玉米收獲機搭建曲軸一維仿真計算模型。以試驗測得的發動機萬有缸壓數據為激勵輸入，通過ExciteDesigner軟件計算得到的橡膠減振器外圈扭轉振動幅值如圖2所示。

圖2 橡膠減振器外圈扭轉振幅曲線

由圖2可知：發動機轉速較低時，小麥收獲機的滾振較大，且與玉米收獲機的差別較明顯，小麥收獲機曲軸前端輸出轉速波動較大，因此小麥收皮帶輪系承受更大的轉速波動激勵；發動機轉速大于1700 r/min時，扭振對轉速波動影響較大，玉米收發動機曲軸前端輸出轉速波動明顯增大。

1.2.2 輪轂力分析

根據小麥收獲機與玉米收獲機所匹配的發動機前端輪系布置，在Simdrive軟件中搭建前端輪系動態仿真計算模型，如圖3所示。風扇皮帶輪與曲軸的速比因數為1.3，小麥收獲機搭載有液壓換向風扇，正反轉時功率不同，Simdrive軟件計算所得輪轂力如圖4所示。

圖3 小麥與玉米收獲機前端輪系動態計算模型 圖4 小麥與玉米收獲機橡膠減振器輪轂力

由圖4可知：小麥收獲機液壓換向風扇正轉與反轉時橡膠減振器的最大輪轂力分別為2872 N和3596 N，小麥收獲機液壓換向風扇反轉時，橡膠減振器的輪轂力明顯高于風扇正轉，小麥收獲機風扇反轉時的最大輪轂力比玉米收獲機大1014 N。小麥收獲機橡膠減振器承受較大輪轂力，減振器外圈相對承受更大的載荷沖擊。

配備同款發動機的小麥收獲機反向、工程機械壓路機、卡車、客車的前端輪系靜態布局如圖5所示。基于Simdrive軟件計算不同用途動力機械匹配風扇最大功率時的橡膠減振器輪轂力如圖6所示。

圖5 不同用途動力機械的前端輪系靜態布局 圖6 不同用途的橡膠減振器輪轂力

由圖6可知：工程機械壓路機、卡車、客車行業橡膠減振器最大輪轂力分別為3382、3109、2576 N，小麥收獲機液壓換向風扇反向時，橡膠減振器最大輪轂力比其他用途動力機械偏大，尤其在高轉速時。

在發動機轉速分別為900、2100 r/min時模擬小麥收獲機的換向工況，換向時間為0.5 s，計算得到橡膠減振器皮帶力如圖7所示。

圖7 不同轉速時橡膠減振器皮帶力

由圖7可知：皮帶力幅值變化分別為400 N和1220 N，2100 r/min時皮帶力變化較大。900 r/min時緊邊張力變化主要受曲軸轉速波動大的影響，2100 r/min時緊邊張力變化主要受風扇功率增大的影響。高轉速時實施換向工況，會導致橡膠減振器緊邊張力幅值變化增大。在發動機高速工作且換向時小麥收獲機風扇對橡膠減振器的影響較大，對橡膠減振器的內、外圈脫落存在一定影響。結合不同用戶的操作習慣，不排除高速換向工況對橡膠減振器內外圈脫落的影響。

2 橡膠減振器結構優化

橡膠減振器對削弱曲軸扭振有良好效果，但對曲軸的滾振沒有影響。目前開發的小麥收獲機發動機前端輪系結構，液壓換向風扇換向時對橡膠減振器產生較大的輪轂力，為解決橡膠減振器失效導致前端輪系無法驅動的問題，優化設計橡膠減振器結構，將慣量塊通過硫化橡膠層內置于減振器輪轂內側，可有效避免現有發動機結構配置與使用工況造成的前端輪系傳動失效，優化前后結構對比如圖8所示。

a)原結構 b)改進后 圖8 改進前后橡膠減振器結構

建立配置優化結構橡膠減振器的小麥收獲機曲軸一維仿真計算模型，對曲軸扭振進行重新校核，優化結構橡膠減振器輸出扭轉振幅曲線如圖9所示。

圖9 優化結構橡膠減振器扭轉振幅曲線

由圖9可知：扭振總諧次幅值為0.360°，最大扭振單諧次出現在第4階次，幅值為0.045°，滿足限值要求。

將扭振計算結果導入Simdrive軟件作為輪系計算的轉速波動激勵，對輪系可靠性進行校核，結果如圖10所示。

由圖10可知：張緊器擺角在怠速750 r/min時最大，風扇正向轉動與反向轉動時的幅值分別為4.00°和3.97°；在風扇正向轉動或者反向轉動時，皮帶最大打滑率都出現在1900 r/min，幅值分別為2.35%與2.80%；在風扇正向轉動或者反向轉動時，每楔皮帶最大張力分別為284 N和 333 N；輪系可靠性評價指標滿足要求，風扇正向轉動或者反向轉動時的最大輪轂力分別為3072、3627 N，風扇反向轉動時的輪轂力比原結構橡膠減振器的匹配狀態高31 N，但是新結構的橡膠層不承受外載荷，可靠性滿足要求。

圖10 前端輪系可靠性校核結果

3 結論

1)小麥收獲機風扇無論正轉還是反轉，橡膠減振器輪轂力在各轉速下大于玉米收獲機，且反轉時的輪轂力大于正轉。

2)與配套其他動力機械的輪系性能相比，小麥收獲機風扇在高轉速反轉時，橡膠減振器輪轂力較大，減振器外圈相對承受更大的載荷。

3)高轉速時實施換向工況，會導致橡膠減振器緊邊張力幅值變化更大，小麥收獲機換向風扇輪系受載相對較苛刻，對橡膠減振器的內外圈脫落存在一定影響。

4)優化后橡膠減振器橡膠層不承受外載荷，輪系可靠性滿足要求。