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(nèi)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(nèi)氣體壓力、運動部件重力、往復(fù)慣性力的周期性變化與曲軸系自身固有的扭轉(zhuǎn)振動特性，會導(dǎo)致曲軸系出現(xiàn)周向的交變運動和變形，即產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)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(chǎn)生應(yīng)力，對軸系強度無影響；扭振對曲軸各軸段會產(chǎn)生扭振應(yīng)力。扭振過大會導(dǎo)致曲軸出現(xiàn)疲勞斷裂、螺栓松動斷裂、發(fā)動機前端輪系異響與附件故障等[2]，通常在發(fā)動機自由端匹配減振器來減小扭轉(zhuǎn)振動[3]。橡膠減振器內(nèi)圈與發(fā)動機曲軸通過螺栓聯(lián)接，外圈通過皮帶驅(qū)動發(fā)動機前端輪系附件工作，減振器內(nèi)、外圈之間壓裝硫化橡膠減少曲軸輸出的扭轉(zhuǎn)振動[4]。橡膠減振器出現(xiàn)故障直接影響曲軸可靠性，影響發(fā)動機前端輪系附件如發(fā)電機、水泵等的正常運行，引發(fā)嚴(yán)重后果。

本文中針對某柴油機匹配小麥?zhǔn)斋@機時出現(xiàn)的橡膠減振器內(nèi)外圈脫落故障，運用曲軸一維仿真與前端輪系動態(tài)仿真分析橡膠減振器內(nèi)外圈脫落的主要原因，并對橡膠減振器結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，提高產(chǎn)品可靠性。

1 故障現(xiàn)象及分析

某直列6缸柴油機匹配小麥?zhǔn)斋@機時出現(xiàn)橡膠減振器內(nèi)、外圈脫落故障，直接影響小麥?zhǔn)斋@機應(yīng)季作業(yè)，故障現(xiàn)象如圖1所示。

a) 內(nèi)、外圈脫落 b) 內(nèi)圈摩擦痕跡 c)外圈殘留橡膠 圖1 橡膠減振器內(nèi)、外圈脫落故障現(xiàn)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(jīng)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(nèi)外圈打滑導(dǎo)致的靜轉(zhuǎn)矩設(shè)計不足；2)橡膠圈中間斷開且內(nèi)圈一側(cè)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(dǎo)致的開裂，橡膠減振器應(yīng)用工況散熱良好，不存在導(dǎo)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?zhǔn)斋@機與玉米收獲機匹配發(fā)動機曲軸系和前端皮帶輪系的主要區(qū)別如表1所示。

表1 小麥?zhǔn)斋@機與玉米收獲機發(fā)動機的不同配置

由表1可知：小麥?zhǔn)斋@機配置液壓換向風(fēng)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(zhuǎn)振動分析和發(fā)動機前端輪系動態(tài)性能分析，查找故障原因。

1.1 理論分析

1.1.1 轉(zhuǎn)速

發(fā)動機的激勵信號導(dǎo)致曲軸產(chǎn)生扭振，在曲軸扭振的激勵下發(fā)動機前端輪系產(chǎn)生轉(zhuǎn)速波動響應(yīng)，對于直列六缸發(fā)動機，前端輪系轉(zhuǎn)速[5]

式中：n0為發(fā)動機基準(zhǔn)轉(zhuǎn)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(tǒng)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(fā)動機曲軸前端，當(dāng)曲軸發(fā)生扭振時，橡膠減振器內(nèi)外圈產(chǎn)生相對角位移，橡膠層產(chǎn)生較大的交變剪切變形，產(chǎn)生內(nèi)摩擦，通過阻尼功消耗了扭振產(chǎn)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(shù)；Kd為減振器剛度，N·m/rad；Δαd為減振器內(nèi)外圈相對角位移，rad；X1為第1質(zhì)量振幅，rad。

1.1.3 輪轂力

發(fā)動機前端輪系一般采用皮帶驅(qū)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(fā)生變化，使皮帶輪兩側(cè)產(chǎn)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(fēng)扇、發(fā)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(shù)；θ為帶輪包角，rad；ρm為皮帶的線質(zhì)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(zhuǎn)振動分析

發(fā)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(zhuǎn)動慣量與剛度匹配狀態(tài)分別對小麥?zhǔn)斋@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(fā)動機萬有缸壓數(shù)據(jù)為激勵輸入，通過ExciteDesigner軟件計算得到的橡膠減振器外圈扭轉(zhuǎn)振動幅值如圖2所示。

圖2 橡膠減振器外圈扭轉(zhuǎn)振幅曲線

由圖2可知：發(fā)動機轉(zhuǎn)速較低時，小麥?zhǔn)斋@機的滾振較大，且與玉米收獲機的差別較明顯，小麥?zhǔn)斋@機曲軸前端輸出轉(zhuǎn)速波動較大，因此小麥?zhǔn)掌л喯党惺芨蟮霓D(zhuǎn)速波動激勵；發(fā)動機轉(zhuǎn)速大于1700 r/min時，扭振對轉(zhuǎn)速波動影響較大，玉米收發(fā)動機曲軸前端輸出轉(zhuǎn)速波動明顯增大。

1.2.2 輪轂力分析

根據(jù)小麥?zhǔn)斋@機與玉米收獲機所匹配的發(fā)動機前端輪系布置，在Simdrive軟件中搭建前端輪系動態(tài)仿真計算模型，如圖3所示。風(fēng)扇皮帶輪與曲軸的速比因數(shù)為1.3，小麥?zhǔn)斋@機搭載有液壓換向風(fēng)扇，正反轉(zhuǎn)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(tài)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?zhǔn)斋@機液壓換向風(fēng)扇正轉(zhuǎn)與反轉(zhuǎn)時橡膠減振器的最大輪轂力分別為2872 N和3596 N，小麥?zhǔn)斋@機液壓換向風(fēng)扇反轉(zhuǎn)時，橡膠減振器的輪轂力明顯高于風(fēng)扇正轉(zhuǎn)，小麥?zhǔn)斋@機風(fēng)扇反轉(zhuǎn)時的最大輪轂力比玉米收獲機大1014 N。小麥?zhǔn)斋@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(fā)動機的小麥?zhǔn)斋@機反向、工程機械壓路機、卡車、客車的前端輪系靜態(tài)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(fēng)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(tài)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(yè)橡膠減振器最大輪轂力分別為3382、3109、2576 N，小麥?zhǔn)斋@機液壓換向風(fēng)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(zhuǎn)速時。

在發(fā)動機轉(zhuǎn)速分別為900、2100 r/min時模擬小麥?zhǔn)斋@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(zhuǎn)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(zhuǎn)速波動大的影響，2100 r/min時緊邊張力變化主要受風(fēng)扇功率增大的影響。高轉(zhuǎn)速時實施換向工況，會導(dǎo)致橡膠減振器緊邊張力幅值變化增大。在發(fā)動機高速工作且換向時小麥?zhǔn)斋@機風(fēng)扇對橡膠減振器的影響較大，對橡膠減振器的內(nèi)、外圈脫落存在一定影響。結(jié)合不同用戶的操作習(xí)慣，不排除高速換向工況對橡膠減振器內(nèi)外圈脫落的影響。

2 橡膠減振器結(jié)構(gòu)優(yōu)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(fā)的小麥?zhǔn)斋@機發(fā)動機前端輪系結(jié)構(gòu)，液壓換向風(fēng)扇換向時對橡膠減振器產(chǎn)生較大的輪轂力，為解決橡膠減振器失效導(dǎo)致前端輪系無法驅(qū)動的問題，優(yōu)化設(shè)計橡膠減振器結(jié)構(gòu)，將慣量塊通過硫化橡膠層內(nèi)置于減振器輪轂內(nèi)側(cè)，可有效避免現(xiàn)有發(fā)動機結(jié)構(gòu)配置與使用工況造成的前端輪系傳動失效，優(yōu)化前后結(jié)構(gòu)對比如圖8所示。

a)原結(jié)構(gòu) b)改進后 圖8 改進前后橡膠減振器結(jié)構(gòu)

建立配置優(yōu)化結(jié)構(gòu)橡膠減振器的小麥?zhǔn)斋@機曲軸一維仿真計算模型，對曲軸扭振進行重新校核，優(yōu)化結(jié)構(gòu)橡膠減振器輸出扭轉(zhuǎn)振幅曲線如圖9所示。

圖9 優(yōu)化結(jié)構(gòu)橡膠減振器扭轉(zhuǎn)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(xiàn)在第4階次，幅值為0.045°，滿足限值要求。

將扭振計算結(jié)果導(dǎo)入Simdrive軟件作為輪系計算的轉(zhuǎn)速波動激勵，對輪系可靠性進行校核，結(jié)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(fēng)扇正向轉(zhuǎn)動與反向轉(zhuǎn)動時的幅值分別為4.00°和3.97°；在風(fēng)扇正向轉(zhuǎn)動或者反向轉(zhuǎn)動時，皮帶最大打滑率都出現(xiàn)在1900 r/min，幅值分別為2.35%與2.80%；在風(fēng)扇正向轉(zhuǎn)動或者反向轉(zhuǎn)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(biāo)滿足要求，風(fēng)扇正向轉(zhuǎn)動或者反向轉(zhuǎn)動時的最大輪轂力分別為3072、3627 N，風(fēng)扇反向轉(zhuǎn)動時的輪轂力比原結(jié)構(gòu)橡膠減振器的匹配狀態(tài)高31 N，但是新結(jié)構(gòu)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(jié)果

3 結(jié)論

1)小麥?zhǔn)斋@機風(fēng)扇無論正轉(zhuǎn)還是反轉(zhuǎn)，橡膠減振器輪轂力在各轉(zhuǎn)速下大于玉米收獲機，且反轉(zhuǎn)時的輪轂力大于正轉(zhuǎn)。

2)與配套其他動力機械的輪系性能相比，小麥?zhǔn)斋@機風(fēng)扇在高轉(zhuǎn)速反轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速時實施換向工況，會導(dǎo)致橡膠減振器緊邊張力幅值變化更大，小麥?zhǔn)斋@機換向風(fēng)扇輪系受載相對較苛刻，對橡膠減振器的內(nèi)外圈脫落存在一定影響。

4)優(yōu)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。