高功率密度柴油機曲軸三維耦合振動特性分析

郭俊寶，紀新春，康毅，鄭智鋒，高志雄，程紅紅

（山西柴油機工業有限責任公司，山西 大同 037036）

1 理論基礎

1.1 曲柄連桿裝置的理論特征

案例柴油機內部設計時，采取并排連桿的形式，共有六個曲柄，相隔角度均取120°。此種柴油機的斷面結構，具有V 型特點。當柴油機承受爆發壓力時，活塞、連桿兩個位置會自主傳送載荷作用，使曲軸自主旋轉，有效傳送力矩。當活塞處于上下循環運轉時，其運轉速度、位置變動的加速度，均處于持續改變狀態，逐漸形成曲軸振動。在測算曲柄連桿位置變動特點，是探究曲軸振動的最根本方向。活塞位置變動的長度d，計算方法如式（1）：

式中，D 表示連桿長度，m，案例柴油機的D 值為300mm；r 表示曲柄半徑參數，m，案例柴油機的r 值為80mm；α 表示曲柄轉動的角度，rad；β，表示連桿與中線的夾角，°。案例柴油機的H（連桿比）=r/D=0.265，記錄各曲柄轉角α、活塞位置移動長度d 的數據，記錄結果如表1 所示。

表1 α-d 的對應關系

結合數據記錄結果，案例柴油機活塞運動長度的最大值為0.16m，活塞運動速度介于0 ～22.12m/s2，說明此柴油機曲軸振動問題。

此曲柄連桿結構，測定被迫振動的情況時，可使用簡諧分析方法，轉矩平均值作用下，曲軸會處于均速轉動狀態，不會發生明顯振動問題。為此，曲軸振動的形成，主要是各組諧次產生的簡諧作用，形成了差異性頻率振動問題。在諧次增加、力矩變化幅度變小時，曲軸承受的振動作用會變弱。多數情況下，假設諧次為v，分析v ≤12 諧次的振動影響。

1.2 多體運動學

多體運動學，是指多組構件相連組成的部件，主要含有若干個柔性、剛性的結構，借助特定的約束連接方式，相互之間形成一定干擾作用，分析各主體的運動特點。在計算機技術更新、升級的視域下，計算機平臺的信息處理能力有所增強，開發出的虛擬樣機技術，能夠引導用戶自主創建立體結構模型，保證添加的結構參數與定義建立有效的互聯關系，軟件內部自主創建計算方式，給出數據處理方法。借助三維圖像方式，客觀展現數據處理結果，以此保證數據處理的精確性，切實提高數據處理效率。此種研究方法，用于研究柴油機內部各類組成的運動情況下，主要是為簡化數據處理流程，采取物體離散處理方法，將物體分割出若干個子單元，各單元會借助固定的作用關系，做出相互耦合的處理。由于多體運動具有一定復雜性，可利用向量力學法，深入分析曲軸變動特點，給出分析結果。借助各單元的位置移動、位置旋轉等方式，以此客觀展示部件振動特點。

2 創建柴油機動力分析的模型

2.1 創建設備整體單元

如表2 所示，是案例柴油機的性能表現。

表2 案例柴油機的各項技術參數

在建立柴油機軸運動的模型中，需要從曲軸、連桿等位置，逐一創建軸體單元。研究中，簡化了七個軸承座，使用立體軸承座的信息展示方式，將各類數據導入應用程序中。依照應用程序設定網格分類方法，劃分網格的精度設計為0.0001mm。主軸承座內部使用六面立體網格的劃分方式，依照軸向給出5 個節點。徑向創建2 個層級，各層分別設計40 個節點，此時軸系節點數量為5×2×40。針對軸瓦表層的點，標記編號，保證編號不重復。

2.2 創建連接單元

曲軸軸系具有多個主體共同運動的特點，相互運動的關系具有復雜性。在確定軸體單元類型后，依照研究內容，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”五個主體之間。由于機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，在各類工況下，其油膜堅硬性、阻尼表現均有差異。為此，依照彈性流體動力的自身特征，主軸承位置選擇的連接方法，在各主軸頸位置選擇五個點，依照各主軸軸承瓦進行直接連接。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，獲取軸頸偏移量，查看軸承座形變情況。如圖1 所示，是五點連接的示意圖。

圖1 五點連接的示意圖

案例柴油機研究時，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，連桿偏移量最大時的阻尼參數emax，取值為25N·s/mm。未發生連桿偏移時，此處的阻尼參數e0，取值為5N·s/mm。活塞、缸套兩個主體的連接方式，主要借助彈簧阻尼特點，分析各連接主體的位置移動特點。案例柴油機，在連接活塞、缸套時，“剛度值”Q 參數設計為10000N/mm，“阻尼”e 參數取10N·s/mm。

2.3 受力分析

模型創建成功后，設定單組運動周期內的“爆發壓力P”參數，Pmax取23MPa，依照案例柴油機的運行特點、變動角度，逐一設計各參數。在曲柄轉角處于0 ～720deg 之間時，設備運行的“爆發壓力P”介于0 ～23MPa 之間。確定爆發壓力范圍后，選擇10 個活塞位置，標號A1 ～A10，分別測定其承受的壓力參數。測定結果：10 個點位的活塞，相間受力角度分布在30°～90°之間，符合實況。在測定各點位受力情況時，曲柄轉角處于1440 ～2160deg 之間時，活塞側向位置的受力處于-1000 ～-4000N 以內，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 曲軸振動分析

3.1 自由振動分析

模態分析，是研究曲軸動力學特點的一種方法，以此綜合判斷曲軸結構的動力表現特點。在實際設計曲軸結構時，考量具體工況形成激勵作用時，可能產生的共振問題，以此獲取結構振動過程的各類信息，判斷結構模型共振期間的具體狀態，便于在設計過程中，全面梳理結構特性，消除不利問題。模態分析時，主要用于測定模型建立的準確性，對比固定頻率、振動表現等信息，判斷虛擬程序中模型創建的合理性。案例柴油機內部的曲軸結構，具有部件組成的連續性，含有多個自由度。在具體仿真計算期間，可進行系統簡化處理，將其劃分成多個離散性模型。使用立體曲軸模型，有效判斷各模型參數特點，按照一定規則給出分類方式，將相同質量、相似慣性的各類內容，有效整合在一個主節點位置。各節點連接時，主要利用剛度、阻尼兩個因素。在驗證模塊創建質量時，需獲取曲軸特性參數，具體包括“固定頻率”“振動模型”等。選擇模態計算方法，對比計算結果、模型分析給出的數據，以此判斷模態結果的精確性，給予被動振動分析創建技術可能性。有限元分析時，在線上平臺內添加實體數據，導入曲軸材料的相關屬性資料。模態、有限元2 種分析方法的對比結果，如表3所示。

表3 模態、有限元2 種分析方法的對比結果

結合兩個結果的偏差率可知：模態、有限元兩種分析方法，均具有較高的準確性，可用于進行曲軸振動分析，嘗試給出更優的柴油機設計方案。曲軸自由度振動分析時，模態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為58.12 ～202.54Hz。各模態位置的振動頻率具有一定差異性，需制定有效的減振措施，消除曲軸振動風險。

3.2 被迫振動分析

案例柴油機每分鐘固定轉動2600 轉，對應的轉動基礎頻率為43.3Hz，模態分析時曲軸固定頻率參數均大于60Hz。因此，在標準轉動速度條件下，柴油機曲軸不會發生共振現象。在被迫振動分析期間，會分別查看各組諧次激勵作用形成的振動問題。由于較高諧次條件帶來的振動干擾作用不大，多數情況下，諧次最大值為12次。借助各組諧次的振動表現，深入探究立體耦合的振動特點，給出相應的改進設計方案。如表4 所示，是一般運行條件下，曲軸被迫振動的情況。

表4 曲軸被迫振動的表現

結合數據觀察結果，在4 諧次時，曲軸被迫振動產生的扭矩幅度達到了0.78°。在一般轉速條件下，4 諧次位置，相應的扭轉固定頻率參數為152.45 ～168.54Hz。由此推斷：4 諧次點位，可能是案例柴油機發生被迫振動的重要節點，此處會出現較大幅度的振動現象，需加以關注，進行處理。

4 緩解曲軸振動的技術措施

4.1 調整軸系結構

采取軸系結構調整措施，改變曲軸內部各組件的運動表現，以此控制曲軸振動問題。在裝設曲軸部件時，各軸承可能存在一定間隔。案例柴油機內部的各軸承間隔s 介于0.052 ～0.101mm 之間。差異性的間隔參數，具有一定曲軸振動的干擾作用。為此，需調整此參數，適當控制曲軸振動問題。在參數比選時，選定了多組間隔參數，對比扭轉角度，找出最佳的參數方案。由于案例柴油機存在一定的振動問題，判斷現有的間隔參數不合適。為此，選擇的s 參數為0.03mm、0.04mm、0.052mm 三組。以0.052mm 為參照，對比另外兩組的振動情況。模型振動分析結果，如表5 所示。

表5 s 值對比分析

經過s 值對比，選擇0.03mm 作為s 值的最佳參數，以此優化曲軸設計。

4.2 使用減振裝置

選擇“止推軸承”進行振動控制，將其添加在曲軸的各個軸頸處，對比振動情況，判斷減振效果。減振對比結果，如表6 所示。

表6 減振對比結果

結合減振前后的振動表現，確定止推軸承具有減振功能，對于曲軸各處軸承的扭矩轉動角度、各項振動位移量，均有一定控制效果。此外，可使用減振設備，將其安放在振動較大的位置，如4 諧次，以此保持曲軸運行的平穩性，盡可能地消除振動干擾。

5 結語

綜上所述，針對案例柴油機進行建模分析，對比了模態、有限元2 種方法的分析結果，均有較高的準確性，符合曲軸振動的實際情況。深入探究曲軸自由性、被迫性2 種振動表現，得出“各模態固定頻率差異性較大”“4諧次振動較為明顯”的2 個結論。分別制定減振處理方式，采取調整曲軸結構形式，盡量控制固定頻率，達到減振效果。選用止推軸承，有效控制軸承振動問題。在4 諧次位置，添加專用減振設備，以此消除最大振動點，保持曲軸運行的平穩性。