基于虛擬樣機(jī)的3缸機(jī)曲軸系扭振分析及優(yōu)化研究

董俊紅，李偉，楊征睿，劉佳鑫,聶爾冰

(1.中國(guó)汽車技術(shù)研究中心，天津 300300；2. 吉林大學(xué)，吉林 長(zhǎng)春 130022；3.中國(guó)民航大學(xué)，天津 300162)

隨著國(guó)內(nèi)汽車市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)的日益激烈，汽車的駕駛平順性、振動(dòng)及噪聲逐漸成為影響產(chǎn)品銷量的重要指標(biāo)，發(fā)動(dòng)機(jī)NVH性能也越來(lái)越受到主機(jī)廠的關(guān)注[1]。小型3缸汽油機(jī)作為混合動(dòng)力的主力機(jī)型，在當(dāng)前節(jié)能減排的大環(huán)境下，引起了國(guó)內(nèi)外廠家的高度重視和大力開(kāi)發(fā)。而曲軸扭振問(wèn)題是發(fā)動(dòng)機(jī)研發(fā)過(guò)程中必須重視的關(guān)鍵點(diǎn)之一，扭振發(fā)生時(shí)，曲軸系會(huì)產(chǎn)生交變扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，導(dǎo)致傳動(dòng)機(jī)構(gòu)磨損加劇，發(fā)動(dòng)機(jī)功率下降，燃油經(jīng)濟(jì)性和可靠性變差，甚至曲軸斷裂[2]，極大影響發(fā)動(dòng)機(jī)的NVH特性。對(duì)于扭振問(wèn)題，應(yīng)用虛擬樣機(jī)技術(shù)可以節(jié)省計(jì)算時(shí)間和研發(fā)成本，避免無(wú)謂的摸索，可為發(fā)動(dòng)機(jī)的設(shè)計(jì)提供巨大的便利。

國(guó)外對(duì)曲軸扭振的研究起步較早，取得了豐富有指導(dǎo)意義的成果。Maciej Zawisza針對(duì)橡膠減振皮帶輪進(jìn)行研究，發(fā)現(xiàn)改變橡膠環(huán)的參數(shù)會(huì)影響整個(gè)曲軸系的彈性[3]。C. Jagielowicz-Ryzna等通過(guò)大量的計(jì)算說(shuō)明曲軸扭振諧振程度與強(qiáng)迫振動(dòng)階次的關(guān)系[4]。G.W. Kim等介紹了一種壓電式能量回收裝置PEH來(lái)回收曲軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)能量[5]。M. Dereszewski等嘗試使用IAS(曲軸兩端瞬時(shí)角速度)的方法來(lái)監(jiān)測(cè)曲軸的扭振狀況[6]。B. Chiliński， M. Zawisza等針對(duì)曲軸系和扭振減振器進(jìn)行了詳細(xì)的建模和計(jì)算分析[7]。B. Kareem通過(guò)模型分析了曲軸扭振、軸承潤(rùn)滑等其他因素對(duì)曲軸失效的貢獻(xiàn)[8]。國(guó)內(nèi)近些年在曲軸扭振方面的研究也發(fā)展迅速。李靜、王東方等應(yīng)用ADAMS軟件以及對(duì)扭振振幅進(jìn)行FFT操作，得出曲軸前端扭轉(zhuǎn)變形的主因是該轉(zhuǎn)速下的頻率及諧次頻率[9]。上官文斌、陳超等對(duì)曲軸系扭振以集總參數(shù)模型進(jìn)行了理論計(jì)算，計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)值吻合較好[10]。

本研究基于一款缸內(nèi)直噴3缸汽油機(jī)，采用有限元法及一維和三維多體動(dòng)力學(xué)法，詳細(xì)分析了發(fā)動(dòng)機(jī)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性，并對(duì)比了一維模型和三維模型計(jì)算的精確度，且以虛擬樣機(jī)技術(shù)為基礎(chǔ)結(jié)合試驗(yàn)測(cè)試解析了該款發(fā)動(dòng)機(jī)在NVH設(shè)計(jì)上的先進(jìn)理念，為國(guó)內(nèi)同類自主產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)與改進(jìn)提供了重要的參考依據(jù)。

1 虛擬樣機(jī)模型

1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)虛擬樣機(jī)模型建立

將曲軸系和缸體視為柔性體[11]，利用AVL EXCITE軟件建立該3缸機(jī)虛擬樣機(jī)模型(見(jiàn)圖1)。為保證模型計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性，虛擬樣機(jī)的邊界條件需盡量與實(shí)際情況一致，全部采用實(shí)測(cè)值。圖2示出發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)測(cè)缸內(nèi)燃燒壓力。其中，虛擬樣機(jī)一維Designer模型相關(guān)參數(shù)設(shè)置由三維Power Unit模型簡(jiǎn)化而得到，以此實(shí)現(xiàn)一維和三維的精準(zhǔn)建模。

圖1 虛擬樣機(jī)模型

圖2 缸內(nèi)燃燒壓力邊界條件

1.2 模態(tài)綜合法基本理論

建立曲軸柔性體有限元模型，采用二階四面體對(duì)曲軸進(jìn)行有限元建模，曲軸有限元模型見(jiàn)圖3。

圖3 曲軸系有限元模型

對(duì)于復(fù)雜大型結(jié)構(gòu)件的有限元計(jì)算，通常采用模態(tài)綜合法。模態(tài)綜合法的基本思想是把復(fù)雜結(jié)構(gòu)分成若干個(gè)子結(jié)構(gòu)，然后用離散化方法對(duì)子結(jié)構(gòu)作各種力學(xué)分析，得到各子結(jié)構(gòu)的模態(tài)，再然后通過(guò)坐標(biāo)變換，得到用獨(dú)立的各子結(jié)構(gòu)模態(tài)坐標(biāo)組成的描述整個(gè)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)的獨(dú)立廣義坐標(biāo)[12]。在Abaqus軟件中進(jìn)行曲軸系有限元模型的縮減工作，將縮減好的有限元模型利用AVL Excite軟件中的Abaqus接口導(dǎo)入Excite虛擬樣機(jī)模型中，該接口可實(shí)現(xiàn)兩軟件間的無(wú)縫連接。模態(tài)綜合法能夠大量減少計(jì)算模型的自由度，從而節(jié)約計(jì)算資源與計(jì)算時(shí)間。下面詳細(xì)介紹模態(tài)綜合法的基本過(guò)程。

首先，將子結(jié)構(gòu)的位移分為界面位移矢量xj和內(nèi)部位移矢量xz，子結(jié)構(gòu)運(yùn)動(dòng)方程可描述為

(1)

式中：M為質(zhì)量矩陣；K為剛度矩陣；F為結(jié)構(gòu)受力。

然后，通過(guò)坐標(biāo)變換將物理坐標(biāo)X變換到模態(tài)坐標(biāo)Y，坐標(biāo)變換矩陣見(jiàn)式(2)：

(2)

(3)

1.3 柔性體多體動(dòng)力學(xué)方程

柔性體多體動(dòng)力學(xué)是在剛體多體動(dòng)力學(xué)上發(fā)展起來(lái)的。柔性體多體動(dòng)力學(xué)理論進(jìn)一步考慮了結(jié)構(gòu)件彈性對(duì)計(jì)算結(jié)果的影響，相比剛性體多體動(dòng)力學(xué)理論具有更高的準(zhǔn)確性，是目前理論研究和應(yīng)用力學(xué)領(lǐng)域使用最廣泛的理論。基于拉格朗日的柔性體多體動(dòng)力學(xué)方程表述為

(4)

1.4 多體動(dòng)力學(xué)模型有限元驗(yàn)證

為保證計(jì)算模型能夠模擬實(shí)際曲軸系工作狀態(tài)，對(duì)有限元模型精度進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證和標(biāo)定。采用單點(diǎn)激勵(lì)多點(diǎn)響應(yīng)的方法，對(duì)每個(gè)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)加速度信號(hào)，通過(guò)集總平均法得到模態(tài)頻率。在模態(tài)試驗(yàn)時(shí)，為保證測(cè)量精度，曲軸模態(tài)測(cè)試采用彈性懸掛。同時(shí)，結(jié)構(gòu)件模態(tài)頻率測(cè)量時(shí)，各測(cè)點(diǎn)布置時(shí)盡量避開(kāi)部件的模態(tài)節(jié)點(diǎn)。

曲軸模態(tài)頻率的對(duì)比見(jiàn)表1，曲軸有限元模型的誤差均保持在3%以內(nèi)，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于一般工程計(jì)算5%的要求，保證了計(jì)算模型的精度。

表1 曲軸模態(tài)頻率計(jì)算值與試驗(yàn)值對(duì)比

2 曲軸系扭振計(jì)算及試驗(yàn)

2.1 一維模型曲軸系扭振計(jì)算

2.1.1扭振頻率與臨界轉(zhuǎn)速

一維扭振分析將整個(gè)曲軸系離散成當(dāng)量慣量與當(dāng)量扭轉(zhuǎn)剛度構(gòu)成的多質(zhì)量點(diǎn)系統(tǒng)，分析模型在AVL EXCITE Designer中建立。曲軸系模型包括減振器總成(內(nèi)圈Hub、外圈Ring及螺栓)、正時(shí)帶輪、曲軸、飛輪及飛輪螺栓。

計(jì)算時(shí)需將活塞組件與連桿組件的慣量折算至對(duì)應(yīng)的曲軸旋轉(zhuǎn)中心線上。減振器減振性能的自身減振頻率采用扭振試驗(yàn)數(shù)據(jù)反向標(biāo)定法，結(jié)果為658 Hz，對(duì)應(yīng)的扭轉(zhuǎn)剛度為32 000 N·m/rad。離散后的當(dāng)量曲軸系、當(dāng)量慣量與當(dāng)量扭轉(zhuǎn)剛度見(jiàn)圖4及表2和表3。

圖4 當(dāng)量曲軸系簡(jiǎn)化圖

1DamperRing11．87e-032DamperHub1．24e-033Seg1?MainJournal11．32e-054MainJournal19．94e-045CrankPin12．71e-036MainJournal29．97e-047CrankPin21．89e-038MainJournal31．03e-039CrankPin32．86e-0310MainJournal41．11e-0311Segment1?MainJournal11．65e-0612Segment1?MainJournal15．75e-0613Segment1?MainJournal11．77e-0414Flywheel1．27e-01

表3曲軸軸段扭轉(zhuǎn)剛度N·m·rad-1

1—2Damper3．200e+042—3Segment11．097e+053—4Half?MainJournal12．620e+054—5Web13．815e+055—6Web23．614e+056—7Web34．423e+057—8Web44．423e+058—9Web54．041e+059—10Web64．144e+0510—11Half?MainJournal42．897e+0611—12Segment21．425e+0712—13Segment32．171e+0713—14Segment42．128e+07

基于上述的當(dāng)量慣量與當(dāng)量扭轉(zhuǎn)剛度，計(jì)算得到如圖5所示的曲軸系扭振頻率及振型圖，前兩階扭振頻率分別為419.4 Hz與759.7 Hz。從振型圖中可知，對(duì)于重點(diǎn)分析的第一階振型，越靠近自由端，相對(duì)振幅越大。扭振節(jié)點(diǎn)位于靠近飛輪的主軸頸附近。

圖5 曲軸系扭振頻率及振型圖

進(jìn)一步結(jié)合圖6曲軸扭振臨界轉(zhuǎn)速圖可知，在發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍1 000～6 000 r/min內(nèi)，3缸機(jī)的主階次1.5，3階階次線與頻率紅線無(wú)相交，即不會(huì)出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)共振，因此只需重點(diǎn)關(guān)注相交的4.5，6，7.5及9階等階次激勵(lì)引起的扭轉(zhuǎn)共振。

圖6 曲軸扭振臨界轉(zhuǎn)速

2.1.2曲軸自由端扭轉(zhuǎn)角及轉(zhuǎn)速均勻度

對(duì)于曲軸系扭振,通常重點(diǎn)關(guān)注前端減振器的扭轉(zhuǎn)角及后端功率輸出端飛輪的轉(zhuǎn)速均勻度。圖7示出減振器Hub扭轉(zhuǎn)角的階次結(jié)果。對(duì)于4.5，6，7.5及9階在不同轉(zhuǎn)速引起的扭轉(zhuǎn)共振，共振階次、對(duì)應(yīng)臨界轉(zhuǎn)速與扭振角分別為4.5階/5 550 r·min-1/0.138°，6階/4 350 r·min-1/0.054°,7.5階/3 350 r·min-1/0.038°，9階/3 000 r·min-1/0.024°，對(duì)應(yīng)的扭振頻率均為420 Hz左右，與自由模態(tài)分析吻合。1.5與3階在低轉(zhuǎn)速時(shí)的扭轉(zhuǎn)角并非由扭轉(zhuǎn)共振引起，而是由轉(zhuǎn)速波動(dòng)引起的(轉(zhuǎn)速越低，波動(dòng)越大)。

圖7 減振器Hub扭轉(zhuǎn)角

圖8示出減振器Ring和飛輪轉(zhuǎn)速均勻度(轉(zhuǎn)速波動(dòng)量與名義轉(zhuǎn)速之比)結(jié)果，轉(zhuǎn)速均勻度反映曲軸功率輸出的均勻程度，波動(dòng)量越小，發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)越平穩(wěn)。兩條曲線的總體趨勢(shì)是隨著轉(zhuǎn)速增加，輸出趨向平穩(wěn)，飛輪端更加明顯，是因其受扭振影響較小(飛輪相對(duì)扭振振幅較小)。減振器Ring受扭振影響相對(duì)較大，均勻度在3 000 r/min以上時(shí)并未單調(diào)降低，而是維持在7%～8%。

圖8 減振器Ring與飛輪轉(zhuǎn)速均勻度

2.2 三維模型曲軸系扭振計(jì)算

在EXCITE Power Unit計(jì)算中，通過(guò)有限元網(wǎng)格模型得到的曲軸系前兩階扭轉(zhuǎn)固有頻率分別為441.1 Hz和766.9 Hz，其中一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)見(jiàn)圖9。

圖9 曲軸系一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)

進(jìn)行曲軸系扭振計(jì)算時(shí)，采用曲軸轉(zhuǎn)速范圍為1 000～6 000r/min、間隔100 r/min的穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)速進(jìn)行計(jì)算。圖10示出減振器Hub在不同轉(zhuǎn)速下的幅頻特性Colormap圖。圖11示出減振器Hub扭轉(zhuǎn)角的階次結(jié)果。

圖10 減振器Hub扭轉(zhuǎn)角Colormap圖

圖11 減振器Hub扭振階次圖

對(duì)于4.5，6，7.5及9階在不同轉(zhuǎn)速引起的扭轉(zhuǎn)共振，三維扭振計(jì)算結(jié)果中的共振階次、對(duì)應(yīng)臨界轉(zhuǎn)速與扭振角分別為4.5階/5 750 r·min-1/0.341°，6階/4 400 r·min-1/0.136°，7.5階/3 400 r·min-1/0.093°，9階/2 800 r·min-1/0.065°，對(duì)應(yīng)的扭振頻率均為430 Hz左右，與自由模態(tài)分析基本吻合。

2.3 試驗(yàn)驗(yàn)證

在臺(tái)架上對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行曲軸系皮帶輪端扭振測(cè)試，并將實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)與計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。曲軸扭振各主階次振幅隨轉(zhuǎn)速的變化見(jiàn)圖12。從圖中可以看出扭振階次4.5，6，7.5及9階對(duì)應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速與扭振角，具體數(shù)值見(jiàn)表4。

圖12 曲軸扭振角轉(zhuǎn)速

階次4．567．59一維振幅/(°)0．1380．0540．0380．024一維臨界轉(zhuǎn)速/r·min-15550435033503000三維振幅/(°)0．3410．1360．0930．065三維臨界轉(zhuǎn)速/r·min-15750440034002800試驗(yàn)振幅/(°)0．1250．0640．0400．035試驗(yàn)臨界轉(zhuǎn)速/r·min-15670442035103000

減振器Hub扭振轉(zhuǎn)角一維和三維計(jì)算值與試驗(yàn)值對(duì)比見(jiàn)表4，各階次計(jì)算值與測(cè)試值吻合較好。

通過(guò)對(duì)比不難發(fā)現(xiàn)，三維模型計(jì)算結(jié)果振動(dòng)幅值的精度反而略低于一維計(jì)算模型，這是因?yàn)槿S計(jì)算模型需要的邊界條件較難處理(如軸承油膜潤(rùn)滑、曲軸和缸體有限元模型縮減等)；穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)速控制較為復(fù)雜，轉(zhuǎn)速間隔也較大，因此計(jì)算誤差相對(duì)難以控制，需要更為精準(zhǔn)的建模。出于對(duì)計(jì)算時(shí)間和計(jì)算精度的考慮，以下對(duì)該三缸機(jī)的扭振分析，均以一維計(jì)算模型為基礎(chǔ)。

需要特別說(shuō)明的是，從扭轉(zhuǎn)角-轉(zhuǎn)速曲線可以看出，1.5階次5 300 ～5 500r/min范圍內(nèi)存在振幅峰值，經(jīng)對(duì)試驗(yàn)臺(tái)架的整體分析，發(fā)現(xiàn)出此峰值是由于曲軸轉(zhuǎn)速達(dá)到了傳感器支架的固有頻率而發(fā)生的共振引起，并非是曲軸扭振共振，屬于測(cè)試誤差范疇。

3 曲軸系扭振分析與探究

3.1 三缸機(jī)曲軸系扭振特性

眾所周知，三缸機(jī)的平衡性和扭振問(wèn)題相對(duì)于四缸機(jī)更難以解決。較四缸機(jī)而言，三缸機(jī)的發(fā)火間隔角較大，曲軸受到的激勵(lì)間隔也就增大，造成低速時(shí)運(yùn)轉(zhuǎn)平順性差，轉(zhuǎn)速波動(dòng)較大，只有當(dāng)轉(zhuǎn)速逐漸升高，轉(zhuǎn)速波動(dòng)才有所緩解；而且低速時(shí)各缸膨脹做功均勻性較差，從而導(dǎo)致了在該低速范圍內(nèi)轉(zhuǎn)速波動(dòng)較大，轉(zhuǎn)速越低，波動(dòng)越大。

三缸機(jī)的點(diǎn)火間隔角為240°，點(diǎn)火頻率為曲軸轉(zhuǎn)速的1.5倍，因此曲軸扭振的1.5階分量實(shí)則代表點(diǎn)火做功激勵(lì)引起的強(qiáng)迫振動(dòng)。而1.5階作為三缸機(jī)的主階次，在研究三缸機(jī)扭振特性時(shí)需重點(diǎn)關(guān)注。

圖13示出減振器Hub端扭轉(zhuǎn)角1.5階分量在各個(gè)轉(zhuǎn)速下占扭振總階比例。可以看出：低轉(zhuǎn)速段，三缸機(jī)曲軸扭轉(zhuǎn)振幅主要成分是1.5階分量，而1.5階在該轉(zhuǎn)速區(qū)間并未發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振，說(shuō)明低速段振幅的主要成分是強(qiáng)迫振動(dòng)激勵(lì)造成的轉(zhuǎn)速波動(dòng)；高轉(zhuǎn)速段，點(diǎn)火激勵(lì)所占扭轉(zhuǎn)振幅比例很低，此時(shí)曲軸扭振振幅的主要成分是高階次扭轉(zhuǎn)共振。

圖13 1.5階分量占扭振總階比例

3.2 三缸機(jī)曲軸系扭振優(yōu)化分析

根據(jù)以往工程經(jīng)驗(yàn)和當(dāng)前曲軸工藝水平可知，目前發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸系的一階扭轉(zhuǎn)固有頻率基本在200～350 Hz，所以對(duì)于三缸機(jī)，在6 000 r/min以內(nèi)其1.5階不會(huì)發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振。因此，對(duì)于三缸機(jī)的扭振控制，應(yīng)該控制低速段轉(zhuǎn)速波動(dòng)和高速段高階次的扭轉(zhuǎn)共振。

對(duì)于低速段轉(zhuǎn)速波動(dòng)，最有效的方式為增大系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，通常增加飛輪慣量。改變一維模型的飛輪慣量(原系統(tǒng)飛輪慣量0.20 kg·m2)，減振器Hub端扭振計(jì)算結(jié)果見(jiàn)圖14。

圖14 增加慣量前后Hub端振幅對(duì)比

但系統(tǒng)慣量的增加會(huì)導(dǎo)致高階次共振振幅略微增大，同時(shí)還會(huì)增加發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)量，因此對(duì)于飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的選取應(yīng)經(jīng)過(guò)嚴(yán)格的分析與計(jì)算。

對(duì)于降低高速段高階次扭轉(zhuǎn)共振振幅，目前應(yīng)用最多的方式為在曲軸前端安裝曲軸扭振減振器(減振皮帶輪)，采用合適的設(shè)計(jì)參數(shù)可以起到消減曲軸扭振共振振幅和吸收曲軸扭振產(chǎn)生的能量的作用，并且能夠改善前端附件輪系的工作狀態(tài)。本研究試驗(yàn)所采用的三缸機(jī)在高階次的扭振表現(xiàn)較為優(yōu)秀，在共振階次4.5階、6階、7.5階和9階上，均將共振振幅限制在0.2°內(nèi)，而且在汽油機(jī)常用工作轉(zhuǎn)速1 300～3 000 r/min內(nèi)均未發(fā)生共振。

觀察該三缸機(jī)的曲軸減振皮帶輪,發(fā)現(xiàn)其結(jié)構(gòu)與常見(jiàn)的外圈慣量環(huán)直接承載皮帶的減振器(承載式減振器，見(jiàn)圖15a)不同，它是由減振器輪轂Hub承載皮帶(非承載式減振器，見(jiàn)圖15b)，而慣量環(huán)為自由端。下面將兩種結(jié)構(gòu)形式的減振皮帶輪對(duì)曲軸前端自由端的減振效果應(yīng)用一維模型進(jìn)行驗(yàn)證。

圖15 曲軸扭振減振器

3.3 兩種減振器的減振效果對(duì)比

承載式減振器相對(duì)于非承載式減振器改變了扭振模型前端所受載荷的位置(見(jiàn)圖16)。

圖16 曲軸扭振減振器簡(jiǎn)化模型

為了對(duì)比兩種方案的減振效果，以減振器結(jié)構(gòu)形式為自變量，保證承載式減振器的Ring、橡膠環(huán)和Hub的參數(shù)與原減振器一致，計(jì)算中減振器形式的變化在扭振計(jì)算模型中不體現(xiàn)為參數(shù)的變化。因此，所需關(guān)注的加載皮帶端的扭轉(zhuǎn)角則從輪轂Hub變?yōu)榱藨T量環(huán)Ring，這樣，以原一維計(jì)算模型為基礎(chǔ)，在計(jì)算結(jié)果中提取慣量環(huán)Ring的計(jì)算結(jié)果與Hub進(jìn)行對(duì)比。

計(jì)算結(jié)果顯示曲軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)固有頻率與原模型一致(固有頻率不受外部載荷和激勵(lì)影響)，因此主階次1.5階和3階仍不發(fā)生共振，安裝兩種減振皮帶輪時(shí)的4.5階、6階、7.5階和9階皮帶輪加載位置扭轉(zhuǎn)角對(duì)比結(jié)果見(jiàn)圖17。

圖17 曲軸扭振減振器承載皮帶端扭轉(zhuǎn)角

從計(jì)算結(jié)果可以明確得出，本機(jī)采用的非承載式減振皮帶輪對(duì)曲軸前端自由端的扭振降低效果顯著，能將自由端共振振幅峰值衰減35%～40%，同時(shí)從圖18也能看出加載位置的轉(zhuǎn)速均勻度有明顯改善，確認(rèn)為本機(jī)降低曲軸系扭振危害的一個(gè)有效設(shè)計(jì)。

圖18 皮帶加載位置轉(zhuǎn)速均勻度

4 結(jié)束語(yǔ)

采用一維和三維多體系統(tǒng)仿真體系分析了曲軸系的扭振特性、自振固有頻率、振型、強(qiáng)迫振動(dòng)扭轉(zhuǎn)角度及轉(zhuǎn)速均勻度，計(jì)算結(jié)果顯示，基于虛擬樣機(jī)的扭振分析結(jié)果與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果基本一致，且一維模型計(jì)算精度足以很好地預(yù)測(cè)發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際工作過(guò)程可能產(chǎn)生的扭振問(wèn)題。由計(jì)算結(jié)果和試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析了三缸機(jī)曲軸系的扭振特性，并對(duì)三缸機(jī)扭振的研究方法和控制路線進(jìn)行了說(shuō)明，即控制其低速段1.5階分量強(qiáng)迫振動(dòng)激勵(lì)引起的轉(zhuǎn)速波動(dòng)和高速段高階次的曲軸扭轉(zhuǎn)共振振幅；同時(shí)，該三缸機(jī)對(duì)非承載式減振皮帶輪的應(yīng)用也有效降低了曲軸自由端的扭振危害。本次建模無(wú)論在有限元模型還是多體動(dòng)力學(xué)模型上都保持了很高的計(jì)算精度，從而保證了計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性。該款發(fā)動(dòng)機(jī)在NVH設(shè)計(jì)上的先進(jìn)理念，為國(guó)內(nèi)同類自主產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)與改進(jìn)提供了重要的參考依據(jù)。

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