柴油機曲軸前后端相對扭振的測試方法

曹精明 崔賓 時勝文 徐子春

摘要：為準確分析曲軸扭振數據，提高柴油機曲軸可靠性，以某直列六缸柴油機曲軸為研究對象，建立軸系質量剛度當量模型，搭建柴油機扭振測試系統，采集曲軸前端和飛輪端的轉速脈沖信號，分析不同轉速下各主要階次扭振與相對扭振的關系。研究結果表明：曲軸前端3.0階扭振曲線與相對扭振曲線相差較大，單點扭振無法精確反映曲軸扭振；曲軸的相對扭振可有效消除滾振及外接軸系對扭振的影響，測試曲軸的相對扭振對準確分析曲軸扭轉程度至關重要。

關鍵詞：相對扭振;曲軸;轉速脈沖

中圖分類號： TK423.3文獻標志碼：A文章編號：1673-6397（2023）01-0037-04

引用格式：曹精明，崔賓，時勝文，等. 柴油機曲軸前后端相對扭振的測試方法［J］.內燃機與動力裝置，2023，40（1）：37-40.

CAO Jingming，CUI Bin，SHI Shengwen，et al. Test method of relative torsion vibration from front end to rear end of crankshaft［J］.Internal Combustion Engine & Powerplant， 2023，40（1）：37-40.

0引言

柴油機具有良好的經濟性和出色的動力性，廣泛應用在卡車、工程機械、船舶、發電設備等眾多領域。隨著柴油機性能的提升，特別是應用于混合動力裝置時，在柴油機氣體力、慣性力以及電機電磁力的周期性變化作用下，曲軸扭振也越來越復雜，導致一系列的可靠性與噪聲問題[1-3]。

柴油機扭振測試通常只采集曲軸前端一個測點的扭振，單點扭振包含了滾振或者傳動軸系其它節點的共振，因此無法得到曲軸本身扭轉振動的準確數據。曲軸可靠性問題又與前端及飛輪端的相對扭振相關 [4-5]，為獲取準確的曲軸扭振數據，有必要對曲軸相對扭振進行測試及分析。本文中以某直列六缸柴油機曲軸為研究對象，建立軸系質量剛度當量模型，搭建扭振測試系統，采集曲軸前端和飛輪端的轉速脈沖信號，分析不同轉速下各主要階次扭振與相對扭振的關系，以獲得準確的曲軸扭振數據，提高柴油機曲軸可靠性。

1柴油機扭振測試

1.1柴油機簡化扭轉振動系統

直列六缸柴油機的軸系三維模型如圖1所示，將柴油機前端輪系、減振器、曲拐、活塞連桿、飛輪等質量進行等效，并結合各質量點連接剛度轉化為軸系質量剛度當量系統[6-7]，如圖2所示，圖中I1為曲軸前端法蘭，I2～I7為氣缸，I8為飛輪，eij為相鄰質量點間的軸段。

曲軸上任一點的扭振，包括曲軸本身扭轉和滾振，外接軸系的扭振均影響曲軸上各點的扭振。

1.2扭振測試系統

在試驗臺架上對安裝減振器的某型號柴油機進行測試。曲軸相對扭振測試需要采用西門子數采前端Testlab同時采集前端和飛輪端轉速信號。前端轉速信號通過安裝的齒盤工裝采集，飛輪端轉速信號通過讀取ECU轉速傳感器轉速信號獲取。滿油門工況下，柴油機從最低穩定轉速緩加速至額定轉速，記錄該過程的轉速。

2扭振信號分析原理

2.1單點扭振信號處理

信號盤的齒數（或者孔數）是等間隔的，采集的轉速脈沖信號為方波信號。根據方波的上升沿或下降沿，可以得到一個脈沖寬度的時間序列。如果存在扭振，脈沖寬度會發生變化，通過讀取脈沖之間的寬度，即可得到扭轉角波動數據[8-10]。

根據采集到的轉速方波信號計算扭轉角波動序列為：

θn=∫tn0（ω-ωc）dt=360tc（tn-ntcN） ，（1）

式中：n為信號盤旋轉過的齒數；ω為瞬時轉速，rad/s；ωc為平均轉速，rad/s；tc為旋轉一周的時間，s；tn為旋轉n個齒所用的時間，s；N為信號盤齒數。

對θn進行傅里葉分解即可得到各階扭振。

2.2相對扭振信號處理

圖3曲軸前端和飛輪端轉速信號曲軸前端轉速信號脈沖為方波形狀，飛輪端轉速信號脈沖為不規則形狀，如圖3所示。飛輪端信號盤為60齒，前端信號盤為120齒。為了在計算時能夠與飛輪端信號進行對比，采用2個齒計算一個脈沖，將前端信號盤設置為60齒。

設ω1為前端信號盤的瞬時轉速，則曲軸前端轉速波動Δ（ω1）=ω1-ωc；設ω2為飛輪端信號盤的瞬時轉速，則飛輪端轉速波動Δ（ω2）=ω2-ωc；前后端相對轉速波動為Δ（ω）=ω2-ω1，相對扭轉角波動序列為：

θr=∫tn0（ω2-ω1）dt=360tc（tn2-tn1），（2）

式中：tn1為前端信號盤旋轉n個齒所用時間，tn2為飛輪端信號盤旋轉n個齒所用時間。

式（2）是以一個信號盤為基準，直接計算二者的相對扭轉角度，可避免引入其它計算造成的誤差。

3試驗結果分析

直列六缸柴油機曲軸扭振的主要階次為3.0、4.5、6.0、7.5、9.0階。根據4.5、6.0、7.5、9.0階等主階次的臨界轉速計算得到曲軸扭轉頻率為135 Hz。將采集到的曲軸前端、飛輪端轉速脈沖信號導入MATLAB，利用式（1）計算曲軸前端、飛輪端各個轉速下主要階次的扭振幅值。曲軸前端、飛輪端扭振曲線如圖4所示。

由圖4a）可知：在轉速為1160 r/min時，曲軸前端3.0階扭振曲線有一個波峰，計算其對應頻率為58 Hz，頻率較低，小于該節點在曲軸上的通常扭轉頻率，原因為受外接軸系的影響。

由圖4b）可知：飛輪端4.5、6.0、7.5、9.0階扭振曲線無明顯波峰，相應轉速下的扭振幅值也較小，這是由于飛輪慣量遠大于前端慣量，因此飛輪端扭振幅值遠小于前端。

由圖4還可知：1）曲軸前端和飛輪端的3.0階扭振曲線在轉速為1160 r/min時均存在一個波峰；2）飛輪端的3.0階扭振幅值比前端大，表明3.0階滾振較大，特別是發動機轉速較低時，這是由于前端有相對扭振成分，抵消了一部分滾振，因此扭振幅值較小。圖5曲軸相對扭振曲線

通過式（2）計算曲軸前端和飛輪端的相對扭振，計算結果不包含滾振，且消除外接軸系扭振的影響。曲軸相對扭振曲線如圖5所示。

對比圖5與圖4a）可知：1）4.5、6.0、7.5、9.0階扭振曲線幅值與相對扭振幅值相近；2）3.0階扭振差別較大，3.0階相對扭振曲線比較平緩，且轉速為1160 r/min時無波峰；3）圖5中，各轉速下的3.0階相對扭振幅值都較大，且是各階次中最大的，這無法單獨從前端測點數據（圖4a）獲得。

曲軸前端3.0階扭振曲線與3.0階相對扭振曲線相差太大，無法準確反映曲軸的扭轉狀態。

圖6前端和飛輪端3.0階扭振對比曲線忽略幅值較小的7.5、9.0階扭振，對比分析曲軸前端、飛輪端和相對扭振的3.0、4.5、6.0階扭振，結果如圖6～8所示。

由圖6可知，曲軸前端和飛輪端的3階扭振與3階相對扭振曲線無明顯規律性關系。

由圖7、8可知：4.5、6.0階扭振幅值較大；前端與飛輪端幅值之和大于相對扭振幅值，這表明前端的扭振數據包含了滾振等其它成分。

綜上，曲軸的相對扭振可有效消除滾振及外接軸系扭振的影響，測試曲軸的相對扭振對準確分析曲軸扭轉程度至關重要。

圖74.5階扭振對比曲線圖86.0階扭振對比曲線

4結論

以某直列六缸柴油機曲軸為研究對象，采集前端和飛輪端的轉速脈沖信號，以其中一個信號作為基準，計算兩者的扭轉角度，得到曲軸的相對扭振幅值，分析不同轉速下各主要階次扭振與相對扭振的關系：1）曲軸的相對扭振可有效消除滾振及外接軸系扭振的影響；2）前端單點扭振測試結果表明，4.5、6.0階曲線在臨界轉速下的幅值接近但小于相對扭振的幅值；3）在滾振、外接軸系扭振影響下，曲軸前端3階扭振幅值與3階相對扭振幅值差異較大，無法準確反映曲軸的扭轉狀態。

參考文獻：

[1]孫黎明，朱敬安，陳洪濤. 曲軸系扭轉振動對非道路柴油機NVH特性的影響研究[J].拖拉機與農用運輸車， 2016， 43（1）：42-48.

[2]DERESZEWSKI M， SIKORA G. Diagnostics of the internal combustion engines operation by measurement of crankshaft instantaneous angular speed[J].Journal of KONBiN， 2019， 49（4）：281-295.

[3]李亞南，郝志勇，鄭旭. 扭振對軸承受力及整機噪聲影響的研究[J].機電工程， 2017，34（5）：443-449.

[4]黃森，王淼，劉金榕.某型汽車動力傳動系扭振分析[J].汽車實用技術，2019（20）：34-36.

[5]楊國秀，李文躍.裝載機動力傳動系統扭振分析[J].建筑機械， 2019（8）：54-58.

[6]鄭昊天，董飛瑩，顧俊杰，等.某型柴油機曲軸系的扭振性能分析[J].內燃機，2019（5）：33-37.

[7]姚熊亮，孫士麗，陳玉.高頻動載軸承內油膜壓力特性[J].機械工程學報，2010， 46（17）：93-99.

[8]王東亮，尹新權，杜遙.柴油機曲軸扭振信號分析研究[J].汽車實用技術， 2018（21）：86-88.

[9]徐可鵬.基于Matlab的內燃機軸系扭轉振動程序開發[D].大連：大連理工大學， 2019.

[10]張振京，宋業棟，王洋，等.柴油機曲軸減振器失效實時監測研究[J].內燃機與動力裝置， 2019， 36（6）：55-58.