梁 健
摘 要：以某12缸V型发动机为例，借用法国AMESim4.2.1动态仿真软件，采用频域和时域分析方法，分析了发动机和传动系统扭振的特点。从无激励振型 图和Bode图说明了发动机和传动系统的固有特性，从发动机激励下的扭矩和应力曲线图说明了发动机和传动系统的疲劳强度特性，揭示了发动机共振特点，曲轴 断裂原因，以及减振器、弹性联轴器和传动系统对于发动机扭振的影响．为车辆设计人员和发动机设计人员分析发动机曲轴断裂问
题和车辆设计过程中发动机匹配问题提供了参考数据。
Discussion and Simulation Analyse for Cracking of Engine Crankshaft
LIANG Jian
(Development Center of GWM Car of TJI—HS Products Design CO．Ltd.，Beijing，Beijing 10002l，China)
Abstract：This thesis entirely analysed the torsional oscillation characteristic of the engine and the power train the method hoth in frequency field and in time field with dynamic simulation soft of AME Sim4.2.1 from france．A kind of engine of l2 cylinder with type V is ahalysed as the example． According to the oscillation model plots and the Bode plots without excitation， the natural characteristic of the engin and the power train was explained． According the torque and stress plots with excitation， the fatigue strength characteristic of the engine and the power train was explained．These characteristic indicated the performance of engine resonance， the reason．of crankshaft cracking， the dampers， the spring conplings and the power trains on torsional oscillation． It provided reference data to analyse the problems of engine crankshaft cracking and to solve the Problems of engine matching in vehicle designing．
随 着军用车辆发动 机向高速大功率发展，轴系扭转振动引起的故障便屡屡发生，成为人们关注的重点．严重的扭转振动将导致曲轴断裂、弹性联轴节破坏、螺钉松动断裂、传动齿轮点 蚀或断裂和噪声增大等—系列问题。以往，底盘生产企业研发部门用于手工建模，依靠传统经验计算公式估算，或用MATLAB软件编程简化计算。这样，分析人 员只能对发动机或传动系统进行片面的和局部的分析。另外，底盘制造商往往不了解发动机的扭振情况，而发动机制造商往往又不了解传动系统配置，再有，联轴器 制造商也不了解发动机和传动系统的扭振情况。所以，在车辆开发阶段往往忽略扭振计算和匹配计算，留下隐患。这样，一旦系统出现扭振问题，再分析计算，寻找 原因，就会造成巨大损失。
分别以某12缸V型发动机为例，借用法国AMESim4.2.1动态仿真软件分析了发动机和传动系统扭振的特点，解决了一些发动机扭振断裂问题，揭示了发动机减振器、弹性联轴器和传动系统对于发动机扭振的影响。
在 发动机曲轴断裂的原因中，有发动机共振，曲轴结构不合理，联轴器或减振器与发动机不匹配，冲击负载过高，换挡冲击过大，发动机和制动器 联合紧急制动造成冲击负载等等。这里，仅讨论发动机固有特性、传动系统特性、联轴器和减振器匹配和发动机激励振动特性所造成的发动机扭振问题。
1 分析方法和原理
AMESim 软件为法国IMAGINE公司开发的系统仿真软件．其原理是将机械、液压或电控系统简化成由标准的单元体组成的简化力学和控 制系统数学模型。描述系统工作过程和结果，可以输出各个节点的动力学、运动学、频域和时域分析数据和曲线。软件中已经设计了有关杆系、机构、控制、液压、 气动、传动、汽车和发动机等专用模块，供用户调用组合成仿真系统。
本文采用了发动机模块、传动模块和控制单元模块(见图1)，根据发动机工作原理组合成发动机模型，进行分析计算。
图1 发动机和五挡传动系统扭振计算仿真模型
其中主要模块是：A为活塞曲柄连杆机构模块，B为惯量模块，C为有阻尼刚性杆模块，D为无阻尼刚性杆模块，E为负载扭矩模块，其它为转速、转矩传感器和发动机发火、压力控制系统。
根 据图1模型分别完成了系统的频域分析和时域分析，计算出系统的固有特性、发动机激励特性和系统响应，通过固有特性分析和激励特性分析， 提示了发动机激励频率与固有频率相同，系统产生共振，致使发动机曲轴疲劳断裂的根本原因；通过分析最大扭振节点的振幅和疲劳应力，可以计算出曲轴疲劳强度 和安全系数；根据分析计算结果，提出改进意见，并对比分析有无减振器的曲轴强度和安全系数，来证明改进前后的可行性。
2 发动机模型
从 AMESim软件发动机模块中，调用发动机活塞曲柄连杆机构模型，输入曲柄、连杆和活塞等参数；调用惯量模块，输人每个活塞曲柄连杆机 构当量惯量；调用阻尼刚性杆，输入气缸之间的曲柄刚性参数和搅油、摩擦当量阻尼系数。其中，每两个活塞组成V型主缸和副缸。另外，在曲轴的输出端串联了扭 矩传感器模块、应力换算模块和功率换算模块，将曲轴上的扭矩换算成曲轴表面的应力，并输出给数据存储模块。发动机输出端串联有角度传感器，测量曲轴转角， 用来控制发动机发火。发火压力曲线存储在发火压力控制模块中，以备调用。角度状态控制模块存储着发火初始相位角和间隔角，可以控制发动机点火顺序和间隔。 发火控制系统需要输入发动机发火压力控制系统参数和特征，如12缸四冲程，V型布置夹角 60℃，左、右活塞主、副连杆连接一个曲柄，发火顺序为L1→R6→L5→R2→L3→R4→L6→R1→L2→R5→L4→R3，发火间隔角为60℃。 发动机发火压力控制原理为：发动机输出端角度传感器从曲轴输出端获取的转角-时间信号，激发每个活塞角度状态控制模块输出发火信号，使发火压力控制模块输 出发火压力数据。角度状态控制模块按照发动机点火顺序，依次、循环输出0～720°量值信号给发火压力控制模块，发火压力控制模块按照事先输入的12缸发 动机示功曲线，依次、循环输出给发动机活塞模型发火压力，作用在活塞上的发火压力通过连杆，在曲柄上产生连续的振动扭矩输出。
为了检测发动机发火顺序和间隔角正确性，软件可以方便的从活塞曲柄连杆机构模块上测得活塞压力变化曲线，组成如图2所示发火示功曲线。该曲线可以验证发动机模型发火的正确性。
图2 发火压力和顺序图
由图2可以看出，发动机旋转一圈振动6次，那么，发动机在500～2 000 r／min范围内工作时，振动次数为：50～200次/s。可见，发动机扭矩激励率为[1]：50～200Hz。
3 载荷模型
如 图1所示，在传动系统两个输出端各接一个速度传感器模块、负载数据库模块和负载扭矩模块组成载荷模型。先将路面阻力曲线输入给路负载数 据库模块，以供调用。速度传感器将获得的传动输出端速度信号送给负载数据库模块，负载数据库模块按照速度信号施加阻力数据，阻力数据输送给负载扭矩模块， 对传动输出端施加载荷。施加载荷通过调整与发动机力矩达到平衡。
4 固有振型分析
将发动机所有发火压力设置为零，负载设置为零，在频域分析状态下，运行仿真分析，得到各种工况下的固有特性。
该车路上行驶有5个前进挡和1个倒挡，在水上行驶有1个挡；另外，发动机有不配减振器和配减振器工况。按照各个工况，添入相应的参数，可以得出相应的各阶振型图。这里只列出比较典型的几种工况，说明固有振型特点。
4．1 发动机单机工况振型分析
将后面传动系统去掉，仅剩发动机模型。运行后可以得到无减振器发动机最低阶主频率145.5Hz振型图(图3)、有减振器发动机最低阶主频率176.4 Hz振型图(图4)．
振型图中横坐标的惯量模块编号与模型图上标注的数字一一对应，如图4中：1是减振器，2～9是发动机曲轴。
图3 发动机无减振器145.5Hz振型图
图4 发动机有减振器176.4Hz振型图
4．2 五挡行驶工况振型分析
无减振器时，在发动机转速500～2 000 r／min范围内，发动机决定的固有频率为145．2 Hz，其振型如图5所示。
图中惯量模块编号1～8是发动机曲轴，其它是传动系统编号
有减振器时，在发动机转速500～2 000 r／min范围内，发动机决定的固有频率为176．9 Hz，其振型如图6所示。
图中惯量模块编号1是减振器，2～9是发动机曲轴，其它是传动 系统编号．
图5 发动机和五挡传动系统无减振器145．2 Hz振型图
图6 发动机和五档传动系统有减振器176.9 Hz振型图
4．3 水上行驶工况振型分析
在有减振器水上工况行驶条件下，减振器决定的固有频率为76.1 Hz，是由于减振器而新增加的频率和振型，其振型图如图7所示．
在有减振器水上工况，发动机转速在500～2000r／min范围内决定的固有频率为176．12 Hz，共振型如图8所示．
图7和图8中的惯量模块编号1是减振器，2～9是发动机曲轴，其它是传动系统编号。
图7 水上工况减振器决定的76.1 Hz振型图
图8 发动机和水上传动系统有减振器176.1 Hz振型图
4．4 固有振型分析
从以上振型图可以知道，AMESim软件可以方便的分析出各种工况，各阶频率下的固有振型图。从振型图可以找出部件或发动机决定的各阶振型图和频率，以及节点和主频。
从各种工况主频振型图的对比可以看出：发动机部分固有振型和主频变化不大，说明传动系统固有振型对于发动机固有振型影响比较小．这主要因为发动机飞轮和弹性联轴器具有良好的刚性和较大的惯量，将发动机固有特性与传动系统的固有特性隔离开，互相影响比较小。
从无减振器和有减振器振型图的对比可以看出，发动机自由端增加减振器可以增加一个减振器决定的频率，改变发动机固有频率和固有振型，增加减振器可以减小振幅．
发动机无减振器最低阶固有频率大约为145Hz，有减振器最低阶固有频率大约为176 Hz。这两个频率都在发动机工作频率50～200 Hz范围内，减振器设计并没有达到最优化。
5 Bode图分析
通过以上振型分析可以知道，对于发动机曲轴断裂问题，从频域分析角度看，传动系统对于发动机影响很小，下面全部以发动机单机工况作为分析对象，来进行Bode图[2]分析。
同样，将发动机发火压力全部设置为零，负载也设置为零，在频域分析环境下，仿真运行后，得到Bode图。图9为无减振器发动机输出端Bode图，图10为有减振器发动机输出端Bode图。
图9 无减振器发动机输出端Bode图
从 图9可以看出，发动机在无减振器情况下，频率在145 Hz时振幅对数比最大，其峰值为56dB，明显有共振现象．从图10可以看出，发动机在有减振器情况下，频率在176 Hz时振幅对数比最大，其峰值为43 dB，曲线变得平缓，峰值突出较小。所以说，从Bode图可以看 出，采用减振器可以将发动机输出端固有振动峰值变得平缓，最大振幅对数比降低23％；另外，峰值点振动频率无减振器为145 Hz，有减振器为176 Hz，与上述振型分析的频率吻合。
图10 有减振器发动机输出端Bode图
6 激励响应分析
以上分析全部是利用软件的频域分析功能，研究发动机和传动系统的固有模态．下面是利用软件的时域分析功能，研究发动机激励振动下的响应，并将响应转化为发动机输出端的应力，进行疲劳强度计算。
6．1 扭转应力振动图
发动机输出端扭矩传感器测得的扭矩信号输送给函数处理模块，经过处理后换算成应力信号曲线。图11为无减振器发动机输出端应力曲线图。图12为有减振器发动机输出端应力曲线图。
图11 无减振器发动机输出端应力图
从 图11可以看出，无减振器工况，发动机曲轴输出端应力振动峰值在1 450 r／min，换算成频率为145Hz,峰值扭转应力为90Mpa。从图12可以看出，有减振器工况，发动机曲轴输出端应力没有明显的突出峰值，振幅最大值 在1760r/min，换算成频率为176Hz,峰值扭转应力为35 Mpa。关于取最大振幅时的频率与上述振型分析和Bode图分析的结论相吻合。
图12 有减振器发动机输出端应力图
6．2 疲劳强度分析
发 动机曲轴应力属于脉动循环振动应力，设发动机曲轴材料为18Cr2Ni4，按照轴类疲劳强度分析方法，主要参数如下方式选取[3]：发动机曲轴脉动循环应 力下的扭转疲劳极限τ-1＝160 Mpa；发动机输出花键有效应力集中系数Kτ＝1.46；发动机轴表面质量系数β ＝1.5；发动机轴绝对尺寸影响系数ετ＝0.72；材料扭转平均应力折算系数ψτ＝0.29
无减振器发动机输出端曲轴疲劳强度计算如下：
参见图11，在1450 r/min时：最大应力τmax＝90 Mpa；最小应力为τmin＝-60 Mpa，平均应力值τm＝15 Mpa,幅值τα＝ 75 MPa．
轴疲劳强度安全系数计算为[3]：
有减振器发动机输出端曲轴疲劳强度计算如下：
参见图12,在1 760 r／min时：τmax＝36 Mpa；最小应力为τmin＝-10 Mpa,，平均应力值τm＝13 Mpa,，幅值τα＝ 23MPa．
轴疲劳强度安全系数计算为[3]：
在计算比较准确的条 件下，许用疲劳安全系数[3][Sτ]≥1.5．从式(1)计算结果可以看出，疲劳强度安全系数偏低，有疲劳断裂的可能性。
从式(1)和式(2)对比结果看，发动机增加减振器，疲劳安全系数提高了3倍。所以说，发动机减振器对于消除发动机共振起到很大的作用，减小应力振动幅值起到关键作用。
7 结 论
根据以上分析和计算，得出结论如下：
(1)发动机曲轴断裂的原因分析
根 据上述频域和时域分析和计算结果可以总结如下：原发动机在1 450 r/min，激励频率在145Hz时，其激励频率与系统固有频率相同，发动机输出端产生谐振，脉动循环振动幅值较大，造成疲劳强度安全系数降低，属于谐振 疲劳断裂．实际试车时，有多次在行驶到3 000～5 000 km时，发动机曲轴输出端发生断裂．从发动机破坏现象看，发动机输出轴扭振损坏的特征是断裂面与轴线呈45°角，断口表面外部有摩擦的灰暗部分，内部有颗 粒较大的金属结晶光泽，属于典型的疲劳破坏特征。
(2)发动机曲轴断裂的解决方案
在发动机自由端安装减振器是解决发动机曲轴断裂最有效和最简单的方案．
从 水上工况看，发动机自由端安装减振器后，改变了发动机的固有频率和阶次，减小了振动应力的峰值，疲劳强度安全系数从1.51提高到 4.59，减振效果明显，基本消除了断裂隐患，设计改动量小，方案具有可行性。但是，减振器的刚度和阻尼系数对于系统减振效果影响比较大，供应商提供的减 振器尚没有将系统固有频率移出发动机激励频率200Hz以上，效果尚达不到满意程度。应该以固有频率超过200 Hz为优化目标，进行优化设计，计算出减振器匹配最优刚度和阻尼系数。
(3)传动系统振动分析
如图13所 示，与发动机输出端Geislinger联轴器前部轴段比较，扭转应力振动很小，只是在发动机启动时振动比较大。这说明发动机 输出端采用Geislinger联轴器，可以吸收高频振动，减少了发动机振动对于后面传动系统的影响[4]。但是，反过来，传动系统的换挡冲击、路面冲击 等负载激励对于发动机系统的影响，还需要进一步分析。
图13 二挡Geislinger 联轴器后部轴段的应力曲线图
参考文献：
[1] 吴炎庭，袁卫平．内燃机噪声振动与控制[M]．北京：机械工业出版社，2005．
[2] 董霞，陈康宁，李天石．机械控制理论基础[M]．西安：西安交通大学出版社，2005
[3] 徐灏．机械设计手册(第4卷)[M]．北京：机械工业出版社，2003．
[4] 李和言．弹性联轴器对于车辆动力传动系统扭振特性影响研究[J]．机械强度，2003，25(6)：596～603．
引用出處：
http://magazine.autoinfo.gov.cn/Jsp/autoinfo_news/fdj/show.jsp?id=20797
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