曲轴系开发过程的两起扭振优化案例
康黎云司庆九张小涛姜波薛军平
（长安汽车研究总院动力研究院技术研究所，重庆渝北区双凤桥空港大道589号，401120）摘要：本文讨论了曲轴系开发过程中两起扭振及优化案例，通过与试验结果的对比来标定分析模型，并在标定的模型基础上对曲轴进行结构优化，优化方案的有效性说明采用EXCITE Designer在解决曲轴系设计和优化方面具有显著效果。
关键词：EXCITE曲轴系扭振
主要软件：A VL EXCITE Designer
曲轴在周期性气体力、惯性力和力矩的作用下，承受弯、扭交变载荷。
曲轴设计在满足总体设计的前提下，还需满足以下几方面要求：
（1）质量尽量轻，并满足弯扭综合疲劳强度；
（2）轴系扭振要满足要求；
（3）轴承润滑充分。
其中扭转刚度不足，会降低轴系扭振的固有频率，使工作转速范围内出现更强的低次扭振，增大曲轴的扭振附加应力，加大传动机构的噪音和冲击载荷下的磨损。
1案例一：前端惯量过大造成扭振大
图1是某对标发动机的曲轴系模型，发动机主要参数：缸径73mm，冲程74.25mm，缸心距81mm，连杆长137.6mm，主轴颈直径45mm，曲柄销直径38mm。
曲轴为四平衡块设计形式，信号盘与1号扇形板（web1）用螺钉联接。
前端为非减振的普通皮带轮，后端为单质量飞轮。
曲轴材料为非调质钢49MnVS3。
图1 曲轴系结构示意图
1.1Designer建模及扭振分析
Designer建模时，先在PU模块下借用Auto shaft功能对曲轴进行自动识别，Web和Counter Weight的质量、惯量及质心位置等由程序自动完成。
然后切换到Designer模块，手工完成其他参数，如凸台厚度、截面特性、圆角半径等。
扭振分析最重要的参数，包括Crank Train Globals中的尺寸、质量参数，shaft modeler 中的各单元尺寸、质量、惯量以及发动机的缸压，一般均采用外特性下的缸压数据，本发动机的测试缸压如图2所示。
图2 发动机缸压测试数据
扭振结果中常关注的有：
（1）临界转速。
该结果有助于让设计者了解当前曲轴系的总体概况。
一般PP2中会有两阶扭转模态频率，如果发动机不带减振装置（TVD），那么1阶扭转模态频率应该在440Hz 以上；
（2）前端角位移。
皮带轮或TVD的Hub在各个转速下的角位移值是评价曲轴扭振的指标。
对于直列四缸发动机而言，这条曲线的最大值应低于0.4~0.5deg。
如果轴系的1阶扭转模态低于400Hz，则会激发较大的角位移；
（3）转速不均匀性。
前、后端的转速不均匀性都非常重要，前端带轮的转速不均匀性影响正时、附件传动系统的设计，后端飞轮的转速不均匀性又影响着变速器的设计，因此需要关注。
通常的做法是进行发动机对标，飞轮端需要控制的是低速下的不均匀度，如1250rpm 或1500rpm时的不均匀度低于设计值；
（4）最大总扭矩。
曲轴上有两颗重要螺栓，即前端中心螺栓和飞轮螺栓。
螺栓拧紧提供足够的轴力使得皮带轮和飞轮能够稳定工作，皮带轮和飞轮需要传递的扭矩即Designer 计算得到的最大总扭矩，而它们能传递的扭矩必须大于该值，否则会引起螺栓打滑、剪断等重大风险。
（5）耗散功。
对于TVD而言，该值不应太大，过大的耗散功意味着橡胶产生过多的热量，加速橡胶老化，一般上限为200W。
（6）前、后端的扭角差。
常与前端角位移结果配对使用，它表示的是曲轴自身的受扭情况，两者的物理意义稍有区别。
1.2分析结果及优化方案对比
本例中的主要扭振结果如图3、图4所示。
其中的临界转速结果显示曲轴系的1阶扭转模态频率为389.5Hz，那么意味着四阶激励将在6000rpm以内与发动机共振，在前端角位移结果中可以看到，5850rpm时皮带轮角位移波动最大值达到0.65deg，超出允许值30%，并与试验结果曲线也吻合得相当好，说明仿真结果可信。
图4为前端皮带轮最大总扭矩波动曲线，试验时无法直接测量扭矩结果，但从记录的皮
带轮角加速度结果可以处理出扭矩值，蓝色点为根据皮带轮角加速度结果转换得到的皮带轮扭矩，与仿真结果也相当吻合。
图3 曲轴扭振仿真与试验结果
图4 曲轴前端扭矩仿真与试验对比
以上结果说明本台对标发动机的曲轴系扭振不能满足设计目标，需要对其进行优化，根据改动量、成本等因素有以下三种优化方案：
（1）采用TVD，频率为315±15Hz。
根据原非减振皮带轮结构尺寸，设计TVD尺寸如图5所示，
图5 TVD方案
计算后的结果表明，采用该方案的扭振得到极大改善，但考虑到成本将增加50元/台，因此该方案并未采纳。
（2）将原铸铁的皮带轮换成铝合金材料，能降低66%的皮带轮转动惯量，减振效果明显。
其优点是可以改动量少并且也不增加成本，但是由于担心铝合金的皮带轮强度不足，最终没有采纳。
（3）改变原皮带轮的外圆尺寸，将转动惯量降低33%左右，如图7所示。
图8的减振结果显示该方案也达到优化目的，并且由于没有使用TVD，成本上也有优势，只是调整了轮盘直径，将影响到附件传动比，如低速下发电机的功率将有所降低，需要进行补充验证。
图 6 TVD方案的扭振结果
图7 减振方案三
图8 方案三扭振结果
1.3整机振动测试对比
图9所示的整机NVH测试结果，选取的测点1为压缩机支架，测点2为进气侧悬置支架，各测量X、Y、Z方向的振动加速度。
绿线是优化前基础机的测试结果，红线为曲轴带轮优化后的测试结果。
从绿线的峰值来看，在高速5700rpm附近的共振较为突出，与扭振的峰值频率也吻合，可以推测这个转速下的振动主要由曲轴扭振贡献。
另外，红线基本在全转速范围内的振动幅值都较优化前得到改善，但在进气侧悬置支架的Z向加速度结果可以看到在3300rpm及4300rpm左右有两个小峰值，与曲轴扭振结果（图8）的转速也较为吻合是。
曲轴皮带轮的优化使这些支架的振动加速度最大值从20g降低至10g左右，改善效果非常显著。
图9 整机NVH测试振动加速度对比
2案例二：扭转刚度不足造成扭振大
2.1问题描述
某一增压发动机扭振试验测试的曲轴前、后端转角差最大值达到0.57deg@4750rpm，而曲轴扭振分析结果为0.565deg@4800rpm，图10为测试及仿真结果的对比。
两个结果的一致在验证分析模型足够准确之外，也说明该发动机扭振应该进行优化。
图10 曲轴前后端扭角分析与测试结果对比
2.2问题分析与解决方案
要降低该轴系的扭振幅度，一是提高系统的扭转模态频率，二是降低负荷。
后者对于发动机开发而言是不现实的举措，而提高系统的扭转模态频率，除了降低系统的转动惯量之外，还可以提高系统的扭转刚度。
由于该发动机前端已采用TVD，并且曲轴的关键尺寸如轴颈直径、缸心距、冲程等也不可改变，曲轴材料为42CrMoH，弹性模量也没有提高的余量，那么提高曲轴扭转刚度的焦点集中在曲拐的设计上，仔细观察当前曲轴web形态，注意到web肩部设计去料过多，原因在于设计者最初考虑的是曲轴的抗弯能力，即图11A中的最小截面I，斜肩设计保证其余各截面，如II的最小面积大于I截面，那么曲拐的抗弯能力没有被削弱，但忽视了曲拐的扭转刚度在这种设计条件下下降了，经过优化，如图11B所示，改动量不大，但单拐的扭转刚度提高10%以上。
8个web都采用这种改进措施，新的曲轴扭振计算结果如图12所示，从计算结果来看优化效果还是令人满意的。
(A)初始设计(B)优化设计
图11 曲柄臂结构（无平衡块的）
图12 改进后的轴系扭振结果
3总结
曲轴系的扭振控制在发动机设计中具有重要意义，原因在于它是发动机NVH性能的一个不可忽视的激励源，与正时系统、附件传动系统、变速器传动系统等密切相关，A VL EXCITE Designer对曲轴系进行扭振计算非常迅速有效，扭振分析在发动机概念设计之初应该全面关注以下内容：
（1）发动机全局参数的合理性，预防轴颈直径、重叠度、冲程等设置不合理；
（2）合理控制皮带轮的设计，以及前端摩擦面的承压、摩擦半径等取值；
（3）合理设置飞轮组件质量、惯量，螺栓个数及分布直径等；
（4）关注前、后端转速不均匀性，将曲轴传递给其他系统的激励控制到较低水平；
（5）关注曲轴前、后端螺栓设计及工艺。
参考文献
[1] 陆际清等，汽车发动机设计，北京：清华大学出版社，1993.
[2] 袁兆成主编，内燃机设计，机械工业出版社，2008.。
