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（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：
zo0sko0icom性
（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：艾滋病实名制
（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方案后摄影
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方案的扭振结果叶赫那拉氏
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
电梯门机控制器
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。
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