6110／125Z发动机飞轮螺栓断裂仿真分析和探讨

唐贵基，宋彩盟，陈卓群

（华北电力大学 机械学院，河北 保定 071003）

1 概述

6110／125Z柴油发动机在工作转速范围内出现飞轮螺栓断裂失效问题，在对发动机工况以及常见的故障原因分析后，确定飞轮断裂主要是由于发动机轴系扭转振动引起的。在不对发动机进行大的改动的原则下，通过对扭转减振器进行重新设计，有效地解决了上述问题。

2 动力传动系当量分析模型的建立

目前对发动机进行扭振分析的方法主要有两种：一是建立发动机三维模型，对其进行有限元分析；二是对发动机模型进行简化，建立一维当量模型，然后进行扭振计算。本文主要运用第二种方法对发动机的扭振进行分析。图1为发动机三维模型图，它主要由扭转减振器、皮带轮、曲柄连杆机构、飞轮等零部件组成。图2为发动机的简化当量模型。当量简化原则是：把惯性大而集中的部件简化为惯性元件；惯量小而分散的简化为无质量的弹性元件。图2中，Ik为惯性元件（集中质量）的转动惯量，Ek，k＋1为弹性元件的扭转刚度。利用UG 软件建立发动机三维模型，并对其进行计算得到各个部件的转动惯量和扭转刚度。

AMEsim 软件是法国IMAGINE 公司开发的一维仿真平台，主要用于对多领域智能系统进行建模和分析。本文根据发动机的实体模型，采用AMEsim 标准库中的曲轴模块、传动模块以及控制单元模块进行一维建模，并对其进行计算分析，图3为发动机轴系一维AMEsim 当量模型。其中，A 为曲轴模块，B 为刚度模块，C 为转 动 惯 量模 块，D 为 应 力换 算 模 块，E 为应力储存模块，F为曲轴转速控制模块，G 为点火次序控制模块，H 为点火压力值控制模块，I为增益模块。

图1 发动机三维模型图

图2 发动机简化当量模型

3 当量模型的线性分析和时域分析

本文分别对装有原减振器以及装有改进后减振器的当量模型进行时域和线性分析。本文试验中的发动机为直列6 缸四冲程发动机，正常工作转速在1 000 r／min～2 200r／min范围内，对F 信号控制模块输入ωmin＝1 000r／min，ωmax＝2 200r／min，并设置增益时间为10s。由G 控制模块按照1－5－3－6－2－4的点火次序分别对各缸点火次序进行延迟。对H 模块输入已经测得的点火压力ASCII码文件，运行软件，进行线性运算和时域运算。为了验证点火次序和间隔角的正确性，分别调用各缸的点火压力示功曲线，得到发动机点火压力示功图，如图4所示。该组曲线证明 建立的模型是正确的。

图3 发动机轴系一维AMEsim 当量模型

3.1 分析装有原减振器的当量模型

发动机正常转速在1 000r／min～2 200r／min，其激励基频为16.7Hz～36.7Hz，一般扭振和噪声主要与主谐次1、3、6、9、12……以及半阶谐次4.5、7.5、10.5……有关，由于高阶幅值较小，所以本文只考虑4.5、6、7.5、9阶。

表1为装有原减振器的当量轴系参数表，对相应当量部件分别赋予对应的值，由于模型输出端为自由端，所以只需要输入飞轮的转动惯量即可。对模型进行线性计算可得，装有原减振器的当量模型固有频率为197Hz，在6阶激励范围（100Hz～220Hz）内，197 Hz处振型是单点振型。装有原减振器的轴系振型图见图5，其中1～9表示各个集中质量模块。对其进行时域计算并进行FFT 变换可得飞轮扭矩频谱图（见图6）和扭转角频谱图（见图7）。

图4 发动机各缸点火压力示功图

由图6和图7可知：系统在197 Hz处产生共振，扭矩和扭转角幅值都达到最大，扭矩值为T＝3 553 Nm，扭转角为0.54°。6110／125Z 发动机要求的最大扭转角为0.2°，且其最大输出扭矩Tout＝643Nm，齿轮传递扭矩为Tgear＝400Nm，所用的飞轮螺栓的最大传递扭矩为Tmax＝4 000Nm。许用安全系数计算公式为：

将已知参数代入上式，计算可得许用安全系数为0.87。由此可见，许用安全系数和扭转角都不满足要求，需要对减振器进行修改。

表1 装有原减振器的当量轴系参数表

图5 装有原减振器的轴系振型图

3.2 改进后减振器的当量模型分析

表2为装有改进后减振器的当量模型参数表。分别对各当量部件赋予对应的值。通过线性计算可得其固有频率为165Hz和287Hz。165Hz在6阶激励范围内，振型为单节点振型（见图8），287Hz在9阶激励（150Hz～330 Hz）范围内，振型为双节点振型（见图9）。对装有改进后减振器的当量轴系进行时域计算并进行FFT 变换可得轴系的扭矩频谱图（见图10）和扭转角频谱图（见图11），165 Hz处的扭矩值为1 578 Nm，扭转角为0.115°，小于要求的最大扭转角0.2°，计算可得其许用安全系数为1.53；287Hz处的扭矩值为1 066Nm，扭转角为0.09°，许用安全系数为1.89。两个共振频率振幅值和许用安全系数都满足要求。实际进行测试，发动机不再出现飞轮螺栓断裂的问题，即修改减振器的方法可行。

图6 装有原减振器的轴系扭矩频谱图

图7 装有原减振器的轴系扭转角频谱图

表2 装有改进后减振器的当量轴系参数表

图8 固有频率为165Hz处的振型图

4 结论

扭转振动是影响动力装置安全运行的重要动力性能之一，常见的曲轴断裂、轴瓦脱落、飞轮螺栓断裂等故障均应考虑运用扭振理论进行分析。引起扭转振动的原因主要有发动机共振、曲轴结构不合理、联轴器或减振器与发动机不匹配、冲击载荷过高等，分析问题时，应结合实际工况来确定引起故障的主要因素。

图9 固有频率为287Hz处的振型图

图10 减振器改进后的轴系扭矩频谱图

图11 减振器改进后的轴系扭转角频谱图

［1］ 梁建.发动机曲轴断裂的仿真分析与探讨［J］.车辆与动力技术，2006（3）：16－22.

［2］ 吴慧斌，高世伦.6110／125Z柴油机轴系扭振与减振研究［J］.内燃机工程，2003（6）：56－58.

［3］ 董敬，庄志，常思勤.汽车拖拉机发动机［M］.第3版.北京：机械工业出版社，2000.