主轴承刚度对曲轴振动特性影响的研究
2001年第2期
车 辆 与 动 力 技 术Vehicle &Power T echnology
总第82期
文章编号:10094687(2001) 02003105
主轴承刚度对曲轴振动特性影响的研究
郝志勇, 韩松涛
(天津大学机械工程学院, 天津 300072)
摘 要:本文以6102型柴油机为例, 应用模态实验的方法, 分别对自由状态下和安装状态下的曲轴进行了模态频率特性实验; 在实验验证的基础上, 用有限元方法计算了曲轴在自由状态下扭转和纵向振动的固有频率, 然后计算了不同边界条件下曲轴的扭转和纵振固有频率. 通过比较得出了主轴承刚度对曲轴扭转和纵向振动的影响情况. 关键词:曲轴; 振动; 有限元; 模态分析中图分类号:T K401 1 文献标识码:A
1 引 言
曲轴是发动机的主要运动件之一, 其动态特性不仅在很大程度上决定着发动机的工作可靠性, 而且对发动机的振动和噪声也有着重要的影响, 因此对曲轴进行动态特性计算是发动机设计中重要的工作内容. 发动机现代设计方法的发展, 优化问题提出, 使得传统计算方法的一些假设已经不能满足当前设计的需要[1]. 但通常计算曲轴的扭转和纵向振动时, 往往忽略或简化了主轴承结构约束的影响, 这样势必会造成一定的误差. 作者对曲轴进行了模态实验, 并用有限元法计算了曲轴的固有频率, 分析了主轴承结构对发动机轴系扭转和纵向振动的影响, 为今后发动机轴系的动态设计提供一些借鉴.
2 主轴承结构对曲轴扭转和纵向振动特性的影响
2 1 曲轴的模态实验
模态实验是测试结构固有动态特性的有效方法. 测试时, 根据曲轴的实际情况, 以及参考其它发动机曲轴的实验结果, 估计曲轴的1、2阶扭转和纵向振动频率应该在1500Hz 之内. 为了保证实验数据的可靠性, 根据采样定理f 采>2f 研, 取采样频率为4000Hz, 用锤击脉冲激励作为输入. 加速度传感器为丹麦B&K 公司的产品, 采集和分析系统为东方振动和噪声研究所的INV/DASP 信号采集和分析系统.
收稿日期:2000
1221
作者简介:郝志勇(1954) , 男, 陕西绥德人, 教授, 博士生导师, 从事发动机振动和噪声控制及现代设计理论
与方法的研究.
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车辆与动力技术2001年
2 1 1 自由状态下曲轴动态特性测试
实验时首先测试曲轴自由状态下的动态频率特性, 把曲轴用橡皮绳悬挂起来, 分别测得了曲轴上不同位置处的加速度响应信号, 然后经过傅立叶变换, 得到曲轴的传递函数. 图1为曲轴上某一曲拐切向的振动传递函数曲线(图中上方曲线为幅值, 下方曲线为相位
).
由于不同方向上振动信号的耦合作用, 图1中的信号还包含了其方向上的振动信号. 表1为所测的固有频率值.
采集完曲轴不同位置不同方向上的测试信号后, 对传递函数进行集总平均, 得到整个曲轴的传递函数. 进而进行模态参数的识别, 获得模态振型. 通过对不同点不同方向上传递函数曲线的比较分析, 识别出曲轴的实验模态振型. 可知曲轴在自
由状态下的1、2阶扭转固有频率分别为
627 7H z 和927 6H z, 1、2阶纵振固有频率分别463 9H z 和709 5Hz.
阶数
1234
频率152
0179 3397 6436 7
振型1阶弯曲(x ) 1阶弯曲(y) 2阶弯曲(x ) 2阶弯曲(y)
阶数5678
频率463 9627 6709 5974 6
图1 曲轴自由状态下的传递函数曲线
表1 曲轴自由状态下的固有频率实验值 Hz
振型1阶纵振1阶扭转2阶纵振2阶扭转
2 1 2 安装状态下曲轴动态特性测试为了了解主轴承结构对曲轴动态特性的影响, 把曲轴安装到机体上, 主轴承盖的螺栓预紧力严格按照发动机出厂时的要求. 仍用上述的实验方法, 得到了安装状态下曲轴的传递函数. 图2为某曲拐处切向的振动传递函数曲线. 图3为曲轴端面处沿曲轴中心线方向上的振动传递函数曲线(图中上方曲线表示传递函数实部, 下方曲线表示传递函数虚部).
分析实验结果, 得到该状态下曲轴的1阶、2阶扭转固有频率分别为635 4Hz 和1215 8Hz, 1阶、2阶纵向振动的固有频率分别为585 8H z 和925 6H z.
两种情况下测试结果的比较表明:主轴承刚度对曲轴的1阶扭转固有频率基本没有影响, 而对2阶扭转和纵向振动的固
图3 曲轴中心线方向上的传递函数曲线图2 曲拐处切向的振动传递函数曲线
第2期郝志勇等:主轴承刚度对曲轴振动特性影响的研究
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有频率有较大影响, 比自由状态下所测得的结果分别增大了26 3%、26 0%和30
4%.
3 曲轴固有频率的有限元计算
曲轴是一异形长轴类零件, 具有轴线不连续、长径比大、结构复杂等特点. 从总体上看, 曲轴不是完全对称的, 因此对曲轴进行有限元分析时必须以整体为研究对象. 由于曲轴结构复杂、各个截面形状很不规则, 利用有限元软件进行建模网格化时很难保证与图纸上的曲轴结构完全一致, 因此建模时必须简化, 但简化应按照以不影响其结构的动态特性为原则; 模型要有一定的网格密度, 以保证计算结果能真实地反映曲轴的模态特性. 作者采用MSC/NASTRAN 有限元软件, 根据曲轴的结构特点, 结合有限元分析软件中所提供的单元类型, 选择精度比较高的三维块单元. 在建模时充分利用曲轴结构的某些相似性或一致性, 通过复制、旋转、移动、合成等方法, 最后把整个曲轴系统划分为4375个节点, 2845个块单元, 如图4所示
.
图4 曲轴的有限有元模型
首先计算曲轴自由状态下的固有频率, 结果如表2所示.
表2 曲轴自由状态下的固有频率计算值 Hz
阶数1234
频率153 1190 0413 7467 8
振型1阶弯曲(x ) 1阶弯曲(y) 2阶弯曲(x ) 2阶弯曲(y)
阶数5678
频率486 9615 2680 3923 2
振型1阶纵振1阶扭转2阶纵振2阶扭转
比较表1和表2的实验和计算结果, 二者之间的最大误差仅有7%, 表明有限元模型的正确性. 扭转和纵振振型图如图5和图6所示.
虽然曲轴和主轴承之间在装配情况下, 纵向、径向以及切向方向上都有间隙, 但在实际工作中, 由于载荷的作用, 曲轴时刻与轴承的壁面保持紧密接触, 曲轴受到主轴承图5 曲轴的1阶扭转振型
向运动都有影响. 主轴承是弹性物体, 有一定的刚度, 但是其各个方向上刚度的大小难以确定, 这也是以前学者常常忽略主轴承对曲轴扭转振动特性影响的一个原因. 为了研究主轴承刚度的影响, 假设轴承被支撑在具有一定刚度的弹簧上, 弹簧沿轴承的颈向均布, 如图7所示. 计算时主轴承的刚度在104~109N/mm 之间变化, 图8表明了曲轴固有频率f 随主轴承刚度k 的变化情况
.
图6 曲轴的1
阶纵振振型
从计算结果可以发现:当主轴承刚度变化时, 曲轴的1阶扭转固有频率基本上不随刚度的改变而变化; 当刚度低于105N/mm 时, 2阶扭转和纵向固有频率基本不受轴承刚度的影响; 当刚度高于10N/mm 时, 曲轴的固有频率也不受轴承刚度的影响; 轴承的刚度在104~108N/mm 之间时, 曲轴的2阶扭转和纵振固有频率却随着轴承刚度的增大而提高, 而且三者的变化趋势基本一致
. 分析原因, 从曲轴的振型上看, 当1阶扭转振动时, 曲轴的主轴承颈沿径向基本没有位移, 而当发生2阶扭转和纵向振动时, 曲轴的主轴承颈在径向上都有位移, 也就是说弯曲振动与这些振动是耦合的. 因此, 当产生这些形式的振动时, 轴承的支承刚度对它们起约束作用, 从而提高了曲轴振动的固有频率.
实际中某一发动机主轴承刚度是一定的, 这就需要具体地弄清轴承刚度对曲轴扭转和纵振的影响. 根据文献[2~4]以及对实
图8 曲轴固有频率和轴承刚度的关系
图7 等效轴承支撑刚度
8
验用发动机主轴承刚度的大致估算, 取实验发动机主轴承刚度为3 108N/mm. 有限元计算的固有频率为:1阶、2阶扭转分别为630 6Hz 和1289 8Hz, 1阶、2阶纵振分别为616 0H z 和916 0H z. 分别比自由状况下提高了2 4%、39 6%、26 5%、34 7%.
通过与实验结果比较, 发现计算结果比实验结果偏大, 这主要是由于实际边界条件与
理论计算之间的差别产生, 特别是主轴承座与曲轴之间配合间隙的存在, 间隙在一定程度上可等效于轴承刚度的减小, 因此使得轴承对曲轴振动的影响降低.
4 结 论
通过对曲轴在不同情况下的动态特性的实验和计算分析, 发现主轴承结构对发动机轴系的1阶扭转振动基本没有影响, 而对曲轴2阶扭转振动和1阶、2阶纵向振动有着一定程度的影响, 实验和计算结果也基本趋于一致, 这为今后曲轴的动态设计和曲轴减振器的优化设计提供了一定的参考.
参考文献:
[1] Priebsch H, A ffenzeller J, etc. Prediction T echnique for Stress and Vibration o f N onlinear Supported [J].
Rotating Cr ankshafts, T r ansact ions of the A M SE, 1993, 9:811820.
[2] Hideo Okamur a, T etsuji M orita. Influence of Crankshaft Pulley Dimensions on Cr ankshaft Vibrations and
Engine Structure Noise and V ibr ation [R]. SAE 931303, 1993.
[3] M ourelatos Z P. An Analy tical of the Crankshaft Fly wheel Bending V ibration for a V6Eng ine [R ].SAE
951276, 1995.
[4] Dailly B, Bell J. Cr ankshaft Dur ability of Rover K Series Engine [A ].5th Richar do Software International
U ser Confer ence [C], 2000, 3:195203.
Influence of Main Bearing Stiffness on Crankshaft Vibration
HAO Zhi yong , HAN Song tao
(school of M echanical Eng ineering, T ianjin U niv ersity, T ianjin 300072, China)
Abstract:In this paper, a 6102Diesel Eng ine is taken an exam ple. T he method of modal ex periment is used to measure the natural frequency of Crankshaft on free statem ent and assembled statem ent. Based on the experiment, the finite element method is used to calculate the torsional and axial vibration of crankshaft under different boundary conditions. The phenomenon that the natural frequency of crankshaft varies w ith the stiffness of main bearing is analyzed. Throug h the analysis and comparison, the influence of the stiffness of main bearing on the natural fre quency is obtained.
Key words:crankshaft; vibration; finite element; modal analysis