机车柴油发电机组传动轴系的轴向振动研究及优化设计

2018-10-30张小婵陆丹丹李友峰薛良君仲怀清

传动技术 2018年3期

张小婵陆丹丹李钢李友峰薛良君仲怀清

(1. 江苏城乡建设职业学院，常州 213147；2. 中车戚墅堰机车有限公司，常州 213011)

0 引言

机车柴油发电机组的传动轴系是核心部件，包括活塞组、连杆组、曲轴本体、齿轮系、减振器、曲轴后端联轴节和电机转子等。传动轴系在复杂的、周期性变化的气体力和力矩、往复和旋转运动引起的惯性力，以及它们所引起的弯扭矩共同作用下，对外输出扭矩，且工作负荷大，有可能在柴油机工作转速范围内发生强烈的振动，使轴系动应力急剧增大，导致其过早出现破坏[1-2]。因此，有必要对轴系的动态特性进行分析研究，找到轴系产生振动的原因，为轴系的有效减振提供可靠依据。本文对机车柴油发电机组的传动轴系进行有限元建模和固有特性分析，利用动态有限元法建立柴油机整机的柔性体动力学模型，对机车柴油发电机组进行多柔体动力学仿真。

1 传动轴系的固有特性分析

某机车柴油发电机组的传动轴系包括安装在曲轴前端的减振器、曲轴本体、传动齿轮、联轴节和电机转子，由于其结构复杂，为了提高计算效率，建模时省略细小结构[3]。坐标系的x向为轴向，轴系前端为正向，轴系后端为负向；y向为横向，垂直纸面向外为正向；z向为垂向，垂直向上为正向。为了确定传动轴系的固有特性，利用有限元软件模拟轴系的工作情况，在所有曲轴主轴颈和电机转子后端轴承支承处的中心设参考点，轴系中与轴承的接触面耦合到相应的参考点上。部件与部件的连接处施加绑定约束。对建立的参考点在y和z向施加移动约束，x向自由。用四面体单元划分网格，定义不同材料的密度、弹性模量和泊松比。传动轴系的网格及边界条件模型如图1所示。

本文分析的柴油机为12缸V型布置，曲轴转动一圈点火6次，额定工况下的转速为1 000 r/min，那么柴油机额定工况下的点火频率为：

1 000×660=100 Hz

(1)

对传动轴系进行固有模态[4]仿真分析，得到固有频率和振型。传动轴系7阶模态及以上的频率远远超出柴油机额定工况下的点火频率，在工作转速内不易被激励，此处暂不考虑。表1给出了传动轴系的前7阶模态。其中第6阶的振型图如图2所示。

图1 传动轴系的网格及边界条件模型
Fig.1 Meshing and boundary condition model of drive shafts

表1 传动轴系的前7阶模态Table 1 The first 7 modes of the drive shafts

图2 传动轴系的第6阶振型Fig.2 The sixth-order mode of drive shafts

传动轴系的第6阶阵型为明显的轴向移动，以曲轴后端为中心,分别向两边移动。第6阶的固有频率为119Hz，而额定工况时点火频率为100Hz，考虑到轴系建模时模型简化及有限元处理对固有频率计算值的影响，第6阶固有频率和额定工况下的点火频率比较接近，可能引起轴向共振，导致轴向力过大。为了研究额定工况下轴系轴向振动情况，需要对轴系的动态载荷进行分析。本文考虑建立柴油机的整机模型，对柴油发电机组进行多柔体动力学分析，更真实的模拟传动轴系的工作，为后续轴系的动力学优化提供可靠的依据。

2 多柔性体动力学模型的建立及动态载荷的计算和分析

柴油机机体及主要附件、轴系后端联轴节和电机转子在有限元软件中定义主节点及其自由度，进行子结构缩减。曲轴、活塞、连杆和减振器等部件在AVL软件中进行处理和子结构缩减。然后将各部件的缩减模型在AVL软件中通过相应连接副连接。本文定义的连接副包括：轴承副(径向轴承副和轴向止推轴承副)、活塞/缸套导向副、旋转副等，各连接副的刚度、阻尼据同类机型的经验选取。同时对柴油机和电机转子的支承进行模拟。由于柴油机结构复杂，在不影响计算精度的前提下，对非关键承载部位的模型做如下简化：省略细小结构；螺栓联结处进行简化处理[3]。柴油发电机组多体动力学缩减模型如图3所示，为了清楚的显示传动轴系的缩减模型，图3中隐藏了柴油机机体及主要附件的模型，柴油发电机组模型已经转化为有特定自由度的各主节点，及相关节点之间的连接副。

图3 柴油发电机组多体动力学缩减模型Fig.3 The multi-body dynamics reduction model for diesel generator set

在AVL软件中导入柴油机额定工况下的缸压曲线作为输入载荷，设定计算控制参数，仿真得到额定工况下轴系各部件的动态载荷。对各部位的动态载荷进行评估，发现轴系后端零部件的受载偏大，且轴向力在柴油机的一个工作循环内呈周期性变化。下图4为曲轴后端在x、y和z三个方向的动态载荷。如图4(a)第12曲柄臂的x向(轴向)载荷呈周期性变化，且最大值近400KN，据设计经验它会破坏安装在此处的轴向止推轴承的正常工作，引起粘瓦等故障。如图4(b)曲轴后端与联轴节相联处的载荷，在x、y和z三个方向的值均偏大，且x向(轴向)载荷呈周期性变化，而轴系的结构特点决定此部位主要用于传递扭矩，径向(y、z向)和轴向(x向)载荷不会太大。

曲轴后端载荷偏大，势必会影响轴系轴承的正常工作和使用寿命，且会使轴系后端联结结构过早破坏，无法实现柴油机到发电机扭矩的正常传递。结合前面对轴系模态结果的分析，本文认为曲轴后端动态载荷偏大，且轴向载荷呈周期性变化形式，是由于传动轴系的第6阶固有频率和额定工况下点火频率相近引起了轴向共振。

(a) 第12曲柄臂的动态载荷

(b) 曲轴后端与联轴节相联处的动态载荷

3 传动轴系结构改进

调整轴系的固有频率，使其临界转速升高或降低到柴油机工作转速范围之外，这种达到消振目的的方法称为频率调整法或避振法。因固有频率完全取决于转动惯量和柔度这两个参量，所以改变轴系中任一部件的转动惯量和柔度，均可引起固有频率的变化[5]。

本文考虑通过改变传动轴系的固有特性，避免轴系在额定工况下的轴向共振。柴油发电机组传动轴系前端安装的减振器、后端联结的电机转子是据轴系计算的结果，进行选型而定；曲轴本体是据柴油机功率、结构布置等要求而定，均不易改动。本文通过改变联轴节的结构来解决轴向共振问题。在整个传动轴系中，联轴节的主要功用是传递扭矩，在其它方向的承载并不高。因而，保证联轴节传递扭矩的情况下，适当改变联轴节结构，使轴系的固有频率避开柴油机在额定工况下的点火频率，以避免出现轴向振动。轴系中其他部件结构参数保持不变。

本文对联轴节的刚度进行调整，重新计算轴系的动态载荷，曲轴后端与联轴节相联处的最大轴向力随联轴节刚度调整的变化情况如表2所示。相较原联轴节刚度，刚度增加或减小都会使曲轴后端联轴节处轴向力减小。而联轴节刚度减小时，轴向力减小更多。本文通过改变联轴节的结构使其刚度减小，以优化联轴节结构。

表2曲轴后端与联轴节相联处的最大轴向力随联轴节刚度调整的变化情况

Table2Thevariationofthemaximumaxialforceoftheconnectionbetweentherearendofcrankshaftandcouplingadjustingwiththecouplingstiffness

联轴节刚度原联轴节刚度的10倍刚度原联轴节刚度原联轴节刚度的1/10刚度曲轴后端联轴节处最大轴向力180 kN400 kN50 kN

图5(a)是原联轴节结构图，图5(b)是新设计的联轴节结构图，联轴节包含零件1和2，零件1用于连接曲轴后端和零件2，零件2右侧连接电机转子。新设计的结构使零件2 在轴向减薄，与电机转子接口不变，同时零件1结构做相应调整。

(a) 原联轴节结构(b) 新设计的联轴节结构

图5 两种联轴节结构对比图
Fig.5 The structure comparison of the two types couplings

对新的联轴节结构进行有限元处理，导入多体动力学模型中计算轴系新的动态载荷。图6为新联轴节结构时曲轴后端在x、y、z三个方向的动态载荷。

由图6(a)可见，第12曲柄臂的x向(轴向)动态载荷已明显降低，最大值为75KN，且没有呈现周期性变化形式。这样的载荷在轴向止推轴承的承载范围内，轴系可以正常工作。由图6(b)可见，曲轴后端与联轴节相联处的载荷，在x、y和z三个方向的值与原结构相比均明显减小，x向 (轴向)最大值为58KN，y向(横向)和z向(垂向)最大值分别为66KN和104KN，且轴向载荷没有呈现周期性变化形式。这样的载荷在轴系后端轴承的承载范围内，且能保证轴系后端联结结构的正常工作。对新设计的联轴节结构进行强度分析，满足使用要求。匹配新设计联轴节的传动轴系在机车柴油发电机组的考核试验中，运转平稳，满足额定工况下的工作要求。

解决传动轴系出现轴向振动问题的另一个途径为：原联轴节改用碳纤维材料，但碳纤维材料的联轴节工艺复杂、价格昂贵。本文采用的新联轴节结构在成本变化不大的情况下，解决了轴向振动的问题。