（浙江吉利新能源商用車集團有限公司商用車研究院 浙江 杭州 311228）

引言

增程器是用于延長電動汽車?yán)m(xù)航里程的動力裝置。本文涉及到的是某公司研發(fā)的一款配備1.5TD汽油機的增程器（下文簡稱1.5TD 增程器）。該增程器系統(tǒng)由增程器動力總成、發(fā)動機控制器、發(fā)電機控制器及增程器控制器組成。其中，增程器動力總成主要包括發(fā)動機總成、發(fā)電機總成和雙質(zhì)量飛輪。飛輪固定于發(fā)動機動力輸出端的曲軸上，通過花鍵與發(fā)電機花鍵軸相連。不同于傳統(tǒng)汽車中的發(fā)動機連接變速箱，增程器中的發(fā)動機連接的是發(fā)電機，其軸系需要進行重新匹配，以保證增程器的高效可靠運轉(zhuǎn)[1-2]。

1 問題描述及分析

增程器軸系是指發(fā)動機曲軸以及與之相連的各運動件的總成，其結(jié)構(gòu)如圖1 所示，包括扭轉(zhuǎn)減振器、曲軸、活塞連桿、雙質(zhì)量飛輪、發(fā)電機軸及其轉(zhuǎn)子等。曲軸頸、軸瓦承受著復(fù)雜的彎曲、扭轉(zhuǎn)載荷以及周期性沖擊載荷，為了保證增程器運轉(zhuǎn)的可靠性和提高使用壽命，曲軸頸、軸瓦等摩擦副應(yīng)具有足夠的剛度和疲勞強度，而且增程器的軸系振動也應(yīng)符合要求。

圖1 1.5TD 增程器軸系結(jié)構(gòu)

本文通過對增程式發(fā)動機曲軸頸、軸瓦磨損問題的研究，提出增程器軸系匹配優(yōu)化方案，為增程器的軸系設(shè)計提供參考方法。

1.1 磨損情況描述

1.5TD增程器在1 000 h 耐久試驗中多次出現(xiàn)發(fā)動機曲軸頸-軸瓦異常磨損的問題。試驗后拆檢的曲軸頸、軸瓦磨損照片見圖2，所有主軸瓦上下瓦均有不同程度磨損，其中第三、四主軸瓦磨損更嚴(yán)重，合金層已經(jīng)全部磨損殆盡，曲軸第三、四主軸頸嚴(yán)重劃痕，用手觸摸有很深的凹槽，曲軸后油封位置也出現(xiàn)了漏油。

圖2 曲軸主軸瓦、軸頸磨損情況

1.2 磨損原因分析

由于增程器所用的發(fā)動機在研發(fā)試驗過程中并未出現(xiàn)曲軸頸、軸瓦磨損問題，但在搭載發(fā)電機后，曲軸頸、軸瓦在每次試驗中均出現(xiàn)不同程度的異常磨損。同時，增程器不同于傳統(tǒng)發(fā)動機的是其運行工況均為固定的功率及轉(zhuǎn)速，即轉(zhuǎn)速功率點，如表1 所示。在這些轉(zhuǎn)速功率點下，缸壓最大值為7.5 MPa/4 000rpm，約為原發(fā)動機的2/3。故磨損原因排除增程器工作時曲軸軸瓦-軸頸受力過大、材料耐磨性差、機油油壓和粘度不合理等原因，初步判斷為匹配電機后軸系工作過程中發(fā)生共振導(dǎo)致。因此對該增程器軸系進行振動分析，包括軸系扭轉(zhuǎn)振動和彎曲振動分析。

表1 增程器所用發(fā)動機的運行工況點轉(zhuǎn)速及功率

1.2.1 磨損原因分析

增程器工作時，在周期性變化的發(fā)動機缸內(nèi)氣體壓力、運動件質(zhì)量慣性力及其力矩的作用下，軸系內(nèi)部產(chǎn)生迅速變化的拉、壓、彎、扭交變應(yīng)力。由于軸系較長，扭轉(zhuǎn)剛度較小，且轉(zhuǎn)動慣量較大，故軸系扭振頻率較低，在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)容易產(chǎn)生共振，從而引起較大噪聲、加劇其他零件磨損，甚至導(dǎo)致嚴(yán)重的曲軸斷裂事故。因此，在進行增程器軸系匹配時，需對軸系扭振進行校核。通常，扭振的計算在一種叫做當(dāng)量系統(tǒng)的理想簡化模型上進行，這種簡化是以各主軸頸中央截面為界將軸系分解成若干軸段，每一段用一個集中的轉(zhuǎn)動慣量代替該段內(nèi)所有連續(xù)質(zhì)量體的轉(zhuǎn)動慣量[3-6]。將相鄰2 個集中質(zhì)量之間的實際軸段用扭轉(zhuǎn)剛度代替，簡化后的模型如圖3 所示。圖3 中軸系扭振當(dāng)量系統(tǒng)參數(shù)如表2 所示。

圖3 軸系扭振當(dāng)量系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖

表2 軸系扭振當(dāng)量系統(tǒng)模型參數(shù)

根據(jù)扭振理論，單列、三缸、四沖程汽油機激勵力矩諧次中的1.5K（此1.5 為該三缸汽油機在曲軸一轉(zhuǎn)內(nèi)氣缸的點火次數(shù)，K 為自然數(shù)1，2，3，…）諧次為主諧次，其中1.5 諧次、3 諧次、4.5 諧次及6 諧次激起的共振峰最明顯，振幅通?？赡軙^允許值，而高于6 諧次激勵力矩激起的扭振一般對發(fā)動機不會造成危害。因此，本文只考慮該增程器軸系在發(fā)動機運行轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的1.5 諧次、3 諧次、4.5 諧次及6諧次共振的頻率、轉(zhuǎn)速及振型（軸系各集中質(zhì)量的相對振幅），采用AVL-EXCITE Designer 軟件建立軸系扭振分析模型，計算結(jié)果如圖4 所示。

通過分析扭振當(dāng)量系統(tǒng)的共振頻率、共振轉(zhuǎn)速及共振振型，可得出如下結(jié)果：

1）軸系一階扭轉(zhuǎn)共振頻率為12.7 Hz，為雙質(zhì)量飛輪的扭轉(zhuǎn)模態(tài)，此共振是由于雙質(zhì)量飛輪中間彈簧的低扭轉(zhuǎn)剛度造成的。其中1.5 諧次激勵力矩的共振轉(zhuǎn)速為n1.5=508 rpm，3、4.5 及6 諧次在增程器發(fā)動機的正常工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)（1 500～4 000 rpm）與該扭轉(zhuǎn)模態(tài)更無交叉，不會引起軸系共振，所以無需考慮軸系的一階扭轉(zhuǎn)共振；

2）軸系二階扭轉(zhuǎn)共振頻率為342.6 Hz，低于6 諧次的軸系共振轉(zhuǎn)速均超出增程器正常工作轉(zhuǎn)速。6 諧次激勵使軸系產(chǎn)生共振的臨界轉(zhuǎn)速為n6=3 426 rpm，在增程器的正常工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，故需要考慮軸系的二階共振。從圖4b 中的軸系二階頻率主振型可以看出，軸系的二階扭轉(zhuǎn)模態(tài)是扭轉(zhuǎn)減振器的一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)，主要由減振器橡膠決定。共振時振幅最大的位置為扭轉(zhuǎn)減振器處，曲軸前端靠近扭轉(zhuǎn)減振器位置的軸段有較低的共振振幅，而遠離扭轉(zhuǎn)減振器位置的曲軸后端、飛輪及電機軸的共振幅值近似為零，不會造成靠近飛輪端的第三、四主軸頸及軸瓦磨損嚴(yán)重，所以無需考慮軸系的二階共振。

圖4 1.5TD 增程器軸系扭轉(zhuǎn)共振轉(zhuǎn)速和振型

3）軸系三階扭轉(zhuǎn)共振頻率為502.8 Hz，在發(fā)動機的正常工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，與發(fā)動機的主諧次并無交叉，不會引起軸系共振，故無需考慮軸系三階及高于三階的扭轉(zhuǎn)共振。

綜合上述分析，1.5TD 增程器軸系的扭轉(zhuǎn)振動并非為曲軸第三、四主軸頸及軸瓦異常磨損的主要原因。

1.2.2 增程器軸系彎曲振動分析

增程器軸系較長，可能會導(dǎo)致彎曲剛度不足，進而在工作過程中大大惡化活塞、連桿、軸承等重要零件的工作條件，影響它們的工作可靠性。為獲取軸系彎曲共振的固有頻率和振型，需要對軸系進行自由模態(tài)分析。模態(tài)分析方法主要是采用有限元法[7]。利用有限元前處理軟件Hypermesh 對增程器軸系的三維模型進行網(wǎng)格劃分，建立增程器軸系模態(tài)分析模型，包括扭轉(zhuǎn)減振器、前端鏈輪、平衡軸齒輪、曲軸、雙質(zhì)量飛輪和發(fā)電機轉(zhuǎn)子。再用有限元分析軟件Abaqus 對軸系的有限元模型進行模態(tài)求解，可得到軸系各個階次的共振頻率和振型，用以判斷軸系是否在工作過程中產(chǎn)生彎曲共振，如圖5 所示。

圖5 1.5TD 增程器軸系前兩階彎曲模態(tài)

1.5TD增程器中發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速激勵頻率為120 Hz（f=4 800/60*1.5=120），圖5 是1.5TD 增程器軸系前兩階彎曲模態(tài)結(jié)果，分別為107.4 Hz 和111.17 Hz，在發(fā)動機的工作轉(zhuǎn)速激勵范圍內(nèi)，故該增程器軸系在工作過程中可能會有共振的風(fēng)險。共振節(jié)點集中在電機處，共振時飛輪及靠近飛輪端的曲軸第三、四主軸頸的共振振幅較大，與該增程器曲軸在耐久試驗中出現(xiàn)的第三、四主軸頸、軸瓦異常磨損現(xiàn)象相吻合，初步判斷曲軸頸、軸瓦磨損由軸系的彎曲共振引起，因此需對該軸系設(shè)計進行優(yōu)化。

2 改進措施

對于增程器軸系的設(shè)計優(yōu)化，若改動曲軸會帶來缸體、活塞連桿等一系列零部件的設(shè)計變動，成本高、周期長，改動電機費用同樣較高，綜合考慮只有改動雙質(zhì)量飛輪最經(jīng)濟可行。為了降低發(fā)動機工作時曲軸軸頸的振動，通過增加雙質(zhì)量飛輪的次級質(zhì)量可降低飛輪的振動，進而降低靠近飛輪端的曲軸第三、四主軸頸的振動。選定以下5 個方案，并通過增程器臺架振動試驗進行了對比測試分析。

方案一：發(fā)動機+原飛輪+0.015 kg·m2+電機

方案二：發(fā)動機+原飛輪+0.03 kg·m2+電機

方案三：發(fā)動機+原飛輪+0.045 kg·m2+電機

方案四：發(fā)動機+原飛輪+0.06 kg·m2+電機

方案五：發(fā)動機+原飛輪+0.075 kg·m2+電機

2.1 關(guān)鍵振動試驗測點和試驗工況選取

考慮到跟曲軸軸瓦磨損相關(guān)性強弱，選取測點位置依次由皮帶輪端到飛輪端的關(guān)鍵點作為評判振動的測點，如圖6 所示。其中，振動加速度傳感器均布置在發(fā)動機缸體的進氣側(cè)面位置，臺架振動試驗工況見表1。

2.2 振動試驗結(jié)果

為比較各點的振動大小，對測得的各關(guān)鍵測點的XYZ 向振動值計算均方根，即將X、Y、Z 三個值分別平方后相加再開方，再求各測點的平均值，結(jié)果如圖7 所示。方案三的振動平均值低于方案一、二、四、五的振動平均值，因此選擇方案三作為該增程器的改進方案。雙質(zhì)量飛輪更改前后的結(jié)構(gòu)及參數(shù)見表3。

圖6 1.5TD 增程器臺架振動試驗關(guān)鍵測點

圖7 振動測試結(jié)果對比

表3 更改前后的雙質(zhì)量飛輪結(jié)構(gòu)及參數(shù)

3 軸系優(yōu)化后仿真分析和試驗驗證

為驗證軸系優(yōu)化方案的可靠性，現(xiàn)對改進后的增程器再次做軸系模態(tài)分析、主軸承EHD 分析和增程器臺架耐久試驗，并與改進前的結(jié)果作對比。

3.1 增程器軸系模態(tài)對比分析

雙質(zhì)量飛輪的次級飛輪增加質(zhì)量后，軸系模態(tài)結(jié)果如圖8 所示。軸系前兩階彎曲模態(tài)分別為92.54 Hz和95.60 Hz，相比于圖5 中原軸系的模態(tài)結(jié)果，軸系前兩階彎曲模態(tài)均下降15 Hz 左右。雖仍在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速激勵范圍內(nèi)，有共振發(fā)生的可能，但改進后的增程器軸系模態(tài)節(jié)點從電機處轉(zhuǎn)移到了飛輪處，有效地降低了飛輪端的振動，進而改善了靠近飛輪端的第三、四主軸頸的彎曲振動（振幅明顯降低）。

3.2 增程器曲軸主軸承EHD 對比分析

圖8 優(yōu)化后的增程器軸系前兩階彎曲模態(tài)

增程器主軸承EHD 分析是在充分考慮了軸承座、瓦背、減摩合金層的彈性變形及軸頸、軸瓦表面粗糙度因素影響的基礎(chǔ)上對增程器曲軸主軸承進行綜合的EHD 模擬計算（采用AVL-EXCITE PU 軟件進行計算）。該算法是基于有限元法與有限差分法對不同轉(zhuǎn)速下的主軸承潤滑特性進行仿真，研究了不同轉(zhuǎn)速下的主軸承EHD 載荷、彎矩、軸心軌跡、飛輪振動加速度和粗糙接觸壓力等的變化規(guī)律，以便在設(shè)計階段就對主軸承的潤滑特性結(jié)果有所判斷，避免在后期試驗中出現(xiàn)主軸承異常磨損現(xiàn)象[8-14]。

3.2.1 主軸承EHD 仿真模型的建立

增程器主軸承EHD 分析模型見圖9，考慮到各零部件彈性變形的影響，曲軸及發(fā)電機轉(zhuǎn)子被處理為彈性體；考慮到扭振的影響，扭轉(zhuǎn)減振器頻率經(jīng)過了標(biāo)定，雙質(zhì)量飛輪剛度則直接輸入到動力學(xué)模型中；為了直接反映軸承磨損情況，主軸承使用EHD2（面對面耦合）連接副建模，發(fā)電機軸承（球軸承）使用NONL（點對面耦合）連接副建模，連桿軸承使用旋轉(zhuǎn)軸承連接副建模。

圖9 1.5TD 增程器主軸承EHD 分析模型

3.2.2 主軸承EHD 仿真結(jié)果及分析

為驗證增加次級飛輪質(zhì)量方案的可行性，分別對飛輪更改前后的主軸承載荷、彎矩、軸心軌跡、飛輪轉(zhuǎn)速波動等結(jié)果進行對比分析。主軸承載荷如圖10 所示，增加次級飛輪質(zhì)量后，主軸承載荷并無明顯變化。

主軸承力矩結(jié)果見圖11，增加次級飛輪質(zhì)量后，第四主軸承Y 向和Z 向所受力矩在原有峰值點明顯減小，其他主軸承的力矩峰值略有降低。故更改后的主軸承所受力矩明顯優(yōu)化。

曲軸的主軸承軸心軌跡結(jié)果見圖12，增加次級飛輪質(zhì)量后，第一、二、三主軸承的實際運轉(zhuǎn)軸心軌跡較理論軸心有所偏移，但整體軌跡大致相同；原第四主軸承軸心軌跡偏向發(fā)動機的進氣側(cè)，且與增程器軸系前兩階彎曲模態(tài)振動方向一致。但是增加次級飛輪質(zhì)量后，第四主軸承軸心軌跡通過理論軸心，故更改后曲軸軸心軌跡明顯優(yōu)化。

飛輪加速度結(jié)果見圖13，增加次級飛輪質(zhì)量后，飛輪豎直方向的振動加速度幅值從473m/s2下降到259 m/s2；而水平方向加速度也有不同程度的降低。故更改后的飛輪加速度明顯優(yōu)化。

圖10 優(yōu)化前后主軸承載荷結(jié)果對比

圖11 優(yōu)化前后主軸承彎矩結(jié)果對比

圖12 優(yōu)化前后主軸承軸心軌跡結(jié)果對比

圖13 優(yōu)化前后飛輪加速度結(jié)果對比

以上曲軸的主軸承EHD 仿真結(jié)果表明，增加次級飛輪質(zhì)量后，飛輪豎直方向振動加速度幅值明顯降低，第四主軸承彎矩、軸心軌跡明顯改善，改善了飛輪共振幅值及第四主軸承磨損現(xiàn)象，故此優(yōu)化方案理論可行。

3.3 增程器臺架耐久試驗

基于上述分析結(jié)果，為進一步驗證增程器軸系改進后的實際可行性，對更換改進飛輪后的增程器進行了1 000h 的臺架耐久試驗。試驗結(jié)束后，對增程器軸系進行了拆解及分析。拆檢照片如圖14 所示。

圖14 更換飛輪后曲軸頸-軸瓦磨損情況

拆解結(jié)果顯示，第一主軸瓦下瓦有輕微磨損痕跡，其他主軸瓦下瓦均完好；各主軸瓦上瓦有輕微磨損痕跡；發(fā)動機曲軸軸頸無明顯磨損痕跡；曲軸后油封無漏油。對比更改前第三、四主軸瓦、主軸頸嚴(yán)重磨損、脫落，及曲軸后油封位置漏油，說明通過增加飛輪次級質(zhì)量增程器軸系匹配優(yōu)化后，有效地解決了增程器中發(fā)動機曲軸頸、軸瓦異常磨損的問題。

4 結(jié)論

1）1.5TD 增程器在運行過程中出現(xiàn)靠近飛輪端的第三、四主軸頸、軸瓦異常磨損、曲軸后油封漏油的問題。仿真分析表明其主要原因并非是軸系的扭轉(zhuǎn)振動，而是由于增程器軸系彎曲模態(tài)固有頻率較低，且在常用轉(zhuǎn)速下，飛輪產(chǎn)生較大的彎曲共振，曲軸軸承所受力矩過大。

2）提出了增程器軸系優(yōu)化初步方案，結(jié)合臺架振動試驗結(jié)果選定了增加雙質(zhì)量飛輪次級質(zhì)量的最終方案，并通過軸系模態(tài)分析和主軸承EHD 分析驗證了該方案在理論上可行性。

3）更換優(yōu)化軸系后的增程器1 000h 的臺架耐久試驗得以順利完成，證明了通過增加雙質(zhì)量飛輪次級質(zhì)量的相對簡易的軸系優(yōu)化方案對解決增程器曲軸頸、軸瓦異常磨損、曲軸后油封處漏油等問題實際有效、可行。