曲軸扭振的危害很嚴(yán)重，發(fā)生扭振時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的應(yīng)力是正常工作時(shí)的數(shù)倍。使發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)加劇，噪聲增加，嚴(yán)重時(shí)會(huì)造成曲軸的斷裂、變速箱齒輪損壞等后果。因此對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)扭振的分析和避免是非常重要的。曲軸扭振系統(tǒng)組成：曲軸、參與和曲軸一起運(yùn)動(dòng)的有關(guān)零部件的總稱。
由于該系統(tǒng)零部件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，運(yùn)動(dòng)方式不局限于簡(jiǎn)單的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，因此在實(shí)際計(jì)算中往往需要對(duì)原系統(tǒng)做等效簡(jiǎn)化。包括：將復(fù)雜的運(yùn)動(dòng)方式等效的簡(jiǎn)化到簡(jiǎn)單的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)中。將參與系統(tǒng)的零件等效的簡(jiǎn)化成轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和扭轉(zhuǎn)剛度，進(jìn)而形成一個(gè)與原系統(tǒng)等效的離散化多自由度扭振系統(tǒng)。簡(jiǎn)化系統(tǒng)具有和原系統(tǒng)一樣的固有頻率和振形。曲軸扭振分析一般需要如下步驟：
（1）當(dāng)量系統(tǒng)換算：對(duì)曲軸系統(tǒng)所關(guān)聯(lián)零部件進(jìn)行當(dāng)量系統(tǒng)換算。
（2）模態(tài)分析計(jì)算：得到系統(tǒng)的固有頻率、振形及相對(duì)振幅。
（3）強(qiáng)迫振動(dòng)計(jì)算：燃?xì)鈮毫蛻T性力作用在各曲拐上產(chǎn)生的扭矩、各系統(tǒng)的阻力矩的共同作用下所做的簡(jiǎn)諧分析。重點(diǎn)關(guān)注共振時(shí)的振幅和應(yīng)力大小。
（4）減振或避振分析：判斷系統(tǒng)的振動(dòng)是否符合要求，若不符合需要找出降低扭振的方法。
本次計(jì)算模型中已經(jīng)加裝了扭振減振器，并對(duì)橡膠阻尼參數(shù)進(jìn)行了經(jīng)驗(yàn)添加，從發(fā)動(dòng)機(jī)扭振計(jì)算結(jié)果，對(duì)此次設(shè)計(jì)曲軸系統(tǒng)進(jìn)行扭振水平評(píng)價(jià)。在模型中，我們選取曲軸前端減振皮帶輪中心點(diǎn)130376節(jié)點(diǎn)扭振數(shù)據(jù)進(jìn)行讀取。根據(jù)計(jì)算得到本項(xiàng)目曲軸系統(tǒng)的扭振階次情況和坎貝爾圖。分別如圖3.17和圖3.18所示。


 
從階次圖中可以看出該系統(tǒng)在1000rpm時(shí)振幅的是2階振動(dòng)，符合四缸機(jī)的工作特性。在裝有減震器的情況下，振幅明顯超出設(shè)計(jì)要求，達(dá)1.28º。為了查明該結(jié)果的原因，對(duì)1000rpm時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)進(jìn)行分析，如圖3.19所示?？梢钥闯鲛D(zhuǎn)速波動(dòng)高達(dá)5.7%，可以推斷前端2階扭振振幅過大是因?yàn)檗D(zhuǎn)速波動(dòng)過大造成的。從頻譜圖中看出，曲軸扭振主要由諧次激勵(lì)引起，未發(fā)現(xiàn)明顯的共振帶，這主要得益于曲軸扭轉(zhuǎn)剛度較高，如前述模態(tài)分析所示。



 
 
根據(jù)圖3.21-圖3.30中各主軸承水平方向受力來看，第3、4主軸承負(fù)荷，其中第3主軸承主要為慣性力和爆發(fā)壓力，二者大小相當(dāng)，這主要是第三主軸承兩側(cè)為同向曲拐，慣性力較大，第4主軸承主要為慣性力和爆發(fā)壓力，但慣性力要小于爆發(fā)壓力的影響。因此水平方向軸承負(fù)荷第3、4主軸承相當(dāng)。從圖中分析各主軸承豎直方向受力，可以看出在發(fā)動(dòng)機(jī)低轉(zhuǎn)速時(shí)，第1、3、5主軸承受到的垂向力較小，這是因?yàn)榈?、5主軸承只有一側(cè)受氣缸內(nèi)爆發(fā)壓力的作用，而第3主軸承雖然兩側(cè)都有氣缸，但這時(shí)由于第2、3曲拐同向，對(duì)軸承產(chǎn)生的離心慣性力較大，抵消了一部分爆發(fā)壓力，造成此時(shí)的軸承負(fù)荷也較低。
而對(duì)于第2、4主軸承，兩側(cè)曲拐反向，主要受爆發(fā)壓力的作用，因此在低轉(zhuǎn)速時(shí)比其他軸承受力大。隨著轉(zhuǎn)速的上升，第3主軸承的受力狀態(tài)發(fā)生了變化，軸承負(fù)荷也快速上升，可以參看圖3.26，可以看出這時(shí)的慣性力非常大，其已經(jīng)和爆發(fā)壓力基本同級(jí)，因?yàn)閼T性力與爆發(fā)壓力相位的差異，使得此時(shí)軸承負(fù)荷變大。主軸承負(fù)荷出現(xiàn)于第3主軸承，其次為第4主軸承，皆在6500轉(zhuǎn)/分工況下。因此第5曲柄臂的疲勞安全系數(shù)可以表征整根曲軸的強(qiáng)度，為了節(jié)省計(jì)算資源，僅對(duì)第5曲柄臂進(jìn)行強(qiáng)度分析。（本實(shí)驗(yàn)結(jié)果由正航儀器提供）http://www.dgzhenghang.cn