曲軸扭振的危害很嚴重，發(fā)生扭振時，發(fā)動機曲軸的應(yīng)力是正常工作時的數(shù)倍。使發(fā)動機振動加劇，噪聲增加，嚴重時會造成曲軸的斷裂、變速箱齒輪損壞等后果。因此對發(fā)動機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、參與和曲軸一起運動的有關(guān)零部件的總稱。
由于該系統(tǒng)零部件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，運動方式不局限于簡單的旋轉(zhuǎn)運動，因此在實際計算中往往需要對原系統(tǒng)做等效簡化。包括：將復(fù)雜的運動方式等效的簡化到簡單的旋轉(zhuǎn)運動中。將參與系統(tǒng)的零件等效的簡化成轉(zhuǎn)動慣量和扭轉(zhuǎn)剛度，進而形成一個與原系統(tǒng)等效的離散化多自由度扭振系統(tǒng)。簡化系統(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：對曲軸系統(tǒng)所關(guān)聯(lián)零部件進行當(dāng)量系統(tǒng)換算。
（2）模態(tài)分析計算：得到系統(tǒng)的固有頻率、振形及相對振幅。
（3）強迫振動計算：燃氣壓力和慣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諧分析。重點關(guān)注共振時的振幅和應(yīng)力大小。
（4）減振或避振分析：判斷系統(tǒng)的振動是否符合要求，若不符合需要找出降低扭振的方法。
本次計算模型中已經(jīng)加裝了扭振減振器，并對橡膠阻尼參數(shù)進行了經(jīng)驗添加，從發(fā)動機扭振計算結(jié)果，對此次設(shè)計曲軸系統(tǒng)進行扭振水平評價。在模型中，我們選取曲軸前端減振皮帶輪中心點130376節(jié)點扭振數(shù)據(jù)進行讀取。根據(jù)計算得到本項目曲軸系統(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時振幅的是2階振動，符合四缸機的工作特性。在裝有減震器的情況下，振幅明顯超出設(shè)計要求，達1.28º。為了查明該結(jié)果的原因，對1000rpm時的發(fā)動機轉(zhuǎn)速波動進行分析，如圖3.19所示?？梢钥闯鲛D(zhuǎn)速波動高達5.7%，可以推斷前端2階扭振振幅過大是因為轉(zhuǎn)速波動過大造成的。從頻譜圖中看出，曲軸扭振主要由諧次激勵引起，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)動機低轉(zhuǎn)速時，第1、3、5主軸承受到的垂向力較小，這是因為第1、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，但這時由于第2、3曲拐同向，對軸承產(chǎn)生的離心慣性力較大，抵消了一部分爆發(fā)壓力，造成此時的軸承負荷也較低。
而對于第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，軸承負荷也快速上升，可以參看圖3.26，可以看出這時的慣性力非常大，其已經(jīng)和爆發(fā)壓力基本同級，因為慣性力與爆發(fā)壓力相位的差異，使得此時軸承負荷變大。主軸承負荷出現(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度，為了節(jié)省計算資源，僅對第5曲柄臂進行強度分析。（本實驗結(jié)果由正航儀器提供）http://www.dgzhenghang.cn