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某直连式增程器（所用发动机的主要参数见表2-1，所用发电机的主要参数见表2-2）在1000h耐久试验中多次出现发动机主轴承（主轴颈、轴瓦）异常磨损的问题。试验后拆检的发动机主轴瓦、轴颈磨损情况如图2-11所示，所有主轴瓦上下瓦均有不同程度的磨损，其中第三、四主轴瓦磨损更严重，合金层已经全部磨损殆尽，曲轴第三、四主轴颈有严重划痕，曲轴后油封位置也出现了漏油。在2.2节中的增程器轴系匹配方法基础上，本节结合该增程器主轴颈、轴瓦异常磨损问题实例进行轴系机械匹配与开发的介绍，包括仿真分析与台架试验验证，找出主轴承异常磨损的原因，并提出轴系设计优化方案，为增程器的轴系匹配提供实际参考方法。
表2-1 某增程器所用发动机的主要参数
表2-2 某增程器所用发电机的主要参数
图2-11 试验后拆检的发动机主轴瓦、轴颈磨损情况
图2-12列出了某增程器发动机主轴承异常磨损的原因。
图2-12 某增程器发动机主轴承异常磨损的原因
表2-1所列的发动机在其研发及试验过程中并未出现过曲轴颈、轴瓦磨损问题，但在搭载发电机之后，曲轴颈、轴瓦在每次试验中均出现不同程度的异常磨损。不同于传统发动机，该增程器运行在几个固定点，增程器运行工况点的转速及功率见表2-3，缸压最大值为7.5MPa/4000（r/min），约为原发动机最大缸压的2/3。故磨损原因中排除增程器工作时曲轴轴瓦及轴颈受力过大、材料耐磨性差、机油油压和黏度不合理等原因。初步判断为轴系匹配不合理导致，包括轴系位置不对中及轴系匹配后产生共振等，对两者分析如下。
表2-3 增程器运行工况点的转速及功率
（1）轴系位置不对中
1）检查飞轮花键端面到电机花键根部的间隙，满足设计要求，不会发生碰撞或干涉。
2）检查定位销孔位置度，满足图样要求。
3）检查花键配合公差，满足图样要求。
因此，曲轴颈及轴瓦磨损原因中排除轴系位置不对中的可能。
（2）轴系匹配后产生共振
共振主要包括两个方面：发动机和发电机组成的轴系共振以及机体模态共振。其中，轴系共振包括轴系弯曲共振和轴系扭转共振，分别通过轴系模态分析和轴系扭振分析进行判断。增程器发动机和发电机组成的机体共振则需要进行动总模态（增程器本体模态）分析进行判断。轴系共振和机体共振分析之后进行磨损原因判断，并提出初步优化方案，再通过增程器台架振动试验选出最优方案，最后通过轴系模态分析、主轴承EHD分析和台架耐久试验进行验证。某增程器发动机主轴承磨损分析流程如图2-13所示。
图2-13 某增程器发动机主轴承磨损分析流程
依据有限元法模态分析理论，建立增程器本体模态分析模型，包含发动机总成模型和发电机总成模型。选择有限元前处理软件HyperMesh进行网格划分，用有限元分析软件Abaqus进行模态求解，采用自由模态缩减计算的方法，保留悬置6个方向的自由度，计算得到增程器本体各个阶次的共振频率和振型。
图2-14所示为某增程器本体前三阶模态，其一阶弯曲和扭转模态均在250Hz以上，由于该增程器最高转速为4800r/min, NVH目标为156Hz（ f =4800/60×1.5×1.3=156），满足需求，故增程器曲轴颈、轴瓦的磨损并非由增程器本体的共振引起。
（1）增程器轴系扭转振动系统的简化
增程器轴系扭振分析模型包括曲轴、扭转减振器、活塞、连杆、飞轮、发电机转子等运动件。根据扭振分析理论，将增程器轴系简化成刚度和惯量组成的数学模型，轴系扭振当量系统结构示意如图2-15所示，轴系扭振当量系统模型参数见表2-4。其中，各轴段转动惯量可从三维数模中测量，轴段刚度则通过有限元软件计算。
（2）增程器轴系扭转当量系统的共振频率、共振振型的计算
根据扭振理论，单列、三缸、四冲程汽油机激励力矩谐次中的1.5 K （这里的1.5为该三缸机在曲轴一转内气缸的点火次数， K 为自然数1，2，3，…）谐次为主谐次，其中1.5谐次、3谐次、4.5谐次及6谐次激起的共振峰最明显，振幅通常可能会超过允许值，而高于6谐次激励力矩激起的扭振一般不会对发动机造成危害。因此，本节只考虑该增程器轴系在发动机运行转速范围内的1.5谐次、3谐次、4.5谐次及6谐次共振的频率、转速及振型（轴系各集中质量的相对振幅），采用AVL-EXCITE Designer软件建立轴系扭振分析模型，增程器轴系扭转共振转速和振型如图2-16所示。
图2-14 某增程器本体前三阶模态
图2-15 轴系扭振当量系统结构示意
表2-4 轴系扭振当量系统模型参数
（续）
图2-16 增程器轴系扭转共振转速和振型图
通过分析扭振当量系统的共振频率、共振转速及共振振型，可得出如下结论：
1）轴系一阶扭转共振频率为12.7Hz，此共振是由双质量飞轮中间弹簧的低扭转刚度造成的。其1.5谐次激励力矩的共振转速为 n 1.5 =508r/min（ f = n 1.5 /60×1.5=12.7， n 1.5 =508），3、4.5及6谐次在增程器发动机的正常工作转速范围内（1500～4000r/min）与该扭转模态更无交叉，不会引起轴系共振，所以无须考虑轴系的一阶扭转共振。
2）轴系二阶扭转共振频率为342.6Hz，低于6谐次的轴系共振转速均超出增程器正常工作转速。6谐次激励使轴系产生共振的临界转速 n 6 =3426r/min，在增程器的正常工作转速范围内，故需要考虑轴系的二阶共振。从图2-16中的轴系二阶频率主振型可以看出，轴系的二阶扭转模态是扭转减振器处的主要模态，由减振器橡胶决定。共振时振幅最大的位置为扭转减振器处，曲轴前端靠近扭转减振器位置的轴段有较低的共振振幅，而远离扭转减振器位置的曲轴后端、飞轮及电机轴的共振幅值近似为零，不会造成靠近飞轮端的第三、四主轴颈及轴瓦磨损严重，所以无须考虑轴系的二阶共振。
3）轴系三阶扭转共振频率为502.8Hz，在发动机的正常工作转速范围内，与发动机的主谐次并无交叉，不会引起轴系共振，故无须考虑轴系三阶及高于三阶的扭转共振。
综合上述分析，该增程器轴系的扭转振动并非为曲轴第三、四主轴颈及轴瓦异常磨损的主要原因。
为评估该增程器轴系在工作过程中是否会产生弯曲振动，需对轴系进行模态分析，分析模型包含扭转减振器、前端链轮、平衡轴齿轮、曲轴、双质量飞轮和发电机转子。利用Hypermesh对增程器轴系的三维模型进行网格划分，再用Abaqus对轴系的有限元模型进行模态求解，可得到轴系各个阶次的共振频率和振型。
该增程器中，发动机最高转速激励频率为120Hz（ f =4800/60×1.5=120），图2-17所示为增程器轴系前两阶弯曲模态。前两阶弯曲模态分别为107.4Hz和111.17Hz，在发动机的工作转速激励范围内，故该增程器轴系在工作过程中可能会有共振的风险。共振节点集中在电机处，共振时飞轮及靠近飞轮端的曲轴第三、四主轴颈的共振振幅较大，与该增程器曲轴在耐久试验中出现的第三、四主轴颈及轴瓦异常磨损现象相吻合，因此判断曲轴颈、轴瓦磨损由轴系的弯曲共振引起，需对该轴系设计进行优化。
图2-17 增程器轴系前两阶弯曲模态
图2-17 增程器轴系前两阶弯曲模态（续）
对于增程器轴系的再设计优化，若改动曲轴则会带来缸体、活塞连杆等一系列零部件的变更，成本高、周期长，改动电机的费用同样较高，综合考虑只有改动双质量飞轮最经济可行。为了降低发动机工作时曲轴轴颈的振动，可通过增加双质量飞轮次级质量的转动惯量以降低飞轮的振动，进而降低靠近飞轮端的曲轴第三、四主轴颈的振动。选定以下五种方案，并通过增程器台架振动试验进行了对比测试分析：
方案一：发动机+原飞轮+0.015kg·m 2 +电机
方案二：发动机+原飞轮+0.030kg·m 2 +电机
方案三：发动机+原飞轮+0.045kg·m 2 +电机
方案四：发动机+原飞轮+0.060kg·m 2 +电机
方案五：发动机+原飞轮+0.075kg·m 2 +电机
考虑到同曲轴轴瓦磨损相关性的强弱，选取测点位置依次由带轮端到飞轮端的关键点作为评判振动的测点，增程器台架振动试验关键测点如图2-18所示。其中，振动加速度传感器均布置在发动机缸体的进气侧面位置，台架振动试验工况见表2-3。
图2-18 增程器台架振动试验关键测点
为比较各点的振动大小，对各关键测点的 X 、 Y 、 Z 向振动值计算均方根，即将 X 、 Y 、 Z 三个值分别二次方后相加再开方，再求各测点的平均值。振动测试结果对比如图2-19所示。
结果显示，方案三的振动平均值低于其他方案的振动平均值，因此选择方案三作为该增程器的改进方案。更改前后的双质量飞轮结构及参数见表2-5。
图2-19 振动测试结果对比
表2-5 更改前后的双质量飞轮结构及参数
为验证轴系优化方案的可靠性，现对改进后的增程器再次做轴系模态分析、主轴承EHD分析和增程器台架耐久试验，并与改进前的结果作对比。
双质量飞轮的次级飞轮增加质量后，增程器轴系前两阶弯曲模态如图2-20所示。轴系前两阶弯曲模态分别为92.54Hz和95.60Hz，相比图2-17中原轴系的模态结果，轴系前两阶弯曲模态均下降15Hz左右。虽然仍在发动机工作转速激励范围内，有共振发生的可能，但改进后的增程器轴系模态节点从电机处转移到了飞轮处，有效降低了飞轮端的振动，进而改善了靠近飞轮端的第三、四主轴颈的弯曲振动（振幅明显降低）。故更改后的模态振型优化明显。
图2-20 增程器轴系前两阶弯曲模态
从模态对比结果来看，增程器发动机最高转速激励频率高于轴系模态是造成轴系发生共振的原因之一，共振时靠近飞轮端的第三、四主轴颈振幅过大才是造成第三、四主轴颈和轴瓦异常磨损的直接原因，通过增加双质量飞轮的次级飞轮质量可有效缓解靠近飞轮端的第三、四主轴颈的弯曲振动。
曲轴主轴承是增程器发动机中重要的摩擦副，对整机的可靠性有关键性的影响。为避免增程器工作过程中的曲轴磨损现象，需要在设计开发阶段就准确地对主轴承的润滑特性进行分析与评估。
传统的内燃机主轴承的分析采用简化模型，假设轴瓦、轴颈等均为刚性体，且表面光滑，不考虑粗糙度的影响等。采用简化模型分析可以定性地研究主轴承的润滑特性，但与实际情况相比仍有较大误差。随着润滑理论、计算机技术和有限元分析方法的发展，在主轴承润滑研究方面逐步涌现出了THD（热流体动力润滑）、EHD（弹性流体动力润滑）、TEHD（热弹性流体动力润滑）等一系列理论。目前EHD理论较为成熟，考虑了轴瓦、轴颈的弹性变形、粗糙度以及空穴效应等影响因素，较之前期的简化模型考虑更加全面，分析更加准确，EHD分析已广泛应用于内燃机曲轴主轴承的研究中。
基于三维弹性流体动力润滑仿真理论，对该增程器曲轴主轴承在不同转速工况下进行EHD特性分析，分析结果可为主轴承的设计优化提供依据。
（1）主轴承EHD仿真模型的建立
为进行主轴承EHD分析，首先是通过AVL-Excite软件建立增程器曲轴主轴承EHD仿真模型，如图2-21所示。
图2-21 增程器曲轴主轴承EHD仿真模型
在该模型中，考虑到各零部件弹性变形的影响，曲轴及发电机转子被处理为弹性体；考虑到扭振的影响，扭转减振器频率经过了标定，双质量飞轮刚度则直接输入动力学模型中；为了直接反映轴承磨损情况，主轴承使用EHD2（面对面耦合）连接副建模，发电机轴承（球轴承）使用NONL（点对面耦合）连接副建模，连杆轴承使用旋转轴承连接副建模。各工况下的主轴承EHD分析结果表明，除了4000r/min-60kW工况，飞轮优化前后的结果均较好，且无明显差异，故下述EHD分析仅列出了4000r/min-60kW工况的结果。
（2）主轴承EHD仿真结果分析
为验证增加次级飞轮质量方案的可行性，对比了飞轮更改前后的主轴颈载荷、弯矩、轴心轨迹、飞轮转速波动等结果，优化前后主轴承载荷结果对比如图2-22所示，增加次级飞轮质量后，主轴承载荷并无明显变化。
图2-22 优化前后主轴承载荷结果对比
优化前后主轴承弯矩结果对比如图2-23所示。增加次级飞轮质量后，第四主轴承 Y 向和 Z 向所受力矩在原有峰值点明显减小，其他主轴承力矩在峰值略有降低，故更改后的主轴承所受弯矩明显优化。
图2-23 优化前后主轴承弯矩结果对比
图2-23 优化前后主轴承弯矩结果对比（续）
优化前后曲轴的主轴承轴心轨迹结果对比如图2-24所示。增加次级飞轮质量后，第一、二、三主轴承的实际运转轴心轨迹较理论轴心有所偏移，但整体轨迹大致相同；原第四主轴颈轴心轨迹偏向发动机的进气侧，且与增程器轴系前两阶弯曲模态振动方向一致。增加次级飞轮质量后，第四轴颈轴心轨迹通过理论轴心，优化效果明显。
优化前后飞轮振动加速度结果对比如图2-25所示。增加次级飞轮质量后，飞轮竖直方向的振动加速度幅值从473m/s 2 下降到259m/s 2 ，水平方向加速度值也有不同程度的降低，优化效果明显。
以上曲轴的主轴承EHD仿真结果表明，增加次级飞轮质量后，飞轮竖直方向的振动加速度幅值明显降低，第四主轴承弯矩、轴心轨迹明显改善，故此优化方案理论可行。
增程器轴系台架试验验证主要包括增程器轴系扭振试验及增程器耐久试验。
（1）增程器轴系扭振试验
增程器轴系是一个复杂的扭振系统，且在增程器工作过程中，尽管扭转振动时刻存在，但它并不像弯曲振动那么直观可见，需要用专门的扭振检测仪器进行测量。正是由于轴系扭振的潜伏性，扭振事故往往是突发性的，会造成极大破坏。因此，增程器轴系的扭转振动是整车NVH分析的重要内容。本节描述的扭振试验是通过测试增程器轴系的角位移对轴系的扭转振动情况进行评估。
1）试验原理。当增程器轴系旋转时，如果没有扭振，则轴的各个瞬时速度都等于其平均速度，传感器输出的每一个脉冲信号的重复周期是相同的。而当轴系发生扭振时，则相当于在旋转轴的平均转速基础上叠加了一个扭振的波动速度。传感器输出的脉冲序列间隔并不均匀，而是一个载波频率被扭振信号调制的调频信号。
图2-24 优化前后曲轴的主轴承轴心轨迹结果对比
图2-25 优化前后飞轮振动加速度结果对比
设曲轴旋转一周的时间为 t c ，则平均角速度为 ω c =360°/ t c ，传感器每旋转一周输出 n 个信号，发出 n 个信号的时间为 t n ，则在 t n 时间内曲轴的扭角为
所以，只要测出 t c 和 t n ，即可算出相应各 t n 的扭转角 θ n ，然后再找出各正负半周的最大值 θ n ，将正负峰值相加，即得曲轴扭转角度。
2）试验装置。增程器轴系扭振试验采用德国SIEMENS公司的LMS Test.lab系统，图2-26所示为增程器轴系扭振测试设备，测试设备包括激光传感器、数据采集前端以及装有LMS Test.Lab软件的笔记本计算机。
图2-26 增程器轴系扭振测试设备
3）试验步骤。
步骤1：安装好测试工装，调试工装与发动机曲轴的同轴度。
步骤2：在发动机自由端安装好激光传感器。
步骤3：启动LMS Test.Lab数据采集系统，扭振采样频率可设为10Hz。
步骤4：发动机转速从1000r/min匀加速到6000r/min，采集数据。
4）试验结果。本次试验测得的扭转角度位移如图2-27所示。根据汽车行业曲轴扭转振动控制的一般性要求，曲轴前端扭转角位移要求的单阶值应在±0.15°范围内，而试验所测值小于0.1°，满足要求。
图2-27 扭转角度位移
（2）增程器台架耐久试验
为进一步验证增程器轴系改进后的实际可行性，对更换改进飞轮后的增程器进行了1000h台架耐久试验，试验后对轴系进行了拆解，更换飞轮后曲轴颈、轴瓦磨损情况如图2-28所示。
拆解结果显示，主轴瓦下瓦有轻微磨损痕迹，其他主轴瓦下瓦均完好；各主轴瓦上瓦有轻微磨损痕迹；发动机曲轴轴颈完好无损；曲轴后油封无漏油。对有轻微磨损的第一主轴瓦下瓦、各主轴瓦上瓦进行了专业检测，检测结果均在合格范围内。相比更改前的第三、四主轴瓦，主轴颈严重磨损、脱落及曲轴后油封处漏油的结果，说明通过增加双质量飞轮次级质量的增程器轴系匹配优化后有效地解决了增程器中发动机曲轴颈、轴瓦异常磨损的问题，此改进方案实际有效、可行。
图2-28 更换飞轮后曲轴颈、轴瓦磨损情况
综上所述，针对某增程器曲轴的主轴颈及轴瓦异常磨损现象，经过对增程器轴系进行一系列的扭振、弯振、EHD分析及试验验证，发现该增程器轴系在工作过程中，飞轮产生弯曲共振，导致靠近飞轮端的第三、四主轴承力矩过大，进而出现异常磨损现象。通过优化增加双质量飞轮的次级质量，使增程器轴系弯曲模态节点从电机处移动到飞轮处，减小了轴系的弯曲振动，降低了轴承力矩，解决了轴承异常磨损问题。