柴油機(jī)活塞敲擊及其振動(dòng)響應(yīng)機(jī)理研究

李曉磊，劉建敏，喬新勇，李曉偉，張 杰

（1.裝甲兵工程學(xué)院機(jī)械工程系，北京 100072；2.解放軍77160部隊(duì)，四川 犍 為 614400；3.上海福伊特水電設(shè)備有限公司，上海 200240；4.中國(guó)人民解放軍駐318廠(chǎng)軍事代表室，北京 100053）

柴油機(jī)表面振動(dòng)信號(hào)蘊(yùn)含了豐富的工作狀態(tài)信息，振動(dòng)檢測(cè)具有無(wú)損性、在線(xiàn)性等優(yōu)點(diǎn)，因此人們通常將振動(dòng)監(jiān)測(cè)診斷作為機(jī)械設(shè)備故障診斷的首選方法［1］。目前，基于振動(dòng)的故障診斷大多集中于特征提取方法和模式識(shí)別方法的研究，例如人工神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)、經(jīng)驗(yàn)?zāi)Ｊ椒纸庖约爸С窒蛄繖C(jī)等。同時(shí)，振動(dòng)分析法逐漸向多方法融合發(fā)展。林瑞霖等運(yùn)用EMD方法對(duì)柴油機(jī)缸蓋振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行分析，求得各基本模態(tài)函數(shù)的能量百分比，將能量百分比作為神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)的輸入進(jìn)行網(wǎng)絡(luò)訓(xùn)練和故障識(shí)別，實(shí)現(xiàn)了氣閥機(jī)構(gòu)的故障診斷［2］。文獻(xiàn)［3］中將經(jīng)驗(yàn)?zāi)Ｊ椒纸?、自回歸模型以及支持向量機(jī)相結(jié)合對(duì)柴油機(jī)失火故障進(jìn)行了診斷。文獻(xiàn)［4］和文獻(xiàn)［5］中研究者利用小波分析、希爾伯特－黃以及神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)等一系列方法進(jìn)行了基于機(jī)體振動(dòng)信號(hào)的柴油機(jī)故障診斷。柴油機(jī)表面振動(dòng)信號(hào)的激勵(lì)源眾多，其變化規(guī)律受工況及結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響較大，研究激勵(lì)源特性及其影響因素可從源頭把握振動(dòng)信號(hào)的變化規(guī)律，對(duì)指導(dǎo)振動(dòng)特征提取與狀態(tài)監(jiān)測(cè)具有重要意義。

本研究以某150柴油機(jī)為研究對(duì)象，圍繞活塞敲擊振動(dòng)信號(hào)建立了活塞敲擊動(dòng)力學(xué)模型，分析了柴油機(jī)轉(zhuǎn)速、負(fù)荷及溫度場(chǎng)對(duì)活塞敲擊的影響，并通過(guò)調(diào)整活塞缸套間隙，研究了活塞敲擊時(shí)刻、活塞敲擊動(dòng)能隨間隙的變化規(guī)律，為利用振動(dòng)信號(hào)診斷活塞缸套磨損狀況提供了理論基礎(chǔ)。

1 動(dòng)力學(xué)模型的建立

在對(duì)活塞受力分析的基礎(chǔ)上，利用動(dòng)力學(xué)軟件AVL建立了活塞敲擊模型，并通過(guò)與缸蓋振動(dòng)信號(hào)對(duì)比，驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性。

1.1 活塞受力分析

圖1示出活塞的受力模型。以活塞銷(xiāo)孔中心為坐標(biāo)原點(diǎn)，活塞軸向向上為x軸正向，活塞徑向由副推力面指向主推力面方向?yàn)閥軸正向，以此分別建立活塞運(yùn)動(dòng)平衡方程（見(jiàn)式（1）至式（3））。該組平衡方程是分析活塞運(yùn)動(dòng)的依據(jù)，也是各類(lèi)動(dòng)力學(xué)軟件仿真的理論基礎(chǔ)。

活塞軸向運(yùn)動(dòng)方向：

徑向運(yùn)動(dòng)方向：

繞銷(xiāo)軸轉(zhuǎn)動(dòng)方向：

式中：m為活塞質(zhì)量；Θ為活塞繞銷(xiāo)軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Fg為重力；Fgas為氣體作用力；Fr為活塞環(huán)與活塞的接觸力；Fc，i為接觸區(qū)域i處的主推力面和副推力面接觸力；Fpin為活塞銷(xiāo)處的力；Mc為活塞缸套接觸力產(chǎn)生的力矩；Mg為重力力矩；Mp為活塞銷(xiāo)摩擦力產(chǎn)生的力矩。

1.2 動(dòng)力學(xué)模型的建立

1.2.1 工況選擇及缸壓測(cè)量

為了便于仿真結(jié)果和實(shí)測(cè)振動(dòng)信號(hào)對(duì)比，首先選擇倒拖工況進(jìn)行計(jì)算。倒拖轉(zhuǎn)速為150r／min，同步采集缸內(nèi)壓力及振動(dòng)數(shù)據(jù)。圖2示出實(shí)測(cè)的壓縮壓力曲線(xiàn)。另外，為了研究轉(zhuǎn)速變化對(duì)活塞敲擊的影響，本研究同步采集了空載工況下800，1 000，1 200，1 400，1 800，2 000r／min時(shí)的振動(dòng)及缸壓數(shù)據(jù)。

1.2.2 活塞剛度及型線(xiàn)

采用Ansys計(jì)算活塞的剛度矩陣。圖3示出活塞應(yīng)變?cè)茍D。按照軟件規(guī)定的剛度矩陣格式要求，輸入加載下各位置的形變，得到剛度矩陣文件。

首先研究冷態(tài)倒拖下的機(jī)體振動(dòng)，加載活塞型線(xiàn)采用冷態(tài)型線(xiàn)（見(jiàn)圖4），名義直徑為149.82mm，其中0°型線(xiàn)與180°對(duì)稱(chēng)，僅列出一個(gè)。

1.2.3 溫度場(chǎng)計(jì)算

為確保模型的準(zhǔn)確性，除冷態(tài)倒拖工況外，其余工況計(jì)算時(shí)均需要加載相應(yīng)的熱邊界條件。柴油機(jī)穩(wěn)定工作后，其缸內(nèi)燃?xì)鉁囟瘸手芷谛宰兓?，但活塞和缸壁的熱交換相對(duì)來(lái)說(shuō)比較緩慢，因此通常都將活塞和缸壁的溫度場(chǎng)近似認(rèn)為是穩(wěn)定的溫度場(chǎng)。將活塞有限元模型和缸套有限元模型導(dǎo)入Ansys workbench穩(wěn)態(tài)熱模塊，設(shè)置平均燃?xì)鉁囟?、?duì)流換熱系數(shù)等邊界條件，進(jìn)行穩(wěn)態(tài)熱分析，計(jì)算活塞及缸套的溫度場(chǎng)分布，圖5和圖6分別示出標(biāo)定工況下的活塞及缸套溫度場(chǎng)分布。

1.3 模型的驗(yàn)證

由于實(shí)測(cè)活塞敲擊時(shí)刻及能量比較困難，本研究通過(guò)機(jī)體振動(dòng)信號(hào)的響應(yīng)時(shí)刻間接驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性。圖7示出實(shí)測(cè)的右1缸機(jī)體振動(dòng)信號(hào)，對(duì)其進(jìn)行短時(shí)傅里葉變換，得到的時(shí)頻分布見(jiàn)圖8。

圖7中L段振動(dòng)出現(xiàn)在上止點(diǎn)后5°曲軸轉(zhuǎn)角附近，其頻率成分比較豐富，且含有2kHz以上高頻成分。由于壓縮壓力對(duì)缸蓋的作用主要為低頻響應(yīng)［6］，所以信號(hào)中L段高頻振動(dòng)不是壓縮壓力引起的。設(shè)定右1缸上止點(diǎn)為0°，繪制12150柴油機(jī)各激勵(lì)的作用時(shí)刻（見(jiàn)表1）。右1缸爆發(fā)后的20°內(nèi)，本缸及鄰缸均沒(méi)有其他激勵(lì)的作用，因此可以斷定L段高頻響應(yīng)來(lái)自本缸的活塞主敲擊。

表1 12150柴油機(jī)工作過(guò)程中各激勵(lì)作用時(shí)刻

根據(jù)實(shí)際測(cè)量的裝配間隙設(shè)置模型參數(shù)，對(duì)活塞敲擊進(jìn)行了仿真計(jì)算，圖9示出動(dòng)畫(huà)模擬的截圖。圖中所示為上止點(diǎn)后的主敲擊，可以看出該敲擊發(fā)生在4.99°曲軸轉(zhuǎn)角，與振動(dòng)響應(yīng)時(shí)刻基本一致。因此從敲擊時(shí)刻來(lái)看，該模型是基本正確的。

2 活塞敲擊影響因素研究

通過(guò)仿真分析與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比，對(duì)活塞敲擊時(shí)刻、敲擊能量及其影響因素進(jìn)行深入研究，為利用活塞敲擊振動(dòng)評(píng)價(jià)柴油機(jī)技術(shù)狀況奠定基礎(chǔ)。

2.1 轉(zhuǎn)速變化對(duì)活塞敲擊狀況的影響

保持模型的間隙不變，設(shè)置不同轉(zhuǎn)速并加載相應(yīng)的缸內(nèi)壓力進(jìn)行計(jì)算。活塞敲擊動(dòng)能見(jiàn)圖10。

1 200r／min之前，轉(zhuǎn)速越高，上止點(diǎn)附近的活塞主敲擊越劇烈，且敲擊時(shí)刻逐漸后移；1 400r／min以上，上止點(diǎn)附近的活塞主敲擊開(kāi)始減弱，到2 000r／min時(shí)活塞敲擊行為基本消失。此外，在280°，380°以及460°曲軸轉(zhuǎn)角位置，活塞敲擊動(dòng)能隨著轉(zhuǎn)速的升高逐漸增大。

在仿真計(jì)算的基礎(chǔ)上，對(duì)比分析實(shí)測(cè)左1缸缸蓋測(cè)點(diǎn)振動(dòng)信號(hào)的能量分布情況。活塞敲擊行為的發(fā)生主要體現(xiàn)為高頻振動(dòng)信號(hào)能量變化。由倒拖振動(dòng)信號(hào)時(shí)頻分析可知，活塞敲擊振動(dòng)的頻率主要集中在20kHz以上，本研究利用高通濾波剔除20kHz以下的低頻成分，并計(jì)算濾波后信號(hào)的Teager能量算子。Teager能量算子（TEO）是由Kaiser提出的一種非線(xiàn)性算子，它能有效提取信號(hào)的能量［7］。在連續(xù)時(shí)間信號(hào)中，TEO定義為

對(duì)于離散時(shí)間信號(hào)，式（4）可以近似表達(dá)為

利用式（5）計(jì)算了濾波后振動(dòng)信號(hào)的TEO能量算子，重點(diǎn)對(duì)上止點(diǎn)附近的主敲擊振動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行研究，各轉(zhuǎn)速下的能量算子見(jiàn)圖11至圖16。800～1 200r／min時(shí)，隨著轉(zhuǎn)速的增大，能量算子出現(xiàn)增大趨勢(shì)，且逐漸后移；1 400r／min時(shí)能量算子開(kāi)始減弱，1 600r／min，1 800r／min時(shí)針閥落座激勵(lì)和燃燒激勵(lì)的響應(yīng)已經(jīng)延續(xù)到20°附近，無(wú)法分辨活塞主敲擊的振動(dòng)響應(yīng)。該分析結(jié)果與計(jì)算的活塞主敲擊能量變化規(guī)律基本一致，也進(jìn)一步證明了模型的準(zhǔn)確性。

綜上所述，利用振動(dòng)信號(hào)檢測(cè)活塞敲擊狀況應(yīng)選擇15°附近振動(dòng)信號(hào)，該段信號(hào)是活塞主敲擊的響應(yīng)，從柴油機(jī)工作時(shí)序來(lái)看干擾最?。欢D(zhuǎn)速應(yīng)在1 400r／min以下，對(duì)比以上分析結(jié)果，1 200r／min最好，此時(shí)活塞主敲擊能量最大，振動(dòng)響應(yīng)最明顯。

2.2 負(fù)荷變化對(duì)活塞敲擊狀況的影響

選擇1 200r／min轉(zhuǎn)速下100%負(fù)荷，50%負(fù)荷及20%負(fù)荷研究負(fù)荷變化對(duì)活塞敲擊的影響。圖17示出不同負(fù)荷下的實(shí)測(cè)缸內(nèi)壓力曲線(xiàn)，可以看出，隨著負(fù)荷的增加，燃燒始點(diǎn)提前，最大燃燒壓力逐漸增大。將該組缸內(nèi)壓力曲線(xiàn)加載到模型中分別進(jìn)行仿真，得到不同負(fù)荷下活塞敲擊動(dòng)能（見(jiàn)圖18）。隨著負(fù)荷增加，缸內(nèi)壓力升高，而轉(zhuǎn)速恒定時(shí)，慣性力基本不變，使得活塞側(cè)向力逐漸增大，活塞主敲擊明顯增強(qiáng)，同時(shí)燃燒始點(diǎn)的提前，也使得活塞主敲擊時(shí)刻逐漸前移。由于負(fù)荷工況時(shí)實(shí)測(cè)振動(dòng)信號(hào)受燃燒激勵(lì)響應(yīng)的干擾較為嚴(yán)重，很難準(zhǔn)確提取活塞敲擊振動(dòng)響應(yīng)，故未對(duì)不同負(fù)荷下實(shí)測(cè)活塞敲擊振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行對(duì)比。

2.3 溫度場(chǎng)對(duì)活塞敲擊的影響

通過(guò)輸入活塞冷態(tài)型線(xiàn)、材料線(xiàn)膨脹系數(shù)以及活塞和缸套的溫度場(chǎng)，可以根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行熱膨脹量的計(jì)算。圖19示出主推力側(cè)活塞冷態(tài)與熱態(tài)型線(xiàn)對(duì)比。圖20示出缸套熱膨脹量的軸向分布。由于鋁合金材料的線(xiàn)膨脹系數(shù)較大，活塞裙部變形量大于缸套的變形量，使得配合間隙減小。

圖21示出計(jì)算得到的冷態(tài)倒拖與熱態(tài)倒拖活塞敲擊能量，由于間隙減小，熱態(tài)倒拖時(shí)活塞敲擊動(dòng)能整體出現(xiàn)下降趨勢(shì)，尤其是上止點(diǎn)附近的主敲擊明顯減弱，整體的敲擊相位變化不大。進(jìn)一步對(duì)比實(shí)測(cè)倒拖振動(dòng)信號(hào)的TEO能量算子，熱態(tài)倒拖時(shí)的活塞主敲擊缸蓋振動(dòng)響應(yīng)非常微弱，與活塞敲擊動(dòng)能的變化趨勢(shì)一致（見(jiàn)圖22）。因此采用倒拖振動(dòng)信號(hào)檢測(cè)時(shí)最好選在發(fā)動(dòng)機(jī)預(yù)熱之前，此時(shí)振動(dòng)響應(yīng)更加清晰，且在環(huán)境溫度相同的情況下，基本可以保證前后試驗(yàn)條件的一致性。

2.4 活塞主敲擊隨裝配間隙的變化

由于試驗(yàn)條件限制，無(wú)法進(jìn)行不同裝配間隙下的振動(dòng)檢測(cè)試驗(yàn)，本研究主要通過(guò)仿真計(jì)算的方法研究活塞主敲擊隨裝配間隙的變化情況。所研究柴油機(jī)的標(biāo)準(zhǔn)活塞裝配間隙為0.18mm，加載1 200r／min空載工況下的缸內(nèi)壓力，并假設(shè)缸內(nèi)壓力保持不變，分別設(shè)置模型間隙為0.18mm，0.20mm，0.22mm，計(jì)算活塞敲擊狀況。圖23示出不同間隙下活塞敲擊動(dòng)能的分布情況，可以看出，隨著間隙增加，活塞敲擊能量呈現(xiàn)上升趨勢(shì)。

活塞敲擊行為來(lái)自于兩方面，首先是活塞的橫向運(yùn)動(dòng)，其次是活塞繞銷(xiāo)軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。隨著間隙的增加，活塞徑向位移逐漸增大，橫向加速時(shí)間變長(zhǎng)，導(dǎo)致活塞敲擊時(shí)刻后移，徑向速度增大；另一方面，隨著間隙的增加，活塞繞銷(xiāo)軸的旋轉(zhuǎn)角度增大，在轉(zhuǎn)動(dòng)力矩的作用下，活塞敲擊時(shí)刻后移，旋轉(zhuǎn)速度增加。在兩者綜合作用下，活塞敲擊動(dòng)能升高，且敲擊時(shí)刻后移。由此不難推斷得出，隨著磨損間隙的增加，振動(dòng)響應(yīng)的能量將會(huì)逐漸增加，且振動(dòng)響應(yīng)的能量分布將會(huì)后移。實(shí)車(chē)試驗(yàn)時(shí)可嘗試?yán)没钊脫粽駝?dòng)檢測(cè)活塞缸套狀況。

3 結(jié)論

利用動(dòng)力學(xué)仿真軟件建立了活塞敲擊動(dòng)力學(xué)模型，并加載不同載荷及邊界條件，對(duì)活塞敲擊行為進(jìn)行了仿真計(jì)算，通過(guò)與實(shí)測(cè)振動(dòng)信號(hào)對(duì)比，研究了活塞敲擊行為的影響因素。

a）空載工況下，隨著轉(zhuǎn)速升高，往復(fù)慣性力增強(qiáng)，活塞主敲擊動(dòng)能呈現(xiàn)先增加后減小的變化趨勢(shì)，并在1 200r／min時(shí)達(dá)到最大值，實(shí)測(cè)振動(dòng)響應(yīng)也出現(xiàn)了相同的變化趨勢(shì)；隨著轉(zhuǎn)速的升高，活塞敲擊振動(dòng)受燃燒激勵(lì)及針閥落座激勵(lì)的干擾逐漸加重，不利于敲擊振動(dòng)響應(yīng)特征的提取，因此利用空載振動(dòng)信號(hào)檢測(cè)活塞敲擊行為時(shí)應(yīng)選擇在1 200r／min；

b）轉(zhuǎn)速恒定、負(fù)荷增加時(shí)，燃燒始點(diǎn)提前，燃燒壓力升高，活塞主敲擊時(shí)刻及動(dòng)能也出現(xiàn)了相同的變化趨勢(shì)；

c）熱膨脹引起配合間隙減小，使得活塞敲擊動(dòng)能有所減弱，通過(guò)對(duì)比冷態(tài)與熱態(tài)倒拖工況下的振動(dòng)能量驗(yàn)證了該結(jié)論的正確性；

d）相同工況下，隨著配合間隙的增加，活塞主敲擊動(dòng)能逐漸增大，該結(jié)論為利用振動(dòng)信號(hào)檢測(cè)缸套磨損提供了理論支撐。

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