柴油機(jī)激勵(lì)載荷與結(jié)構(gòu)振動(dòng)信號(hào)特征關(guān)系研究*

杜憲峰　梁興雨　李志勇（1-遼寧工業(yè)大學(xué)省汽車振動(dòng)與噪聲工程技術(shù)研究中心　遼寧　錦州　11001　-天津大學(xué)內(nèi)燃機(jī)燃燒學(xué)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室　-東風(fēng)朝陽(yáng)朝柴動(dòng)力有限公司國(guó)家工程技術(shù)研究中心）

柴油機(jī)激勵(lì)載荷與結(jié)構(gòu)振動(dòng)信號(hào)特征關(guān)系研究*

杜憲峰1，2，3梁興雨2李志勇3
（1-遼寧工業(yè)大學(xué)省汽車振動(dòng)與噪聲工程技術(shù)研究中心遼寧錦州1210012-天津大學(xué)內(nèi)燃機(jī)燃燒學(xué)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室3-東風(fēng)朝陽(yáng)朝柴動(dòng)力有限公司國(guó)家工程技術(shù)研究中心）

建立某六缸柴油機(jī)基于多體動(dòng)力學(xué)與有限元聯(lián)合仿真的虛擬平臺(tái)，并結(jié)合試驗(yàn)測(cè)試與仿真計(jì)算數(shù)據(jù)結(jié)果驗(yàn)證該虛擬仿真平臺(tái)的合理性。同時(shí)，基于虛擬仿真平臺(tái)模擬計(jì)算柴油機(jī)在燃燒激勵(lì)力、側(cè)向力、主軸承力作用下各測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)響應(yīng)，并通過(guò)振動(dòng)速度來(lái)分析不同測(cè)點(diǎn)處各激勵(lì)力作用下振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)的差別，同時(shí)著重分析了一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)側(cè)向力三個(gè)明顯波峰體現(xiàn)出的活塞拍擊沖擊響應(yīng)及產(chǎn)生機(jī)理，以及活塞側(cè)向力的時(shí)頻特征與能量大小。研究結(jié)果表明，虛擬仿真方法與時(shí)頻技術(shù)的采用有效表征了各激勵(lì)載荷與結(jié)構(gòu)振動(dòng)信號(hào)特征的影響關(guān)系，同時(shí)也有效避免了干擾激勵(lì)源或干擾信號(hào)的影響，對(duì)于制定減振降噪措施具有一定指導(dǎo)價(jià)值。

激勵(lì)載荷振動(dòng)信號(hào)虛擬仿真柴油機(jī)

引言

柴油機(jī)振動(dòng)噪聲主要來(lái)源于內(nèi)燃機(jī)燃燒作用下各部件所產(chǎn)生的振動(dòng)、沖擊及摩擦等激勵(lì)，而結(jié)構(gòu)表面振動(dòng)信號(hào)包含豐富的與內(nèi)燃機(jī)燃燒狀態(tài)及各零部件運(yùn)行狀態(tài)相關(guān)的信息，通常這些信息與柴油機(jī)激勵(lì)力及傳播途徑密切相關(guān)。因此，為了改善柴油機(jī)的振動(dòng)噪聲特性，通過(guò)探討激勵(lì)載荷與結(jié)構(gòu)振動(dòng)信號(hào)特征的關(guān)系是充分理解柴油機(jī)振動(dòng)噪聲產(chǎn)生機(jī)理的重要途徑之一。

國(guó)內(nèi)外關(guān)于柴油機(jī)激勵(lì)力與振動(dòng)信號(hào)特征的研究主要表現(xiàn)為柴油機(jī)運(yùn)行狀態(tài)的健康監(jiān)測(cè)，并取得了很多的研究成果[1～3]。這些成果主要通過(guò)試驗(yàn)手段來(lái)完成，是因?yàn)檎駝?dòng)傳感器可直接安裝于柴油機(jī)表面，通常利用時(shí)頻分析技術(shù)對(duì)柴油機(jī)表面振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)進(jìn)行信號(hào)處理，再結(jié)合柴油機(jī)工作特性進(jìn)行振動(dòng)信號(hào)源的識(shí)別工作。

盡管試驗(yàn)分析方法具有很多的優(yōu)勢(shì)，但試驗(yàn)方法主要局限于試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)及其傳遞函數(shù)的唯一性，無(wú)法有效確定單獨(dú)激勵(lì)力對(duì)結(jié)構(gòu)振動(dòng)的影響[4]。同時(shí)，試驗(yàn)研究需要物理樣機(jī)的存在，無(wú)法實(shí)現(xiàn)在設(shè)計(jì)階段對(duì)柴油機(jī)不同結(jié)構(gòu)振動(dòng)影響因素的定量分析。為了有效避免這些不足，本文結(jié)合試驗(yàn)手段與虛擬仿真方法對(duì)柴油機(jī)機(jī)體表面振動(dòng)信號(hào)和主要激勵(lì)力的關(guān)系開(kāi)展相關(guān)研究。

圖1　氣缸內(nèi)爆發(fā)壓力曲線

圖2　發(fā)動(dòng)機(jī)多體動(dòng)力學(xué)組裝模型

1　柴油機(jī)虛擬仿真平臺(tái)建立

激勵(lì)載荷是虛擬仿真非常重要的因素，是動(dòng)力學(xué)仿真的目的，也是后期機(jī)體振動(dòng)響應(yīng)分析的重要基礎(chǔ)。氣體爆發(fā)壓力是動(dòng)力性仿真的施加激勵(lì)載荷，其氣體壓力與活塞行程和曲軸轉(zhuǎn)角密切相關(guān)，通?？梢酝ㄟ^(guò)實(shí)際試驗(yàn)測(cè)量得到，并根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的示功圖按發(fā)火規(guī)律在多體動(dòng)力學(xué)模型的活塞上施加該爆發(fā)壓力。該柴油機(jī)標(biāo)定工況下的爆發(fā)壓力如圖1所示，組裝的多體動(dòng)力學(xué)模型如圖2所示。

采用多體動(dòng)力學(xué)模型模擬發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程，仿真分析獲得發(fā)動(dòng)機(jī)前3個(gè)工作循環(huán)，可著重考慮振動(dòng)響應(yīng)計(jì)算中的一個(gè)完整周期時(shí)間作為數(shù)據(jù)分析處理時(shí)間段。有限元分析頻率上限設(shè)定為4500 Hz，仿真時(shí)間間隔應(yīng)設(shè)置成小于或等于采樣時(shí)間。為表述方便，在發(fā)動(dòng)機(jī)上定義三個(gè)方向：活塞運(yùn)動(dòng)方向?yàn)榭v向，曲軸長(zhǎng)度方向?yàn)檩S向，另一方向?yàn)閭?cè)向。圖3為第一缸的活塞側(cè)向力。

由圖3可知，在活塞壓縮行程中，次推力側(cè)出現(xiàn)最大值，在巨大的爆發(fā)壓力下，迅速轉(zhuǎn)為對(duì)主推力側(cè)的最大值，其最大值出現(xiàn)在活塞到達(dá)上止點(diǎn)附近，其大小和方向呈周期性變化，其它各缸氣體爆發(fā)壓力對(duì)第一缸活塞和機(jī)體的側(cè)向力也有影響，但影響不大。此外，可計(jì)算獲得主軸承的側(cè)向和縱向載荷，其最大載荷值對(duì)應(yīng)于該主軸承最近氣缸的氣體爆發(fā)點(diǎn)處。主軸承在橫向與縱向上所受的載荷變化與各缸的發(fā)火順序相對(duì)應(yīng)。

機(jī)體激勵(lì)力是影響機(jī)體振動(dòng)響應(yīng)計(jì)算準(zhǔn)確性和可靠性的關(guān)鍵因素，直接決定了振動(dòng)響應(yīng)計(jì)算的真實(shí)性。其中，燃燒爆發(fā)壓力主要作用在缸蓋的燃燒室壁面和活塞上，并最終通過(guò)缸蓋螺栓作用于機(jī)體頂面，主軸承振動(dòng)通過(guò)主軸承連接的加強(qiáng)筋和腹板傳遞，從而引起機(jī)體裙部和油底殼的振動(dòng)。因此，采用有限元?jiǎng)恿憫?yīng)分析方法，模擬機(jī)體在實(shí)際工況下的主軸承載荷、缸套的支承面負(fù)荷、缸蓋螺栓載荷等因素，并充分考慮發(fā)動(dòng)機(jī)部件接觸的影響，為實(shí)現(xiàn)合理的機(jī)體振動(dòng)預(yù)測(cè)提供了基礎(chǔ)。柴油機(jī)機(jī)體各種激勵(lì)力施加如圖4所示。

圖4　 整機(jī)激勵(lì)力施加圖

采用有限元方法對(duì)機(jī)體上的特征點(diǎn)在標(biāo)定工況（120 kW，2300 r/min）下進(jìn)行振動(dòng)響應(yīng)計(jì)算，為了得到運(yùn)行穩(wěn)定后的振動(dòng)響應(yīng)，取三個(gè)運(yùn)行周期時(shí)間作為振動(dòng)響應(yīng)歷程的計(jì)算時(shí)間。特征點(diǎn)為國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB7184-1987《中小功率發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)評(píng)級(jí)》規(guī)定的機(jī)體上的五個(gè)測(cè)點(diǎn)。在振動(dòng)等級(jí)分析中使用的當(dāng)量振動(dòng)烈度，機(jī)體系統(tǒng)響應(yīng)的當(dāng)量振動(dòng)烈度為：式（1）中，Vx、Vy、Vz為X、Y、Z三個(gè)方向上各規(guī)定測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)速度均方根值，mm/s；Nx、Ny、Nz為X、Y、Z三個(gè)方向測(cè)點(diǎn)數(shù)。

依據(jù)柴油機(jī)機(jī)體的振動(dòng)響應(yīng)與振動(dòng)烈度計(jì)算分析，獲得機(jī)體五個(gè)特征點(diǎn)的振動(dòng)速度與當(dāng)量振動(dòng)烈度值如表1所示。

表1　機(jī)體試驗(yàn)分析與仿真分析振動(dòng)烈度值對(duì)比

由表1數(shù)據(jù)可知，基于試驗(yàn)與仿真計(jì)算的各特征點(diǎn)振動(dòng)速度與當(dāng)量振動(dòng)烈度的結(jié)果比較吻合，但同時(shí)也存在一定的差異，主要原因是模型中約束及載荷邊界條件同實(shí)際情況間的差異。這種差異滿足允許的工程誤差，驗(yàn)證了曲軸-機(jī)體動(dòng)力學(xué)模型與機(jī)體振動(dòng)預(yù)測(cè)方法的合理性。這種較為準(zhǔn)確的曲軸-機(jī)體模型的建立與虛擬仿真分析對(duì)于指導(dǎo)機(jī)體的低振動(dòng)改進(jìn)設(shè)計(jì)具有重要意義。

2　柴油機(jī)振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)特征分析

在柴油機(jī)結(jié)構(gòu)虛擬仿真平臺(tái)的基礎(chǔ)上，采用振動(dòng)速度來(lái)評(píng)價(jià)激勵(lì)載荷沿不同傳遞路徑引起的結(jié)構(gòu)振動(dòng)響應(yīng)[5]。以柴油機(jī)缸蓋為例，為了識(shí)別出缸內(nèi)爆發(fā)壓力狀態(tài)特征參數(shù)和缸蓋表面振動(dòng)信號(hào)特征之間的關(guān)系，在缸蓋側(cè)面上布置了三個(gè)測(cè)點(diǎn)（測(cè)點(diǎn)1、3分別對(duì)應(yīng)于第1、2缸蓋，測(cè)點(diǎn)2布置于1缸和2缸中間），并通過(guò)振動(dòng)速度來(lái)分析不同測(cè)點(diǎn)處燃燒激勵(lì)振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)的差別。在柴油機(jī)標(biāo)定工況下，第3缸燃燒激勵(lì)載荷單獨(dú)作用下三個(gè)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)速度對(duì)比結(jié)果如圖5所示。

圖5　第3缸燃燒激勵(lì)載荷單獨(dú)作用下不同測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)速度

由圖5可知，柴油機(jī)在剛性約束條件下，燃燒激勵(lì)載荷單獨(dú)作用下的振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)存在明顯的分段特征，峰值壓力前的振動(dòng)速度變化比較平穩(wěn)，與缸內(nèi)壓力存在近似線性特性。受機(jī)體系統(tǒng)特性影響，峰值壓力后的振動(dòng)速度表現(xiàn)為非線性特性。同時(shí)，由不同測(cè)點(diǎn)的對(duì)比結(jié)果可知，其振動(dòng)響應(yīng)速度具有很好的一致性，也說(shuō)明在單一激勵(lì)載荷作用下，相鄰測(cè)點(diǎn)振動(dòng)速度結(jié)果的差異很小。

圖6為各缸燃燒激勵(lì)載荷共同作用下三個(gè)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)速度對(duì)比結(jié)果。

由圖6可知，在各缸燃燒激勵(lì)載荷共同作用下，測(cè)點(diǎn)3的振動(dòng)速度幅值最大，測(cè)點(diǎn)1最小，測(cè)點(diǎn)2介于測(cè)點(diǎn)1、3之間，且與測(cè)點(diǎn)3的振動(dòng)速度幅值相當(dāng)。可見(jiàn)，各缸附近所測(cè)得的振動(dòng)信號(hào)對(duì)燃燒激勵(lì)載荷比較敏感，布置于兩缸中間的測(cè)點(diǎn)可同時(shí)反映相鄰兩缸的燃燒狀態(tài)信息。

比較敏感，布置于兩缸中間的測(cè)點(diǎn)可同時(shí)反映相鄰兩缸的燃燒狀態(tài)信息。

傳統(tǒng)上研究柴油機(jī)活塞拍擊作用下的振動(dòng)信號(hào)特征，通常采用測(cè)功機(jī)拖動(dòng)柴油機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)，柴油機(jī)停止供油不工作，測(cè)量其缸內(nèi)壓力與表面振動(dòng)信號(hào)，該振動(dòng)信號(hào)是由缸內(nèi)無(wú)燃燒的壓縮壓力和活塞拍擊所引起的。但是，由于燃燒工況和拖動(dòng)工況下的缸內(nèi)壓力差別較大，就使得活塞拍擊產(chǎn)生的振動(dòng)信號(hào)差異不僅與活塞拍擊密切相關(guān)，還與缸內(nèi)壓力有關(guān)，兩種工況下所引起的振動(dòng)噪聲也就不相同。

為了避免燃燒激勵(lì)對(duì)其它激勵(lì)載荷的干擾，實(shí)現(xiàn)試驗(yàn)無(wú)法模擬的正常運(yùn)轉(zhuǎn)工況下的無(wú)燃燒激勵(lì)研究。采用仿真平臺(tái)分析正常工況與倒拖工況下振動(dòng)速度的差異，柴油機(jī)不同測(cè)點(diǎn)對(duì)比結(jié)果如圖7所示。

由圖7分析結(jié)果可知，在無(wú)燃燒激勵(lì)作用的倒拖工況下，仿真計(jì)算獲得了缸蓋測(cè)點(diǎn)、缸套-機(jī)體測(cè)點(diǎn)與主軸承-機(jī)體測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)速度，對(duì)于缸蓋測(cè)點(diǎn)，其振動(dòng)速度變化比較明顯，而對(duì)于機(jī)體與裙部測(cè)點(diǎn)，其振動(dòng)速度變化很小，說(shuō)明燃燒激勵(lì)對(duì)缸套-機(jī)體測(cè)點(diǎn)與主軸承-機(jī)體測(cè)點(diǎn)的作用很小。

圖6　各缸燃燒激勵(lì)載荷共同作用下不同測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)速度

圖7　正常與倒拖工況下不同測(cè)點(diǎn)振動(dòng)速度

柴油機(jī)在一個(gè)工作循環(huán)中，當(dāng)活塞從氣缸壁的一側(cè)移向另一側(cè)時(shí)，會(huì)造成活塞與氣缸壁的碰撞，其工作原理如圖8所示[6]。圖9為活塞側(cè)向力在柴油機(jī)整個(gè)工作循環(huán)中隨時(shí)間的變化規(guī)律。

圖8　曲柄連桿機(jī)構(gòu)中往復(fù)力的產(chǎn)生

圖9　活塞側(cè)向力F的變化規(guī)律

由圖8可知，往復(fù)力F和T由柴油機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)產(chǎn)生，兩者表現(xiàn)為有聯(lián)系的慣性力。鑒于大型柴油機(jī)活塞的質(zhì)量相當(dāng)大，以及活塞與氣缸之間存在的間隙，就使得活塞撞擊成為柴油機(jī)主要的機(jī)械振動(dòng)噪聲源。氣缸在上下運(yùn)動(dòng)過(guò)程中會(huì)產(chǎn)生一個(gè)側(cè)向力F，使活塞作用在氣缸壁的一側(cè)。

由圖9可知，側(cè)向力F在一個(gè)工作循環(huán)中方向會(huì)產(chǎn)生八次改變，尤其以作功行程開(kāi)始的上止點(diǎn)附近，由于氣缸內(nèi)高壓的存在，d F/d t值最大，最嚴(yán)重的活塞撞擊通常表現(xiàn)為該點(diǎn)，這也是柴油機(jī)機(jī)械振動(dòng)噪聲產(chǎn)生的主要根源。

在柴油機(jī)標(biāo)定工況（220 kW，2300 r/min）下，仿真計(jì)算獲得第六缸活塞側(cè)向力波形如圖10所示。

圖10　第六缸活塞側(cè)向力波形

由圖10可以看出，一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)的側(cè)向力包含三個(gè)明顯的波峰，依據(jù)波峰分別定義區(qū)域Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ。為了能夠清晰地識(shí)別出各區(qū)域的時(shí)頻特征，對(duì)區(qū)域Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ的截取信號(hào)進(jìn)行多階段累加，其時(shí)頻分析結(jié)果如圖11所示。

由圖11中區(qū)域Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ信號(hào)分析結(jié)果可知，相關(guān)波形能夠清晰地體現(xiàn)出活塞拍擊的沖擊響應(yīng)，同時(shí)還可以確定活塞側(cè)向力的時(shí)頻特征與能量大小[7]。區(qū)域Ⅰ與區(qū)域Ⅲ中的側(cè)向力主要受到慣性力的影響，區(qū)域Ⅱ中的側(cè)向力主要受到缸內(nèi)壓力的影響，表現(xiàn)為活塞換向撞擊力，這種撞擊在一個(gè)循環(huán)中發(fā)生多次，以燃燒上止點(diǎn)附近的撞擊力最為強(qiáng)烈。

圖11　活塞側(cè)向力波形區(qū)域Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ的信號(hào)時(shí)頻分析結(jié)果

為了進(jìn)一步分析各激勵(lì)載荷作用下振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)的相互關(guān)系，分別模擬計(jì)算柴油機(jī)燃燒激勵(lì)力單獨(dú)作用、側(cè)向力單獨(dú)作用、主軸承力單獨(dú)作用、全部激勵(lì)力作用下的振動(dòng)響應(yīng)速度，柴油機(jī)結(jié)構(gòu)各測(cè)點(diǎn)的對(duì)比結(jié)果如圖12、13、14所示。

圖12　不同激勵(lì)載荷作用下缸蓋測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)速度

由圖12可知，缸蓋測(cè)點(diǎn)主要受到燃燒激勵(lì)力與活塞側(cè)向力的共同作用，在不同激勵(lì)載荷的作用下，振動(dòng)速度信號(hào)波形表現(xiàn)出很好的一致性，其中以全部激勵(lì)力作用下的振動(dòng)速度值最為顯著，而主軸承力對(duì)缸蓋測(cè)點(diǎn)振動(dòng)速度的影響很小。

圖13　不同激勵(lì)載荷作用下機(jī)體上部測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)速度

圖14　不同激勵(lì)載荷作用下機(jī)體裙部測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)速度

由圖14可知，裙部測(cè)點(diǎn)主要受到主軸承力的作用，使得主軸承力與全部激勵(lì)力的作用效果基本一致，獲得的振動(dòng)速度值非常顯著，側(cè)向力對(duì)裙部測(cè)點(diǎn)也產(chǎn)生了一定的影響。

3　結(jié)論

1）在虛擬仿真平臺(tái)的基礎(chǔ)上，基于試驗(yàn)與仿真計(jì)算的各特征點(diǎn)振動(dòng)速度與當(dāng)量振動(dòng)烈度的結(jié)果比較吻合，驗(yàn)證了多體動(dòng)力學(xué)與有限元法在機(jī)體振動(dòng)速度預(yù)測(cè)應(yīng)用中的合理性，對(duì)于指導(dǎo)機(jī)體的低振動(dòng)改進(jìn)設(shè)計(jì)奠定了良好的基礎(chǔ)。

2）依據(jù)活塞側(cè)向力的區(qū)域Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ劃分，采用時(shí)頻技術(shù)能夠清晰識(shí)別出活塞拍擊的沖擊響應(yīng)，并確定活塞側(cè)向力的時(shí)頻特征與能量大小，從而分析獲得各區(qū)域沖擊響應(yīng)的作用機(jī)理，對(duì)于改善柴油機(jī)活塞拍擊現(xiàn)象具有一定的參考價(jià)值。

3）模擬計(jì)算柴油機(jī)在燃燒激勵(lì)力、側(cè)向力、主軸承力作用下各測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)響應(yīng)，研究結(jié)果表明，虛擬仿真方法與時(shí)頻技術(shù)的采用有效表征了各激勵(lì)載荷與結(jié)構(gòu)振動(dòng)信號(hào)特征的影響關(guān)系，同時(shí)也有效避免了干擾激勵(lì)源或干擾信號(hào)的影響，對(duì)于制定減振降噪措施具有一定指導(dǎo)價(jià)值。

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1-Automobile Vibration and Noise Engineering Technology Research Center of Liaoning Province，Liaoning University of Technology（Jinzhou，Liaoning，121001，China）；2-State Key
Laboratory of Engines，Tianjin University；3-NationalEngineering Research Centerof Dongfeng Chaoyang DieselCo.，Ltd

Establish the virtual simulation platform of six-cylinder diesel engine based on themulti-body dynamics and finite elementmethod，and verify the reasonableness of the virtual simulation platform through the comparison of the experimental test results and simulation data.Meanwhile，calculate each measured pointsvibration response under the roleof the fire excitation force，lateral force andmain bearing force，and analyze the difference of the vibration response signals of different measured points under differentexcitation forces，and analyze the responseand impactof themechanism ofpiston slap of the three distinct peaks in one work cycle，and the time-frequency characteristics and energy value of piston side force.The results show that virtual simulation method and time-frequency technology effectively characterize the affection relationship between the various loads and structural vibration excitation signal characteristics，and the results avoids the influence of signalor signalexcitation source，and have certain guiding value for the developmentofvibration and noise reductionmeasures.

Excitation loads，Vibration signal，Virtualsimulation，Dieselengine

TK413

A

2095-8234（2015）01-0025-06

遼寧省博士啟動(dòng)基金項(xiàng)目（20141200）。

杜憲峰（1984-），男，副教授，博士，主要研究方向?yàn)椴裼蜋C(jī)振動(dòng)噪聲與排放控制研究。

（2014-12-01）