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    柴油機(jī)增壓器蝸殼轉(zhuǎn)動(dòng)失效振動(dòng)分析研究

    2020-05-21 05:12:28孔祥鑫劉峰春冀樹德劉宇強(qiáng)尹天佐鄧春龍高云峰劉志剛
    車用發(fā)動(dòng)機(jī) 2020年2期
    關(guān)鍵詞:蝸殼增壓器臺架

    孔祥鑫,劉峰春,冀樹德,劉宇強(qiáng),尹天佐,鄧春龍,高云峰,劉志剛

    (中國北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津),天津 300400)

    渦輪增壓器作為發(fā)動(dòng)機(jī)重要的子系統(tǒng)之一,是現(xiàn)階段用于提升發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力性能的主要裝置,也是國內(nèi)外動(dòng)力研發(fā)機(jī)構(gòu)為提升動(dòng)力裝置性能爭相突破的關(guān)鍵部件,其可靠性與穩(wěn)定性有著很高的技術(shù)要求[1-3]。為了使增壓器適應(yīng)多樣的發(fā)動(dòng)機(jī)型式,常采用撓性工藝方案安裝增壓器,如采用V型卡箍或壓板工藝組裝壓氣機(jī)蝸殼和渦輪箱,是徑流式增壓器現(xiàn)行的主流設(shè)計(jì),可使增壓出口和廢氣入口適應(yīng)多角度裝配需求。但在實(shí)際應(yīng)用中,也存在由于V型卡箍斷開、壓板緊固力失效等引發(fā)的增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)、接盤漏氣等故障,降低了發(fā)動(dòng)機(jī)的可靠性[4-6]。

    某8缸柴油機(jī)研制樣機(jī)階段以撓性工藝匹配了J型增壓器,試驗(yàn)過程中不斷出現(xiàn)蝸殼部件轉(zhuǎn)動(dòng)故障,導(dǎo)致柴油機(jī)進(jìn)氣量不足,動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性無法達(dá)到既定指標(biāo),對增壓器配機(jī)定型產(chǎn)生了不利的影響??紤]該型增壓器應(yīng)用成熟性,忽略質(zhì)量和設(shè)計(jì)引入故障的因素,若直接使用限位或剛性工藝,如法蘭結(jié)構(gòu)、加強(qiáng)結(jié)構(gòu)等,安裝后形成的局部應(yīng)力和運(yùn)行中由于材料熱膨脹引起的接觸應(yīng)力將無法得到有效疏導(dǎo),會尋找新的結(jié)構(gòu)薄弱點(diǎn),繼而引發(fā)新的故障[7-8]。基于此,本研究提出了柴油機(jī)增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)失效分析方法,旨在找出引發(fā)故障的關(guān)鍵因素,制定有效的調(diào)整方案,從根本上解決這一類問題。

    1 失效振動(dòng)分析原理

    柴油機(jī)振動(dòng)信息中包含了豐富的零部件運(yùn)行特征,是零部件故障分析與診斷的有效載體,但柴油機(jī)的振動(dòng)信號屬于典型的非線性、非平穩(wěn)信號,導(dǎo)致振動(dòng)信息十分復(fù)雜,很難直接通過數(shù)值模型解耦出各部件的受力特征。同時(shí),受支撐、軸系、測功機(jī)等非柴油機(jī)本體結(jié)構(gòu)或部件的影響,一些由柴油機(jī)臺架系統(tǒng)引入的局部振動(dòng)也比較明顯,會直接影響特征信息的識別[9-10]。為此,首先通過整機(jī)振動(dòng)測試及特征分析,對柴油機(jī)運(yùn)行狀態(tài)進(jìn)行判定,對柴油機(jī)臺架系統(tǒng)進(jìn)行狀態(tài)評價(jià);針對發(fā)現(xiàn)的問題與不確定因素,進(jìn)行相關(guān)故障修復(fù)與狀態(tài)調(diào)整,以獲得可作為失效特征分析基準(zhǔn)的可靠臺架系統(tǒng)。在此基礎(chǔ)上,對渦輪增壓器進(jìn)行局部振動(dòng)測點(diǎn)設(shè)計(jì)與振動(dòng)測試,并通過局部振動(dòng)分析,對故障特征進(jìn)行提取,對故障機(jī)理進(jìn)行研究;進(jìn)一步對故障的直接誘因進(jìn)行分析,針對性地提出可行的故障抑制方案,并依托柴油機(jī)驗(yàn)證平臺,對抑制方案的有效性進(jìn)行驗(yàn)證。

    基于以上原理,制定柴油機(jī)增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)失效振動(dòng)分析簡化流程(見圖1)。

    圖1 失效振動(dòng)分析簡化流程

    2 蝸殼轉(zhuǎn)動(dòng)失效振動(dòng)分析研究

    2.1 整機(jī)試驗(yàn)基準(zhǔn)的振動(dòng)特征分析

    柴油機(jī)的主要配置及參數(shù)見表1。

    表1 柴油機(jī)主要配置及參數(shù)

    依據(jù)各矢量貢獻(xiàn)等比例、全帶寬能量均勻分布、全工況運(yùn)行不共振的原則,通過整機(jī)振動(dòng)測試及特征分析,評估柴油機(jī)臺架系統(tǒng)對旋轉(zhuǎn)失效的影響,進(jìn)一步獲得可作為失效特征識別基準(zhǔn)的臺架系統(tǒng)。

    在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪端的左右臺架支撐位置(簡稱左后支撐與右后支撐),布置三向振動(dòng)加速度測點(diǎn)。采用輕載荷工況點(diǎn)進(jìn)行振動(dòng)測試,獲取振動(dòng)加速度、速度、位移在2~1 000 Hz范圍內(nèi)的(寬頻帶)均方根值結(jié)果(見表2)。其中,y向代表發(fā)動(dòng)機(jī)主軸的方向,簡稱軸向;z向代表垂直于地基平面的方向,簡稱垂向;x向代表垂直于yz平面的水平方向,簡稱橫向(下同)。

    寬頻振動(dòng)速度信號的均方根值是衡量振動(dòng)強(qiáng)度大小的有效指標(biāo)。為方便量化評價(jià)振動(dòng)響應(yīng)特性,對各測點(diǎn)位置進(jìn)行綜合振動(dòng)速度v計(jì)算:

    式中:vx,vy,vz分別為測點(diǎn)在x,y,z3個(gè)方向上的振動(dòng)速度均方根值。計(jì)算結(jié)果見表3。

    表2 輕載荷工況振動(dòng)測試結(jié)果

    表3 綜合振動(dòng)速度結(jié)果

    從表中數(shù)據(jù)可以看出,900 r/min工況各測點(diǎn)的綜合振動(dòng)速度明顯大于1 600 r/min工況,左側(cè)支撐各工況的綜合振動(dòng)速度明顯小于右側(cè)支撐,發(fā)動(dòng)機(jī)在該臺架系統(tǒng)呈現(xiàn)低轉(zhuǎn)速工況振動(dòng)強(qiáng)度偏高,以及左右振動(dòng)不均勻的異常狀態(tài),由此初步判斷:該臺架系統(tǒng)中的支撐、聯(lián)軸等結(jié)構(gòu)可能存在異常,進(jìn)而導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)狀態(tài)異常,該臺架系統(tǒng)尚不能作為發(fā)動(dòng)機(jī)部件失效特征識別的基準(zhǔn)。

    基于以上測試分析結(jié)果,對發(fā)動(dòng)機(jī)臺架環(huán)境各系統(tǒng)進(jìn)行深入檢查,發(fā)現(xiàn)聯(lián)軸系統(tǒng)及測功系統(tǒng)存在不同程度的損傷故障(見圖2和圖3),同時(shí)測功系統(tǒng)對中精度較差。

    圖2 聯(lián)軸系統(tǒng)損傷

    圖3 測功系統(tǒng)損傷

    針對以上故障及問題,對發(fā)動(dòng)機(jī)臺架環(huán)境進(jìn)行相應(yīng)系統(tǒng)狀態(tài)調(diào)整以及故障修復(fù),且為了振動(dòng)特征分析更為全面,增加了左前支撐、右前支撐、V形夾角前端面(自由端)3個(gè)測點(diǎn),并增加了試驗(yàn)過程中的最高常用轉(zhuǎn)速2 100 r/min測試工況,再次進(jìn)行整機(jī)振動(dòng)測試,結(jié)果見表4。再次計(jì)算各測點(diǎn)位置的綜合振動(dòng)速度,結(jié)果見表5。并依據(jù)GB 7184—2008,進(jìn)一步進(jìn)行整機(jī)綜合振動(dòng)計(jì)算、綜合振級與振動(dòng)品質(zhì)評定,結(jié)果見表6。

    表4 整機(jī)振動(dòng)測試結(jié)果

    表5 調(diào)整后綜合振動(dòng)速度結(jié)果

    表6 振動(dòng)等級和振動(dòng)品質(zhì)

    由表5可以看出,相對于調(diào)整前,此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)低轉(zhuǎn)速工況振動(dòng)強(qiáng)度偏高以及左右振動(dòng)不均勻的狀態(tài)已經(jīng)得到顯著改善;由表6可以看出,發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)綜合振動(dòng)等級的評定滿足設(shè)計(jì)要求。綜合以上結(jié)果可得出:以整機(jī)振動(dòng)測試及特征分析為手段,通過針對性的系統(tǒng)狀態(tài)調(diào)整及故障修復(fù),該柴油機(jī)臺架環(huán)境下的振動(dòng)狀態(tài)恢復(fù)正常,已經(jīng)可以作為部件失效特征識別的基準(zhǔn)。

    2.2 蝸殼局部基準(zhǔn)的振動(dòng)特征分析

    2.2.1局部基準(zhǔn)的振動(dòng)測點(diǎn)設(shè)計(jì)

    針對安裝該增壓器經(jīng)常出現(xiàn)蝸殼旋轉(zhuǎn)故障的情況,通過等效故障位置與軸心位置形成的力偶關(guān)系,進(jìn)行局部基準(zhǔn)的振動(dòng)測點(diǎn)設(shè)計(jì)。測點(diǎn)選擇在壓氣機(jī)進(jìn)口位置(圖4中P31)、壓氣機(jī)出口位置(圖4中P21)和進(jìn)氣管位置(圖4中P19),相應(yīng)地等效為以增壓器轉(zhuǎn)軸為原點(diǎn),壓氣機(jī)進(jìn)口位置測點(diǎn)為轉(zhuǎn)力矩旋轉(zhuǎn)切點(diǎn),由壓氣機(jī)出口和進(jìn)氣管異步振動(dòng)引起的壓氣機(jī)出口對壓氣機(jī)進(jìn)口力臂作用系。通過P31測點(diǎn)考察增壓器運(yùn)行中對外輸出功情況,通過P21和P19測點(diǎn)的相對運(yùn)動(dòng)考察引起旋轉(zhuǎn)的貢獻(xiàn)頻率和貢獻(xiàn)特征。受力系統(tǒng)監(jiān)測示意見圖4。

    圖4 增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)故障受力系統(tǒng)等效圖

    2.2.2故障特征提取和分析

    為了量化壓氣機(jī)出口位置和進(jìn)氣管路耦合系統(tǒng)匹配特征,試驗(yàn)采用了全工況采集模式,試驗(yàn)數(shù)據(jù)見表7。

    表7 增壓器測點(diǎn)全工況振動(dòng)測試結(jié)果

    在發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)信息中,加速度代表了沖擊作用力,加速度越大,越考驗(yàn)產(chǎn)品的可靠性,速度和位移則是產(chǎn)品工作環(huán)境耐久性的表征;同時(shí),加速度主要表征高頻特征,速度主要表征中頻特征,位移主要表征低頻特征[11-13](高中低頻均相對于采樣頻帶)。該J型增壓器靜態(tài)下蝸殼旋轉(zhuǎn)力矩的測試結(jié)果為1 200 N·m,結(jié)合實(shí)際運(yùn)行中在較大摩擦力下所呈現(xiàn)的故障特征,振動(dòng)速度和位移對故障的表征不夠明晰,因此在這里使用加速度考察蝸殼旋轉(zhuǎn)的故障機(jī)理。如圖5所示,在1 600 r/min轉(zhuǎn)速以上工況點(diǎn),進(jìn)氣管位置振動(dòng)加速度響應(yīng)比壓氣機(jī)進(jìn)出口都大。根據(jù)能量傳遞與衰減特征,進(jìn)氣管口位置應(yīng)為激勵(lì)輸入端,振動(dòng)響應(yīng)經(jīng)壓氣機(jī)出口傳遞到壓氣機(jī)進(jìn)口位置,由此誘發(fā)壓氣機(jī)蝸殼的旋轉(zhuǎn),對應(yīng)誘發(fā)工況在1 600 r/min轉(zhuǎn)速以上。

    圖5 增壓器測點(diǎn)加速度隨轉(zhuǎn)速變化趨勢

    分別對上述3個(gè)測點(diǎn)x、y、z3個(gè)方向的振動(dòng)加速度、速度、位移進(jìn)行綜合振級貢獻(xiàn)比計(jì)算,為直觀展示各測點(diǎn)加速度矢量占比分布情況,繪制貢獻(xiàn)比云圖(見圖6)。由圖6可見,進(jìn)氣管和壓氣機(jī)出口處y向貢獻(xiàn)比較高,壓氣機(jī)進(jìn)口位置x向貢獻(xiàn)比較高。

    圖6 局部測點(diǎn)矢量方向貢獻(xiàn)比云圖

    對上述振動(dòng)測點(diǎn)進(jìn)行混合統(tǒng)計(jì),結(jié)果見圖7和圖8。

    圖7 壓殼x向混合統(tǒng)計(jì)

    圖8 進(jìn)氣管x向混合統(tǒng)計(jì)

    圖中壓氣機(jī)進(jìn)出口兩測點(diǎn)的混合統(tǒng)計(jì)結(jié)果呈現(xiàn)橢圓形狀,并在x向正相關(guān)的同時(shí)伴隨有多個(gè)正態(tài)峰值,出口y向明顯較進(jìn)口響應(yīng)離散。這表明在當(dāng)前的支撐與固定方式下,系統(tǒng)內(nèi)存在接觸應(yīng)力。

    3 故障誘因分析與抑制驗(yàn)證

    3.1 故障因素分析與抑制

    結(jié)合前述振動(dòng)測試與特征分析結(jié)果來看,增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)的主要原因是系統(tǒng)存在x方向的接觸應(yīng)力。為進(jìn)一步分析故障的直接誘因,繪制增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)原因樹圖,圖9列出了可能引發(fā)蝸殼旋轉(zhuǎn)的產(chǎn)品制造因素和應(yīng)用環(huán)境因素共8個(gè)。

    圖9 增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)原因樹圖

    在此基礎(chǔ)上,再按照表8所示驗(yàn)證方法,對因素1~7逐項(xiàng)進(jìn)行了追溯分析,并最終逐項(xiàng)排除了因素1~7作為直接誘因引發(fā)蝸殼旋轉(zhuǎn)的可能??紤]上述接觸應(yīng)力的來源為增壓器與固定件連接相對尺寸的變化,再結(jié)合增壓器結(jié)構(gòu)特征與工作特性,最終將故障直接誘因的最大可能性定位于增壓器的蝸殼管相對進(jìn)氣管的異步工作。

    為抑制增壓器蝸殼管相對進(jìn)氣管的異步工作,進(jìn)而解決蝸殼旋轉(zhuǎn)失效故障,結(jié)合增壓器當(dāng)前支撐固定方式的設(shè)計(jì)裕度,擬從提升材料恢復(fù)能力以及增加蝸殼旋轉(zhuǎn)抑制力兩個(gè)方向提出以下兩項(xiàng)具體調(diào)整方案:

    1) 采用阻尼相對較大的耐熱鋼作為壓板材料,分擔(dān)蝸殼管口處的接觸應(yīng)力;

    2) 采用提升壓板緊固力矩的方式,直接抑制旋轉(zhuǎn)力矩的增加。

    在具體調(diào)整方案的實(shí)施與驗(yàn)證前,采用靜態(tài)特性反推作用力方法,反推運(yùn)行中增壓器變形約束形成的應(yīng)力,評估其對增壓器的影響。假設(shè)增壓器為剛體特征,通過簡化增壓器質(zhì)量模型和加速度穩(wěn)態(tài)等效,利用一維參數(shù)方程F=ma來獲得壓氣機(jī)出口位置的載荷;假設(shè)增壓器為彈性體特征,利用模態(tài)法提取增壓器蝸殼測點(diǎn)的振動(dòng)傳遞函數(shù),求解剛度曲線來獲得動(dòng)態(tài)作用力[14-15]。通過靜力測試法等效識別外部作用力,測試情況見圖10,測試結(jié)果見表9。

    由以上測試結(jié)果可見,若針對增壓器蝸殼壓板采取提升材料恢復(fù)能力以及增加旋轉(zhuǎn)抑制力的調(diào)整方案,最大將引入1 720 N·m的作用力,經(jīng)過可靠性評估確認(rèn),該作用力不會對蝸殼主體結(jié)構(gòu)引入其他故障模式,即上述調(diào)整方案可以進(jìn)行實(shí)施與驗(yàn)證。

    表8 故障因素驗(yàn)證方法

    圖10 作用力評估測試

    表9 柴油機(jī)標(biāo)定點(diǎn)靜力識別結(jié)果

    3.2 實(shí)施與效果驗(yàn)證

    圖11 調(diào)整方案實(shí)施位置

    根據(jù)既定的調(diào)整方案,將增壓器蝸殼壓板材料更換為06Cr19Ni10,壓板螺栓緊固力矩增加到25 N·m,并搭載原柴油機(jī)進(jìn)行了1 000 h強(qiáng)化可靠性驗(yàn)證試驗(yàn),結(jié)果見圖11。由圖11可見,試驗(yàn)全程增壓器運(yùn)行狀態(tài)良好,沒有再出現(xiàn)蝸殼旋轉(zhuǎn)失效故障,證明既定的調(diào)整方案有效。

    4 結(jié)束語

    通過整機(jī)振動(dòng)測試及特征分析,對柴油機(jī)臺架環(huán)境下的振動(dòng)特征與運(yùn)行狀態(tài)進(jìn)行了判定,為柴油機(jī)臺架系統(tǒng)有效的狀態(tài)調(diào)整及故障修復(fù)提供了依據(jù)。

    通過局部振動(dòng)測試及特征分析,確定了增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)故障的主要原因是系統(tǒng)內(nèi)存在接觸應(yīng)力,故障的直接誘因是增壓器蝸殼管相對進(jìn)氣管的異步工作。

    通過局部靜力測試及特征分析,驗(yàn)證了增壓器調(diào)整方案的可實(shí)施性;通過搭載柴油機(jī)可靠性試驗(yàn),驗(yàn)證了調(diào)整方案的有效性。

    所提出的基于振動(dòng)的增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)失效分析流程與方法,在解決發(fā)動(dòng)機(jī)其他零部件故障問題時(shí),可以拓展更為廣泛的應(yīng)用。

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