直列8缸柴油機(jī)增壓器的振動研究與優(yōu)化設(shè)計

郭軍軍， 張鳳麗， 高坤， 張波

（濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261061）

0 前言

渦輪增壓器是利用發(fā)動機(jī)燃燒后的排氣能量做功，推動渦輪高速旋轉(zhuǎn)，從而壓縮新鮮空氣，以實現(xiàn)增大進(jìn)氣量、提高發(fā)動機(jī)動力性的裝置［1］。渦輪增壓器的工作轉(zhuǎn)速可達(dá)1 200～160 000 r/min，一旦出現(xiàn)故障，特別是運(yùn)動部分發(fā)生故障，將導(dǎo)致整個增壓器在極短時間內(nèi)損壞［2］。

增壓器振動大會導(dǎo)致運(yùn)動部分中的渦輪與渦殼接觸，或者引起壓氣機(jī)葉輪與壓殼接觸，繼而引起增壓器故障。增壓器振動大是引起增壓器損壞的主要原因之一，因此廠家都會對增壓器的振動速度有嚴(yán)格的限值要求。在發(fā)動機(jī)工作范圍內(nèi)，必須使增壓器振動速度低于廠家限值。

當(dāng)發(fā)動機(jī)的激振頻率與增壓器本身固有頻率接近時，會產(chǎn)生共振，繼而引起增壓器振動變大。增壓器本身可以設(shè)定為一個自由度系統(tǒng)，存在不同階次下的固有模態(tài)。系統(tǒng)受到外部載荷激勵，產(chǎn)生不同階次下的振動響應(yīng)，由于自由度系統(tǒng)中各階振動的廣義質(zhì)量、模態(tài)阻尼比和廣義載荷不同，各階次的響應(yīng)值也不同［3］。因此，在匹配增壓器時，應(yīng)使其模態(tài)盡量避開發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的激振頻率。

1 存在的問題

某直列8缸發(fā)動機(jī)采用渦輪增壓技術(shù)，主要技術(shù)參數(shù)見表1。

表1 發(fā)動機(jī)主要技術(shù)參數(shù)

在發(fā)動機(jī)性能開發(fā)過程中，增壓器最大振動速度為71.9 mm/s，超過廠家限值要求（50 mm/s）。傳感器布置位置如圖1所示。

圖1 傳感器的布置

發(fā)動機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)振動頻譜如圖2 所示。發(fā)動機(jī)激振頻率為：

圖2 增壓器振動頻譜

式中：f為發(fā)動機(jī)激振頻率；n為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速；i為氣缸數(shù)；τ為行程。

該發(fā)動機(jī)工作轉(zhuǎn)速為380～800 r/min，對應(yīng)的發(fā)動機(jī)激振頻率為25.3～53.3 Hz。從圖2可知，增壓器振動速度最大時，對應(yīng)的共振頻率為49 Hz，共振轉(zhuǎn)速為740 r/min，與發(fā)動機(jī)4階激勵耦合。

2 原因分析

增壓器通過增壓器支架固定在中冷器殼體上，中冷器殼體固定在發(fā)動機(jī)機(jī)體上，發(fā)動機(jī)機(jī)體固定在臺架底座上。發(fā)動機(jī)工作時，會產(chǎn)生振動激勵，引起增壓器振動。查閱增壓器廠家說明書，在絕對剛度條件下，增壓器1階模態(tài)為39 Hz，2階模態(tài)為59 Hz，3 階模態(tài)為87 Hz。在增壓器實際安裝時，由于達(dá)不到絕對剛度的條件，因此實際模態(tài)偏低。為了確定增壓器使用狀態(tài)下的模態(tài)，需要進(jìn)行建模仿真，并提出改進(jìn)建議。根據(jù)仿真結(jié)果，該增壓器前3 階固有頻率見表2，各階振型如圖3所示。

圖3 各階振型圖

表2 模態(tài)計算結(jié)果

目前試驗共振頻率在49 Hz附近，接近增壓器3階模態(tài)。對比增壓器使用狀態(tài)下模態(tài)和絕對剛度條件下的模態(tài)，兩者差異較大，說明增壓器支架的支撐強(qiáng)度不夠，因此需要對增壓器支架進(jìn)行加強(qiáng)。

3 改進(jìn)措施

為了解決增壓器匹配過程中出現(xiàn)的增壓器振動速度大的問題，需要從以下2 個方面進(jìn)行改進(jìn)：① 降低振動源振動激勵；② 改進(jìn)增壓器支架，調(diào)整增壓器模態(tài)，避免增壓器發(fā)生共振。

3.1 降低振動源激勵

增壓器振動源為發(fā)動機(jī)機(jī)體，振動源激勵大小由發(fā)動機(jī)實際運(yùn)行工況及發(fā)動機(jī)固定狀態(tài)決定。發(fā)動機(jī)工況是客戶要求的指標(biāo)，不能降低，因此需要通過加強(qiáng)發(fā)動機(jī)固定來降低振動源激勵。經(jīng)臺架排查發(fā)現(xiàn)，由于機(jī)腳支撐設(shè)計原因，導(dǎo)致發(fā)動機(jī)飛輪端機(jī)腳部分有部分懸空，發(fā)動機(jī)在臺架的固定狀態(tài)如圖4所示。設(shè)計新的支撐，確保機(jī)體無懸空，然后選取發(fā)動機(jī)3個常用工況（工況1～3分別對應(yīng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速727 r/min、772 r/min、800 r/min），對改進(jìn)后的機(jī)體模型進(jìn)行振動仿真計算。發(fā)動機(jī)機(jī)腳增加的支撐及機(jī)體上布置的測點如圖5所示，振動仿真結(jié)果見表3和表4。由表4可知，增加支撐后機(jī)體振動有所改善，振動速度降低約4%。

圖5 增加的支撐及機(jī)體測點位置

表3 機(jī)體振動速度仿真結(jié)果

表4 機(jī)體振動速度變化率

3.2 模態(tài)調(diào)整

系統(tǒng)模態(tài)調(diào)整時應(yīng)遵循以下原則：

（1） 優(yōu)先將系統(tǒng)1階模態(tài)優(yōu)化至發(fā)動機(jī)激勵頻率1.2倍以上。

（2） 若1階模態(tài)無法滿足上述要求，則系統(tǒng)共振頻率需要避開發(fā)動機(jī)常用轉(zhuǎn)速的激振頻率。

（3） 若系統(tǒng)共振頻率無法避開常用轉(zhuǎn)速的激振頻率，則需要避開發(fā)動機(jī)大負(fù)荷工況的激振頻率。

該發(fā)動機(jī)的最大激振頻率為53.3 Hz。按原則（1），系統(tǒng)的1階模態(tài)應(yīng)大于64 Hz，但是該增壓器在絕對剛度條件下，1階模態(tài)為39 Hz，無法滿足要求。按原則（2），該發(fā)動機(jī)的常用轉(zhuǎn)速范圍為562～708 r/min，對應(yīng)的發(fā)動機(jī)激振頻率為37.5～47.2 Hz，調(diào)整后的增壓器模態(tài)應(yīng)避開此激振頻率區(qū)間。對增壓器支架進(jìn)行改進(jìn)，降低支架高度，改進(jìn)前后的增壓器支架，如圖6所示。

圖6 增壓器支架改進(jìn)前后對比

重新計算增壓器使用狀態(tài)下的模態(tài)，前3階固有頻率見表5，各階振型如圖7所示。

圖7 改進(jìn)增壓器支架后的各階振型圖

表5 改進(jìn)支架后的模態(tài)計算結(jié)果

由表4可以看出：改進(jìn)增壓器支架后，增壓器模態(tài)有了明顯提升，且避開了發(fā)動機(jī)常用轉(zhuǎn)速下的激振頻率37.5～47.2 Hz，滿足設(shè)計要求。

3.3 測試驗證

在發(fā)動機(jī)臺架上，測試發(fā)動機(jī)使用工況下優(yōu)化后的增壓器振動速度，測試結(jié)果如圖8所示。

圖8 優(yōu)化后的增壓器振動

由圖8可知，優(yōu)化后增壓器振動速度由71.9 mm/s降低至40.3 mm/s，滿足增壓器廠家振動速度低于50 mm/s的要求。按照上述優(yōu)化方案進(jìn)行發(fā)動機(jī)臺架200 h 耐久試驗，增壓器未出現(xiàn)故障，滿足考核要求。

4 結(jié)語

本文通過改善發(fā)動機(jī)機(jī)體支撐，降低了振動源的振動激勵。通過仿真計算可知，發(fā)動機(jī)機(jī)體振動速度降低約4%。通過改進(jìn)增壓器支架結(jié)構(gòu)，提升了增壓器的各階模態(tài)，使其避開發(fā)動機(jī)常用轉(zhuǎn)速區(qū)間對應(yīng)的振動激勵頻率。經(jīng)過振動測試試驗驗證，最終將增壓器最大振動速度改善至40.3 mm/s，低于廠家限值要求（50 mm/s），保證了增壓器的可靠性。