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

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。