發動機曲軸主軸承磨損對機體表面振動特性影響的仿真分析

杜燦誼，喻菲菲

（廣東技術師范學院，廣州 510635）

0 引言

發動機曲軸軸承作為發動機重要部件之一，承受復雜交變載荷作用，工作條件苛刻惡劣，長期運行難免出現機械磨損，使發動機產生異常振動和噪聲。由于曲軸軸承位于發動機最內部，拆檢困難，所以，研究不拆檢方法進行有效故障診斷顯得十分重要。目前，有眾多學者利用機體表面振動信號，通過一系列信號處理方法進行曲軸軸承故障特征提取和診斷研究，取得很多成果[1～5]，但研究重點通常放在信號的分析處理上，而對故障引起振動信號異常的原因和機理分析較少。因此，提出利用模型仿真分析方法，獲取軸承油膜壓力、軸承載荷等難以測量的重要參數數據，了解故障對曲軸軸承載荷的影響，從而可從激勵力變化角度分析故障對機體表面振動信號的影響，為故障特征提取研究提供更可靠的分析依據。

利用AVL EXCITE Power Unit平臺，搭建發動機多體動力學仿真模型進行故障模擬分析，以見諸報道[6～8]，通過改變模型結構或性能相關參數實現故障模擬，可輕易獲得故障狀態下相關激勵力數據和機體任意位置振動信號數據，所以，基于模型仿真分析方法可使分析范圍更加廣闊、分析程度更深入。

1 仿真模型設計與分析

AVL EXCITE平臺專為發動機動力學建模與分析而開發，在發動機NVH分析方面有很大優勢，廣泛應用于結構振動和噪聲分析、軸承油膜分析、曲軸動態技術等領域。

1.1 發動機動力總成模型[6]

利用EXCITE Power Unit提供的發動機機體總成、曲軸有限元模型和活塞連桿組簡化體（無質量梁和質量點），通過內部多種類型的非線性耦合單元連接構成剛柔耦合的多體動力學模型，如圖1所示，其中機體總成有限元模型包含缸體、缸蓋、氣門座、凸輪軸蓋座、進排氣總管、油底殼、懸置支架和變速器等；發動機外圍附件視為質量點，其中包含發電機、起動機、空調壓縮機和動力轉向泵等，利用梁單元或剛性體單元RBE2與機機體進行連接。

EXCITE Power Unit提供多種非線性耦合單元用于部件連接，包括非線性彈簧-阻尼模型、液動滑動軸承、軸向推力軸承模型、活塞缸套導向等，并且連接單元也可進行參數設置，使模型仿真更接近實際。

另外，活塞敲擊激勵和配氣機構激勵由EXCITE配套系列軟件Piston &Rings和Timing Drive建模仿真計算獲得，再作為外部載荷載入Power Unit建立的動力總成模型，計算結果更加可靠。

圖1 發動機動力總成模型

1.2 ENHD軸承模型分析

作為發動機重要的作用力傳遞部件，曲軸軸承的建模質量對計算結果影響非常大，而且為模擬軸承磨損，模型必須能提供相關間隙調整參數設置，綜合考慮計算精度和效率，選用ENHD擴展液力滑動軸承模型作為發動機主軸承連接部件。ENHD模型把軸頸作剛性處理，而軸瓦作彈性處理，可考慮軸承間隙、不對中等問題，用于振動噪聲分析，其精度滿足要求。

實際上，曲軸軸承磨損過度后，軸承間隙增大，油膜壓力發生變化，從而導致軸承載荷變化，因而引起機體表面振動信號相應變化。通過模型仿真，可得到油膜壓力變化情況。ENHD模型在很大程度上簡化了油膜壓力的求解，計算效率較高，實際上就是基于一定假設條件下進行推導和求解Reyonlds方程[9,10]。如圖2所示為軸承結構與運動參數示意圖[9]，這種邊界條件認為從最大間隙hmax到最小間隙hmin的整個半周油膜間隙內都有完整油膜，在油膜收斂區φ～φ +π 形成正壓力，壓力p＞0；在φ和φ +π 兩端點位置，p=0；發散區油膜全部破裂，其壓力等于某一固定值；軸瓦兩端點位置，

圖2 軸承結構和運動參數示意圖

根據上述邊界條件假設，動力滑動軸承油膜壓力方程可以表示為一諧波合成表達式[9]：

實際計算時，ENHD模型將軸瓦作為縮減的一系列節點處理，軸向節點有3排，每排圓周分布24個，每個節點有X、Y和Z三個方向自由度。軸承座有與之相連的節點進行對接，軸頸上也有3個節點與軸瓦3排圓周分布的節點進行點對面的連接，如圖3所示。

圖3 軸承有限元節點布置

2 故障設置及軸承載荷分析

由于軸承磨損使得軸瓦與軸頸之間徑向間隙增大，由式(1)可知，這將導致油膜厚度、壓力等相關參數變化，最終使軸承載荷產生變化。本文通過調整主軸承ENHD模型參數，實現軸承磨損故障的模擬。

2.1 故障設置

正常狀態下，發動機主軸承間隙在0.02mm～0.025mm之間，根據分析需要，把5個主軸承半徑間隙數值同時設置為0.05mm、0.1mm和0.2mm，這樣就可以模擬軸承磨損故障，故障程度分別為輕微、中等和嚴重。需要注意的是，數值設置不能太大，否則可能超出EHND模型正常計算范圍，導致計算出錯。

2.2 軸承載荷分析

通過仿真計算，可以獲取主軸承載荷數據，由于主軸承作用力直接作用于機體而引起其振動，所以可從激勵力這一本質要素著手分析機體表面振動異常的原因，因此，重點分析不同狀態下的主軸承作用力情況。

如圖4所示為不同狀態下的各主軸承Z向軸承反力，此時發動機轉速2000r/min。在各缸氣體爆發時刻，與該缸相鄰的兩個主軸承的軸承反力達到最大值，無論正常狀態還是磨損故障狀態，軸承反力幅值較大段曲線變化相差不大。但在幅值較小的波谷段曲線，有較顯著差異，可以看到，隨著軸承間隙的增大，幅值較小區間的軸承力曲線波動顯著增強。

圖4 各狀態下的主軸承Z向軸承反力

同樣的，對于Y向軸承反力，也有相同規律，即隨軸承間隙增大，軸承反力波動加劇，如圖5所示。實際上，其他轉速工況下的軸承反力變化情況也大致相同，這里不再列舉。

圖5 各狀態下的主軸承Y向軸承反力

對于軸承力波動加劇的原因，是由于間隙增大，油膜厚度增大，剛度減小，對曲軸的支撐約束作用有所減弱，曲軸軸頸動態彈性力增強，經油膜作用，使軸承對機體作用力波動趨勢增強；另一方面，油膜厚度增加，其動態效應也增強，油膜力波動更明顯。

3 不同軸承磨損狀態下機體表面振動信號分析

經上述分析，主軸承磨損導致軸承力波動加劇，再作用于機體，會對機體表面振動信號產生影響。因此，可通過機體表面振動響應信號來間接獲取主軸承故障狀態信息。

3.1 時域信號分析

為減少干擾，提高信號傳遞直接性和有效性，應選取軸承力作用點較近區域的振動信號進行分析，本文提取曲軸軸承座附近的缸體中下部位置的表面振動加速度信號。如圖6所示為發動機轉速2000r/min時的Y向振動加速度信號時域波形，圖6(a)為正常狀態，圖6(b)為軸承間隙0.2mm的嚴重故障狀態，可以看到，比起正常狀態信號波形，磨損故障狀態下的機體表面振動響應加速度信號更加復雜多變，頻率成分更豐富。從上述分析可知，是由于軸承力的波動加劇引起的，可進一步通過頻譜分析其頻率成分組成。

圖6 不同狀態Y向振動加速度信號時域波形對比

實際上，從Z向振動加速度時域信號波形，也可看到相同規律，如圖7(a)、圖7(b)所示。

圖7 不同狀態Y向振動加速度信號時域波形對比

3.2 頻譜分析

為了了解軸承力波動加劇對機體表面振動加速度信號的影響，對發動機不同狀態的機體表面振動加速度信號作頻譜分析，如圖8所示為發動機轉速2000r/min工況下的各狀態頻譜圖。從圖可知，與正常狀態相比，磨損故障狀態在200Hz～1000Hz附近內的低頻段的振動能量有明顯增強，而且隨著磨損間隙增大，此頻段振動能量也越大，頻率成分幅值增長突出；正常狀態時，此頻段除主要幾個階次頻率成分外，其他頻率成分不突出，振動能量較小。

事實上，分析可知此變化正是由于作用于機體的主軸承反力波動加劇，致使機體表面振動加速度在200Hz～1000Hz范圍內的中低頻響應增強。因此，作為機體振動重要激勵力的軸承反力的變化，是直接形成這一特征的原因，可作為主軸承磨損故障診斷的一個特征。

圖8 不同狀態Y向振動加速度信號頻譜

對于Z向振動加速度信號頻譜，也可得到相同規律，而且高轉速時更加明顯。如圖9所示為發動機轉速3000r/min時的正常狀態和磨損故障狀態的機體表面振動加速度信號頻譜。可見，故障狀態下200Hz～1000Hz內的中低頻振動能量顯著增加，故障特征明顯。

圖9 不同狀態Z向振動加速度信號頻譜

上述仿真分析結論實際上與一些文獻通過實驗分析得到的結論具有一致性。從文獻[11]對正常狀態和曲軸軸承異響的振動信號功率譜圖對比可知，曲軸軸承異響振動能量在0.2kHz～1.1kHz頻段有顯著增長。從文獻[12]對軸承磨損故障的實驗數據分析可知，振動能量開300Hz以上擴散，特別是300Hz～600Hz、600Hz～900Hz頻段能量增加較明顯。因此，由此也可驗證本文通過軸承磨損故障仿真分析的合理性。

4 結論

通過基于模型仿真的曲軸主軸承磨損故障分析，掌握了由于軸承磨損導致的軸承反力波動加劇情況，這種軸承反力的波動，作為重要激勵力作用于機體引起機體表面振動信號的200Hz～1000Hz的中低頻振動能量增加。因此，基于模型仿真分析方法可從激勵力等多方面分析故障的表現特征，有助于故障的準確診斷。

[1]賈繼德,孔凡讓,李志遠,等.基于時頻分析的內燃機曲軸軸承磨損故障的診斷研究[J].中國科學技術大學學報,2003,39(6)：38-44.

[2]秦萍,閻兵,李輝.小波分析在柴油機滑動主軸承接觸摩擦故障診斷中的應用[J].內燃機工程,2003,24(3)：56-60.

[3]張玲玲,廖紅云,曹亞娟,等.基于EEMD和模糊C均值聚類算法診斷發動機曲軸軸承故障[J].內燃機學報,2011,29(4)：332-336.

[4]程利軍,張英堂,李志寧,等.基于時頻分析及階比跟蹤的曲軸軸承故障診斷研究[J].振動與沖擊,2012,31(19)：73-78.

[5]趙慧敏,夏超英,肖云魁,等.柴油發動機曲軸軸承振動信號的雙譜分析[J].振動、測試與診斷,2009,29(1)：14-18.

[6]杜燦誼,喻菲菲,曾祥坤.發動機活塞敲擊故障仿真與診斷分析[J].車用發動機,2013,(2)：79-84.

[7]杜燦誼,丁康,楊志堅.基于有限元與多體動力學仿真的發動機失火故障特征提取研究[J].振動與沖擊,2012,31(9)：18-23.

[8]Du Canyi,Yu Feifei.Analysis of Engine Camshaft Bearing Loosening Fault Based-on Model Simulation and Vibration Signal.Advanced Materials Research,2013,V694-697,P896-900.

[9]AVL List GmbH.Reference Manual Version 2009：Excite Power Unit Theory[M].April 2009.

[10]林瓊,郝志勇,郭磊.曲軸系統多體動力與油膜動力潤滑耦合的數字化仿真研究[J].內燃機工程,2007,28(3)：45-48.

[11]藏玉萍,張德江,王維正.基于小波變換技術的發動機異響故障診斷[J].機械工程學報,2009,45(6)：239-245.

[12]賈繼德,張玲玲,梅檢民,等.非平穩循環特征極坐標增強及其在發動機故障診斷中的應用[J].振動工程學報,2013,26(6)：960-964.