內燃機缸蓋振動信號建模與仿真

蔡艷平，范 宇，陳 萬，鄭 勇

(火箭軍工程大學305室，陜西 西安，710025)

振動監測診斷法[1]以機器振動作為信息源，結合頻譜分析技術，在機器運行過程中，根據頻譜特征變化可以有效判別機器的運行狀態及故障形成的原因。至于內燃機缸蓋振動信號，其主要激勵源為缸內氣體燃爆激振及進、排氣門開啟和關閉。筆者深入分析了柴油機的故障產生原因和振動機理，為柴油機振動診斷提供了一定的診斷分析依據[2]。張曉奇[3]研究了發動機的振動特性，并對其進行了噪聲源識別以及結構優化設計。杜燦誼[4]通過建模仿真和實驗對發動機整機進行了典型故障機理、特征提取和診斷方法研究。國杰等[5]建立了配氣機構的連續體動力學模型，用于分析配氣機構的動力學及激勵源特性。Suh等[6]借助研究凸輪轉動和氣門落座對氣缸蓋表面的傳遞函數，預測了缸蓋表面的振動響應。Hwang等[7]研究了發動機的振動噪聲特性，認為配氣機構噪聲和凸輪緩沖段速度設計有關。Johnsson[8]通過采集內燃機表面振動加速度信號重構缸內壓力信號來評價其燃燒狀態。綜合上述文獻表明，研究者大多關注內燃機振動信號產生的機理，而針對氣缸蓋振動分析和信號模擬方法的報道較少。此外，傳統獲取氣門間隙故障樣本的方法主要依靠人工調整氣門及其傳動機構之間的距離來實現，存在效率低、耗時長等不足，而深度學習已在內燃機故障診斷領域展現出廣闊的應用前景，如何通過信號模擬方法來為深度學習技術提供大量樣本從而對網絡進行訓練是一個亟待解決的問題，基于此，本文通過建立內燃機氣門機構動力學模型和氣缸壓力仿真模型，對內燃機缸蓋振動信號實施仿真模擬，并借助不同工況條件下模擬信號與實測信號的對比分析，對該模擬方法進行有效性驗證，以期為深度學習在內燃機故障診斷領域的應用提供新的思路。

1 內燃機配氣機構動力學分析及氣缸壓力仿真

1.1 配氣機構動力學分析

采用AVL EXCITE-TD軟件對內燃機配氣機構進行動力學仿真，所建配氣機構動力學模型如圖1所示，其中主要零件及參數列于表1。由圖1可見，該動力學模型主要包含旋轉激勵、凸輪軸、軸承結構、相位調整、凸輪型線、挺柱、推桿、氣門彈簧、氣門閥面等單元。由于進、排氣門總體結構相似，為簡化計算，本研究僅對其中一個氣門系統進行仿真，所得氣門落座力、運動加速度、運動速度和升程仿真結果如圖2所示。從圖2中可以看出，在氣門開啟和關閉瞬間，因加速度突變引起了一定的沖擊，特別是在氣門關閉瞬間，氣門落座造成較強的沖擊力，這也是配氣機構對氣缸蓋的主要沖擊力。當氣門關閉后，氣門落座力始終維持在一定數值，這是因為氣門彈簧所產生的預緊力使氣門與氣門座緊密接觸，從而在內燃機壓縮和做功沖程保持氣缸的密閉。同時，在臨近氣門開啟和關閉時刻，氣門運動的速度和加速度達到最大值，這主要是因凸輪基圓和型線之間存在過渡段所致。此外，氣門升程和運動速度曲線都比較光滑，表明配氣機構在工作過程中運行比較平穩，不存在突變、飛脫等不良現象。

圖1 配氣機構動力學模型

表1 配氣機構主要零件及參數

圖2 氣門運動仿真曲線

設置內燃機轉速為1500 r/min，并考慮進、排氣門實際相位，所得內燃機一個運行周期內進、排氣門凸輪升程及落座力曲線如圖3所示。當配氣機構的氣門間隙異常時，氣門落座力和正常工況條件下不同，以至于缸蓋表面振動存在差異，因此，可以借助缸蓋表面振動信號對其故障進行診斷。為獲得不同工況條件下的缸蓋振動信號，首先對氣門落座力進行仿真分析。設置氣門正常無故障及排氣門間隙過小或過大等三種工況，其中正常工況下排氣門間隙為0.30 mm，排氣門間隙過小或過大時相應間隙值分別為0.06、0.50 mm，三種工況下的氣門落座力仿真結果如圖4所示。從圖4中可以看出，氣門間隙越大，落座沖擊力越強。氣門間隙過大將導致氣門晚開早閉，縮短了排氣時間，使廢氣不能充分排出，導致工質更新不及時，同時過大的沖擊力會加速氣門機構損耗，并產生噪音過大等不良影響；氣門間隙過小則會造成氣門早開遲閉，導致氣門受熱膨脹后密封不嚴，引起氣缸漏氣，氣體燃燒不完全，降低了內燃機的效率。

(a)凸輪升程

(b)落座力

圖4 不同氣門間隙條件下的落座力

1.2 氣缸壓力仿真

使用AVL BOOST軟件模擬內燃機缸內壓力，搭建的氣缸模型見圖5，該模型主要包含空氣濾清器、氣缸、發動機參數調節、容腔、催化轉化器等單元，氣缸的相關參數列于表2。

由仿真模擬所得氣缸內的壓力變化曲線如圖6所示。由圖6仿真結果可知，當缸內氣體燃爆時，氣缸壓力迅速增大，最高可達12 MPa左右。同時氣體燃爆之前缸內壓力略小于氣體燃爆之后的壓力，造成該現象的主要原因有兩個：一是氣缸吸氣過程中需要缸內壓力小于大氣壓；二是氣缸排氣過程中廢氣不能完全排盡，殘留的少量氣體導致缸內壓力大于吸氣過程相應值。該仿真曲線較好地反映了內燃機實際工作過程中氣缸內部壓力的變化過程。

圖6 氣缸壓力仿真曲線

2 內燃機缸蓋模態及瞬態動力學分析

2.1 缸蓋振動的模態分析

采用ABAQUS有限元分析軟件建立內燃機缸蓋模型，并對該模型進行適當簡化，去除缸蓋螺孔的螺紋以及細小的溝槽等可能會引起網格劃分失敗的部分，在不影響分析結果的前提下，盡量減少計算代價、提高運行效率，所建內燃機缸蓋模型如圖7所示。缸蓋為HT250灰鑄鐵材質，其密度為7400 kg/m3，楊氏模量為140 GPa，泊松比為0.27。

圖7 缸蓋模型

對缸蓋模型進行網格劃分后再對網格進行質量檢查，優化不合格網格，最終得到24 671個節點和119 598個單元網格，網格劃分示意圖見圖8。因實際中通常借助螺栓把氣缸蓋固定在內燃機機體上，故還需對缸蓋模型螺栓孔部分進行6自由度約束作為氣缸蓋的邊界條件，邊界約束示意圖見圖9。

圖8 網格劃分

圖9 邊界約束

進入作業程序，提取內燃機缸蓋前30階固有頻率及振型，各階次對應的頻率見表3。圖10所示為缸蓋部分階次振型云圖(第1、10、20、30階)。

2.2 缸蓋振動的瞬態動力學分析

在內燃機工作過程中，無論是缸內氣體燃爆還是氣門落座沖擊過程，都存在一個隨時間變化的作用力，因此可采用瞬態動力學分析來獲得缸蓋的振動情況?；谀B分析結果，借助模態疊加法計算缸蓋的振動響應, 將仿真所得氣缸進、排氣門落座力和缸內氣體燃爆激振力加載到缸蓋模型的相應位置，通過有限元分析軟件計算出缸蓋受激勵力的振動響應。氣缸進、排氣門落座力和缸內氣體燃爆激振力加載位置如圖11所示，得到的缸蓋時域振動信號見圖12。由圖12仿真結果可知，缸蓋在激勵力初始作用下振動變化非常劇烈，導致振動加速度過大，為避免其對本研究產生干擾，首先模擬內燃機2個工作循環的缸蓋振動信號，然后截取第2個工作循環期間的振動信號作為分析對象，所截取的內燃機1個工作循環中的缸蓋振動信號如圖13所示。由圖13可見，該仿真結果較好地體現了氣缸進、排氣門的關閉、開啟以及缸內氣體燃燒激振所引起的內燃機缸蓋振動過程，基本上反映了內燃機工作過程中缸蓋的振動情況。

表3 缸蓋振型及頻率

(a)第1階振型

(b)第10階振型

(c)第20階振型

(d)第30階振型

(a)氣門落座力加載位置

(b)氣體燃爆激振加載位置

圖12 模擬的缸蓋振動信號

圖13 缸蓋一個工作循環的振動信號

Fig.13 Cylinder head vibration signal in one operating cycle

3 實例驗證

為了驗證內燃機缸蓋振動模擬信號和實際信號的吻合程度，采集內燃機在實際工作過程中不同工況條件下的缸蓋振動信號，并與其相應的仿真模擬信號進行了比較分析。試驗數據采集自車載BF4L10011F型柴油機，通過AVL油壓傳感器采集柴油機噴油管壓力，借助PCB振動傳感器采集柴油機氣門機構附近的振動情況，PCB振動傳感器采樣頻率為25 kHz，柴油機空載運行，轉速為1500 r/min。試驗設備及傳感器布置如圖14所示。

圖14 試驗設備和傳感器布置

試驗通過改變柴油機氣門間隙，模擬柴油機的運行工況。將柴油機進氣門間隙統一設置為0.30 mm，排氣門間隙設置為0.30、0.06、0.50 mm，分別表示排氣門間隙正常、過小、過大的工況。采集三種工況下的氣缸蓋表面振動信號，并對所得時域信號進行頻譜分析，實際采集信號與相應仿真模擬信號的對比如圖15所示。由圖15中實測信號采集結果可見，正常工況下的時域信號反映了缸蓋振動的基本情況，進、排氣門落座和開啟的激勵力、缸內氣體燃爆激振力都得到了良好的體現，在其相應的頻譜圖中，峰值主要集中在6000～8000 Hz，這應歸因于氣門落座所產生的高頻振動[2]，即此時內燃機缸蓋的主要振動是由氣門落座所引起的；當排氣門間隙過小時，缸蓋的主要振動是由進氣門開、閉引起的，此時相應頻譜的峰值主要集中在10000 Hz以上區域；當排氣門間隙過大時，缸蓋的主要振動由進、排氣門關閉引起，相應的頻譜峰值出現區域與排氣門間隙過小時相似，也集中在10000 Hz以上區域，但峰值波動較后者更加明顯。

對比實測信號和模擬仿真信號可見，在三種工況下，實測信號與仿真信號的時域波形和頻域波形基本一致，但由于內燃機在實際工作中各種振動相互耦合、不同部件相互影響，導致氣缸蓋振動信號成分非常復雜，因此實際信號和仿真信號還是存在一定差別。從時域信號來看，由于本研究在仿真模擬時僅考慮了最主要的進、排氣門開啟和關閉以及缸內氣體燃爆激振力的作用，因此在這些力作用時的缸蓋振動模擬信號比較明顯，而對實際工作中各種耦合的振動情況表現不足。從頻域信號來看，實測信號的低頻部分振動信息相比模擬信號更加豐富，這主要是因為在仿真模擬時，所考慮的由主要作用力引起的缸蓋振動基本集中在中高頻部分，對實際工作中因各種耦合引起的低頻振動表現不足。不過，在高頻段實測信號和仿真信號的峰值及其對應的頻率位置雖存在一定的差異，但是整體變化趨勢一致?？偟膩碚f，本研究對三種工況下缸蓋振動信號的仿真模擬取得了比較理想的效果，采用本方法對內燃機氣門間隙故障進行大樣本模擬是可行的。

(a)正常工況

(b) 氣門間隙過小

(c) 氣門間隙過大

4 結論

(1)運用AVL EXCITE-TD軟件對內燃機配氣機構動力學模型進行仿真，結果表明氣門關閉瞬間形成了較大沖擊力，這是配氣機構引起缸蓋振動的主要因素，且氣門間隙越大，氣門對缸蓋的沖擊力越大。運用AVL BOOST軟件對內燃機氣缸壓力進行仿真，較好地反映了內燃機實際工作過程中氣缸內部壓力的變化過程。

(2)對內燃機缸蓋模型進行模態分析表明，在邊界條件的約束下，缸蓋前30階振型頻率為5232.5～10986.7 Hz。

(3)仿真信號與實測信號的對比分析結果表明，對內燃機缸蓋振動的模擬取得了較理想的效果，特別是在信號的高頻部分，仿真結果與實測結果吻合較好。但由于內燃機振動激勵眾多，因各部件相互接觸、振動情況相互耦合對缸蓋振動所產生的影響還需要進一步研究。