內(nèi)燃機增壓器油管的振動研究與優(yōu)化設(shè)計

趙宏陽,亓宗磊,郭彬,李艷君

(濰柴動力股份有限公司國際應(yīng)用工程中心，山東濰坊 261000)

0 引言

渦輪增壓器因轉(zhuǎn)速高，并且與高溫排氣相連，在使用過程中溫度極高，增壓器油管作為潤滑油的通道，起到潤滑與冷卻的關(guān)鍵作用。同時，增壓器系統(tǒng)作為發(fā)動機系統(tǒng)的核心部件，工作環(huán)境通常十分惡劣，振動因素也因此成為發(fā)動機管路及管路支架斷裂的主要原因[1]。當發(fā)動或增壓器的振動頻率與增壓器油管固有頻率接近時，就會產(chǎn)生共振，加劇了管路的振動，使油管出現(xiàn)振裂、漏油等故障，嚴重影響增壓器使用壽命與發(fā)動機工作性能。本文作者針對增壓器油管振動過大問題，運用LMS Test Lab 試驗與Abaqus仿真相結(jié)合的方法，找出了振動過大的原因，并提出改進方案，有效抑制了油管的振動。

1 問題描述

某型號6缸內(nèi)燃機采用渦輪增壓技術(shù)，為安裝方便，增壓器油管采用鋼管與編織軟管組合的形式。在臺架試驗過程中，發(fā)現(xiàn)增壓器油管中鋼管與編織軟管接口位置在某個轉(zhuǎn)速下振動劇烈，可能造成使用過程中增壓器油管鋼管與軟管連接松動，出現(xiàn)漏油的故障，需找出振動過大的原因。為確定產(chǎn)生劇烈振動的轉(zhuǎn)速與振動頻率，使用LMS設(shè)備測試圖1點處發(fā)動機升速過程中增壓器油管振動，其升速工況振動幅值曲線如圖2所示。

圖1 振動測點

圖2 升速工況振動曲線

升速工況振動頻譜如圖3所示。

圖3 升速工況振動頻譜

由圖2可知，增壓器進油管在轉(zhuǎn)速為1 035 r/min、1 425 r/min 左右時，振動烈度出現(xiàn)極值，在1 035 r/min轉(zhuǎn)速時振幅為72 mm/s，在1 425 r/min時振幅為130 mm/s。如圖3所示，在轉(zhuǎn)速1 035 r/min、振動幅值最大時頻率為104 Hz，在轉(zhuǎn)速為1 425 r/min、振動幅值最大時頻率為141 Hz，并且可以看出兩個振動最大的頻率均處在內(nèi)燃機軸頻的6階次線上。

2 原因分析

2.1 振動模型

文中模型中，增壓器油管兩端分別固定在發(fā)動機機體與增壓器上，發(fā)動機與增壓器在工作過程中會產(chǎn)生振動。增壓器與發(fā)動機的振動又作為增壓器油管的振動源，造成管路的強迫振動。該振動模型示意圖如圖4所示。

圖4 振動模型示意

2.2 油管外部激力

測試油管振動源振動，測點如圖4所示，A2測點為增壓器與油管連接處，A3測點為內(nèi)燃機機體與油管連接處。増壓器振動頻譜圖如圖5所示、機體振動頻譜如圖6所示。由圖5可知，增壓器在內(nèi)燃機軸頻的3階次與6階次處存在振動幅值。由圖6可知，機體的6階次振動，相對較小。增壓器在工作時轉(zhuǎn)速極高，共振過程中不會出現(xiàn)低階次振動。而發(fā)動機工作中主要激勵為點火激勵與點火激勵的高諧次激勵，本內(nèi)燃機為6缸2沖程發(fā)動機，工作時點火激勵為內(nèi)燃機軸頻的3階次。因此增壓器6階次振動為發(fā)動機點火激勵頻率的高諧次振動傳遞到增壓器導(dǎo)致。可以分析得出，油管振動主要由增壓器振動導(dǎo)致，振動傳遞路徑依次為內(nèi)燃機、增壓器、增壓器油管。

圖5 增壓器振動頻譜

圖6 機體振動頻譜

2.3 增壓器油管模態(tài)計算

使用Abaqus軟件對原模型增壓器油管進行模態(tài)仿真計算，計算得到固有頻率見表1。由于軟管振型較為復(fù)雜，振動能量相對較小，分析振型時可忽略軟管的局部模態(tài)，振型圖如圖7所示。

表1 增壓器進油管約束模態(tài)頻率 Hz

通過仿真結(jié)果可知，進油管前兩階固有頻率分別為102.9 Hz 與130.2 Hz，振型中振動最大點為上部分鋼管與編織軟管連接處，這與測試位置相同。

圖7 模態(tài)振型

2.4 共振機制分析

單自由度系統(tǒng)在簡諧激振力作用下受迫振動微分方程為：

(1)

式中:ω為激振力頻率；m為質(zhì)量；c為系統(tǒng)阻尼；k為系統(tǒng)剛度；F0為激振力幅值；x為位移；t為時間。

對上述振動方程求解，可以得到穩(wěn)態(tài)振動響應(yīng)為:

x=Asin(ωt-α)

(2)

(3)

式中:ωn為系統(tǒng)的固有頻率；α為相位角；A為振幅。

由式(2)可知，振動響應(yīng)頻率等于激勵頻率，增壓器在轉(zhuǎn)速為1 035 r/min與1 425 r/min轉(zhuǎn)速時，104 Hz與141 Hz振動較大，因此油管在此轉(zhuǎn)速下振動頻譜中幅值出現(xiàn)在104 Hz與141 Hz。由式(3)可知，當激勵頻率與固有頻率相等時，振幅有最大值，此時的現(xiàn)象稱為共振。由仿真計算得到油管的固有頻率分別為102.9 Hz與130.2 Hz，與增壓器振動104 Hz與141 Hz頻率較好地吻合，由于計算中誤差的存在，兩者之間存在偏差。

通過上述分析可知，油管在1 035 r/min與1 425 r/min轉(zhuǎn)速出現(xiàn)振動過大的原因為共振導(dǎo)致。為降低油管振幅，應(yīng)避免共振現(xiàn)象的發(fā)生。

3 優(yōu)化與仿真

通過分析可知，增壓器油管振動過大的原因為共振導(dǎo)致，為避免共振可提高增壓器油管固有頻率，使增壓器油管固有頻率提高到增壓器的6階次振動頻率以上。提高模態(tài)的方法主要有減輕質(zhì)量與提高剛度，由于增壓器安裝位置固定，無法縮短油管的長度，因此文中采用增加系統(tǒng)的剛度的方法，重新設(shè)計增壓器油管路，優(yōu)化設(shè)計方案如圖8所示。優(yōu)化方案中將編織軟管下移，并添加管夾，提高油管的約束剛度。

圖8 優(yōu)化前后方案

對優(yōu)化后的設(shè)計方案進行仿真分析，計算得出增壓器油管的固有頻率見表2。

表2 增壓器油管約束模態(tài)頻率

通過表2可知，此時油管的第一階固有頻率為299 Hz，高于增壓器振動的6階次頻率最大值190 Hz，優(yōu)化后管路可以避免共振的發(fā)生。

4 結(jié)果驗證

對新設(shè)計油管裝機進行振動測試，以驗證方案可行性。測試位置選擇軟管與鋼管連接處，測試工況為內(nèi)燃機緩升速，測試結(jié)果如圖9所示。由圖9可知，在整個升速范圍內(nèi)，油管振動幅值小于80 mm/s，振幅降低較多，滿足設(shè)計要求。

圖9 優(yōu)化方案升速工況振動曲線

5 結(jié)束語

文中研究綜合運用振動測試與模態(tài)仿真相結(jié)合的方法分析了某內(nèi)燃機增壓器油管振動過大的原因，確定了振幅過大為增壓器6階次振動頻率導(dǎo)致油管共振引起。通過優(yōu)化增壓器油管系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與安裝方式，提高油管的模態(tài)，避免了共振。通過試驗驗證了設(shè)計方案的可行性，為類似問題提供了解決思路與方法。