直列6缸發動機半階次振動分析及優化

曹精明,田金鑫,翟旭茂,3,時保帆

1.濰坊內燃機質量檢驗中心有限公司,山東 濰坊 261061;2.濰柴動力股份有限公司,山東 濰坊 261061;3.內燃機可靠性國家重點實驗室,山東 濰坊 261061

0 引言

發動機整機振動主要由不平衡力矩、慣性力矩或輸出轉矩波動引起,直列6缸發動機的慣性力和慣性力矩完全平衡,因此整機振動主要由轉矩波動引起[1]。發動機振動與發火階次密切相關,直列6缸發動機振動的主要階次為3.0階、6.0階等3.0階的倍數階[2-3],其余階次如4.5階等半階次為非主要振動階次。實際上直列6缸發動機的振動、噪聲中半階次成分較多,且半階次成分給人造成的聽覺刺激較為強烈[4-6],若發動機半階次成分控制不當,會嚴重影響發動機振動水平及性能[7-8]。

目前關于發動機主要振動階次的研究較多,但對半階次振動研究較少[9-10]。本文中從作用機理上詳細分析某直列6缸發動機各振動階次(特別是半階次成分)的激勵特征,通過整機振動試驗、模態試驗、工作變形(operational deflection shapes,ODS)分析,查找振動原因;在發動機軸承蓋上安裝機體加強板,提升機體扭轉剛度,降低整機振動,并開展整機振動試驗及ODS分析進行驗證。

1 受力分析

1.1 單缸受力分析

某直列6缸發動機單缸受力示意圖如圖1所示,曲軸連桿運動受力示意圖如圖2所示。

圖1 單缸受力示意圖

a)ωt0時的受力 b)ωt0+π時的受力

由圖1可知:氣體膨脹推動活塞下行,產生周期性變化的轉矩,驅動曲軸旋轉[11-12]。通過傅里葉分解,將轉矩分為氣體作用力矩、慣性力矩[13-14]。

氣體作用力矩

式中:D為氣缸直徑,m;p0為缸內氣體壓力,Pa;R為曲軸旋轉半徑,m;ψ為曲柄臂中心線與氣缸軸線夾角,°;β為連桿中心線與氣缸軸線夾角,°。

慣性力矩

Mj=-mjω2R2(cosψ+λcos 2ψ)sin(ψ+β)/cosβ,

式中:mj為活塞處的等效質量,kg;ω為曲軸角速度,rad/s;λ=R/L,其中L為連桿長度,m。

合力矩

式中:M0為平均力矩,N·m;γ為傅里葉變換級數序號,為從1開始的自然數;Mγ為各級力矩,N·m;t為時間,s;εγ為各級力矩相位,無量綱。

由圖2a)可知:在ωt0(t0為某個時刻)時,活塞力Fp推動氣缸壁向右運動,同時曲軸力Fc推動主軸承向左運動,機體產生順時針翻轉。由圖2b)可知:在ωt0+π時,活塞力Fp推動氣缸壁向左運動,同時曲軸力Fc推動主軸承向右運動,機體產生逆時針翻轉。由于Fp、Fc的大小和方向均存在周期性變化,造成單缸機體產生左、右搖擺的振動,且4沖程發動機曲軸每轉2圈為1個周期,因此4沖程發動機單缸振動的主要振動階次為0.5階及其倍數階次。

1.2 多缸受力分析

多缸發動機各階次作用力特征是每個缸作用力綜合的結果。由于每個缸作用力相位不同,發火間隔也不同,且各缸作用力與發火間隔關系密切,振動階次≤3時,發動機不同階次發火間隔

θ=720i/k,

式中:i為對應階次,i≤3;k為氣缸數。

該直列6缸發動機發火順序為1—5—3—6—2—4,振動階次為1.5階時發火間隔為180°,相鄰發火缸的發火相位差為180°,振動階次為3.0階時發火間隔為360°,相鄰發火缸的發火相位差為360°,振動階次分別為1.5階、3.0階及其余階次時,對應的某一時刻作用力及轉矩示意圖如圖3所示,圖3中,Fpm、Fcm、Mm為氣缸對應的活塞力、曲軸力及轉矩;m為對應的氣缸編號,m=1,2,…,6。

a)1.5階力 b)1.5階轉矩 c)3.0階力 d)3.0階轉矩 e)0.5、2.5階 f)1.0、2.0階次

由圖3a)、b)可知:1.5階時1～6缸的轉矩M1～M6的方向與曲軸軸向一致,1、2、3缸與4、5、6缸相位相差180°,造成整個機體強烈扭轉。1.5+3n(n=1,2,3,…)階的各缸作用力相位與1.5階相位一致,表現為發動機機體扭轉。

由圖3c)、d)可知:3.0階作用力綜合表現為6個缸相位一致,作用合力大,對機體產生強烈的搖擺作用,3.0+3n(n=1,2,3,…)階次作用力均表現為機體擺動。

由圖3e)可知:0.5+3n、2.5+3n(n=1,2,3,…)階次的第1、4、5缸作用力作用于同一個方向,第2、3、6缸作用力作用于另一個方向,由于各缸扭轉作用力在內部互相抵消,表現為機體局部扭轉,對整體振動產生的影響較小。由圖3f)可知,1.0+3n、2.0+3n(n=1,2,3,…)階次的第1、6缸作用力作用于同一個方向,第2、3、4、5缸作用力作用于另一個方向,表現為機體局部扭轉較弱,且有輕微擺動。

2 試驗分析及優化

2.1 試驗內容

采用整機振動試驗、模態試驗、ODS分析發動機主要振動頻率、振動階次及振動原因。試驗系統主要設備有Simcenter Testlab 2019.1數據采集裝置、A25振動加速度傳感器、A16振動加速度傳感器、086C01沖擊力錘。

整機振動試驗時,分別于發動機4個支架位置、第1缸缸蓋位置,第6缸缸蓋位置(6個測點)安裝A25振動加速度傳感器,發動機在外特征工況下,從怠速轉速600 r/min開始,每100 r/min作為一個工況點,直至最高轉速2 100 r/min,測量發動機不同轉速下的振動速度

式中:i為測點編號;vxi、vyi、vzi分別為各測點在x、y、z方向的振動速度,mm/s。

整機模態試驗時,根據發動機外形在測試軟件Simcenter Testlab中建立模型,在冷機狀態的發動機上布置振動測點,采用A16振動加速度傳感器采集測點振動數據,將振動數據采集通道與模型測點關聯,按照模態試驗要求,用力錘敲擊各個測點附近,根據測試軟件算法分析傳感器測得的振動信號和力錘信號的關系,獲取各測點的綜合傳遞函數幅值曲線。

在發動機4個支架位置布置測點,采用A25振動加速度傳感器采集發動機在外特性工況下,120 s內由怠速轉速600 r/min升至最高轉速2 100 r/min時測點的振動數據,將振動數據采集通道與模型測點關聯,并進行ODS分析,得到各測點的綜合工作變形幅值曲線。

2.2 振動特性分析

發動機整機振動曲線及振動頻譜如圖4所示。由圖4a)可知:在轉速為1 700 r/min時,整機振動速度出現峰值,為71.0 mm/s;額定轉速為1 800 r/min時,整機振動速度為59.0 mm/s,超出44.6 mm/s的開發要求。由圖4b)可知:4.5階時振動能量較大,且振動頻率為128 Hz時存在共振,是造成整機在1 700 r/min存在振動速度峰值的主要原因。

a)整機振動曲線 b)振動頻譜圖

提取整機振動信號中不同階次振動曲線及缸壓激勵曲線,如圖5所示。

a)振動曲線 b)缸壓激勵曲線

由圖5a)可知,轉速為1 700 r/min時,4.5階振動速度最大,各階振動速度峰值從大到小依次為4.5階、3.0階、7.5階、6.0階、1.5階。由圖5b)可知,各階缸壓激勵從大到小依次為1.5階、3.0階、4.5階、6.0階、7.5階,且差異較大,缸壓激勵不是造成4.5階振動速度大的原因。

提取發動機整機模態試驗時的主要模態頻率,并進行振型分析,結果如圖6所示,圖6b)中,x為曲軸軸向,灰線為模型靜止狀態,紅線為變形狀態。由圖6a)可知,該發動機主要的模態頻率為29、84、135 Hz。由圖6b)可知,模態頻率為135 Hz時發動機振型為整體扭轉。

a)傳遞函數幅值 b)模態頻率為135 Hz時的發動機振型

ODS分析結果如圖7所示。由圖7a)可知,振動頻率為128 Hz時發動機工作變形幅值最大。由圖7b)可知,振動頻率為128 Hz時發動機振型為整體扭轉,且4個支架上的振幅均較大。由于振動頻率128 Hz與模態頻率135 Hz時均為整體扭轉振型,說明發動機運行狀態下共振頻率128 Hz對應整機靜止狀態下模態頻率135 Hz,由于發動機熱機時剛度降低,因此ODS分析得到的整體扭轉頻率稍低于模態頻率。

a)工作變形幅值 b)振動頻率為128 Hz時的發動機振型

2.3 優化及驗證

經以上分析可知,4.5階和7.5階振動速度較大是由于機體運行狀態時,振動頻率為128 Hz時為整體扭轉振型,且4.5階、7.5階為扭轉激勵,與發動機扭轉模態耦合,產生強烈共振,導致發動機振動過大。發動機扭轉頻率較低,扭振剛度不足,引起整機振動惡化及其它失效風險[15]。在1～4缸的軸承蓋上安裝加強板,提高機體扭轉剛度。改進后的整機振動曲線、主要階次振動曲線如圖8所示。

由圖8a)可知:振動速度峰值由71 mm/s降低為45 mm/s,降幅為37%;額定轉速1 800 r/min時,整機振動速度由59 mm/s下降為41 mm/s,降幅為30%,滿足開發要求。由圖8b)可知:改進后3.0階振動速度變化不大,4.5階振動速度明顯減小。

a)整機振動曲線 b)3.0階、4.5階振動曲線

改進后發動機振動頻譜圖和ODS分析結果分別如圖9、10所示。由圖9可知:共振轉速由1 710 r/min升高為1 860 r/min,整機共振頻率由128 Hz提高為140 Hz。由圖10可知:振動頻率為140 Hz時振幅最大且發動機振型為整體扭轉。由于同等阻尼下,振動頻率越高,共振幅值越低,因此提高共振頻率,能夠有效地降低發動機振動幅值,減少整機振動。

圖9 改進后發動機振動頻譜圖

a)工作變形幅值 b)振動頻率為140 Hz時的發動機振型

3 結論

1)由于多缸發動機各階相位不同,各缸作用力合成后導致機體激勵階次作用形式不同,直列6缸發動機的1.5階、4.5階、7.5階等半階次激勵對機體產生扭轉振動,3.0階、6.0階、9.0階等主階次激勵對機體產生左、右擺動振動。

2)采用整機模態測試和ODS分析推斷該發動機振動異常的主要原因為發動機整機扭轉共振頻率較低,為128 Hz;4.5階的扭轉激勵與扭轉模態耦合,導致整機振動過大。

3)在機體上安裝加強板,整體扭轉共振頻率從128 Hz提升為140 Hz,額定轉速時整機振動速度為41 mm/s,滿足開發要求。