某柴油機增壓器支架NVH性能分析與改進

李俊琦,高書貞,姚亞俊,張晨,梁偉

濰柴動力股份有限公司,山東濰坊 261061

0 引言

隨著我國對藍牌輕型載貨車空車質量要求的提高,為了滿足國六排放標準的要求,高端輕型柴油機采用在增壓器后緊耦合氧化催化劑(diesel oxidation catalyst, DOC)和顆粒捕集器(diesel particulate filter, DPF)的后處理技術路線[1-2]。采用緊耦合后處理技術路線的柴油機,可以有效提高DOC入口的廢氣溫度,特別在柴油機排溫低的工況下,提高后處理的轉化效率,有效提高發動機排放性能,減少NOx和顆粒物排放。同時,柴油機緊耦合后處理使整車結構更加緊湊、零部件數量少,整車質量減小,對降低整車油耗也具有一定的優化作用[3-4]。但緊耦合后處理柴油機排氣系統的支架數量較多,裝配基準不一致,固定位置距離較遠且跨度較大,工作環境惡劣,系統的噪聲、振動與聲振粗糙度(noise vibration harshness,NVH)性能較難保證。本文中針對某緊耦合后處理柴油機在臺架開發試驗過程中反復出現的排氣側增壓器支架斷裂故障,結合有限元仿真分析、NVH測試及故障件材料微觀分析等方法,分析故障產生的主要原因,并提出對應的試驗條件及產品結構的改進優化方案,為緊耦合后處理柴油機開發及故障分析提供參考。

1 排氣系統結構及故障分析方法

1.1 排氣系統結構

某緊耦合后處理柴油機排氣系統由增壓器、排氣制動蝶閥、排氣管和緊耦合后處理總成4部分組成,發動機本體緊耦合后處理總成,排氣系統零部件數量較多,考慮后處理DOC、DPF的質量大、安裝點跨距大等問題,需要對增壓器、DOC和DPF均設計相應的支撐支架,同時需要充分考慮各支架裝配的解耦性,保證支架不存在裝配內應力,提高系統可靠性。該柴油機排氣系統結構如圖1所示。

a)柴油機排氣系統 b)排氣系統支架圖1 緊耦合后處理柴油機排氣系統結構

由圖1可知:該機型的排氣系統包含9個支架,涉及后處理的安裝支架均焊接在支撐零部件本體上;調節支架是連接安裝支架和固定點的獨立支架,調節支架上設計大尺寸調節孔,起裝配解耦作用,其中,DOC上端支架固定在缸蓋靠近第1缸的位置,增壓器支架固定在缸蓋靠近第3缸的位置,DOC下端支架固定在機體靠近第1缸的位置,DPF支架固定點在機體靠近第4缸的位置。由此可見,緊耦合后處理技術路線的柴油機排氣系統的支架存在數量多、裝配基準不一致、固定距離遠且跨度大的特點,因此該系統的NVH可靠性較難保證。

1.2 故障分析

該緊耦合后處理柴油機在臺架性能試驗分別運行153、220 h以及初期耐久試驗運行130 h時,均出現增壓器支架斷裂的故障,且故障件斷裂位置一致,故障件斷裂位置如圖2所示。

圖2 故障件斷裂位置

本文中將從有限元仿真計算、NVH測試試驗和材料微觀分析3方面進行故障分析。通過有限元仿真計算判斷發動機本體排氣系統是否存在零部件自系統共振;利用NVH測試試驗,明確發動機與臺架是否存在共振,并排除增壓器支架過約束問題;對故障件斷口及材料進行微觀分析,確定支架是否存在設計或制造缺陷。

2 仿真計算分析

2.1 仿真計算邊界

該機型排氣系統的零部件尺寸差異大、數量多、安裝跨距大,為了提高網格質量,利用SimLab和Hyper Mesh軟件聯合對該機型排氣系統三維模型進行網格劃分。其中,支架類劃分二階四面體單元網格,其余各零部件采用一階四面體單元網格,在保證計算精度的前提下,有效提高計算效率[4-6]。排氣系統有限元網格模型如圖3所示。

圖3 排氣系統有限元網格模型

在仿真計算中,模型各零部件材料參數如表1所示,其中增壓器、DOC、DPF和排氣制動蝶閥總成件賦予重量屬性。

2.2 仿真結果與分析

按照安全系數為1.2計算,發動機附件支架系統模態的一階固有頻率應大于發動機激振頻率的1.2倍[7],排氣系統的固有頻率應不小于110 Hz。經計算,該機型排氣系統的前3階固有頻率及振型如表2所示(按發動機坐標定義,飛輪端指向自由端為+x向,上方為+z向,+y向符合右手法則),一階振型如圖4所示,圖中數據代表相對位移的變化趨勢,0代表無變形,1代表變形最大。由表3及圖4可知:一階頻率225.8 Hz,大于110 Hz;該機型的排氣系統模態計算滿足NVH性能要求,最大位移發生在DOC處,振動趨勢為z軸方向。

表2 排氣系統固有頻率與振型

表3 軟墊剛度及NVH測試結果

圖4 排氣系統一階振型圖

3 NVH測試試驗

為了進一步明確發動機與臺架是否存在共振及增壓器支架是否存在過約束問題,測試整機與增壓器的振動速度及振動加速度[8]。

3.1 試驗儀器及測點布置

選用靈敏度為10 mV/g(g為自由落體加速度)的加速度傳感器作為NVH試驗的測試設備。在整機共振測試中,分別在整機的前端上部、后端下部及前、后、左、右4個對角位置布置加速度傳感器,為了明確增壓器的NVH數據,并排除增壓器支架過約束問題,將加速度傳感器布置于增壓器表面,對安裝支架和不安裝支架2種情況進行NVH測試,其測點布置位置如圖5所示。

圖5 傳感器布置位置

3.2 整機振動測試結果

整機振動測試結果如圖6所示。由圖6可知:整機振動速度無異常波動,發動機轉速為776 r/min時,整機右前支撐點+x、+y、+z向的振動速度最大,分別為66、374、228 mm/s;發動機轉速為2 800 r/min時,右前支撐點+x、+y、+z向的振動速度分別為21、22、51 mm/s;但發動機轉速為776 r/min且振動頻率為26 Hz時,存在振動頻譜激勵突增現象,說明此處整機與臺架存在共振問題。考慮該機型柴油機本體質量相對于競品機型較輕,需進一步對臺架支撐軟墊進行選型確認[9-10]。

a)振動速度曲線 b)振動頻譜圖圖6 整機振動測試結果

3.3 增壓器振動測試結果

為排除增壓器支架過約束的情況[11],對拆、裝增壓器支架2種情況進行增壓器振動臺架NVH測試,測試結果如圖7所示。

a)振動速度 b)振動加速度圖7 增壓器振動測試結果圖

由圖7可知:帶支架與不帶支架的增壓器振動結果不同,特別是在發動機轉速低于2 300 r/min時,帶支架增壓器的振動速度和加速度均低于不帶支架的,由此推斷增加支架可以改善增壓器受力;發動機轉速為2 400 r/min時,增壓器的振動加速度突然增加并達到峰值,說明在此工況下增壓器與臺架發動機發生共振。同時,對比增壓器和整機的振動速度可知,增壓器的振動速度明顯高于整機振動速度,說明支架無法抑制增壓器振動。

4 材料分析

通過體視顯微鏡觀察故障支架的斷口形貌,如圖8所示。由圖8可知:斷口表面有明顯的貝紋線,裂紋源區域沒有明顯的異常,失效模式為典型疲勞斷裂,裂紋起源于止裂槽中間位置。同時,增壓器支架螺栓孔安裝位置存在明顯的壓潰現象。根據支架斷口微觀形貌分析,增壓器設計剛度及材料強度不足[12-13]。

a)斷口形貌 b)斷口形貌局部放大 c)表面微觀圖 d)表面微觀局部放大圖8 斷口微觀形貌圖

綜合上述分析,該機型增壓器支架斷裂的原因為:1)發動機整機與臺架存在共振;2)增壓器支架設計剛度及材料強度不足,難以完全抑制增壓器振動。

5 改進方案及試驗驗證

5.1 臺架支撐軟墊改進

為了避開柴油機與臺架的共振點,對3種不同垂直剛度的臺架支撐軟墊進行選型。軟墊在臺架上的安裝位置及改進后的軟墊如圖9所示。

a)臺架軟墊安裝位置 b)改進后軟墊圖9 軟墊在臺架上的安裝位置及改進后的軟墊圖

軟墊剛度及NVH測試結果如表3所示,其中VD3-06是原始方案。由表3可知:型號為VD3-02的低剛度軟墊可以將共振轉速由776 r/min降低為318 r/min,且振動速度由382 mm/s降低為89 mm/s,共振風險降低。因此,選擇VD3-02作為本型號發動機臺架試驗的軟墊支撐方案。

5.2 增壓器支架改進

為了增加增壓器支架強度,將支架材料由Q235A板材調整為QT450鑄造材料,材料的抗拉強度由235 MPa提升為450 MPa[14-16]。

為了避免支架振動變形,在支架受力變形方向增加條形筋,并對螺栓支撐面進行加厚。改進前、后的增壓器支架結構對比如圖10所示。

a)改進前 b)改進后圖10 改進前、后支架結構

5.3 試驗驗證

將優化后的增壓器支架搭載臺架進行NVH測試,測試結果如表4所示。由表4可知:增壓器及支架的一階共振頻率明顯增加,且共振速度減小。改進后的增壓器支架對排氣系統振動存在明顯的抑制作用,排氣系統NVH指標滿足要求。同時,搭載臺架開展耐久試驗,未出現增壓器支架斷裂故障。

表4 支架優化后NVH測試結果

6 結論

針對某輕型緊耦合后處理柴油機排氣系統增壓器支架出現的斷裂故障,通過有限元仿真分析、故障件材料微觀分析、NVH測試和試驗驗證,分析了故障發生的主要原因并提出解決方案,為后續緊耦合柴油機系統結構開發提供參考。

1)通過有限元仿真計算分析,確定該機型排氣系統模態滿足NVH性能要求。

2)對臺架上柴油機支撐軟墊進行選型,選擇垂直剛度更低的VD3-02軟墊作為該機型臺架的支撐軟墊,避免該機型柴油機與臺架產生共振。

3)使用抗拉強度更高的鑄造支架代替折彎板材支架,加大了支架的強度。

4)對改進后柴油機進行NVH測試,改進后的臺架支撐軟墊和增壓器支架能滿足整機NVH要求;搭載負載進行耐久試驗,未再出現故障,改進有效。