柴油機活塞敲擊及其振動響應機理研究

李曉磊，劉建敏，喬新勇，李曉偉，張 杰

（1.裝甲兵工程學院機械工程系，北京 100072；2.解放軍77160部隊，四川 犍 為 614400；3.上海福伊特水電設備有限公司，上海 200240；4.中國人民解放軍駐318廠軍事代表室，北京 100053）

柴油機表面振動信號蘊含了豐富的工作狀態信息，振動檢測具有無損性、在線性等優點，因此人們通常將振動監測診斷作為機械設備故障診斷的首選方法［1］。目前，基于振動的故障診斷大多集中于特征提取方法和模式識別方法的研究，例如人工神經網絡、經驗模式分解以及支持向量機等。同時，振動分析法逐漸向多方法融合發展。林瑞霖等運用EMD方法對柴油機缸蓋振動信號進行分析，求得各基本模態函數的能量百分比，將能量百分比作為神經網絡的輸入進行網絡訓練和故障識別，實現了氣閥機構的故障診斷［2］。文獻［3］中將經驗模式分解、自回歸模型以及支持向量機相結合對柴油機失火故障進行了診斷。文獻［4］和文獻［5］中研究者利用小波分析、希爾伯特－黃以及神經網絡等一系列方法進行了基于機體振動信號的柴油機故障診斷。柴油機表面振動信號的激勵源眾多，其變化規律受工況及結構參數的影響較大，研究激勵源特性及其影響因素可從源頭把握振動信號的變化規律，對指導振動特征提取與狀態監測具有重要意義。

本研究以某150柴油機為研究對象，圍繞活塞敲擊振動信號建立了活塞敲擊動力學模型，分析了柴油機轉速、負荷及溫度場對活塞敲擊的影響，并通過調整活塞缸套間隙，研究了活塞敲擊時刻、活塞敲擊動能隨間隙的變化規律，為利用振動信號診斷活塞缸套磨損狀況提供了理論基礎。

1 動力學模型的建立

在對活塞受力分析的基礎上，利用動力學軟件AVL建立了活塞敲擊模型，并通過與缸蓋振動信號對比，驗證了模型的準確性。

1.1 活塞受力分析

圖1示出活塞的受力模型。以活塞銷孔中心為坐標原點，活塞軸向向上為x軸正向，活塞徑向由副推力面指向主推力面方向為y軸正向，以此分別建立活塞運動平衡方程（見式（1）至式（3））。該組平衡方程是分析活塞運動的依據，也是各類動力學軟件仿真的理論基礎。

活塞軸向運動方向：

徑向運動方向：

繞銷軸轉動方向：

式中：m為活塞質量；Θ為活塞繞銷軸的轉動慣量；Fg為重力；Fgas為氣體作用力；Fr為活塞環與活塞的接觸力；Fc，i為接觸區域i處的主推力面和副推力面接觸力；Fpin為活塞銷處的力；Mc為活塞缸套接觸力產生的力矩；Mg為重力力矩；Mp為活塞銷摩擦力產生的力矩。

1.2 動力學模型的建立

1.2.1 工況選擇及缸壓測量

為了便于仿真結果和實測振動信號對比，首先選擇倒拖工況進行計算。倒拖轉速為150r／min，同步采集缸內壓力及振動數據。圖2示出實測的壓縮壓力曲線。另外，為了研究轉速變化對活塞敲擊的影響，本研究同步采集了空載工況下800，1 000，1 200，1 400，1 800，2 000r／min時的振動及缸壓數據。

1.2.2 活塞剛度及型線

采用Ansys計算活塞的剛度矩陣。圖3示出活塞應變云圖。按照軟件規定的剛度矩陣格式要求，輸入加載下各位置的形變，得到剛度矩陣文件。

首先研究冷態倒拖下的機體振動，加載活塞型線采用冷態型線（見圖4），名義直徑為149.82mm，其中0°型線與180°對稱，僅列出一個。

1.2.3 溫度場計算

為確保模型的準確性，除冷態倒拖工況外，其余工況計算時均需要加載相應的熱邊界條件。柴油機穩定工作后，其缸內燃氣溫度呈周期性變化，但活塞和缸壁的熱交換相對來說比較緩慢，因此通常都將活塞和缸壁的溫度場近似認為是穩定的溫度場。將活塞有限元模型和缸套有限元模型導入Ansys workbench穩態熱模塊，設置平均燃氣溫度、對流換熱系數等邊界條件，進行穩態熱分析，計算活塞及缸套的溫度場分布，圖5和圖6分別示出標定工況下的活塞及缸套溫度場分布。

1.3 模型的驗證

由于實測活塞敲擊時刻及能量比較困難，本研究通過機體振動信號的響應時刻間接驗證模型的準確性。圖7示出實測的右1缸機體振動信號，對其進行短時傅里葉變換，得到的時頻分布見圖8。

圖7中L段振動出現在上止點后5°曲軸轉角附近，其頻率成分比較豐富，且含有2kHz以上高頻成分。由于壓縮壓力對缸蓋的作用主要為低頻響應［6］，所以信號中L段高頻振動不是壓縮壓力引起的。設定右1缸上止點為0°，繪制12150柴油機各激勵的作用時刻（見表1）。右1缸爆發后的20°內，本缸及鄰缸均沒有其他激勵的作用，因此可以斷定L段高頻響應來自本缸的活塞主敲擊。

表1 12150柴油機工作過程中各激勵作用時刻

根據實際測量的裝配間隙設置模型參數，對活塞敲擊進行了仿真計算，圖9示出動畫模擬的截圖。圖中所示為上止點后的主敲擊，可以看出該敲擊發生在4.99°曲軸轉角，與振動響應時刻基本一致。因此從敲擊時刻來看，該模型是基本正確的。

2 活塞敲擊影響因素研究

通過仿真分析與試驗數據對比，對活塞敲擊時刻、敲擊能量及其影響因素進行深入研究，為利用活塞敲擊振動評價柴油機技術狀況奠定基礎。

2.1 轉速變化對活塞敲擊狀況的影響

保持模型的間隙不變，設置不同轉速并加載相應的缸內壓力進行計算。活塞敲擊動能見圖10。

1 200r／min之前，轉速越高，上止點附近的活塞主敲擊越劇烈，且敲擊時刻逐漸后移；1 400r／min以上，上止點附近的活塞主敲擊開始減弱，到2 000r／min時活塞敲擊行為基本消失。此外，在280°，380°以及460°曲軸轉角位置，活塞敲擊動能隨著轉速的升高逐漸增大。

在仿真計算的基礎上，對比分析實測左1缸缸蓋測點振動信號的能量分布情況。活塞敲擊行為的發生主要體現為高頻振動信號能量變化。由倒拖振動信號時頻分析可知，活塞敲擊振動的頻率主要集中在20kHz以上，本研究利用高通濾波剔除20kHz以下的低頻成分，并計算濾波后信號的Teager能量算子。Teager能量算子（TEO）是由Kaiser提出的一種非線性算子，它能有效提取信號的能量［7］。在連續時間信號中，TEO定義為

對于離散時間信號，式（4）可以近似表達為

利用式（5）計算了濾波后振動信號的TEO能量算子，重點對上止點附近的主敲擊振動響應進行研究，各轉速下的能量算子見圖11至圖16。800～1 200r／min時，隨著轉速的增大，能量算子出現增大趨勢，且逐漸后移；1 400r／min時能量算子開始減弱，1 600r／min，1 800r／min時針閥落座激勵和燃燒激勵的響應已經延續到20°附近，無法分辨活塞主敲擊的振動響應。該分析結果與計算的活塞主敲擊能量變化規律基本一致，也進一步證明了模型的準確性。

綜上所述，利用振動信號檢測活塞敲擊狀況應選擇15°附近振動信號，該段信號是活塞主敲擊的響應，從柴油機工作時序來看干擾最小；而轉速應在1 400r／min以下，對比以上分析結果，1 200r／min最好，此時活塞主敲擊能量最大，振動響應最明顯。

2.2 負荷變化對活塞敲擊狀況的影響

選擇1 200r／min轉速下100%負荷，50%負荷及20%負荷研究負荷變化對活塞敲擊的影響。圖17示出不同負荷下的實測缸內壓力曲線，可以看出，隨著負荷的增加，燃燒始點提前，最大燃燒壓力逐漸增大。將該組缸內壓力曲線加載到模型中分別進行仿真，得到不同負荷下活塞敲擊動能（見圖18）。隨著負荷增加，缸內壓力升高，而轉速恒定時，慣性力基本不變，使得活塞側向力逐漸增大，活塞主敲擊明顯增強，同時燃燒始點的提前，也使得活塞主敲擊時刻逐漸前移。由于負荷工況時實測振動信號受燃燒激勵響應的干擾較為嚴重，很難準確提取活塞敲擊振動響應，故未對不同負荷下實測活塞敲擊振動信號進行對比。

2.3 溫度場對活塞敲擊的影響

通過輸入活塞冷態型線、材料線膨脹系數以及活塞和缸套的溫度場，可以根據經驗公式進行熱膨脹量的計算。圖19示出主推力側活塞冷態與熱態型線對比。圖20示出缸套熱膨脹量的軸向分布。由于鋁合金材料的線膨脹系數較大，活塞裙部變形量大于缸套的變形量，使得配合間隙減小。

圖21示出計算得到的冷態倒拖與熱態倒拖活塞敲擊能量，由于間隙減小，熱態倒拖時活塞敲擊動能整體出現下降趨勢，尤其是上止點附近的主敲擊明顯減弱，整體的敲擊相位變化不大。進一步對比實測倒拖振動信號的TEO能量算子，熱態倒拖時的活塞主敲擊缸蓋振動響應非常微弱，與活塞敲擊動能的變化趨勢一致（見圖22）。因此采用倒拖振動信號檢測時最好選在發動機預熱之前，此時振動響應更加清晰，且在環境溫度相同的情況下，基本可以保證前后試驗條件的一致性。

2.4 活塞主敲擊隨裝配間隙的變化

由于試驗條件限制，無法進行不同裝配間隙下的振動檢測試驗，本研究主要通過仿真計算的方法研究活塞主敲擊隨裝配間隙的變化情況。所研究柴油機的標準活塞裝配間隙為0.18mm，加載1 200r／min空載工況下的缸內壓力，并假設缸內壓力保持不變，分別設置模型間隙為0.18mm，0.20mm，0.22mm，計算活塞敲擊狀況。圖23示出不同間隙下活塞敲擊動能的分布情況，可以看出，隨著間隙增加，活塞敲擊能量呈現上升趨勢。

活塞敲擊行為來自于兩方面，首先是活塞的橫向運動，其次是活塞繞銷軸的旋轉運動。隨著間隙的增加，活塞徑向位移逐漸增大，橫向加速時間變長，導致活塞敲擊時刻后移，徑向速度增大；另一方面，隨著間隙的增加，活塞繞銷軸的旋轉角度增大，在轉動力矩的作用下，活塞敲擊時刻后移，旋轉速度增加。在兩者綜合作用下，活塞敲擊動能升高，且敲擊時刻后移。由此不難推斷得出，隨著磨損間隙的增加，振動響應的能量將會逐漸增加，且振動響應的能量分布將會后移。實車試驗時可嘗試利用活塞敲擊振動檢測活塞缸套狀況。

3 結論

利用動力學仿真軟件建立了活塞敲擊動力學模型，并加載不同載荷及邊界條件，對活塞敲擊行為進行了仿真計算，通過與實測振動信號對比，研究了活塞敲擊行為的影響因素。

a）空載工況下，隨著轉速升高，往復慣性力增強，活塞主敲擊動能呈現先增加后減小的變化趨勢，并在1 200r／min時達到最大值，實測振動響應也出現了相同的變化趨勢；隨著轉速的升高，活塞敲擊振動受燃燒激勵及針閥落座激勵的干擾逐漸加重，不利于敲擊振動響應特征的提取，因此利用空載振動信號檢測活塞敲擊行為時應選擇在1 200r／min；

b）轉速恒定、負荷增加時，燃燒始點提前，燃燒壓力升高，活塞主敲擊時刻及動能也出現了相同的變化趨勢；

c）熱膨脹引起配合間隙減小，使得活塞敲擊動能有所減弱，通過對比冷態與熱態倒拖工況下的振動能量驗證了該結論的正確性；

d）相同工況下，隨著配合間隙的增加，活塞主敲擊動能逐漸增大，該結論為利用振動信號檢測缸套磨損提供了理論支撐。

［1］ 黃偉力，黃偉建，王 飛，等.機械設備故障診斷技術及其發展趨勢［J］.礦山機械，2005（1）：66－68.

［2］ 林瑞霖，周 平.基于EMD和神經網絡的氣閥機構故障診斷研究［J］.海軍工程大學學報，2008（2）：48－51.

［3］ 吳虎勝，呂建新.基于EMD和AR奇異值的柴油機故障診斷［J］.機械設計與制造，2011（4）：230－232.

［4］ 舒苗淼，劉廣璞，潘紅俠.基于振動信號的柴油機小波神經網絡故障診斷研究［D］.太原：中北大學，2009.

［5］ 翟光瑞，潘紅俠.基于瞬時轉速和振動信號的柴油機故障診斷研究［D］.太原：中北大學，2009.

［6］ 唐 娟，程 勇.基于振動信號評價柴油機缸內燃燒狀態的研究［D］.濟南：山東大學，2010.

［7］ James F K.On a simple algorithm to calculate the energy of a signal［C］／／Proceedings of IEEE International Conference on Acoustics，Speech and Signal Processing.Albuquerque：IEEE，1990：381－384.