某發動機機體破裂故障診斷

劉海剛 朱明超 劉志友 代東昌

摘要：某發動機臺架耐久試驗時機體出現破裂，為了查明機體破裂原因，聯合運用振動試驗與模態仿真分析方法進行故障診斷。首先，對發動機進行振動試驗，確定共振頻率;其次，進行模態仿真分析，確定夾具的固有頻率。對比振動試驗和模態仿真分析結果：發動機的共振頻率與夾具的多階固有頻率相近，表明共振來源于夾具。最后，通過優化夾具，位于發動機主階次以內的共振消除，其余頻率共振幅值降低，跟蹤驗證5臺發動機耐久試驗，機體均未出現破裂，解決了機體破裂問題。

Abstract： During the durability of an engine on a test bench， the engine block was damaged. In order to find out the cause of this failure，combining vibration test and modal simulation analysis to diagnose the failure .Firstly， the vibration test was carried out to determine the resonance frequency of the engine .Secondly， the modal simulation analysis method was used to analyze the natural frequency of the test rig.The results show that the resonance frequency of the engine and is close to multi-order natural frequency of the test rig ， indicating that the resonance comes from the test rig.Finally，the resonance within the main order of the engine was eliminated， and the common amplitude values of other frequencies were reduced.The durability tests of 5 engines were tracked and verified， and the failure of the engine block was not found， thus solving the failure problem of the engine block.

關鍵詞：發動機機體;夾具;模態仿真分析;共振頻率

Key words： engine block;test rig;modal simulation analysis;resonance frequency

中圖分類號： U467.2? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻標識碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文章編號：1674-957X（2020）24-0180-03

0  引言

發動機耐久試驗是保障發動機生產質量必不可少的試驗環節。由于耐久試驗發生故障較低，故障樣本積累較少，給小樣本的故障診斷增加了困難[1]-[2]。

振動故障是發動機等機械故障的主要表現形式。常見的產生振動原因有轉子不平衡、軸系不對中、不平衡的慣性力、滑動軸承與軸頸偏心、機器零部件松動、滑動軸承損壞、滑動軸承油膜渦動和油膜振蕩、空氣動力和水力、軸承座剛度不對稱等[3]-[4]。對于小型發動機，需要設計專用的試驗夾具完成發動機耐久試驗，夾具的引入對發動機耐久試驗的可靠性有重要影響。

以某發動機為載體，針對發動機臺架耐久試驗過程中機體出現破裂，運用振動試驗與模態仿真分析相結合的方法確定發動機的共振原因由夾具引起。通過對夾具優化設計及試驗驗證，發動機振動情況得以改善，最終排除機體破裂故障。

1? 振動試驗

1.1 故障描述

某發動機臺架耐久試驗時，機體平衡軸軸承座多次出現裂紋。進行19臺發動機耐久試驗，機體破裂8臺，故障率為42%。破裂位置如圖1所示。

1.2 試驗工況及測點布置

發動機油門全開，通過調整載荷使發動機轉速從3000rpm勻加速9500rpm，用三向振動加速度傳感器測量發動機機體上的振動，振動傳感器布置如圖2所示。

測量過程中的坐標系：x軸正方向-由磁電機指向離合器，z軸正向-豎直向上，y軸正向-根據右手定則確定。

1.3 試驗結果

機體測點z向振動加速度大于x向和y向振動加速度，由于三個方向的振動頻譜相近。故選用z向振動加速度頻譜分析可能引起機體破裂的頻率特性。z向振動加速度頻譜如圖3所示。

由圖3可知，機體存在多個共振峰值，頻率分別為313Hz、410Hz、780Hz、920Hz。

解決共振峰值問題，需從兩個角度入手：位于發動機一階、二階以內的頻率，必須避頻，將頻率移到發動機最高轉速對應的二階激勵頻率之外;其余頻率難以實現避頻，則通過增加結構剛度，減小振動幅值，降低振動能量，從而降低共振帶來機體破裂的風險。

為了進一步查找共振頻率的來源，對發動機和夾具組成的系統進行模態仿真分析。

2? 模態仿真分析

2.1 建立有限元模型

對夾具進行有限元網格劃分，單元類型為二階四面體單元，單元尺寸為3mm，單元數量為283955個，節點數量為347337個，夾具材料為鋼，密度為7800kg/m3，彈性模量為210Gpa，泊松比為0.3。將發動機簡化為集中質量，發動機整機質量為36.5kg，質心位置坐標為（10mm，-68mm，680mm），通過建立剛性耦合連接單元連接發動機與夾具。建立的有限元模型如圖4所示。

2.2 原狀態夾具模態分析結果

原狀態夾具前10階固有頻率與機體共振頻率對比結果如表1所示。

由表1可知，原狀態夾具第1階頻率328Hz與機體共振頻率313Hz相近;第3、8、9階頻率分別為436Hz、787Hz、923Hz與機體共振頻率410Hz、780Hz、920Hz相近。由此判斷機體的共振來源于夾具。

為了消除或者降低機體的共振，需從夾具的結構優化設計著手，對優化夾具滿足發動機耐久試驗要求。

2.3 確定夾具優化方案

通過對底板兩側進行切除、延伸縱向肋板、增加螺栓連接的方式，確定了夾具優化方案，優化夾具的有限元模型如圖5所示。

2.4 優化夾具模態分析結果

優化夾具前10階固有頻率，如表2所示。

發動機常用轉速為3000-9500rpm，對應的發動機二階激勵頻率范圍100～317Hz。由表2可知，優化夾具第1階頻率382Hz，位于發動機二階激勵頻率之外。第3、8、9階頻率分別提升了47Hz、21Hz和32Hz。

3? 試驗驗證

3.1 振動試驗驗證

為了驗證優化方案的實際效果，制作了優化夾具樣件，如圖6所示。

3.2 試驗結果

機體z向振動如圖7所示。

由圖7可知，機體313Hz共振消除，但仍存在頻率為410Hz、780Hz、920Hz三個共振帶。410Hz、780Hz和920Hz的共振帶幅值均降低，轉速8000-9500rpm振動幅值降低約2g。

對比原狀態和優化狀態的振動結果，加速工況機體z向振動overall曲線如圖8所示。

由圖8可知，隨著轉速增加，機體振動加速度幅值呈增加趨勢。相同轉速，優化狀態比原狀態振動加速度幅值小。轉速為9383rpm時，機體x、y、z三個方向振動加速度最大幅值由7g、10g、15g降至5g、7g、11g，分別降低了28.6%、30%、26.7%。

3.3 耐久試驗驗證

實際進行發動機耐久試驗，每臺耐久時間需200小時，所需時間較長。因此，根據發動機耐久試驗的實際需求，共進行5臺發動機驗證試驗，跟蹤結果如表3所示。

由表3可知，5臺發動機全部通過耐久試驗，機體均未出現故障，故障率明顯降低。與設計部門交流試驗結果，設計部門參照該方案設計夾具，并進行實際應用。

4? 結論

本文針對某發動機臺架試驗過程中發動機機體破裂進行故障診斷與分析。通過振動試驗確定發動機機體的共振頻率，再通過對發動機和夾具組成的系統進行模態仿真分析，確定機體的共振來源于夾具。通過對夾具進行優化設計，共振頻率為313Hz被移動到發動機二階激勵頻率之外，共振頻率為410Hz、780Hz和920Hz振動幅值下降約2g。跟蹤5臺發動機耐久試驗，機體均未出現破裂故障。文中故障診斷方法具有一定工程實際應用價值。

參考文獻：

[1]吳炎庭，袁衛平.內燃機噪聲與振動控制[M].北京：機械工業出版社，2005.

[2]張保成，蘇鐵熊，張林仙.內燃機動力學[M].北京：國防工業出版社，2009.

[3]張義民，張睿，朱麗莎，等.采煤機搖臂動態特性及影響因素分析[J].振動與沖擊，2018，37（9）：114-119.

[4]湯寶平，熊學嫣，趙明航，等.多共振分量融合CNN的行星齒輪箱故障診斷[J].振動、測試與診斷，2020，40（3）：507-511.