內燃機增壓器油管的振動研究與優化設計

趙宏陽,亓宗磊,郭彬,李艷君

(濰柴動力股份有限公司國際應用工程中心，山東濰坊 261000)

0 引言

渦輪增壓器因轉速高，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鍵作用。同時，增壓器系統作為發動機系統的核心部件，工作環境通常十分惡劣，振動因素也因此成為發動機管路及管路支架斷裂的主要原因[1]。當發動或增壓器的振動頻率與增壓器油管固有頻率接近時，就會產生共振，加劇了管路的振動，使油管出現振裂、漏油等故障，嚴重影響增壓器使用壽命與發動機工作性能。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缸內燃機采用渦輪增壓技術，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，發現增壓器油管中鋼管與編織軟管接口位置在某個轉速下振動劇烈，可能造成使用過程中增壓器油管鋼管與軟管連接松動，出現漏油的故障，需找出振動過大的原因。為確定產生劇烈振動的轉速與振動頻率，使用LMS設備測試圖1點處發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，增壓器進油管在轉速為1 035 r/min、1 425 r/min 左右時，振動烈度出現極值，在1 035 r/min轉速時振幅為72 mm/s，在1 425 r/min時振幅為130 mm/s。如圖3所示，在轉速1 035 r/min、振動幅值最大時頻率為104 Hz，在轉速為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動機機體與增壓器上，發動機與增壓器在工作過程中會產生振動。增壓器與發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。增壓器在工作時轉速極高，共振過程中不會出現低階次振動。而發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，本內燃機為6缸2沖程發動機，工作時點火激勵為內燃機軸頻的3階次。因此增壓器6階次振動為發動機點火激勵頻率的高諧次振動傳遞到增壓器導致。可以分析得出，油管振動主要由增壓器振動導致，振動傳遞路徑依次為內燃機、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 增壓器油管模態計算

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

表1 增壓器進油管約束模態頻率 Hz

通過仿真結果可知，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 模態振型

2.4 共振機制分析

單自由度系統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為質量；c為系統阻尼；k為系統剛度；F0為激振力幅值；x為位移；t為時間。

對上述振動方程求解，可以得到穩態振動響應為:

x=Asin(ωt-α)

(2)

(3)

式中:ωn為系統的固有頻率；α為相位角；A為振幅。

由式(2)可知，振動響應頻率等于激勵頻率，增壓器在轉速為1 035 r/min與1 425 r/min轉速時，104 Hz與141 Hz振動較大，因此油管在此轉速下振動頻譜中幅值出現在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轉速出現振動過大的原因為共振導致。為降低油管振幅，應避免共振現象的發生。

3 優化與仿真

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。提高模態的方法主要有減輕質量與提高剛度，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的剛度的方法，重新設計增壓器油管路，優化設計方案如圖8所示。優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 優化前后方案

對優化后的設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，優化后管路可以避免共振的發生。

4 結果驗證

對新設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，測試工況為內燃機緩升速，測試結果如圖9所示。由圖9可知，在整個升速范圍內，油管振動幅值小于80 mm/s，振幅降低較多，滿足設計要求。

圖9 優化方案升速工況振動曲線

5 結束語

文中研究綜合運用振動測試與模態仿真相結合的方法分析了某內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階次振動頻率導致油管共振引起。通過優化增壓器油管系統的結構與安裝方式，提高油管的模態，避免了共振。通過試驗驗證了設計方案的可行性，為類似問題提供了解決思路與方法。