重型發動機臺架異常振動分析與改善

梁大平 鄭永明 宋 東 劉典云

（中汽研汽車檢驗中心（昆明）有限公司，昆明 651701）

發動機臺架由測功機、發動機、連接軸、鐵地板、臺架小車和減振裝置等單元組成，如圖1所示。臺架系統的振動模型較為復雜，影響因素多，且各單元之間相互作用。在進行發動機臺架試驗時，試驗平臺會產生很大的振動，如不采取相應的隔振措施，會對周圍的精密儀器和儀表的正常使用、工作環境和建筑設施等帶來不良影響[1]。

圖1 發動機臺架系統

該臺架配備了HORIBA的HD576電力測功機和EME的臺架小車。某重型發動機在該臺架開展試驗時出現了強烈的異常振動，尤其是轉速為1 300 r·min-1、1 700 r·min-1和1 800 r·min-1時，振動最強烈，測量結果如圖2所示。為了保護測試設備和樣品，在測功機上安裝了3個振動傳感器，設置了振動限值（報警值為8 mm·s-1），結果發動機測試扭矩無法達到目標扭矩，導致試驗無法開展。為了快速解決臺架異常振動，采用異常振動故障樹分析法，計算了連接軸與臺架系統的匹配，分析了臺架系統的振動主要激勵源和鐵地板質量等減振基礎的影響，通過更換連接軸、空氣彈簧以及采用性能更優異的減振塊等措施來改善異常振動，使振動控制在可接受范圍內，并按計劃開展了該發動機的臺架試驗。

圖2 臺架出現異常振動

1 異常振動原因分析

從基本形式來看，發動機與測功機在試驗臺上通過彈性連接軸構成旋轉質量系統。這種系統可以簡化為由撓性軸連接的2個旋轉質量系統，通常稱為雙質量系統[2]，如圖3所示，Ie為發動機端轉動慣量，Ib為測功機端轉動慣量，C為傳動軸剛度。

圖3 雙質量系統

1.1 異常振動故障樹

故障樹分析是描述事故因果關系的有效方法，是系統安全工程中重要的分析方法之一，能識別評價各種系統的危險性。既適用于定性分析，又能進行定量分析。發動機臺架系統振動模型十分復雜，對各部分逐一分析，適合采用故障樹分析法[3]。

試驗臺架測功機振動大的原因很多。經過系統分析，可能的原因有發動機扭振過大、發動機與測功機不對中、測功機存在機械松動、測功機軸承故障、測功機定子故障、測功機轉子故障、發動機部件運動導致振動大、發動機標定導致振動大、臺架基礎減振差、減振裝置選用不合理、連接軸選用不合理以及旋轉件動不平衡等。它的故障樹分析如圖4所示。

圖4 故障樹法分析異常振動

1.2 連接軸匹配計算

在發動機臺架系統中，連接軸的匹配十分關鍵。既要可靠地傳遞扭矩，又要起到良好的減振作用，因此需要分析連接軸的振動。選用連接軸時，要根據發動機、測功機和試驗要求合理選用，并盡可能避免在發動機整個轉速范圍內發生共振。從雙質量系統扭振入手，主要考慮共振頻率和臨界轉速，再確認選用的連接軸。連接軸參數見表1。

表1 連接軸參數

圖3的發動機與測功機雙質量系統本身具有形成扭轉振動的傾向。2個旋轉質量可能會沿軸的某一位置上圍繞中心點產生超過180°的相位振動，這種扭轉振動的共振頻率fc為[4]：

如果該無阻尼系統受到一個頻率為f的恒定幅度激振扭矩的作用，隨著頻率增加，當f=fc時，振幅變成無限大，此時軸可能會斷裂。隨著頻率的進一步增加，振幅會下降，且在時降到靜態變形的程度。

對于六缸四沖程發動機來說，它對應的發動機臨界轉速nc為：

為保證臨界轉速位于發動機正常工作轉速范圍以外，一般將臨界轉速設定在發動機怠速轉速nidle以下，即：

按照式（1）、式（2）和式（3），對連接軸的匹配進行理論計算，結果如圖5所示。計算轉速在發動機正常工作轉速范圍內，連接軸與臺架系統不存在共振，選用合理。

圖5 連接軸匹配計算結果

1.3 測功機異常振動分析

從故障樹看，測功機端振動大有軸和聯軸器振動大和測功機本體振動大兩種情況。從理論計算結果得知，連接軸與臺架系統不存在共振，只需要分析測功機本體振動。由于HD576測功機剛安裝和調試完成，設備狀態很好，因此可以排除是軸承故障或機械松動導致的機械振動大。測功機出廠前進行嚴格的出廠檢查，包括電氣、機械和振動等項目，同樣可以排除由定子故障或轉子故障導致的電氣振動大。為了驗證以上分析，對測功機無負荷狀態做自由滑行試驗。該發動機額定轉速為1 800 r·min-1。考慮測功機從1 900 r·min-1開始滑行，測量結果見圖6，最大振動出現在1 700～1 800 r·min-1，最大值小于1.3 mm·s-1，和出廠結果一致，因此測功機本體未出現異常振動，以上分析合理。每次發動機臺架安裝時都要使用激光對中儀對中，因此不存在聯軸器不對中的情況。從連接軸匹配理論計算結果和測功機自由滑行結果可知，測功機端未出現異常振動。

圖6 HD576測功機自由滑行振動測量

1.4 發動機端振動分析

該發動機在其他試驗室也做過很多試驗，未出現異常振動問題，因此可以排除由曲軸扭振或旋轉件動不平衡造成的異常振動。該發動機主要做穩態試驗，穩態工況出現異常振動，同樣可以排除是標定map不平滑和各缸均勻性差造成的異常振動。但是，該發動機最大爆發壓強為 25 MPa，升功率達到了33.5 kW·L-1。較大的爆發壓強在軸系中容易產生扭振，因此需要減振效果很好的連接軸和減振塊。

1.5 臺架基礎振動分析

臺架鐵地板圖紙，如圖7所示。長度為4.9 m，寬度為1.9 m， 高度為0.32 m。按照圖紙尺寸計算鐵地板質量，約為8 t。對于接近1.5 t的重型發動機，鐵地板的質量只有其5倍，再加上接近2 t的測功機，鐵地板的質量小于兩者質量之和的3倍。顯然，臺架的鐵地板質量偏輕，無法很好地衰減發動機和測功機傳遞過來的振動。發動機運轉時用振動儀測量發現，鐵地板垂直方向的振動很大，沒有起到很好的減振作用，因此考慮在鐵地板上方增加配重。

圖7 鐵地板圖紙

分析可知，測功機不是振動的激勵源。發動機氣缸內工質膨脹做功，呈周期性進行。曲柄連桿結構受周期性的載荷沖擊[5]，氣缸受到氣體的高頻振動，機體上的零部件也隨之振動，因此發動機才是主要的激勵源。發動機產生的振動沿著連接軸傳遞給測功機，測功機再傳遞給鐵地板，同時振動通過減振塊傳遞給臺架小車和鐵地板。雖然聯軸器和減振塊的作用是減振，但是兩者的減振效果不佳。鐵地板是整個臺架系統減振的最后一步，若鐵地板減振效果不好，振動會繼續傳遞給鐵地板下方的彈簧，最后傳遞給混凝土基礎。

2 異常振動改善

深入分析臺架系統的振動后發現，產生異常振動的原因是聯軸器和減振塊的減振效果不佳和鐵地板質量偏輕。不同原因需提供不同的解決方案。因此，通過更換減振塊、調換聯軸器安裝位置、增加鐵地板配重、更換空氣彈簧以及更換連接軸等方案逐步改善異常振動的情況。

2.1 更換減振塊

經過臺架供應商的推薦，得到了減振性能更優異的減振塊，以此替換原來的減振塊。新減振塊的振動測試結果如圖8所示。相比原來的減振塊，發動機低轉速區減振效果更好，高轉速變化不大，且最大振動的轉速在轉移，實測扭矩與目標扭矩的百分比有所增加。該減振塊性能更優異，但只更換減振塊振動改善不明顯。

圖8 更換減振塊的振動測試結果

2.2 鐵地板上增加配重

在調查異常振動原因時，已經判斷該臺架配備的鐵地板質量偏小。給鐵地板增加2 t配重（受空間限制），驗證鐵地板質量是否偏小，測試結果如圖9所示。測試結果顯示，在鐵地板上增加配重，效果非常明顯。轉速為1 700 r·min-1和1 800 r·min-1的實測扭矩能達到目標扭矩的85%，其余轉速的實測扭矩均達到了目標扭矩，表明鐵地板質量偏小，可見鐵地板未能很好地衰減發動機和測功機傳遞的振動，減振效果不理想。

圖9 鐵地板上增加配重振動測試結果

2.3 更換空氣彈簧

由于鐵地板安裝只能在試驗室基建時進行，二次更換鐵地板的可行性小。在鐵地板偏輕的情況下，只能采取一些補救措施，將鐵地板下方原有的6個空氣彈簧更換為4個液壓吸振彈簧，測試結果如圖10所示。發動機實測扭矩均能達到目標扭矩，只有轉速為1 700 r·min-1的振動值超過8 mm·s-1，其余轉速振動均小于8 mm·s-1，振動曲線整體大幅下降。可見，這種方案的減振效果非常理想。

圖10 更換空氣彈簧振動測試結果

2.4 更換連接軸

解決異常振動的過程中，多次與發動機廠家工程師溝通得知，試驗室采用的是REICH的TOK 320.3連接軸。借用該軸進行驗證，測試結果如圖11所示。該軸的低轉速振動特性很好，1 500 r·min-1以下振動均小于4 mm·s-1，但是1 700 r·min-1時的振動依然最大，但低于9 mm·s-1。相比以上方案，異常振動又有了改善。從所有測試結果分析可知，2套連接軸在1 700 r·min-1時的振動同樣很大，與該發動機匹配度差，但異常振動得到了很好的改善，在可接受范圍內，發動機可以開展試驗。

圖11 更換連接軸振動測試結果

3 結語

基于重型發動機臺架系統異常振動問題，以解決實際問題為導向，采用異常振動故障樹法，分析臺架系統各部分振動，找到了異常振動的原因，根據原因提供不同的解決方案，最終改善該臺架的異常振動，使得該發動機能夠按照計劃開展試驗。

分析解決異常振動的過程，總結如下。

（1）發動機臺架系統振動模型較為復雜，應采用異常振動故障樹等方法逐個單元分析，最終找到原因，并根據原因提供相應的解決方案。

（2）出現異常振動時，應首先考慮連接軸的共振，并校核連接軸與臺架匹配的理論計算。

（3）減振塊和連接軸的減振性能對臺架系統振動影響很大。本文中采用的2套連接軸減振性能都不理想，若想大幅降低振動，需更換性能更優異的連接軸。

（4）要合理設計重型發動機臺架的鐵地板，其質量直接影響整個臺架系統的振動衰減。鐵地板質量偏輕的情況下，采用液壓吸振彈簧能很好地改善振動。