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引言

隨著國家排放法規(guī)的愈加嚴格，以及車用汽油機制造技術(shù)的大力發(fā)展，發(fā)動機的氣缸數(shù)量早已不再是評判動力的重要標準，三缸發(fā)動機也因此逐漸回歸到人們的視線中。與傳統(tǒng)的直列四缸發(fā)動機相比，三缸發(fā)動機由于自身不平衡特性，除了要受到1.5 階燃燒激勵引起的振動問題，還要受到1 階不平衡力矩帶來的振動問題，這些振動問題如果不能夠很好地解決，會導(dǎo)致整車、整機及零部件的振動噪聲問題，也給零部件的可靠性帶來諸多威脅。三缸機由于缺少了一個缸，為達到動力要求，則需要采用如缸內(nèi)直噴，渦輪增壓等技術(shù)去彌補少缸帶來的動力短缺，這些新技術(shù)也對動力總成的NVH 開發(fā)提出了新的挑戰(zhàn)[1]。同時，發(fā)動機管路系統(tǒng)作為發(fā)動機系統(tǒng)的核心部件，發(fā)動機工作環(huán)境通常十分惡劣，振動因素也因此成為發(fā)動機管路及管路支架斷裂的主要原因[2]。本文針對某三缸汽油機增壓器進油管在臺架運行時出現(xiàn)的斷裂現(xiàn)象，利用LMS Test.lab 軟件對增壓器進油管進行振動測試，根據(jù)振動分析結(jié)果，對增壓器進油管進行優(yōu)化設(shè)計，達到降低管路振動的目的，避免了管路故障的發(fā)生。

1 振動故障機理

要對機械故障進行診斷，首先就要對故障產(chǎn)生的機理進行研究。發(fā)動機管路振動故障，是由于發(fā)動機管路的各種振動導(dǎo)致的。引起管路振動故障的原因主要分為外界振動、流體脈動、耦合振動和系統(tǒng)共振。對于發(fā)動機外部管路系統(tǒng)，引起振動的原因比較復(fù)雜，本文重點從管路結(jié)構(gòu)方面，研究該發(fā)動機增壓器進油管路中比較常見的外界振動及系統(tǒng)共振。

1.1 外界振動

在發(fā)動機工作過程中各個零部件產(chǎn)生的各種機械振動、受到氣流等外界因素的影響出現(xiàn)的各種機械振動、發(fā)動機管路與其周邊的物體發(fā)生碰撞產(chǎn)生的各種機械振動均稱為外界振動。當這些管路外界因素引起的振動負載作用在發(fā)動機管路上時，就容易引起管路結(jié)構(gòu)的低頻振動并使管路產(chǎn)生振動，這些較大幅值的振動會導(dǎo)致管路出現(xiàn)卡箍破裂甚至脫落以及管路連接結(jié)構(gòu)的脫落，引起發(fā)動機管路的故障。

1.2 系統(tǒng)共振

管路振動故障產(chǎn)生的另一個重要原因就是系統(tǒng)共振。當外部環(huán)境對發(fā)動機的激勵頻率接近發(fā)動機管路的固有頻率時就會產(chǎn)生共振。同時，由于發(fā)動機外部管路的管壁較薄，共振容易使管路受到非常大的徑向力，會導(dǎo)致管路薄弱位置產(chǎn)生破裂，造成極大安全隱患[3]。

2 振動測試

某增壓發(fā)動機在臺架上出現(xiàn)增壓器進油管斷裂的現(xiàn)象，斷裂位置在進油管出口處，如圖1 所示。因此，對此發(fā)動機進油管進行振動測試查找原因。

圖1 增壓器進油管斷裂位置

測試在發(fā)動機臺架上進行，測試前按照重點關(guān)注的振動位置將4 個三向加速度傳感器分別布置在增壓器進油管進口、增壓器進油管出口、缸體進氣側(cè)及缸體排氣側(cè)，然后運用LMS Test.Lab 軟件對某增壓發(fā)動機進行振動測試。發(fā)動機運行工況是由1 000 r/min 全負荷加速到額定轉(zhuǎn)速。

2.1 測量點振動結(jié)果分析

某增壓發(fā)動機各測點振動結(jié)果如圖2 所示，各測點振動幅值隨轉(zhuǎn)速的升高而升高，在額定轉(zhuǎn)速下達到最大值；缸體的振動較為平穩(wěn)；進油管進口X 方向、Z 方向及進油管出口X 方向、Y 方向振幅偏大，振動最大達到30 g，由此可確定進油管斷裂是由于管路振動過大引起的。

圖2 某增壓發(fā)動機各測點振動結(jié)果

從圖2 可以看到，在1 165r/min 及1 410r/min 下存在共振。經(jīng)頻譜分析發(fā)現(xiàn)，在1 165r/min 時的共振頻率為29Hz，1 410r/min 時的共振頻率為35Hz，如圖3、4 所示。均為該三缸發(fā)動機的1.5 階點火激勵造成的。由于進油管進口是通過螺栓固定連接在缸體上的，三缸發(fā)動機的點火激勵通過螺栓傳遞到管路上，從而引起管路振動。

圖3 1 165r/min 的頻譜圖

圖4 1 410r/min 的頻譜圖

考慮到試驗中采用的是全負荷工況，在低轉(zhuǎn)速全負荷時,三缸發(fā)動機1.5 階點火激勵的不平衡性增大，導(dǎo)致振動在低轉(zhuǎn)速下存在有微小峰值[4]。在臺架上只有通過降低負荷才能減少振動。搭載在整車上時發(fā)動機很少出現(xiàn)低轉(zhuǎn)速高負荷的工況，需進一步研究。而管路振動最大的位置是在高轉(zhuǎn)速下，這是造成管路斷裂的主要原因。

經(jīng)觀察，振動過大的方向均為沿管路方向，如圖5 所示。是由于管路兩端相互的振動拉扯作用導(dǎo)致的振動偏大。

圖5 某增壓發(fā)動機增壓器進油管走向

2.2 增壓器進油管CAE 分析

將數(shù)模導(dǎo)入Abaqus 對該增壓器進油管進行模態(tài)分析進一步驗證猜測，分析結(jié)果如圖6 所示。

圖6 增壓器進油管CAE 分析結(jié)果

由分析結(jié)果可以看出，在增壓器進油管豎直段上的管路位移變形量最大。在該位置增加軟管可以達到衰減振動，減小振動位移的效果。圖7 為改進前后的增壓器進油管。

圖7 改進前后的增壓器進油管

3 優(yōu)化方案振動測試

將優(yōu)化后的增壓器進油管搭載到同一發(fā)動機上，在相同位置上布置傳感器進行振動測試，測試工況相同。各測點振動曲線如圖8 所示。

圖8 優(yōu)化后各測點振動曲線

優(yōu)化后各測點的振幅隨轉(zhuǎn)速的升高而增大，依然顯示為沿管路方向振動偏大，而最大振幅降至21g左右。

優(yōu)化前后的進油管進出口測點的振動曲線對比如圖9 所示。對比發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化前后的增壓器進油管進口Y 方向及增壓器進油管出口Z 方向振動曲線無明顯差異，振動幅值較低。沿管路走向方向的振動曲線在中低轉(zhuǎn)速下也無明顯差異，而在高轉(zhuǎn)速下相差很大，優(yōu)化后的振幅明顯小于優(yōu)化前的振幅。

圖9 優(yōu)化前后振動曲線對比

可見,優(yōu)化后的增壓器進油管由于中間軟管的作用使得在高轉(zhuǎn)速下的振動在沿管路方向上得到衰減,最大轉(zhuǎn)速下的振動降低8g 左右，達到降低管路振動的目的，進油管的振動特性有明顯的提升。

4 結(jié)論

1）增壓器進油管路斷裂是由于振動振幅過大導(dǎo)致，測點最大振幅達30g。且振動方向沿管路走向。

2）三缸發(fā)動機的1.5 階點火激勵通過增壓器油管螺栓傳遞到管路上，從而引起管路共振。

3）CAE 分析找到增壓器進油管路薄弱位置，對該位置進行優(yōu)化后，振動試驗驗證振幅降低8g，振動特性明顯改善。

本文利用LMS 測試系統(tǒng)對三缸增壓發(fā)動機增壓器進油管進行了振動測試，證明了進油管故障是由于振動過大造成的。通過CAE 分析找到振動的關(guān)鍵位置，對進油管關(guān)鍵部位進行合理優(yōu)化后，試驗驗證其振動特性已得到有效改善。