多功能模塊化發(fā)動機-轉(zhuǎn)子振動試驗臺的設計

2018-11-16 09:11:22朱彥祺李舜酩杜華蓉潘高元

實驗室研究與探索 2018年10期

朱彥祺，李舜酩，杜華蓉，潘高元

(南京航空航天大學能源與動力學院，南京 210016)

0 引言

隨著動力系統(tǒng)向智能化、高速化、高可靠性發(fā)展以及市場對于提升舒適性的需求越來越高，人們對于車輛的NVH性能的要求也越來越高。作為車內(nèi)主要的振動噪聲來源[1-3]，往復發(fā)動機與其后續(xù)傳動系統(tǒng)一直是車輛減振降噪的主要研究對象。其中傳動系統(tǒng)由于工作轉(zhuǎn)速高、承載負荷大，如果生產(chǎn)裝配過程中出現(xiàn)誤差或是長時間工作中發(fā)生磨損偏心，轉(zhuǎn)子可能會產(chǎn)生轉(zhuǎn)動不平衡、碰模等故障，影響設備工作穩(wěn)定性，嚴重時甚至引發(fā)事故[4]。

發(fā)動機臺架是研究發(fā)動機性能的重要測試系統(tǒng)[5]，為改善發(fā)動機參數(shù)，特別是振動噪聲特性提供了重要的測試數(shù)據(jù)和改進依據(jù)[6]。但目前使用的大多數(shù)發(fā)動機臺架都有著功能單一或者成本高昂、搭建困難、通用性差等問題。試驗臺架可適用的試驗類型少、試驗部件單一固定、不可更換，不利于實驗室向多功能、精簡化發(fā)展。針對以上問題，本文以高校實驗室為背景重新設計出一種模塊化、多功能、適用于多種環(huán)境的發(fā)動機試驗臺。

1 試驗臺設計原則與目標

本文以測定發(fā)動機及其后續(xù)傳動系統(tǒng)的振動噪聲特性為主要目標設計試驗臺架。試驗臺需要承載相應的發(fā)動機振動噪聲試驗、傳動軸轉(zhuǎn)動不平衡試驗以及故障信號診斷試驗。同時，遵循的設計原則有：

(1)整體成本相對較低；

(2)適用范圍廣，能滿足同類型下不同參數(shù)發(fā)動機的測試要求；

(3)搭建簡單，零件安裝便利，易于更換和擴展部件；

(4)對實驗室環(huán)境要求相對寬泛等。

最終設計的試驗臺主要包括基座、發(fā)動機模塊、負載模塊、齒輪減速箱模塊、傳感測量模塊、主軸以及聯(lián)軸器。組建完成的試驗臺可測量并分析發(fā)動機的振動噪聲以及軸系轉(zhuǎn)動不平衡特性，同時具有多用途、易拆裝，工作可靠等優(yōu)勢。

2 試驗臺部件選型

2.1 發(fā)動機的選型

本文兼顧柴油發(fā)動機的不平衡振動工作特性、噪聲特性，以及轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的故障特性，選擇某型四缸柴油發(fā)動機作為本試驗臺設計的發(fā)動機實驗對象。其參數(shù)下：缸數(shù)4，缸徑×行程90 mm×105 mm；排量2.67 L；標定功率36.8 kW；轉(zhuǎn)速2 500 r/min；最大扭矩157 N·m；轉(zhuǎn)速1 800 r/min；最高轉(zhuǎn)速2 630 r/min；進氣方式自然吸氣，供油方式電動EV泵。

2.2 試驗臺導軌的選型

相對于汽油機，柴油機在運行時產(chǎn)生的振動更加劇烈，對于基座的擾動也更大?？紤]到試驗臺架的基座需要承載發(fā)動機并滿足發(fā)動機與其他組件的振動與安裝要求，需選用大質(zhì)量的臺架基礎[7]。目前比較常用的方案是選用鑄鐵T型槽平臺作為發(fā)動機臺架的基礎。鑄鐵T型槽平臺也稱作T型槽平臺，主要可用來固定工件。T型槽的設計有利于臺架上模塊部件的安裝與更換，也可根據(jù)部件要求加工成長孔或圓孔等。除了用于固定的T型槽，另在基座上加工限位槽用于保證傳動軸及其相連部件的對中度要求。

2.3 發(fā)動機減振器的選型

試驗過程中發(fā)動機的不平衡特性會激勵起強烈的振動現(xiàn)象，其振動特性將會對試驗臺的工作與測試精度產(chǎn)生顯著的影響，甚至導致安全事故。因此要設計減振器對發(fā)動機進行減振降噪。發(fā)動機的固有頻率計算式為：

(1)

式中：k為中間體剛度,N/m;m為發(fā)動機總質(zhì)量，kg。

實驗選用的四缸發(fā)動機質(zhì)量約為350 kg、最低轉(zhuǎn)速800 r/min。四缸發(fā)動機每個工作循環(huán)曲軸轉(zhuǎn)動2圈，發(fā)動機每轉(zhuǎn)點火2次，產(chǎn)生2次振動激勵，計算可得最低激勵頻率f約為27 Hz。減振和隔振能力主要以發(fā)動機的激振頻率f0和減振器的固有頻率f1的比值λ作為評價指標。試驗基礎的隔振效率η的計算式如下：

(2)

當λ>1時，試驗基礎即可隔振，隨著λ的增大，隔振效果越來越好[8]。

2.4 負載的選型

作為發(fā)動機臺架上的重要部件，負載模塊一般選用測功機來吸收發(fā)動機產(chǎn)生的功率，并通過負載的調(diào)整適應發(fā)動機所需要的運行工況。

目前工程中常用的測功機主要有水力測功機、電渦流測功機和電力測功機。本設計中測功機需要作為動力輸出，倒拖發(fā)動機工作來測定發(fā)動機的機械損失與機械噪聲。根據(jù)測功機的測量原理，可選用交流電力測功機。交流測功機相對于另兩種發(fā)動機，具有測試精度高，控制性好的優(yōu)勢，并可輕松實現(xiàn)對發(fā)動機的雙向加載[9]。

測功機型號的選擇一般以所需測量的發(fā)動機的扭矩與轉(zhuǎn)速為依據(jù)。選取的柴油機最大功率為36.8 kW，轉(zhuǎn)速范圍為800～2 630 r/min，最大扭矩為157 N·m出現(xiàn)在1 800 r/min。根據(jù)經(jīng)驗，發(fā)動機的最大功率、扭矩和轉(zhuǎn)速最好在測功機相應參數(shù)的50%～90%范圍內(nèi)，因此本設計中選用額定功率50 kW，額定轉(zhuǎn)速3 000 r/min的交流電力測功機。

在測功機不適用的場合，也可采用調(diào)速電機和摩擦圓盤作為負載組合，同時需要注意摩擦盤的固定和散熱。

2.5 減速齒輪箱的選型

齒輪箱是車輛傳動系統(tǒng)必不可少的一部分。行星齒輪箱具有體積小、傳動比大、質(zhì)量輕、傳動效率高、能力強等優(yōu)勢，因此在車輛上的應用也逐漸廣泛。為進行齒輪箱的振動性能實驗與故障信號診斷實驗；同時也拓寬了不同發(fā)動機與測功機的轉(zhuǎn)速與扭矩范圍，增強試驗臺通用性，在試驗臺上選用了行星齒輪減速箱。

3 試驗臺傳感測試系統(tǒng)

在試驗中需要采集發(fā)動機的噪聲、振動、扭矩、轉(zhuǎn)速等信息，以實現(xiàn)對發(fā)動機的振動噪聲特性的分析。故需在試驗臺上安裝相應傳感器[10]，并設計測試與數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)。同時可在試驗臺架附近設計安裝一部攝像頭用以觀察和記錄試驗圖像資料。

3.1 傳感器的選型

實驗中需要測量的主要有發(fā)動機的振動與噪聲，以及試驗臺上傳動軸的扭振，故實驗中需要以下幾種傳感器。

(1) 加速度傳感器。發(fā)動機的振動特性主要通過加速度傳感器測量。目前工程中通常使用壓電式加速度傳感器。壓電式加速度傳感器采用具有壓電效應的材料，如石英、壓電陶瓷等作為敏感元件，具有頻率響應范圍寬、靈敏度高、動態(tài)特性好、橫向靈敏度低、抗干擾能力強等特點。

(2) 位移傳感器。實驗中可采用位移傳感器來檢測傳動軸的振動位移。由于傳動軸在試驗臺上屬于高速運動部件，故可選用激光位移傳感器或者電渦流傳感器等非接觸式位移傳感器。

(3) 扭矩轉(zhuǎn)速傳感器。為滿足實驗中對瞬態(tài)響應測量的需求，可選用響應速度較快的法蘭式扭矩轉(zhuǎn)速傳感器。該類型傳感器具有軸向尺寸小，扭矩測量精度高，轉(zhuǎn)速適用范圍廣，可動態(tài)、靜態(tài)測量轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速，功率。在安裝時，法蘭式傳感器對同軸度要求較高。

(4) 聲學傳感器。根據(jù)實驗要求，需要采集發(fā)動機的聲學信息，故需要安裝聲學傳感器。根據(jù)規(guī)定，傳聲器應該符合GB/T3785規(guī)定的1級儀器要求，其測量裝置必須至少覆蓋0.02～20 kHz的頻率范圍。

3.2 傳感器數(shù)據(jù)采集與顯示系統(tǒng)

為統(tǒng)一監(jiān)控和處理實驗臺上的傳感器傳回的信號，方便最后數(shù)據(jù)匯總，設計了如下傳感測量系統(tǒng)。試驗臺架上各個傳感器將測得的信號經(jīng)電荷放大器或直接輸入信號調(diào)理模塊。經(jīng)過信號調(diào)理模塊內(nèi)的隔直電路、放大電路、調(diào)零電路、低通濾波電路及抗混疊濾波電路處理后的信號，由數(shù)據(jù)采集卡采集并連接USB總線輸入端，實現(xiàn)對輸入的各種信號實時傳輸[11]。

電荷放大器、信號調(diào)理模塊、同步數(shù)據(jù)采集卡、通用數(shù)據(jù)采集卡的工作全部在下位機(PLC/can)上進行，下位機通過USB總線與計算機連接，通過監(jiān)測模塊，實現(xiàn)對輸入的各種信號實時監(jiān)測、記錄與儲存。

如果選用云臺式攝像頭，可通過USB總線將攝像頭連接至計算機。通過計算機內(nèi)的控制模塊，可以實現(xiàn)控制云臺式攝像頭的轉(zhuǎn)動及上下擺動；通過計算機內(nèi)的多媒體模塊，實現(xiàn)試驗多方位、多角度遠程監(jiān)控與試驗過程記錄。傳感器信號采集整理模擬框圖如圖1所示。

圖1 傳感器信號采集整理模擬框圖

4 試驗臺模塊化設計與工作原理

4.1 試驗臺模塊化設計

試驗臺部件的拆裝主要需要考慮更換部件的整體性和安裝后的對中度。故：①為試驗臺上主要部件如發(fā)動機、傳動軸、齒輪箱和測功機等，設計支撐座，使其能夠作為一個整體的模塊在試驗臺上移動、拆裝。其中發(fā)動機由于在工作中會產(chǎn)生強烈振動需按發(fā)動機—減振器—支撐座的形式安裝在試驗臺上。同時，為避免試驗中傳動軸徑向上的位移、跳動對試驗安全與測量精度的影響，在傳動軸的兩端設計與支撐座相連的軸承來限制傳動軸在軸向與徑向的運動。②為了保證更換部件滿足對中度要求，在試驗臺基座上設計限位槽。模塊化部件通過T型槽固定，并通過限位槽確定位置。部件按照要求安裝后即可工作，無需再進行對中度調(diào)整。③試驗臺上各部件均通過聯(lián)軸器與傳動軸相連。傳動軸與發(fā)動機連接時，剛性聯(lián)軸器的連接要求比較苛刻，難以在試驗臺上實現(xiàn)，可使用彈性聯(lián)軸器。彈性聯(lián)軸器可緩和沖擊，吸收振動并降低對中度的要求。設計模塊化試驗臺結構示意圖如圖2所示。搭建調(diào)試后的發(fā)動機試驗臺如圖3所示。

1-發(fā)動機模塊，2-加速度傳感器，3-聲學傳感器，4-速度傳感器，5-彈性聯(lián)軸器，6-傳動軸，7-聯(lián)軸器，8-扭矩轉(zhuǎn)速傳感器，9-傳動軸，10-負載模塊(按照實驗選型)，11-橡膠墊片，12-支撐座，13-T型槽導軌，14-減振器(4個)，15-聲學傳感器，16-齒輪箱模塊(可換齒輪)

圖2 模塊化試驗臺結構示意圖

圖3 發(fā)動機試驗臺(配電機、齒輪箱)實物圖

4.2 試驗臺模工作原理

正向工作時，發(fā)動機作為動力輸出源工作，帶動其后的傳動軸、齒輪箱等部件工作，最后通過負載消耗發(fā)動機產(chǎn)生的功率。工作過程中通過數(shù)采系統(tǒng)獲得傳感器采集的信號，可進行發(fā)動機振動噪聲特性、轉(zhuǎn)動不平衡等試驗。

反向工作時，發(fā)動機作為負載，由另一端的電動機提供扭矩，帶動試驗臺上部件工作。通過數(shù)據(jù)的采集，可進行發(fā)動機倒拖試驗、轉(zhuǎn)子故障實驗等。

5 試驗臺傳動軸的設計與校核

傳動軸作為試驗臺上的高速運動部件，用于在發(fā)動機和負載之間傳遞轉(zhuǎn)速和扭矩，同樣也是扭轉(zhuǎn)不平衡實驗的載體。試驗過程中發(fā)動機的轉(zhuǎn)速扭矩波動比較大，特別是全負荷運行時，傳動軸容易發(fā)生振動、斷裂。為保障試驗臺安全穩(wěn)定運行，需要以試驗臺的扭轉(zhuǎn)強度為依據(jù)設計傳動軸，并對其固有特性進行分析。

5.1 傳動軸的設計

傳動軸主要用于連接試驗臺上的部件，如發(fā)動機、減速齒輪箱、扭矩轉(zhuǎn)速傳感器和測功機。為滿足試驗要求及通用性，需對軸的外形進行初步設計。

依據(jù)傳動軸安裝要求將傳動軸設計成階梯軸。并在傳動軸上設計動平衡轉(zhuǎn)子圓盤，用于轉(zhuǎn)動不平衡研究。綜上要求，主要傳動軸的設計如圖4所示。

圖4 傳動軸模型圖

5.2 傳動軸的校核

(1) 強度校核。作為試驗臺上扭矩的傳遞載體，軸的尺寸需要通過強度計算以承擔施加在軸上的載荷。傳動軸的最小直徑[12]

(3)

式中：P為傳動軸所傳遞的功率，kW；n為軸的額定轉(zhuǎn)速，r/min；C為與材料有關的系數(shù)，可查閱機械手冊獲得。

選取通用材料45鋼，計算可得軸的最小直徑應大于30 mm。

(2) 模態(tài)分析。試驗中，由于發(fā)動機的不平衡輸出特性等原因會引發(fā)傳動軸振動，影響試驗測量精度和結果，嚴重時會造成設備損壞，轉(zhuǎn)軸斷裂甚至試驗事故。因此需要對轉(zhuǎn)子進行模態(tài)分析，獲得其固有頻率與固有振型及臨界轉(zhuǎn)速。依此調(diào)整傳動軸尺寸，以避開共振頻率，確保試驗安全進行[13]。

利用強大的網(wǎng)格劃分軟件Hypermesh對建立的模型進行網(wǎng)格劃分，劃分好的模型如圖5所示。

圖5 網(wǎng)格模型圖

將劃分好的網(wǎng)格文件導入ANSYS Workbench中，簡化邊界條件為兩端軸承支撐，忽略系統(tǒng)阻尼對軸的影響，進行模態(tài)計算。得到傳動軸的各階固有頻率及對應的固有振型。由于本試驗臺工作轉(zhuǎn)速相對較低，并且低階固有模態(tài)具有更大的能量，對于實驗影響更大[14]。因此，本文提取傳動軸的前8階固有頻率。

考慮軸的臨界轉(zhuǎn)速時，可將軸簡化為理想的等截面簡支梁，等截面簡支梁橫向振動的固有頻率與軸旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下的臨界轉(zhuǎn)速值是相同的，轉(zhuǎn)速和頻率的關系[15],

n=60f

(4)

近似計算出的結果與實際臨界轉(zhuǎn)速相比偏高，結果見表2。其中第3階頻率為軸向扭轉(zhuǎn)頻率。

表2 主軸固有頻率

由表可見選定的發(fā)動機轉(zhuǎn)速(2 630 r/min)遠低于臨界轉(zhuǎn)速，傳動軸可承受更高轉(zhuǎn)速并穩(wěn)定工作。

(3) 諧響應分析。諧響應分析一般用于計算線性結構在承受對時間呈正弦變化的載荷時的穩(wěn)態(tài)響應。可以計算出不同頻率載荷下結構的頻響曲線，從而預測結構的持續(xù)性動力特性，驗證在需要承受的載荷下設計是否能避免共振，克服疲勞，穩(wěn)定工作[16]。

當傳動軸穩(wěn)定工作時，軸上存在的不平衡質(zhì)量會對系統(tǒng)產(chǎn)生簡諧激勵。在模態(tài)分析的基礎上在轉(zhuǎn)子圓盤上施加不平衡載荷，并在Workbench中采用模態(tài)疊加法進行諧響應分析。根據(jù)模態(tài)分析結果計算頻率范圍為0.01～1.01 kHz，載荷子步數(shù)設置為50。根據(jù)振型圖，分別提取如圖6所示a、b、c3段軸面的幅頻曲線，結果如圖7所示。

分析圖8可知，第1階固有頻率振型對整個模型影響最大，另在第4、8階頻率附近振幅也出現(xiàn)了峰值，其余各階固有頻率對振型影響相對較小。試驗中需注意避開這3段共振區(qū)域。