蔡艷平，范 宇，陳 萬，鄭 勇

(火箭軍工程大學(xué)305室，陜西 西安，710025)

振動監(jiān)測診斷法[1]以機器振動作為信息源，結(jié)合頻譜分析技術(shù)，在機器運行過程中，根據(jù)頻譜特征變化可以有效判別機器的運行狀態(tài)及故障形成的原因。至于內(nèi)燃機缸蓋振動信號，其主要激勵源為缸內(nèi)氣體燃爆激振及進、排氣門開啟和關(guān)閉。筆者深入分析了柴油機的故障產(chǎn)生原因和振動機理，為柴油機振動診斷提供了一定的診斷分析依據(jù)[2]。張曉奇[3]研究了發(fā)動機的振動特性，并對其進行了噪聲源識別以及結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計。杜燦誼[4]通過建模仿真和實驗對發(fā)動機整機進行了典型故障機理、特征提取和診斷方法研究。國杰等[5]建立了配氣機構(gòu)的連續(xù)體動力學(xué)模型，用于分析配氣機構(gòu)的動力學(xué)及激勵源特性。Suh等[6]借助研究凸輪轉(zhuǎn)動和氣門落座對氣缸蓋表面的傳遞函數(shù)，預(yù)測了缸蓋表面的振動響應(yīng)。Hwang等[7]研究了發(fā)動機的振動噪聲特性，認為配氣機構(gòu)噪聲和凸輪緩沖段速度設(shè)計有關(guān)。Johnsson[8]通過采集內(nèi)燃機表面振動加速度信號重構(gòu)缸內(nèi)壓力信號來評價其燃燒狀態(tài)。綜合上述文獻表明，研究者大多關(guān)注內(nèi)燃機振動信號產(chǎn)生的機理，而針對氣缸蓋振動分析和信號模擬方法的報道較少。此外，傳統(tǒng)獲取氣門間隙故障樣本的方法主要依靠人工調(diào)整氣門及其傳動機構(gòu)之間的距離來實現(xiàn)，存在效率低、耗時長等不足，而深度學(xué)習(xí)已在內(nèi)燃機故障診斷領(lǐng)域展現(xiàn)出廣闊的應(yīng)用前景，如何通過信號模擬方法來為深度學(xué)習(xí)技術(shù)提供大量樣本從而對網(wǎng)絡(luò)進行訓(xùn)練是一個亟待解決的問題，基于此，本文通過建立內(nèi)燃機氣門機構(gòu)動力學(xué)模型和氣缸壓力仿真模型，對內(nèi)燃機缸蓋振動信號實施仿真模擬，并借助不同工況條件下模擬信號與實測信號的對比分析，對該模擬方法進行有效性驗證，以期為深度學(xué)習(xí)在內(nèi)燃機故障診斷領(lǐng)域的應(yīng)用提供新的思路。

1 內(nèi)燃機配氣機構(gòu)動力學(xué)分析及氣缸壓力仿真

1.1 配氣機構(gòu)動力學(xué)分析

采用AVL EXCITE-TD軟件對內(nèi)燃機配氣機構(gòu)進行動力學(xué)仿真，所建配氣機構(gòu)動力學(xué)模型如圖1所示，其中主要零件及參數(shù)列于表1。由圖1可見，該動力學(xué)模型主要包含旋轉(zhuǎn)激勵、凸輪軸、軸承結(jié)構(gòu)、相位調(diào)整、凸輪型線、挺柱、推桿、氣門彈簧、氣門閥面等單元。由于進、排氣門總體結(jié)構(gòu)相似，為簡化計算，本研究僅對其中一個氣門系統(tǒng)進行仿真，所得氣門落座力、運動加速度、運動速度和升程仿真結(jié)果如圖2所示。從圖2中可以看出，在氣門開啟和關(guān)閉瞬間，因加速度突變引起了一定的沖擊，特別是在氣門關(guān)閉瞬間，氣門落座造成較強的沖擊力，這也是配氣機構(gòu)對氣缸蓋的主要沖擊力。當(dāng)氣門關(guān)閉后，氣門落座力始終維持在一定數(shù)值，這是因為氣門彈簧所產(chǎn)生的預(yù)緊力使氣門與氣門座緊密接觸，從而在內(nèi)燃機壓縮和做功沖程保持氣缸的密閉。同時，在臨近氣門開啟和關(guān)閉時刻，氣門運動的速度和加速度達到最大值，這主要是因凸輪基圓和型線之間存在過渡段所致。此外，氣門升程和運動速度曲線都比較光滑，表明配氣機構(gòu)在工作過程中運行比較平穩(wěn)，不存在突變、飛脫等不良現(xiàn)象。

圖1 配氣機構(gòu)動力學(xué)模型

表1 配氣機構(gòu)主要零件及參數(shù)

圖2 氣門運動仿真曲線

設(shè)置內(nèi)燃機轉(zhuǎn)速為1500 r/min，并考慮進、排氣門實際相位，所得內(nèi)燃機一個運行周期內(nèi)進、排氣門凸輪升程及落座力曲線如圖3所示。當(dāng)配氣機構(gòu)的氣門間隙異常時，氣門落座力和正常工況條件下不同，以至于缸蓋表面振動存在差異，因此，可以借助缸蓋表面振動信號對其故障進行診斷。為獲得不同工況條件下的缸蓋振動信號，首先對氣門落座力進行仿真分析。設(shè)置氣門正常無故障及排氣門間隙過小或過大等三種工況，其中正常工況下排氣門間隙為0.30 mm，排氣門間隙過小或過大時相應(yīng)間隙值分別為0.06、0.50 mm，三種工況下的氣門落座力仿真結(jié)果如圖4所示。從圖4中可以看出，氣門間隙越大，落座沖擊力越強。氣門間隙過大將導(dǎo)致氣門晚開早閉，縮短了排氣時間，使廢氣不能充分排出，導(dǎo)致工質(zhì)更新不及時，同時過大的沖擊力會加速氣門機構(gòu)損耗，并產(chǎn)生噪音過大等不良影響；氣門間隙過小則會造成氣門早開遲閉，導(dǎo)致氣門受熱膨脹后密封不嚴，引起氣缸漏氣，氣體燃燒不完全，降低了內(nèi)燃機的效率。

(a)凸輪升程

(b)落座力

圖4 不同氣門間隙條件下的落座力

1.2 氣缸壓力仿真

使用AVL BOOST軟件模擬內(nèi)燃機缸內(nèi)壓力，搭建的氣缸模型見圖5，該模型主要包含空氣濾清器、氣缸、發(fā)動機參數(shù)調(diào)節(jié)、容腔、催化轉(zhuǎn)化器等單元，氣缸的相關(guān)參數(shù)列于表2。

由仿真模擬所得氣缸內(nèi)的壓力變化曲線如圖6所示。由圖6仿真結(jié)果可知，當(dāng)缸內(nèi)氣體燃爆時，氣缸壓力迅速增大，最高可達12 MPa左右。同時氣體燃爆之前缸內(nèi)壓力略小于氣體燃爆之后的壓力，造成該現(xiàn)象的主要原因有兩個：一是氣缸吸氣過程中需要缸內(nèi)壓力小于大氣壓；二是氣缸排氣過程中廢氣不能完全排盡，殘留的少量氣體導(dǎo)致缸內(nèi)壓力大于吸氣過程相應(yīng)值。該仿真曲線較好地反映了內(nèi)燃機實際工作過程中氣缸內(nèi)部壓力的變化過程。

圖6 氣缸壓力仿真曲線

2 內(nèi)燃機缸蓋模態(tài)及瞬態(tài)動力學(xué)分析

2.1 缸蓋振動的模態(tài)分析

采用ABAQUS有限元分析軟件建立內(nèi)燃機缸蓋模型，并對該模型進行適當(dāng)簡化，去除缸蓋螺孔的螺紋以及細小的溝槽等可能會引起網(wǎng)格劃分失敗的部分，在不影響分析結(jié)果的前提下，盡量減少計算代價、提高運行效率，所建內(nèi)燃機缸蓋模型如圖7所示。缸蓋為HT250灰鑄鐵材質(zhì)，其密度為7400 kg/m3，楊氏模量為140 GPa，泊松比為0.27。

圖7 缸蓋模型

對缸蓋模型進行網(wǎng)格劃分后再對網(wǎng)格進行質(zhì)量檢查，優(yōu)化不合格網(wǎng)格，最終得到24 671個節(jié)點和119 598個單元網(wǎng)格，網(wǎng)格劃分示意圖見圖8。因?qū)嶋H中通常借助螺栓把氣缸蓋固定在內(nèi)燃機機體上，故還需對缸蓋模型螺栓孔部分進行6自由度約束作為氣缸蓋的邊界條件，邊界約束示意圖見圖9。

圖8 網(wǎng)格劃分

圖9 邊界約束

進入作業(yè)程序，提取內(nèi)燃機缸蓋前30階固有頻率及振型，各階次對應(yīng)的頻率見表3。圖10所示為缸蓋部分階次振型云圖(第1、10、20、30階)。

2.2 缸蓋振動的瞬態(tài)動力學(xué)分析

在內(nèi)燃機工作過程中，無論是缸內(nèi)氣體燃爆還是氣門落座沖擊過程，都存在一個隨時間變化的作用力，因此可采用瞬態(tài)動力學(xué)分析來獲得缸蓋的振動情況。基于模態(tài)分析結(jié)果，借助模態(tài)疊加法計算缸蓋的振動響應(yīng), 將仿真所得氣缸進、排氣門落座力和缸內(nèi)氣體燃爆激振力加載到缸蓋模型的相應(yīng)位置，通過有限元分析軟件計算出缸蓋受激勵力的振動響應(yīng)。氣缸進、排氣門落座力和缸內(nèi)氣體燃爆激振力加載位置如圖11所示，得到的缸蓋時域振動信號見圖12。由圖12仿真結(jié)果可知，缸蓋在激勵力初始作用下振動變化非常劇烈，導(dǎo)致振動加速度過大，為避免其對本研究產(chǎn)生干擾，首先模擬內(nèi)燃機2個工作循環(huán)的缸蓋振動信號，然后截取第2個工作循環(huán)期間的振動信號作為分析對象，所截取的內(nèi)燃機1個工作循環(huán)中的缸蓋振動信號如圖13所示。由圖13可見，該仿真結(jié)果較好地體現(xiàn)了氣缸進、排氣門的關(guān)閉、開啟以及缸內(nèi)氣體燃燒激振所引起的內(nèi)燃機缸蓋振動過程，基本上反映了內(nèi)燃機工作過程中缸蓋的振動情況。

表3 缸蓋振型及頻率

(a)第1階振型

(b)第10階振型

(c)第20階振型

(d)第30階振型

(a)氣門落座力加載位置

(b)氣體燃爆激振加載位置

圖12 模擬的缸蓋振動信號

圖13 缸蓋一個工作循環(huán)的振動信號

Fig.13 Cylinder head vibration signal in one operating cycle

3 實例驗證

為了驗證內(nèi)燃機缸蓋振動模擬信號和實際信號的吻合程度，采集內(nèi)燃機在實際工作過程中不同工況條件下的缸蓋振動信號，并與其相應(yīng)的仿真模擬信號進行了比較分析。試驗數(shù)據(jù)采集自車載BF4L10011F型柴油機，通過AVL油壓傳感器采集柴油機噴油管壓力，借助PCB振動傳感器采集柴油機氣門機構(gòu)附近的振動情況，PCB振動傳感器采樣頻率為25 kHz，柴油機空載運行，轉(zhuǎn)速為1500 r/min。試驗設(shè)備及傳感器布置如圖14所示。

圖14 試驗設(shè)備和傳感器布置

試驗通過改變柴油機氣門間隙，模擬柴油機的運行工況。將柴油機進氣門間隙統(tǒng)一設(shè)置為0.30 mm，排氣門間隙設(shè)置為0.30、0.06、0.50 mm，分別表示排氣門間隙正常、過小、過大的工況。采集三種工況下的氣缸蓋表面振動信號，并對所得時域信號進行頻譜分析，實際采集信號與相應(yīng)仿真模擬信號的對比如圖15所示。由圖15中實測信號采集結(jié)果可見，正常工況下的時域信號反映了缸蓋振動的基本情況，進、排氣門落座和開啟的激勵力、缸內(nèi)氣體燃爆激振力都得到了良好的體現(xiàn)，在其相應(yīng)的頻譜圖中，峰值主要集中在6000～8000 Hz，這應(yīng)歸因于氣門落座所產(chǎn)生的高頻振動[2]，即此時內(nèi)燃機缸蓋的主要振動是由氣門落座所引起的；當(dāng)排氣門間隙過小時，缸蓋的主要振動是由進氣門開、閉引起的，此時相應(yīng)頻譜的峰值主要集中在10000 Hz以上區(qū)域；當(dāng)排氣門間隙過大時，缸蓋的主要振動由進、排氣門關(guān)閉引起，相應(yīng)的頻譜峰值出現(xiàn)區(qū)域與排氣門間隙過小時相似，也集中在10000 Hz以上區(qū)域，但峰值波動較后者更加明顯。

對比實測信號和模擬仿真信號可見，在三種工況下，實測信號與仿真信號的時域波形和頻域波形基本一致，但由于內(nèi)燃機在實際工作中各種振動相互耦合、不同部件相互影響，導(dǎo)致氣缸蓋振動信號成分非常復(fù)雜，因此實際信號和仿真信號還是存在一定差別。從時域信號來看，由于本研究在仿真模擬時僅考慮了最主要的進、排氣門開啟和關(guān)閉以及缸內(nèi)氣體燃爆激振力的作用，因此在這些力作用時的缸蓋振動模擬信號比較明顯，而對實際工作中各種耦合的振動情況表現(xiàn)不足。從頻域信號來看，實測信號的低頻部分振動信息相比模擬信號更加豐富，這主要是因為在仿真模擬時，所考慮的由主要作用力引起的缸蓋振動基本集中在中高頻部分，對實際工作中因各種耦合引起的低頻振動表現(xiàn)不足。不過，在高頻段實測信號和仿真信號的峰值及其對應(yīng)的頻率位置雖存在一定的差異，但是整體變化趨勢一致?？偟膩碚f，本研究對三種工況下缸蓋振動信號的仿真模擬取得了比較理想的效果，采用本方法對內(nèi)燃機氣門間隙故障進行大樣本模擬是可行的。

(a)正常工況

(b) 氣門間隙過小

(c) 氣門間隙過大

4 結(jié)論

(1)運用AVL EXCITE-TD軟件對內(nèi)燃機配氣機構(gòu)動力學(xué)模型進行仿真，結(jié)果表明氣門關(guān)閉瞬間形成了較大沖擊力，這是配氣機構(gòu)引起缸蓋振動的主要因素，且氣門間隙越大，氣門對缸蓋的沖擊力越大。運用AVL BOOST軟件對內(nèi)燃機氣缸壓力進行仿真，較好地反映了內(nèi)燃機實際工作過程中氣缸內(nèi)部壓力的變化過程。

(2)對內(nèi)燃機缸蓋模型進行模態(tài)分析表明，在邊界條件的約束下，缸蓋前30階振型頻率為5232.5～10986.7 Hz。

(3)仿真信號與實測信號的對比分析結(jié)果表明，對內(nèi)燃機缸蓋振動的模擬取得了較理想的效果，特別是在信號的高頻部分，仿真結(jié)果與實測結(jié)果吻合較好。但由于內(nèi)燃機振動激勵眾多，因各部件相互接觸、振動情況相互耦合對缸蓋振動所產(chǎn)生的影響還需要進一步研究。