孔祥鑫，劉峰春，冀樹德，劉宇強，尹天佐，鄧春龍，高云峰，劉志剛

(中國北方發(fā)動機研究所(天津)，天津 300400)

渦輪增壓器作為發(fā)動機重要的子系統(tǒng)之一，是現(xiàn)階段用于提升發(fā)動機動力性能的主要裝置，也是國內(nèi)外動力研發(fā)機構(gòu)為提升動力裝置性能爭相突破的關(guān)鍵部件，其可靠性與穩(wěn)定性有著很高的技術(shù)要求[1-3]。為了使增壓器適應(yīng)多樣的發(fā)動機型式，常采用撓性工藝方案安裝增壓器，如采用V型卡箍或壓板工藝組裝壓氣機蝸殼和渦輪箱，是徑流式增壓器現(xiàn)行的主流設(shè)計，可使增壓出口和廢氣入口適應(yīng)多角度裝配需求。但在實際應(yīng)用中，也存在由于V型卡箍斷開、壓板緊固力失效等引發(fā)的增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)、接盤漏氣等故障，降低了發(fā)動機的可靠性[4-6]。

某8缸柴油機研制樣機階段以撓性工藝匹配了J型增壓器，試驗過程中不斷出現(xiàn)蝸殼部件轉(zhuǎn)動故障，導(dǎo)致柴油機進氣量不足，動力性和經(jīng)濟性無法達到既定指標，對增壓器配機定型產(chǎn)生了不利的影響?？紤]該型增壓器應(yīng)用成熟性，忽略質(zhì)量和設(shè)計引入故障的因素，若直接使用限位或剛性工藝，如法蘭結(jié)構(gòu)、加強結(jié)構(gòu)等，安裝后形成的局部應(yīng)力和運行中由于材料熱膨脹引起的接觸應(yīng)力將無法得到有效疏導(dǎo)，會尋找新的結(jié)構(gòu)薄弱點，繼而引發(fā)新的故障[7-8]?；诖?，本研究提出了柴油機增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)失效分析方法，旨在找出引發(fā)故障的關(guān)鍵因素，制定有效的調(diào)整方案，從根本上解決這一類問題。

1 失效振動分析原理

柴油機振動信息中包含了豐富的零部件運行特征，是零部件故障分析與診斷的有效載體，但柴油機的振動信號屬于典型的非線性、非平穩(wěn)信號，導(dǎo)致振動信息十分復(fù)雜，很難直接通過數(shù)值模型解耦出各部件的受力特征。同時，受支撐、軸系、測功機等非柴油機本體結(jié)構(gòu)或部件的影響，一些由柴油機臺架系統(tǒng)引入的局部振動也比較明顯，會直接影響特征信息的識別[9-10]。為此，首先通過整機振動測試及特征分析，對柴油機運行狀態(tài)進行判定，對柴油機臺架系統(tǒng)進行狀態(tài)評價；針對發(fā)現(xiàn)的問題與不確定因素，進行相關(guān)故障修復(fù)與狀態(tài)調(diào)整，以獲得可作為失效特征分析基準的可靠臺架系統(tǒng)。在此基礎(chǔ)上，對渦輪增壓器進行局部振動測點設(shè)計與振動測試，并通過局部振動分析，對故障特征進行提取，對故障機理進行研究；進一步對故障的直接誘因進行分析，針對性地提出可行的故障抑制方案，并依托柴油機驗證平臺，對抑制方案的有效性進行驗證。

基于以上原理，制定柴油機增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)失效振動分析簡化流程(見圖1)。

圖1 失效振動分析簡化流程

2 蝸殼轉(zhuǎn)動失效振動分析研究

2.1 整機試驗基準的振動特征分析

柴油機的主要配置及參數(shù)見表1。

表1 柴油機主要配置及參數(shù)

依據(jù)各矢量貢獻等比例、全帶寬能量均勻分布、全工況運行不共振的原則，通過整機振動測試及特征分析，評估柴油機臺架系統(tǒng)對旋轉(zhuǎn)失效的影響，進一步獲得可作為失效特征識別基準的臺架系統(tǒng)。

在發(fā)動機飛輪端的左右臺架支撐位置(簡稱左后支撐與右后支撐)，布置三向振動加速度測點。采用輕載荷工況點進行振動測試，獲取振動加速度、速度、位移在2～1 000 Hz范圍內(nèi)的(寬頻帶)均方根值結(jié)果(見表2)。其中，y向代表發(fā)動機主軸的方向，簡稱軸向；z向代表垂直于地基平面的方向，簡稱垂向；x向代表垂直于yz平面的水平方向，簡稱橫向(下同)。

寬頻振動速度信號的均方根值是衡量振動強度大小的有效指標。為方便量化評價振動響應(yīng)特性，對各測點位置進行綜合振動速度v計算：

式中：vx,vy,vz分別為測點在x，y，z3個方向上的振動速度均方根值。計算結(jié)果見表3。

表2 輕載荷工況振動測試結(jié)果

表3 綜合振動速度結(jié)果

從表中數(shù)據(jù)可以看出，900 r/min工況各測點的綜合振動速度明顯大于1 600 r/min工況，左側(cè)支撐各工況的綜合振動速度明顯小于右側(cè)支撐，發(fā)動機在該臺架系統(tǒng)呈現(xiàn)低轉(zhuǎn)速工況振動強度偏高，以及左右振動不均勻的異常狀態(tài)，由此初步判斷：該臺架系統(tǒng)中的支撐、聯(lián)軸等結(jié)構(gòu)可能存在異常，進而導(dǎo)致發(fā)動機振動狀態(tài)異常，該臺架系統(tǒng)尚不能作為發(fā)動機部件失效特征識別的基準。

基于以上測試分析結(jié)果，對發(fā)動機臺架環(huán)境各系統(tǒng)進行深入檢查，發(fā)現(xiàn)聯(lián)軸系統(tǒng)及測功系統(tǒng)存在不同程度的損傷故障(見圖2和圖3)，同時測功系統(tǒng)對中精度較差。

圖2 聯(lián)軸系統(tǒng)損傷

圖3 測功系統(tǒng)損傷

針對以上故障及問題，對發(fā)動機臺架環(huán)境進行相應(yīng)系統(tǒng)狀態(tài)調(diào)整以及故障修復(fù)，且為了振動特征分析更為全面，增加了左前支撐、右前支撐、V形夾角前端面(自由端)3個測點，并增加了試驗過程中的最高常用轉(zhuǎn)速2 100 r/min測試工況，再次進行整機振動測試，結(jié)果見表4。再次計算各測點位置的綜合振動速度，結(jié)果見表5。并依據(jù)GB 7184—2008，進一步進行整機綜合振動計算、綜合振級與振動品質(zhì)評定，結(jié)果見表6。

表4 整機振動測試結(jié)果

表5 調(diào)整后綜合振動速度結(jié)果

表6 振動等級和振動品質(zhì)

由表5可以看出，相對于調(diào)整前，此時發(fā)動機低轉(zhuǎn)速工況振動強度偏高以及左右振動不均勻的狀態(tài)已經(jīng)得到顯著改善；由表6可以看出，發(fā)動機整機綜合振動等級的評定滿足設(shè)計要求。綜合以上結(jié)果可得出：以整機振動測試及特征分析為手段，通過針對性的系統(tǒng)狀態(tài)調(diào)整及故障修復(fù)，該柴油機臺架環(huán)境下的振動狀態(tài)恢復(fù)正常，已經(jīng)可以作為部件失效特征識別的基準。

2.2 蝸殼局部基準的振動特征分析

2.2.1局部基準的振動測點設(shè)計

針對安裝該增壓器經(jīng)常出現(xiàn)蝸殼旋轉(zhuǎn)故障的情況，通過等效故障位置與軸心位置形成的力偶關(guān)系，進行局部基準的振動測點設(shè)計。測點選擇在壓氣機進口位置(圖4中P31)、壓氣機出口位置(圖4中P21)和進氣管位置(圖4中P19)，相應(yīng)地等效為以增壓器轉(zhuǎn)軸為原點，壓氣機進口位置測點為轉(zhuǎn)力矩旋轉(zhuǎn)切點，由壓氣機出口和進氣管異步振動引起的壓氣機出口對壓氣機進口力臂作用系。通過P31測點考察增壓器運行中對外輸出功情況，通過P21和P19測點的相對運動考察引起旋轉(zhuǎn)的貢獻頻率和貢獻特征。受力系統(tǒng)監(jiān)測示意見圖4。

圖4 增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)故障受力系統(tǒng)等效圖

2.2.2故障特征提取和分析

為了量化壓氣機出口位置和進氣管路耦合系統(tǒng)匹配特征，試驗采用了全工況采集模式，試驗數(shù)據(jù)見表7。

表7 增壓器測點全工況振動測試結(jié)果

在發(fā)動機振動信息中，加速度代表了沖擊作用力，加速度越大，越考驗產(chǎn)品的可靠性，速度和位移則是產(chǎn)品工作環(huán)境耐久性的表征；同時，加速度主要表征高頻特征，速度主要表征中頻特征，位移主要表征低頻特征[11-13](高中低頻均相對于采樣頻帶)。該J型增壓器靜態(tài)下蝸殼旋轉(zhuǎn)力矩的測試結(jié)果為1 200 N·m，結(jié)合實際運行中在較大摩擦力下所呈現(xiàn)的故障特征，振動速度和位移對故障的表征不夠明晰，因此在這里使用加速度考察蝸殼旋轉(zhuǎn)的故障機理。如圖5所示，在1 600 r/min轉(zhuǎn)速以上工況點，進氣管位置振動加速度響應(yīng)比壓氣機進出口都大。根據(jù)能量傳遞與衰減特征，進氣管口位置應(yīng)為激勵輸入端，振動響應(yīng)經(jīng)壓氣機出口傳遞到壓氣機進口位置，由此誘發(fā)壓氣機蝸殼的旋轉(zhuǎn)，對應(yīng)誘發(fā)工況在1 600 r/min轉(zhuǎn)速以上。

圖5 增壓器測點加速度隨轉(zhuǎn)速變化趨勢

分別對上述3個測點x、y、z3個方向的振動加速度、速度、位移進行綜合振級貢獻比計算，為直觀展示各測點加速度矢量占比分布情況，繪制貢獻比云圖(見圖6)。由圖6可見，進氣管和壓氣機出口處y向貢獻比較高，壓氣機進口位置x向貢獻比較高。

圖6 局部測點矢量方向貢獻比云圖

對上述振動測點進行混合統(tǒng)計，結(jié)果見圖7和圖8。

圖7 壓殼x向混合統(tǒng)計

圖8 進氣管x向混合統(tǒng)計

圖中壓氣機進出口兩測點的混合統(tǒng)計結(jié)果呈現(xiàn)橢圓形狀，并在x向正相關(guān)的同時伴隨有多個正態(tài)峰值，出口y向明顯較進口響應(yīng)離散。這表明在當前的支撐與固定方式下，系統(tǒng)內(nèi)存在接觸應(yīng)力。

3 故障誘因分析與抑制驗證

3.1 故障因素分析與抑制

結(jié)合前述振動測試與特征分析結(jié)果來看，增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)的主要原因是系統(tǒng)存在x方向的接觸應(yīng)力。為進一步分析故障的直接誘因，繪制增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)原因樹圖，圖9列出了可能引發(fā)蝸殼旋轉(zhuǎn)的產(chǎn)品制造因素和應(yīng)用環(huán)境因素共8個。

圖9 增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)原因樹圖

在此基礎(chǔ)上，再按照表8所示驗證方法，對因素1～7逐項進行了追溯分析，并最終逐項排除了因素1～7作為直接誘因引發(fā)蝸殼旋轉(zhuǎn)的可能?？紤]上述接觸應(yīng)力的來源為增壓器與固定件連接相對尺寸的變化，再結(jié)合增壓器結(jié)構(gòu)特征與工作特性，最終將故障直接誘因的最大可能性定位于增壓器的蝸殼管相對進氣管的異步工作。

為抑制增壓器蝸殼管相對進氣管的異步工作，進而解決蝸殼旋轉(zhuǎn)失效故障，結(jié)合增壓器當前支撐固定方式的設(shè)計裕度，擬從提升材料恢復(fù)能力以及增加蝸殼旋轉(zhuǎn)抑制力兩個方向提出以下兩項具體調(diào)整方案：

1) 采用阻尼相對較大的耐熱鋼作為壓板材料，分擔蝸殼管口處的接觸應(yīng)力；

2) 采用提升壓板緊固力矩的方式，直接抑制旋轉(zhuǎn)力矩的增加。

在具體調(diào)整方案的實施與驗證前，采用靜態(tài)特性反推作用力方法，反推運行中增壓器變形約束形成的應(yīng)力，評估其對增壓器的影響。假設(shè)增壓器為剛體特征，通過簡化增壓器質(zhì)量模型和加速度穩(wěn)態(tài)等效，利用一維參數(shù)方程F=ma來獲得壓氣機出口位置的載荷；假設(shè)增壓器為彈性體特征，利用模態(tài)法提取增壓器蝸殼測點的振動傳遞函數(shù)，求解剛度曲線來獲得動態(tài)作用力[14-15]。通過靜力測試法等效識別外部作用力，測試情況見圖10，測試結(jié)果見表9。

由以上測試結(jié)果可見，若針對增壓器蝸殼壓板采取提升材料恢復(fù)能力以及增加旋轉(zhuǎn)抑制力的調(diào)整方案，最大將引入1 720 N·m的作用力，經(jīng)過可靠性評估確認，該作用力不會對蝸殼主體結(jié)構(gòu)引入其他故障模式，即上述調(diào)整方案可以進行實施與驗證。

表8 故障因素驗證方法

圖10 作用力評估測試

表9 柴油機標定點靜力識別結(jié)果

3.2 實施與效果驗證

圖11 調(diào)整方案實施位置

根據(jù)既定的調(diào)整方案，將增壓器蝸殼壓板材料更換為06Cr19Ni10，壓板螺栓緊固力矩增加到25 N·m，并搭載原柴油機進行了1 000 h強化可靠性驗證試驗，結(jié)果見圖11。由圖11可見，試驗全程增壓器運行狀態(tài)良好，沒有再出現(xiàn)蝸殼旋轉(zhuǎn)失效故障，證明既定的調(diào)整方案有效。

4 結(jié)束語

通過整機振動測試及特征分析，對柴油機臺架環(huán)境下的振動特征與運行狀態(tài)進行了判定，為柴油機臺架系統(tǒng)有效的狀態(tài)調(diào)整及故障修復(fù)提供了依據(jù)。

通過局部振動測試及特征分析，確定了增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)故障的主要原因是系統(tǒng)內(nèi)存在接觸應(yīng)力，故障的直接誘因是增壓器蝸殼管相對進氣管的異步工作。

通過局部靜力測試及特征分析，驗證了增壓器調(diào)整方案的可實施性；通過搭載柴油機可靠性試驗，驗證了調(diào)整方案的有效性。

所提出的基于振動的增壓器蝸殼旋轉(zhuǎn)失效分析流程與方法，在解決發(fā)動機其他零部件故障問題時，可以拓展更為廣泛的應(yīng)用。