内燃机缸盖振动信号建模与仿真

2020-01-09蔡艳平

武汉科技大学学报 2020年1期

蔡艳平，范宇，陈万，郑勇

(火箭军工程大学305室，陕西西安，710025)

振动监测诊断法[1]以机器振动作为信息源，结合频谱分析技术，在机器运行过程中，根据频谱特征变化可以有效判别机器的运行状态及故障形成的原因。至于内燃机缸盖振动信号，其主要激励源为缸内气体燃爆激振及进、排气门开启和关闭。笔者深入分析了柴油机的故障产生原因和振动机理，为柴油机振动诊断提供了一定的诊断分析依据[2]。张晓奇[3]研究了发动机的振动特性，并对其进行了噪声源识别以及结构优化设计。杜灿谊[4]通过建模仿真和实验对发动机整机进行了典型故障机理、特征提取和诊断方法研究。国杰等[5]建立了配气机构的连续体动力学模型，用于分析配气机构的动力学及激励源特性。Suh等[6]借助研究凸轮转动和气门落座对气缸盖表面的传递函数，预测了缸盖表面的振动响应。Hwang等[7]研究了发动机的振动噪声特性，认为配气机构噪声和凸轮缓冲段速度设计有关。Johnsson[8]通过采集内燃机表面振动加速度信号重构缸内压力信号来评价其燃烧状态。综合上述文献表明，研究者大多关注内燃机振动信号产生的机理，而针对气缸盖振动分析和信号模拟方法的报道较少。此外，传统获取气门间隙故障样本的方法主要依靠人工调整气门及其传动机构之间的距离来实现，存在效率低、耗时长等不足，而深度学习已在内燃机故障诊断领域展现出广阔的应用前景，如何通过信号模拟方法来为深度学习技术提供大量样本从而对网络进行训练是一个亟待解决的问题，基于此，本文通过建立内燃机气门机构动力学模型和气缸压力仿真模型，对内燃机缸盖振动信号实施仿真模拟，并借助不同工况条件下模拟信号与实测信号的对比分析，对该模拟方法进行有效性验证，以期为深度学习在内燃机故障诊断领域的应用提供新的思路。

1 内燃机配气机构动力学分析及气缸压力仿真

1.1 配气机构动力学分析

采用AVL EXCITE-TD软件对内燃机配气机构进行动力学仿真，所建配气机构动力学模型如图1所示，其中主要零件及参数列于表1。由图1可见，该动力学模型主要包含旋转激励、凸轮轴、轴承结构、相位调整、凸轮型线、挺柱、推杆、气门弹簧、气门阀面等单元。由于进、排气门总体结构相似，为简化计算，本研究仅对其中一个气门系统进行仿真，所得气门落座力、运动加速度、运动速度和升程仿真结果如图2所示。从图2中可以看出，在气门开启和关闭瞬间，因加速度突变引起了一定的冲击，特别是在气门关闭瞬间，气门落座造成较强的冲击力，这也是配气机构对气缸盖的主要冲击力。当气门关闭后，气门落座力始终维持在一定数值，这是因为气门弹簧所产生的预紧力使气门与气门座紧密接触，从而在内燃机压缩和做功冲程保持气缸的密闭。同时，在临近气门开启和关闭时刻，气门运动的速度和加速度达到最大值，这主要是因凸轮基圆和型线之间存在过渡段所致。此外，气门升程和运动速度曲线都比较光滑，表明配气机构在工作过程中运行比较平稳，不存在突变、飞脱等不良现象。

图1 配气机构动力学模型

表1 配气机构主要零件及参数

图2 气门运动仿真曲线

设置内燃机转速为1500 r/min，并考虑进、排气门实际相位，所得内燃机一个运行周期内进、排气门凸轮升程及落座力曲线如图3所示。当配气机构的气门间隙异常时，气门落座力和正常工况条件下不同，以至于缸盖表面振动存在差异，因此，可以借助缸盖表面振动信号对其故障进行诊断。为获得不同工况条件下的缸盖振动信号，首先对气门落座力进行仿真分析。设置气门正常无故障及排气门间隙过小或过大等三种工况，其中正常工况下排气门间隙为0.30 mm，排气门间隙过小或过大时相应间隙值分别为0.06、0.50 mm，三种工况下的气门落座力仿真结果如图4所示。从图4中可以看出，气门间隙越大，落座冲击力越强。气门间隙过大将导致气门晚开早闭，缩短了排气时间，使废气不能充分排出，导致工质更新不及时，同时过大的冲击力会加速气门机构损耗，并产生噪音过大等不良影响；气门间隙过小则会造成气门早开迟闭，导致气门受热膨胀后密封不严，引起气缸漏气，气体燃烧不完全，降低了内燃机的效率。

(a)凸轮升程

(b)落座力

图4 不同气门间隙条件下的落座力

1.2 气缸压力仿真

使用AVL BOOST软件模拟内燃机缸内压力，搭建的气缸模型见图5，该模型主要包含空气滤清器、气缸、发动机参数调节、容腔、催化转化器等单元，气缸的相关参数列于表2。

由仿真模拟所得气缸内的压力变化曲线如图6所示。由图6仿真结果可知，当缸内气体燃爆时，气缸压力迅速增大，最高可达12 MPa左右。同时气体燃爆之前缸内压力略小于气体燃爆之后的压力，造成该现象的主要原因有两个：一是气缸吸气过程中需要缸内压力小于大气压；二是气缸排气过程中废气不能完全排尽，残留的少量气体导致缸内压力大于吸气过程相应值。该仿真曲线较好地反映了内燃机实际工作过程中气缸内部压力的变化过程。

图6 气缸压力仿真曲线

2 内燃机缸盖模态及瞬态动力学分析

2.1 缸盖振动的模态分析

采用ABAQUS有限元分析软件建立内燃机缸盖模型，并对该模型进行适当简化，去除缸盖螺孔的螺纹以及细小的沟槽等可能会引起网格划分失败的部分，在不影响分析结果的前提下，尽量减少计算代价、提高运行效率，所建内燃机缸盖模型如图7所示。缸盖为HT250灰铸铁材质，其密度为7400 kg/m3，杨氏模量为140 GPa，泊松比为0.27。

图7 缸盖模型

对缸盖模型进行网格划分后再对网格进行质量检查，优化不合格网格，最终得到24 671个节点和119 598个单元网格，网格划分示意图见图8。因实际中通常借助螺栓把气缸盖固定在内燃机机体上，故还需对缸盖模型螺栓孔部分进行6自由度约束作为气缸盖的边界条件，边界约束示意图见图9。

图8 网格划分

图9 边界约束

进入作业程序，提取内燃机缸盖前30阶固有频率及振型，各阶次对应的频率见表3。图10所示为缸盖部分阶次振型云图(第1、10、20、30阶)。

2.2 缸盖振动的瞬态动力学分析

在内燃机工作过程中，无论是缸内气体燃爆还是气门落座冲击过程，都存在一个随时间变化的作用力，因此可采用瞬态动力学分析来获得缸盖的振动情况。基于模态分析结果，借助模态叠加法计算缸盖的振动响应, 将仿真所得气缸进、排气门落座力和缸内气体燃爆激振力加载到缸盖模型的相应位置，通过有限元分析软件计算出缸盖受激励力的振动响应。气缸进、排气门落座力和缸内气体燃爆激振力加载位置如图11所示，得到的缸盖时域振动信号见图12。由图12仿真结果可知，缸盖在激励力初始作用下振动变化非常剧烈，导致振动加速度过大，为避免其对本研究产生干扰，首先模拟内燃机2个工作循环的缸盖振动信号，然后截取第2个工作循环期间的振动信号作为分析对象，所截取的内燃机1个工作循环中的缸盖振动信号如图13所示。由图13可见，该仿真结果较好地体现了气缸进、排气门的关闭、开启以及缸内气体燃烧激振所引起的内燃机缸盖振动过程，基本上反映了内燃机工作过程中缸盖的振动情况。

表3 缸盖振型及频率

(a)第1阶振型

(b)第10阶振型

(c)第20阶振型

(d)第30阶振型

(a)气门落座力加载位置

(b)气体燃爆激振加载位置

图12 模拟的缸盖振动信号

图13 缸盖一个工作循环的振动信号

Fig.13 Cylinder head vibration signal in one operating cycle

3 实例验证

为了验证内燃机缸盖振动模拟信号和实际信号的吻合程度，采集内燃机在实际工作过程中不同工况条件下的缸盖振动信号，并与其相应的仿真模拟信号进行了比较分析。试验数据采集自车载BF4L10011F型柴油机，通过AVL油压传感器采集柴油机喷油管压力，借助PCB振动传感器采集柴油机气门机构附近的振动情况，PCB振动传感器采样频率为25 kHz，柴油机空载运行，转速为1500 r/min。试验设备及传感器布置如图14所示。

图14 试验设备和传感器布置

试验通过改变柴油机气门间隙，模拟柴油机的运行工况。将柴油机进气门间隙统一设置为0.30 mm，排气门间隙设置为0.30、0.06、0.50 mm，分别表示排气门间隙正常、过小、过大的工况。采集三种工况下的气缸盖表面振动信号，并对所得时域信号进行频谱分析，实际采集信号与相应仿真模拟信号的对比如图15所示。由图15中实测信号采集结果可见，正常工况下的时域信号反映了缸盖振动的基本情况，进、排气门落座和开启的激励力、缸内气体燃爆激振力都得到了良好的体现，在其相应的频谱图中，峰值主要集中在6000～8000 Hz，这应归因于气门落座所产生的高频振动[2]，即此时内燃机缸盖的主要振动是由气门落座所引起的；当排气门间隙过小时，缸盖的主要振动是由进气门开、闭引起的，此时相应频谱的峰值主要集中在10000 Hz以上区域；当排气门间隙过大时，缸盖的主要振动由进、排气门关闭引起，相应的频谱峰值出现区域与排气门间隙过小时相似，也集中在10000 Hz以上区域，但峰值波动较后者更加明显。

对比实测信号和模拟仿真信号可见，在三种工况下，实测信号与仿真信号的时域波形和频域波形基本一致，但由于内燃机在实际工作中各种振动相互耦合、不同部件相互影响，导致气缸盖振动信号成分非常复杂，因此实际信号和仿真信号还是存在一定差别。从时域信号来看，由于本研究在仿真模拟时仅考虑了最主要的进、排气门开启和关闭以及缸内气体燃爆激振力的作用，因此在这些力作用时的缸盖振动模拟信号比较明显，而对实际工作中各种耦合的振动情况表现不足。从频域信号来看，实测信号的低频部分振动信息相比模拟信号更加丰富，这主要是因为在仿真模拟时，所考虑的由主要作用力引起的缸盖振动基本集中在中高频部分，对实际工作中因各种耦合引起的低频振动表现不足。不过，在高频段实测信号和仿真信号的峰值及其对应的频率位置虽存在一定的差异，但是整体变化趋势一致。总的来说，本研究对三种工况下缸盖振动信号的仿真模拟取得了比较理想的效果，采用本方法对内燃机气门间隙故障进行大样本模拟是可行的。