多功能模块化发动机-转子振动试验台的设计

2018-11-16朱彦祺李舜酩杜华蓉潘高元

实验室研究与探索 2018年10期

朱彦祺，李舜酩，杜华蓉，潘高元

(南京航空航天大学能源与动力学院，南京 210016)

0 引言

随着动力系统向智能化、高速化、高可靠性发展以及市场对于提升舒适性的需求越来越高，人们对于车辆的NVH性能的要求也越来越高。作为车内主要的振动噪声来源[1-3]，往复发动机与其后续传动系统一直是车辆减振降噪的主要研究对象。其中传动系统由于工作转速高、承载负荷大，如果生产装配过程中出现误差或是长时间工作中发生磨损偏心，转子可能会产生转动不平衡、碰模等故障，影响设备工作稳定性，严重时甚至引发事故[4]。

发动机台架是研究发动机性能的重要测试系统[5]，为改善发动机参数，特别是振动噪声特性提供了重要的测试数据和改进依据[6]。但目前使用的大多数发动机台架都有着功能单一或者成本高昂、搭建困难、通用性差等问题。试验台架可适用的试验类型少、试验部件单一固定、不可更换，不利于实验室向多功能、精简化发展。针对以上问题，本文以高校实验室为背景重新设计出一种模块化、多功能、适用于多种环境的发动机试验台。

1 试验台设计原则与目标

本文以测定发动机及其后续传动系统的振动噪声特性为主要目标设计试验台架。试验台需要承载相应的发动机振动噪声试验、传动轴转动不平衡试验以及故障信号诊断试验。同时，遵循的设计原则有：

(1)整体成本相对较低；

(2)适用范围广，能满足同类型下不同参数发动机的测试要求；

(3)搭建简单，零件安装便利，易于更换和扩展部件；

(4)对实验室环境要求相对宽泛等。

最终设计的试验台主要包括基座、发动机模块、负载模块、齿轮减速箱模块、传感测量模块、主轴以及联轴器。组建完成的试验台可测量并分析发动机的振动噪声以及轴系转动不平衡特性，同时具有多用途、易拆装，工作可靠等优势。

2 试验台部件选型

2.1 发动机的选型

本文兼顾柴油发动机的不平衡振动工作特性、噪声特性，以及转子系统的故障特性，选择某型四缸柴油发动机作为本试验台设计的发动机实验对象。其参数下：缸数4，缸径×行程90 mm×105 mm；排量2.67 L；标定功率36.8 kW；转速2 500 r/min；最大扭矩157 N·m；转速1 800 r/min；最高转速2 630 r/min；进气方式自然吸气，供油方式电动EV泵。

2.2 试验台导轨的选型

相对于汽油机，柴油机在运行时产生的振动更加剧烈，对于基座的扰动也更大。考虑到试验台架的基座需要承载发动机并满足发动机与其他组件的振动与安装要求，需选用大质量的台架基础[7]。目前比较常用的方案是选用铸铁T型槽平台作为发动机台架的基础。铸铁T型槽平台也称作T型槽平台，主要可用来固定工件。T型槽的设计有利于台架上模块部件的安装与更换，也可根据部件要求加工成长孔或圆孔等。除了用于固定的T型槽，另在基座上加工限位槽用于保证传动轴及其相连部件的对中度要求。

2.3 发动机减振器的选型

试验过程中发动机的不平衡特性会激励起强烈的振动现象，其振动特性将会对试验台的工作与测试精度产生显著的影响，甚至导致安全事故。因此要设计减振器对发动机进行减振降噪。发动机的固有频率计算式为：

(1)

式中：k为中间体刚度,N/m;m为发动机总质量，kg。

实验选用的四缸发动机质量约为350 kg、最低转速800 r/min。四缸发动机每个工作循环曲轴转动2圈，发动机每转点火2次，产生2次振动激励，计算可得最低激励频率f约为27 Hz。减振和隔振能力主要以发动机的激振频率f0和减振器的固有频率f1的比值λ作为评价指标。试验基础的隔振效率η的计算式如下：

(2)

当λ>1时，试验基础即可隔振，随着λ的增大，隔振效果越来越好[8]。

2.4 负载的选型

作为发动机台架上的重要部件，负载模块一般选用测功机来吸收发动机产生的功率，并通过负载的调整适应发动机所需要的运行工况。

目前工程中常用的测功机主要有水力测功机、电涡流测功机和电力测功机。本设计中测功机需要作为动力输出，倒拖发动机工作来测定发动机的机械损失与机械噪声。根据测功机的测量原理，可选用交流电力测功机。交流测功机相对于另两种发动机，具有测试精度高，控制性好的优势，并可轻松实现对发动机的双向加载[9]。

测功机型号的选择一般以所需测量的发动机的扭矩与转速为依据。选取的柴油机最大功率为36.8 kW，转速范围为800～2 630 r/min，最大扭矩为157 N·m出现在1 800 r/min。根据经验，发动机的最大功率、扭矩和转速最好在测功机相应参数的50%～90%范围内，因此本设计中选用额定功率50 kW，额定转速3 000 r/min的交流电力测功机。

在测功机不适用的场合，也可采用调速电机和摩擦圆盘作为负载组合，同时需要注意摩擦盘的固定和散热。

2.5 减速齿轮箱的选型

齿轮箱是车辆传动系统必不可少的一部分。行星齿轮箱具有体积小、传动比大、质量轻、传动效率高、能力强等优势，因此在车辆上的应用也逐渐广泛。为进行齿轮箱的振动性能实验与故障信号诊断实验；同时也拓宽了不同发动机与测功机的转速与扭矩范围，增强试验台通用性，在试验台上选用了行星齿轮减速箱。

3 试验台传感测试系统

在试验中需要采集发动机的噪声、振动、扭矩、转速等信息，以实现对发动机的振动噪声特性的分析。故需在试验台上安装相应传感器[10]，并设计测试与数据采集系统。同时可在试验台架附近设计安装一部摄像头用以观察和记录试验图像资料。

3.1 传感器的选型

实验中需要测量的主要有发动机的振动与噪声，以及试验台上传动轴的扭振，故实验中需要以下几种传感器。

(1) 加速度传感器。发动机的振动特性主要通过加速度传感器测量。目前工程中通常使用压电式加速度传感器。压电式加速度传感器采用具有压电效应的材料，如石英、压电陶瓷等作为敏感元件，具有频率响应范围宽、灵敏度高、动态特性好、横向灵敏度低、抗干扰能力强等特点。

(2) 位移传感器。实验中可采用位移传感器来检测传动轴的振动位移。由于传动轴在试验台上属于高速运动部件，故可选用激光位移传感器或者电涡流传感器等非接触式位移传感器。

(3) 扭矩转速传感器。为满足实验中对瞬态响应测量的需求，可选用响应速度较快的法兰式扭矩转速传感器。该类型传感器具有轴向尺寸小，扭矩测量精度高，转速适用范围广，可动态、静态测量转矩，转速，功率。在安装时，法兰式传感器对同轴度要求较高。

(4) 声学传感器。根据实验要求，需要采集发动机的声学信息，故需要安装声学传感器。根据规定，传声器应该符合GB/T3785规定的1级仪器要求，其测量装置必须至少覆盖0.02～20 kHz的频率范围。

3.2 传感器数据采集与显示系统

为统一监控和处理实验台上的传感器传回的信号，方便最后数据汇总，设计了如下传感测量系统。试验台架上各个传感器将测得的信号经电荷放大器或直接输入信号调理模块。经过信号调理模块内的隔直电路、放大电路、调零电路、低通滤波电路及抗混叠滤波电路处理后的信号，由数据采集卡采集并连接USB总线输入端，实现对输入的各种信号实时传输[11]。

电荷放大器、信号调理模块、同步数据采集卡、通用数据采集卡的工作全部在下位机(PLC/can)上进行，下位机通过USB总线与计算机连接，通过监测模块，实现对输入的各种信号实时监测、记录与储存。

如果选用云台式摄像头，可通过USB总线将摄像头连接至计算机。通过计算机内的控制模块，可以实现控制云台式摄像头的转动及上下摆动；通过计算机内的多媒体模块，实现试验多方位、多角度远程监控与试验过程记录。传感器信号采集整理模拟框图如图1所示。

图1 传感器信号采集整理模拟框图

4 试验台模块化设计与工作原理

4.1 试验台模块化设计

试验台部件的拆装主要需要考虑更换部件的整体性和安装后的对中度。故：①为试验台上主要部件如发动机、传动轴、齿轮箱和测功机等，设计支撑座，使其能够作为一个整体的模块在试验台上移动、拆装。其中发动机由于在工作中会产生强烈振动需按发动机—减振器—支撑座的形式安装在试验台上。同时，为避免试验中传动轴径向上的位移、跳动对试验安全与测量精度的影响，在传动轴的两端设计与支撑座相连的轴承来限制传动轴在轴向与径向的运动。②为了保证更换部件满足对中度要求，在试验台基座上设计限位槽。模块化部件通过T型槽固定，并通过限位槽确定位置。部件按照要求安装后即可工作，无需再进行对中度调整。③试验台上各部件均通过联轴器与传动轴相连。传动轴与发动机连接时，刚性联轴器的连接要求比较苛刻，难以在试验台上实现，可使用弹性联轴器。弹性联轴器可缓和冲击，吸收振动并降低对中度的要求。设计模块化试验台结构示意图如图2所示。搭建调试后的发动机试验台如图3所示。

1-发动机模块，2-加速度传感器，3-声学传感器，4-速度传感器，5-弹性联轴器，6-传动轴，7-联轴器，8-扭矩转速传感器，9-传动轴，10-负载模块(按照实验选型)，11-橡胶垫片，12-支撑座，13-T型槽导轨，14-减振器(4个)，15-声学传感器，16-齿轮箱模块(可换齿轮)

图2 模块化试验台结构示意图

图3 发动机试验台(配电机、齿轮箱)实物图

4.2 试验台模工作原理

正向工作时，发动机作为动力输出源工作，带动其后的传动轴、齿轮箱等部件工作，最后通过负载消耗发动机产生的功率。工作过程中通过数采系统获得传感器采集的信号，可进行发动机振动噪声特性、转动不平衡等试验。

反向工作时，发动机作为负载，由另一端的电动机提供扭矩，带动试验台上部件工作。通过数据的采集，可进行发动机倒拖试验、转子故障实验等。

5 试验台传动轴的设计与校核

传动轴作为试验台上的高速运动部件，用于在发动机和负载之间传递转速和扭矩，同样也是扭转不平衡实验的载体。试验过程中发动机的转速扭矩波动比较大，特别是全负荷运行时，传动轴容易发生振动、断裂。为保障试验台安全稳定运行，需要以试验台的扭转强度为依据设计传动轴，并对其固有特性进行分析。

5.1 传动轴的设计

传动轴主要用于连接试验台上的部件，如发动机、减速齿轮箱、扭矩转速传感器和测功机。为满足试验要求及通用性，需对轴的外形进行初步设计。

依据传动轴安装要求将传动轴设计成阶梯轴。并在传动轴上设计动平衡转子圆盘，用于转动不平衡研究。综上要求，主要传动轴的设计如图4所示。

图4 传动轴模型图

5.2 传动轴的校核

(1) 强度校核。作为试验台上扭矩的传递载体，轴的尺寸需要通过强度计算以承担施加在轴上的载荷。传动轴的最小直径[12]

(3)

式中：P为传动轴所传递的功率，kW；n为轴的额定转速，r/min；C为与材料有关的系数，可查阅机械手册获得。

选取通用材料45钢，计算可得轴的最小直径应大于30 mm。

(2) 模态分析。试验中，由于发动机的不平衡输出特性等原因会引发传动轴振动，影响试验测量精度和结果，严重时会造成设备损坏，转轴断裂甚至试验事故。因此需要对转子进行模态分析，获得其固有频率与固有振型及临界转速。依此调整传动轴尺寸，以避开共振频率，确保试验安全进行[13]。

利用强大的网格划分软件Hypermesh对建立的模型进行网格划分，划分好的模型如图5所示。

图5 网格模型图

将划分好的网格文件导入ANSYS Workbench中，简化边界条件为两端轴承支撑，忽略系统阻尼对轴的影响，进行模态计算。得到传动轴的各阶固有频率及对应的固有振型。由于本试验台工作转速相对较低，并且低阶固有模态具有更大的能量，对于实验影响更大[14]。因此，本文提取传动轴的前8阶固有频率。

考虑轴的临界转速时，可将轴简化为理想的等截面简支梁，等截面简支梁横向振动的固有频率与轴旋转状态下的临界转速值是相同的，转速和频率的关系[15],

n=60f

(4)

近似计算出的结果与实际临界转速相比偏高，结果见表2。其中第3阶频率为轴向扭转频率。

表2 主轴固有频率

由表可见选定的发动机转速(2 630 r/min)远低于临界转速，传动轴可承受更高转速并稳定工作。

(3) 谐响应分析。谐响应分析一般用于计算线性结构在承受对时间呈正弦变化的载荷时的稳态响应。可以计算出不同频率载荷下结构的频响曲线，从而预测结构的持续性动力特性，验证在需要承受的载荷下设计是否能避免共振，克服疲劳，稳定工作[16]。

当传动轴稳定工作时，轴上存在的不平衡质量会对系统产生简谐激励。在模态分析的基础上在转子圆盘上施加不平衡载荷，并在Workbench中采用模态叠加法进行谐响应分析。根据模态分析结果计算频率范围为0.01～1.01 kHz，载荷子步数设置为50。根据振型图，分别提取如图6所示a、b、c3段轴面的幅频曲线，结果如图7所示。

分析图8可知，第1阶固有频率振型对整个模型影响最大，另在第4、8阶频率附近振幅也出现了峰值，其余各阶固有频率对振型影响相对较小。试验中需注意避开这3段共振区域。