沈紅光，孫婷，王永亮，李凱，王健

1.內(nèi)燃機可靠性國家重點實驗室，山東濰坊 261061；2.濰柴動力股份有限公司，山東濰坊 261061

0 引言

為滿足柴油發(fā)動機排放不斷升級和可靠性的要求及市場需求，各主機廠對重型柴油發(fā)動機進行了質(zhì)量強化與功能升級[1-3]。作為柴油機燃油系統(tǒng)關鍵零部件，高壓油管對燃油噴射特性及發(fā)動機可靠工作起重要作用[4-6]。高壓油管不僅承受來自噴油器針閥撞擊產(chǎn)生的振動和由噴油泵引起的整機振動，還承受其內(nèi)部周期變化的燃油壓力，易發(fā)生疲勞斷裂等故障，導致油管失效。

本文中針對某重型柴油發(fā)動機開發(fā)過程中出現(xiàn)的高壓油管螺紋損壞及管夾夾片斷裂問題，應用Hypermesh進行模態(tài)仿真并結(jié)合噪聲、振動與聲振粗糙度(noise vibration harshness,NVH)試驗測試，分析高壓油管螺紋損壞及管夾夾片斷裂的原因，并提出優(yōu)化改進方案。

1 斷裂現(xiàn)象

某重型柴油機在1000 h全速超負荷耐久試驗過程中，試驗運行853 h時，發(fā)動機停車后無法起動，現(xiàn)場排查發(fā)現(xiàn)發(fā)動機第5～8缸的共軌管進油口處螺紋損壞，拆解高壓油管發(fā)現(xiàn)固定進油高壓油管的管夾夾片出現(xiàn)裂紋。

更換故障油管、共軌管和管夾，繼續(xù)進行耐久試驗，1000 h耐久試驗結(jié)束后，拆解發(fā)動機，發(fā)現(xiàn)噴油泵到共軌管間的高壓油管固定管夾再次出現(xiàn)夾片裂紋，而且2個共軌管之間高壓油管管夾夾片斷裂，共軌管接頭螺紋損壞。管夾斷裂狀態(tài)如圖1所示，接頭螺紋損壞狀態(tài)如圖2所示。

圖1 高壓油管管夾斷裂 圖2 共軌管接頭螺紋損壞

2 斷裂原因分析

該發(fā)動機機體為V型結(jié)構(gòu)，噴油泵安裝在V型夾角內(nèi)，2根共軌管分別安裝在機體上。噴油泵到共軌管以及2個共軌管間的高壓油管兩端的振動不協(xié)調(diào)，導致高壓油管本身出現(xiàn)較劇烈的波動。因此，首先對發(fā)動機本體以及高壓油管進行NVH振動測量，確認失效原因是否為高壓油管共振導致。共軌管和高壓油管測點位置分別為共軌管底座及2根高壓油管，如圖3、4所示。整機NVH振動試驗結(jié)果如圖5所示。

圖3 共軌管測點示意圖 圖4 高壓油管測點示意圖

圖5 整機振動試驗結(jié)果

由圖5可知：整機最大振動烈度(振動烈度為各個方向振動速度v的均方根)位于飛輪端支架，振動烈度為41.16 mm/s，對應發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 774.54 r/min，自由端振動烈度為22.27 mm/s；自由端最大振動烈度為29.94 mm/s，對應發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 328.59 r/min，飛輪端支架振動烈度為35.24 mm/s。最大振動烈度符合企業(yè)的振動要求。

共軌管底座不同方向及發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速下的振動測量結(jié)果如表1所示。由表1及圖5可知：共軌管振動烈度水平和發(fā)動機本體接近。

表1 共軌管底座振動測量結(jié)果 mm/s

噴油泵到共軌管間高壓油管的振動測量結(jié)果如圖6、7所示。由圖6、7可知：高壓油管單方向振動速度超過350mm/s，額定轉(zhuǎn)速下測點處的振動烈度為383.48mm/s，該高壓油管與發(fā)動機本體在278～400Hz處有明顯的共振峰值。

a)x方向 b)y方向

a)x方向 b)y方向

2個共軌管間的高壓油管振動測量結(jié)果，如圖8、9所示。

a)-x、+y、+z方向 b)綜合

a)x方向 b)y方向

由圖8、9可知：兩軌之間的高壓油管單方向最大振動速度達到171.00 mm/s，此時振動烈度為232.17 mm/s，額定轉(zhuǎn)速下測點處振動烈度為153.48 mm/s，該高壓油管與發(fā)動機本體在265、300、400 Hz處有明顯的共振峰值。

根據(jù)以上分析，高壓油管與發(fā)動機本體產(chǎn)生共振是油管接頭螺紋損壞和管夾夾片斷裂的主要原因。

3 改進措施

3.1 模態(tài)分析理論基礎

模態(tài)分析是一種計算結(jié)構(gòu)在穩(wěn)態(tài)振動激勵下的動態(tài)響應的方法[7-9]。對于受簡諧運動的多自由度運動特性可以由N階矩陣線性定常微分方程來描述：

(1)

式中：M、K分別為系統(tǒng)的質(zhì)量與剛度矩陣，一般為N階實對稱矩陣；C為阻尼矩陣，一般為非對稱矩陣；F為N維激振力向量；x為N維位移響應向量。

當結(jié)構(gòu)在自由狀態(tài)下振動時，外載荷不予考慮，結(jié)構(gòu)的阻尼對固有頻率及對應陣型的影響非常小，此時引入模態(tài)坐標[10-11]：

(2)

式中：S為子結(jié)構(gòu)；Φ為N1階模態(tài)陣型矩陣；φi為第i階模態(tài)陣型向量；q(S)為結(jié)構(gòu)S的模態(tài)坐標向量。

整理的模態(tài)坐標系下的振動方程為：

(Ki-ω2Mi+yωCi)q(ω)=ΦTFi(ω) ，

(3)

式中：ω為振動頻率，y為激勵點數(shù)，q(ω)為對應的特征向量，Ki為模態(tài)剛度矩陣，Mi為模態(tài)質(zhì)量矩陣，Ci為模態(tài)阻尼矩陣，F(xiàn)i(ω)為激振力向量。

令Zr=diag[z1z2…zn]，zi=(ki-ω2mi)+jωci，i=1，2，…，Ni；聯(lián)合式(2)(3)并簡化為：

X(ω)=ΦZr-1ΦTF(ω) ，

(4)

式(4)為式(1)在頻域內(nèi)的解，也是振動系統(tǒng)在頻域內(nèi)的響應表達式。

3.2 高壓油管系統(tǒng)模態(tài)分析

發(fā)動機的激振頻率[12]

f=nak/(60t)，

(5)

式中：a為發(fā)動機缸數(shù)；n為發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速，r/min；t為發(fā)動機沖程因數(shù)，二沖程發(fā)動機，t=1，四沖程發(fā)動機，t=2；k為諧波因數(shù)。

該柴油機為V型8缸四沖程發(fā)動機，最高空車轉(zhuǎn)速為2310 r/min，按照一側(cè)4缸計算，由式(5)可得：f=77 Hz。根據(jù)NVH設計原則，考慮安全系數(shù)為1.2，其零部件模態(tài)頻率不應低于92.4 Hz。

將高壓油管長度縮短70～80 mm，在共軌管間及噴油泵到共軌管間的高壓油管增加固定管夾，優(yōu)化后的高壓油管系統(tǒng)如圖10所示。優(yōu)化后噴油泵及共軌管支架采用四面體二階單元，油管及管夾采用六面體單元[13],各部件間采用RBE2單元連接，限制安裝螺栓處各方向自由度，有限元模型如圖11所示。

圖10 改進后高壓油管系統(tǒng) 圖11 改進后高壓油管系統(tǒng)有限元模型

改進后，高壓油管系統(tǒng)前10階固有頻率及振型描述如表2所示。

表2 前10階固有頻率及振型描述

由表2可知，優(yōu)化后高壓油管系統(tǒng)第1階模態(tài)頻率為181.6 Hz，優(yōu)化后高壓油管的激振頻率可以避開發(fā)動機的共振頻率，優(yōu)化設計滿足振動要求。

3.3 NVH振動測試

優(yōu)化后高壓油管的模態(tài)分析表明優(yōu)化方案滿足高壓油管振動要求。對優(yōu)化后的高壓油管進行臺架NVH振動測試，檢測改進后高壓油管是否滿足振動要求，同時驗證高壓油管振動模態(tài)計算結(jié)果。高壓油管振動測點位置如圖12所示。

圖12 高壓油管振動測點

對噴油泵到共軌管間高壓油管振動速度測試結(jié)果進行分析，如圖13、14所示。由圖13、14可知：在滿載變工況下，與原狀態(tài)相比，高壓油管振動烈度明顯降低，振動烈度由480 mm/s減小到176 mm/s，一階固有頻率由278 Hz提升到412 Hz，極大減小了振動烈度，提高了噴油泵到共軌管間的高壓油管共振頻率。

a)-x方向 b)+y方向

圖14 優(yōu)化后噴油泵到共軌管間高壓油管振動烈度

2個共軌管間高壓油管振動烈度測量結(jié)果如圖15、16所示。

由圖15、16可知：額定轉(zhuǎn)速工況下振動烈度由153.48 mm/s減小到100.18 mm/s；變工況下最大振動烈度為116.27 mm/s，高壓油管主要共振頻率為268、364 Hz，與原狀態(tài)相比，1900 r/min以上高速段振動烈度振幅明顯減小。

a)+x方向 b)-y方向

圖16 優(yōu)化后兩軌間高壓油管振動烈度

經(jīng)過優(yōu)化高壓油管管型及增加管夾固定等方式，極大提升了高壓油管管系的一階固有頻率，振動情況得到明顯改善，后續(xù)試驗過程中未出現(xiàn)因高壓油管振動大引起的管夾斷裂、油管裂紋現(xiàn)象。同時，在整個故障解決的過程中，利用仿真手段對改進方案進行模擬分析，為迅速解決有關故障提供了幫助。

4 結(jié)論

1)對發(fā)動機本體及高壓油管系統(tǒng)進行模態(tài)分析和NVH振動測試，確認高壓油管共振引起了管夾斷裂及螺紋損壞。

2)縮短高壓油管長度，在共軌管和噴油泵到共軌管間的高壓油管增加固定管夾，運用有限元軟件計算高壓油管的模態(tài)響應，結(jié)合NVH振動測試，驗證高壓油管模態(tài)計算結(jié)果，優(yōu)化后的高壓油管滿足振動要求。

3)利用仿真手段模擬高壓油管管型及振動設計，可以有效節(jié)約時間及設計成本。