重型发动机台架异常振动分析与改善

梁大平 郑永明 宋 东 刘典云

（中汽研汽车检验中心（昆明）有限公司，昆明 651701）

发动机台架由测功机、发动机、连接轴、铁地板、台架小车和减振装置等单元组成，如图1所示。台架系统的振动模型较为复杂，影响因素多，且各单元之间相互作用。在进行发动机台架试验时，试验平台会产生很大的振动，如不采取相应的隔振措施，会对周围的精密仪器和仪表的正常使用、工作环境和建筑设施等带来不良影响[1]。

图1 发动机台架系统

该台架配备了HORIBA的HD576电力测功机和EME的台架小车。某重型发动机在该台架开展试验时出现了强烈的异常振动，尤其是转速为1 300 r·min-1、1 700 r·min-1和1 800 r·min-1时，振动最强烈，测量结果如图2所示。为了保护测试设备和样品，在测功机上安装了3个振动传感器，设置了振动限值（报警值为8 mm·s-1），结果发动机测试扭矩无法达到目标扭矩，导致试验无法开展。为了快速解决台架异常振动，采用异常振动故障树分析法，计算了连接轴与台架系统的匹配，分析了台架系统的振动主要激励源和铁地板质量等减振基础的影响，通过更换连接轴、空气弹簧以及采用性能更优异的减振块等措施来改善异常振动，使振动控制在可接受范围内，并按计划开展了该发动机的台架试验。

图2 台架出现异常振动

1 异常振动原因分析

从基本形式来看，发动机与测功机在试验台上通过弹性连接轴构成旋转质量系统。这种系统可以简化为由挠性轴连接的2个旋转质量系统，通常称为双质量系统[2]，如图3所示，Ie为发动机端转动惯量，Ib为测功机端转动惯量，C为传动轴刚度。

图3 双质量系统

1.1 异常振动故障树

故障树分析是描述事故因果关系的有效方法，是系统安全工程中重要的分析方法之一，能识别评价各种系统的危险性。既适用于定性分析，又能进行定量分析。发动机台架系统振动模型十分复杂，对各部分逐一分析，适合采用故障树分析法[3]。

试验台架测功机振动大的原因很多。经过系统分析，可能的原因有发动机扭振过大、发动机与测功机不对中、测功机存在机械松动、测功机轴承故障、测功机定子故障、测功机转子故障、发动机部件运动导致振动大、发动机标定导致振动大、台架基础减振差、减振装置选用不合理、连接轴选用不合理以及旋转件动不平衡等。它的故障树分析如图4所示。

图4 故障树法分析异常振动

1.2 连接轴匹配计算

在发动机台架系统中，连接轴的匹配十分关键。既要可靠地传递扭矩，又要起到良好的减振作用，因此需要分析连接轴的振动。选用连接轴时，要根据发动机、测功机和试验要求合理选用，并尽可能避免在发动机整个转速范围内发生共振。从双质量系统扭振入手，主要考虑共振频率和临界转速，再确认选用的连接轴。连接轴参数见表1。

表1 连接轴参数

图3的发动机与测功机双质量系统本身具有形成扭转振动的倾向。2个旋转质量可能会沿轴的某一位置上围绕中心点产生超过180°的相位振动，这种扭转振动的共振频率fc为[4]：

如果该无阻尼系统受到一个频率为f的恒定幅度激振扭矩的作用，随着频率增加，当f=fc时，振幅变成无限大，此时轴可能会断裂。随着频率的进一步增加，振幅会下降，且在时降到静态变形的程度。

对于六缸四冲程发动机来说，它对应的发动机临界转速nc为：

为保证临界转速位于发动机正常工作转速范围以外，一般将临界转速设定在发动机怠速转速nidle以下，即：

按照式（1）、式（2）和式（3），对连接轴的匹配进行理论计算，结果如图5所示。计算转速在发动机正常工作转速范围内，连接轴与台架系统不存在共振，选用合理。

图5 连接轴匹配计算结果

1.3 测功机异常振动分析

从故障树看，测功机端振动大有轴和联轴器振动大和测功机本体振动大两种情况。从理论计算结果得知，连接轴与台架系统不存在共振，只需要分析测功机本体振动。由于HD576测功机刚安装和调试完成，设备状态很好，因此可以排除是轴承故障或机械松动导致的机械振动大。测功机出厂前进行严格的出厂检查，包括电气、机械和振动等项目，同样可以排除由定子故障或转子故障导致的电气振动大。为了验证以上分析，对测功机无负荷状态做自由滑行试验。该发动机额定转速为1 800 r·min-1。考虑测功机从1 900 r·min-1开始滑行，测量结果见图6，最大振动出现在1 700～1 800 r·min-1，最大值小于1.3 mm·s-1，和出厂结果一致，因此测功机本体未出现异常振动，以上分析合理。每次发动机台架安装时都要使用激光对中仪对中，因此不存在联轴器不对中的情况。从连接轴匹配理论计算结果和测功机自由滑行结果可知，测功机端未出现异常振动。

图6 HD576测功机自由滑行振动测量

1.4 发动机端振动分析

该发动机在其他试验室也做过很多试验，未出现异常振动问题，因此可以排除由曲轴扭振或旋转件动不平衡造成的异常振动。该发动机主要做稳态试验，稳态工况出现异常振动，同样可以排除是标定map不平滑和各缸均匀性差造成的异常振动。但是，该发动机最大爆发压强为 25 MPa，升功率达到了33.5 kW·L-1。较大的爆发压强在轴系中容易产生扭振，因此需要减振效果很好的连接轴和减振块。

1.5 台架基础振动分析

台架铁地板图纸，如图7所示。长度为4.9 m，宽度为1.9 m， 高度为0.32 m。按照图纸尺寸计算铁地板质量，约为8 t。对于接近1.5 t的重型发动机，铁地板的质量只有其5倍，再加上接近2 t的测功机，铁地板的质量小于两者质量之和的3倍。显然，台架的铁地板质量偏轻，无法很好地衰减发动机和测功机传递过来的振动。发动机运转时用振动仪测量发现，铁地板垂直方向的振动很大，没有起到很好的减振作用，因此考虑在铁地板上方增加配重。

图7 铁地板图纸

分析可知，测功机不是振动的激励源。发动机气缸内工质膨胀做功，呈周期性进行。曲柄连杆结构受周期性的载荷冲击[5]，气缸受到气体的高频振动，机体上的零部件也随之振动，因此发动机才是主要的激励源。发动机产生的振动沿着连接轴传递给测功机，测功机再传递给铁地板，同时振动通过减振块传递给台架小车和铁地板。虽然联轴器和减振块的作用是减振，但是两者的减振效果不佳。铁地板是整个台架系统减振的最后一步，若铁地板减振效果不好，振动会继续传递给铁地板下方的弹簧，最后传递给混凝土基础。

2 异常振动改善

深入分析台架系统的振动后发现，产生异常振动的原因是联轴器和减振块的减振效果不佳和铁地板质量偏轻。不同原因需提供不同的解决方案。因此，通过更换减振块、调换联轴器安装位置、增加铁地板配重、更换空气弹簧以及更换连接轴等方案逐步改善异常振动的情况。

2.1 更换减振块

经过台架供应商的推荐，得到了减振性能更优异的减振块，以此替换原来的减振块。新减振块的振动测试结果如图8所示。相比原来的减振块，发动机低转速区减振效果更好，高转速变化不大，且最大振动的转速在转移，实测扭矩与目标扭矩的百分比有所增加。该减振块性能更优异，但只更换减振块振动改善不明显。

图8 更换减振块的振动测试结果

2.2 铁地板上增加配重

在调查异常振动原因时，已经判断该台架配备的铁地板质量偏小。给铁地板增加2 t配重（受空间限制），验证铁地板质量是否偏小，测试结果如图9所示。测试结果显示，在铁地板上增加配重，效果非常明显。转速为1 700 r·min-1和1 800 r·min-1的实测扭矩能达到目标扭矩的85%，其余转速的实测扭矩均达到了目标扭矩，表明铁地板质量偏小，可见铁地板未能很好地衰减发动机和测功机传递的振动，减振效果不理想。

图9 铁地板上增加配重振动测试结果

2.3 更换空气弹簧

由于铁地板安装只能在试验室基建时进行，二次更换铁地板的可行性小。在铁地板偏轻的情况下，只能采取一些补救措施，将铁地板下方原有的6个空气弹簧更换为4个液压吸振弹簧，测试结果如图10所示。发动机实测扭矩均能达到目标扭矩，只有转速为1 700 r·min-1的振动值超过8 mm·s-1，其余转速振动均小于8 mm·s-1，振动曲线整体大幅下降。可见，这种方案的减振效果非常理想。

图10 更换空气弹簧振动测试结果

2.4 更换连接轴

解决异常振动的过程中，多次与发动机厂家工程师沟通得知，试验室采用的是REICH的TOK 320.3连接轴。借用该轴进行验证，测试结果如图11所示。该轴的低转速振动特性很好，1 500 r·min-1以下振动均小于4 mm·s-1，但是1 700 r·min-1时的振动依然最大，但低于9 mm·s-1。相比以上方案，异常振动又有了改善。从所有测试结果分析可知，2套连接轴在1 700 r·min-1时的振动同样很大，与该发动机匹配度差，但异常振动得到了很好的改善，在可接受范围内，发动机可以开展试验。

图11 更换连接轴振动测试结果

3 结语

基于重型发动机台架系统异常振动问题，以解决实际问题为导向，采用异常振动故障树法，分析台架系统各部分振动，找到了异常振动的原因，根据原因提供不同的解决方案，最终改善该台架的异常振动，使得该发动机能够按照计划开展试验。

分析解决异常振动的过程，总结如下。

（1）发动机台架系统振动模型较为复杂，应采用异常振动故障树等方法逐个单元分析，最终找到原因，并根据原因提供相应的解决方案。

（2）出现异常振动时，应首先考虑连接轴的共振，并校核连接轴与台架匹配的理论计算。

（3）减振块和连接轴的减振性能对台架系统振动影响很大。本文中采用的2套连接轴减振性能都不理想，若想大幅降低振动，需更换性能更优异的连接轴。

（4）要合理设计重型发动机台架的铁地板，其质量直接影响整个台架系统的振动衰减。铁地板质量偏轻的情况下，采用液压吸振弹簧能很好地改善振动。