一种识别柴油机匹配涡轮增压器的压壳旋转故障测试方法与流程

本发明属于发动机技术领域，尤其是涉及一种识别柴油机匹配涡轮增压器压壳旋转故障测试方法。

背景技术：

涡轮增压器是现阶段用于提升往复式引擎动力性能的主要辅助装置，也是国内外先进动力研发机构提升动力装置性能争相突破的关键部件。为了使各系列增压器适应多样的发动机形式，常采用挠性工艺方案安装增压器。这样采用v型卡箍或压板工艺组装的压气机涡壳和涡轮箱壳就成为径流式增压器现行的主流设计，使增压出口和废气入口适应多角度装配需求。而在引入这些工艺设计后，一些强化程度高、应用环境复杂的情况下，出现了由于v型卡箍撕裂、断开、压板紧固力失效等引发的增压器压壳旋转、接盘漏气等故障，导致了动力系统性能下降，降低了整机可靠性。而若直接限位或使用刚性工艺，如采用法兰结构、加强结构等工艺，增压器安装后形成的局部应力和运行中产生的由于材料热膨胀引起的部件接触应力不能得到有效疏导，这些应力在主要部件上不断的传递后会寻找到新的结构薄弱点，继而引发由这些薄弱点主导的新故障问题，不利于巩固增压器产品质量。

在现有技术中，识别涡轮增压器的压壳旋转故障仅能通过设计和质量调查两种途径追溯。设计追溯则需采用引证法，分别分析主要关重件有无新的设计变化，相应的设计结构是否在其他成熟稳定的产品中应用，有无类似的故障情况发生；质量调查法则是需要质量控制人员介入，通过检查涡轮增压器产品从备料到加工直至最后装配过程每一步记录单，确定各工序的工艺控制指标是否满足设计规范要求。就目前应用来看，通过以上两种方法很难确定出涡轮增压器的压壳旋转故障原因，而重新通过设计流程反演故障可能产生的原因必然带来较长的匹配周期和投入大量的经费，不利于柴油机快速定型量。

技术实现要素：

有鉴于此，本发明旨在提出一种识别柴油机匹配涡轮增压器的压壳旋转故障测试方法，以加速涡轮增压器的压壳旋转故障机理的识别过程，并能提供整改方向和评价整改措施有效性，提升增压器配机效率。

为达到上述目的，本发明的技术方案是这样实现的：

一种识别柴油机匹配涡轮增压器的压壳旋转故障测试方法，包括如下步骤：

第一步，进行验证平台基准状态判定，对未达到要求的试验台架进行整改，保障下一步开展识别增压器旋转振动测试的结果有效可靠；

第二步，进行涡轮增压器压壳旋转故障测试的测点设计，匹配出可用的测试手段和具有典型振动结果的测点位置，支撑旋转故障机理识别；

第三步，进行涡轮增压器压壳旋转故障振动数据采集和典型特征后处理，获取故障发生的时机和定性分析出故障原因；

第四步，进行抑制涡轮增压器压壳旋转的抑制方案设计，分析抑制途径和假设实施方案，确定异常局部应力的疏、导模式；

第五步，进行抑制涡轮增压器压壳旋转假设实施方案效果预评估，量化实施方案传导的作用力，确认疏、导条件下的承力部件的许用极限。

进一步的，第一步中，验证平台基准状态判定方法，包括如下步骤，

1)在柴油机支撑位置的主动侧安装三向振动传感器，三向传感器的各矢量方向与发动机的主矢量方向对应一致；

2)运行柴油机在外特性工况，转速工况点分档间隔为100r/min，获取各工况转速下的稳定时域振动数据，其中采样带宽为2khz，频率分辨率0.5hz，采样周期大于10s；

3)提取各工况下各支撑测点的综合振动速度结果、矢量贡献比结果，若各工况点四个支撑位置综合振动当量满足偏差±10％以内，且最大贡献矢量的矢量贡献比小于50％，判定支撑结构稳定，继而符合涡轮增压器压壳旋转故障测试要求；

4)提取传动端支撑测点的转轴阶次和柴油机主要运行阶次振动速度幅值，并按转速规律作图，若曲线趋势出现拐点特征，表明联轴匹配不平衡，需要检查联轴系统。

进一步的，第二步中，涡轮增压器压壳旋转故障测试的测点设计方法，包括如下步骤：

1)在增压器压壳出口顶端边沿和进气管入口边沿三向振动测点，并标记为p21和p19；

2)以增压器叶轮轴轴心和压壳出口顶端边缘作为直角三角形斜边，确定直角形第三点并以此作为第三测点标记为p31；

3)在发动机运行至最大负荷工况，测试p31点处的温度，选择耐温并与之匹配的三向振动传感器；

4)分别在p19、p21、p31安装对应的三向加速度传感器，三向传感器的各矢量方向与发动机的主矢量方向对应一致。

进一步的，第三步中，涡轮增压器压壳旋转故障振动数据采集和典型特征后处理方法，包括以下步骤，

1)运行柴油机在外特性工况，转速工况点分档间隔为100r/min，获取各工况转速下的稳定时域振动数据，其中采样带宽为20khz，各采集通道采用并行采样，数据位数满足24bit，频率分辨率1hz，采样周期大于10s；

第二步：提取各工况下p19、p21、p31三个测点位置的综合振动加速度结果，并绘制三个测点位置综合振动加速度随转速上升趋势图，若出现p19测点增长趋势偏离p21测点5％，则判定为故障萌发工况。若p19与p21测点综合振动加速度结果随转速增长趋势偏离达到最大，则判定为最大局部接触应力工况；

第三步:单独提取故障萌发工况和最大局部接触应力工况p19、p21、p31数据进行处理，通过互相关谱法提取p19与p21、p21与p31的x、y、z向加速度互相关频谱，其中p31与p21互相关频谱中主要贡献频率来源于外部激励传递和增压器运行响应，p21与p19互相关频谱中主要贡献频率来源于外部传递和局部接触应力。通过p31与p21互相关频谱中的运行贡献频率剔除p21与p19互相关频谱中增压器运行分量，保留外部传递和局部接触应力频率成分用作后续改进设计方案；

第四步：对故障萌发工况和最大局部接触应力工况的p21与p19的x、y、z向加速度进行时域条件下同相位数据点统计并绘制极坐标图，若图呈现椭圆并向右/左倾斜，则表明对应方向在柴油机运行中有局部接触应力，需要改善。

进一步的，第四步中，抑制涡轮增压器压壳旋转的抑制方案设计方法，包括如下步骤：

1)依据数据采集和典型特征后处理方法获得的p21与p19互相关频谱中外部传递、局部接触应力频率成分以及接触应力方向，制作出包含工序操作和设计力矩、加固材料等内容作为输入要因的抑制相对运动树图；

2)分析各要因在生产中的可实施性，利用产品价格和整改周期评估法判定材料改进、压壳尺寸改进可实施性，利用工序评价法评定整改工序是否为a级判定可实施性；

3)综合第二步提炼可采取的措施，制定拟采用的改进设计方案。

进一步的，抑制涡轮增压器压壳旋转假设实施方案效果预评估方法，包括如下步骤：

1)对增压器整机做模态测试，提取p31到p21的振动传递函数；

2)假设增压器为线性结构，将最大局部接触应力工况p21点的加速度、速度、位移响应作为输入，联立质量、阻尼、刚度引入3000级方程组，获得动态作用力f；

3)用获得的作用力f作为依据，校核增压器压气机侧压壳、连接件、螺栓的强度极限，并作为整改后产品稳定性的依据本发明提供了一种识别柴油机匹配涡轮增压器的压壳旋转故障测试方法，该方法主要设计特征为通过对装配了被试增压器的柴油机进行整机振动评价测试，识别台架支撑联轴等设备引入的振动测试数据不确定因素，并有效整改台架形成增压器振动测试前的基准状态；通过等效故障位置与轴心位置形成的力偶关系，进行评估测点位置布局设计；采用同步统计手段评估压气机出口处插管的非线性传递特征，获得作用力产生的方向；采用增压器压壳对于原点位置综合量级响应衰减特性作为引入故障的作用力路径识别，获得作用力疏导的措施；采用静态特性提取动刚度反推运行中增压器变形约束形成的内应力对增压器的破坏性评估，获得采取措施的可靠性评价。本发明加速了涡轮增压器的压壳旋转故障机理的识别，并能提供整改方向和评价整改措施有效性，提升了增压器配机成功率。

相对于现有技术，本发明所述的压壳旋转故障测试方法，具有以下优势：

本发明通过柴油机整机振动评价，将支撑和联轴系统引入的测试不确定因素剔除，使故障机理识别结果可信度高；

本发明使用运行振动测试和静态特征专项测试，识别增压器整器匹配在柴油机后的应力特征和受力情况，识别过程简单、投入费用低；

本发明可有效评估抑制压壳故障旋转的设计有效性，可使优化改进快速实施验证，提升了增压器配机成功率。

附图说明

构成本发明的一部分的附图用来提供对本发明的进一步理解，本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明，并不构成对本发明的不当限定。在附图中：

图1是本发明柴油机匹配涡轮增压器的压壳旋转故障示意图；

图2是本发明柴油机匹配涡轮增压器的压壳旋转故障点刨面图；

图3是本发明柴油机匹配涡轮增压器的压壳旋转故障轮廓测点原理图；

图4是本发明柴油机匹配涡轮增压器的压壳旋转故障测试流程图；

1-增压器压壳、2-进气插管、3-柴油机进气管、4-柴油机机体、5-进气管安装螺钉。

具体实施方式

需要说明的是，在不冲突的情况下，本发明中的实施例及实施例中的特征可以相互组合。

下面将参考附图并结合实施例来详细说明本发明。

如图1所示，当增压器压壳1在柴油机运行过程中出现红色箭头标记的异常旋转时，就会出现进气插管2受力状态，而柴油机进气管3通过进气管安装螺钉5安装在柴油机机体4上，进气插管2受力会对增压器压壳1和柴油机进气管3形成损伤导致漏气，如图2所示；

本发明一种识别柴油机匹配涡轮增压器的压壳旋转故障测试方法，如图4所示，而包括如下步骤：

第一步：进行验证平台基准状态判定，对未达到要求的试验台架进行整改，保障下一步开展识别增压器旋转振动测试的结果有效可靠；

第二步：进行涡轮增压器压壳旋转故障测试的测点设计，匹配出可用的测试手段和具有典型振动结果的测点位置，支撑旋转故障机理识别；

第三步：进行涡轮增压器压壳旋转故障振动数据采集和典型特征后处理，获取故障发生的时机和定性分析出故障原因；

第四步：进行抑制涡轮增压器压壳旋转的抑制方案设计，分析抑制途径和假设实施方案，确定异常局部应力的疏、导模式；

第五步：进行抑制涡轮增压器压壳旋转假设实施方案效果预评估，量化实施方案传导的作用力，确认疏、导条件下的承力部件的许用极限。

所述验证平台基准状态判定方法，包括如下步骤：

第一步：在柴油机支撑位置的主动侧安装三向振动传感器，三向传感器的各矢量方向与发动机的主矢量方向对应一致；

第二步：运行柴油机在外特性工况，转速工况点分档间隔为100r/min，获取各工况转速下的稳定时域振动数据，其中采样带宽为2khz，频率分辨率0.5hz，采样周期大于10s；

第三步：提取各工况下各支撑测点的综合振动速度结果、矢量贡献比结果，若各工况点四个支撑位置综合振动当量满足偏差±10％以内，且最大贡献矢量的矢量贡献比小于50％，判定支撑结构稳定，继而符合涡轮增压器压壳旋转故障测试要求；

各支撑点综合振动速度结果计算：

式中：

vns-表示第n个测点的综合振动速度结果，mm/s；

vnx-表示第n个测点柴油机水平方向(x向)的振动速度均方根值，mm/s；

vny-表示第n个测点柴油机曲轴轴向(y向)的振动速度均方根值，mm/s；

vnz-表示第n个测点柴油机垂直方向(z向)的振动速度均方根值，mm/s；

矢量贡献比结果计算：

δn＝vnk/vns

式中：

δn-表示第n个测点的矢量贡献比，％；

vnk-表示第n个测点x、y、z方向的振动速度均方根值，mm/s；

第四步：提取传动端支撑测点的转轴阶次和柴油机主要运行阶次振动速度幅值，并按转速规律作图，若曲线趋势出现拐点特征，表明联轴匹配不平衡，需要检查联轴系统；

转轴阶次计算方法：

iz＝n/60

式中：

iz-表示转轴阶次频率，hz；

n-表示发动机工作转速，r/min；

柴油机主要运行阶次计算方法：

式中：

iy-表示运行阶次频率，hz；

τ-表示发动机冲程；

α-表示发动机气缸对应的系数，一般选气缸数的一半；

所述涡轮增压器压壳旋转故障测试的测点设计方法，见图3所示，包括如下步骤：

第一步：在增压器压壳出口顶端边沿和进气管入口边沿三向振动测点，并标记为p21和p19；

第二步：以增压器叶轮轴轴心和压壳出口顶端边缘作为直角三角形斜边，确定直角形第三点并以此作为第三测点标记为p31；

第三步：在发动机运行至最大负荷工况，测试p31点处的温度，选择耐温并与之匹配的三向振动传感器；

第四步：分别在p19、p21、p31安装对应的三向加速度传感器，三向传感器的各矢量方向与发动机的主矢量方向对应一致；

所述涡轮增压器压壳旋转故障振动数据采集和典型特征后处理方法，包括如下步骤：

第一步：运行柴油机在外特性工况，转速工况点分档间隔为100r/min，获取各工况转速下的稳定时域振动数据，其中采样带宽为20khz，各采集通道采用并行采样，数据位数满足24bit，频率分辨率1hz，采样周期大于10s；

第二步：提取各工况下p19、p21、p31三个测点位置的综合振动加速度结果，并绘制三个测点位置综合振动加速度随转速上升趋势图，若出现p19测点增长趋势偏离p21测点5％，则判定为故障萌发工况。若p19与p21测点综合振动加速度结果随转速增长趋势偏离达到最大，则判定为最大局部接触应力工况；

第三步:单独提取故障萌发工况和最大局部接触应力工况p19、p21、p31数据进行处理，通过互相关谱法提取p19与p21、p21与p31的x、y、z向加速度互相关频谱，其中p31与p21互相关频谱中主要贡献频率来源于外部激励传递和增压器运行响应，p21与p19互相关频谱中主要贡献频率来源于外部传递和局部接触应力。通过p31与p21互相关频谱中的运行贡献频率剔除p21与p19互相关频谱中增压器运行分量，保留外部传递和局部接触应力频率成分用作后续改进设计方案；

第四步：对故障萌发工况和最大局部接触应力工况的p21与p19的x、y、z向加速度进行时域条件下同相位数据点统计并绘制极坐标图，若图呈现椭圆并向右/左倾斜，则表明对应方向在柴油机运行中有局部接触应力，需要改善；

所述抑制涡轮增压器压壳旋转的抑制方案设计方法，包括如下步骤：

第一步：依据数据采集和典型特征后处理方法获得的p21与p19互相关频谱中外部传递、局部接触应力频率成分以及接触应力方向，制作出包含工序操作和设计力矩、加固材料等内容作为输入要因的抑制相对运动树图；

第二步：分析各要因在生产中的可实施性，利用产品价格和整改周期评估法判定材料改进、压壳尺寸改进可实施性，利用工序评价法评定整改工序是否为a级判定可实施性；

第三步：综合第二步提炼可采取的措施，制定拟采用的改进设计方案；

所述抑制涡轮增压器压壳旋转假设实施方案效果预评估方法，包括如下步骤：

第一步：对增压器整机做模态测试，提取p31到p21的振动传递函数；

第二步：假设增压器为线性结构，将最大局部接触应力工况p21点的加速度、速度、位移响应作为输入，联立质量、阻尼、刚度引入3000级方程组，获得动态作用力f；

第三步：用获得的作用力f作为依据，校核增压器压气机侧压壳、连接件、螺栓的强度极限，并作为整改后产品稳定性的依据。

以上所述仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。