發動機飛輪殼道路載荷譜試驗分析研究*

牛健，俞小莉，黃瑞，馮燕，陳俊玄，劉震濤，周迅

(浙江大學動力機械及車輛工程研究所，浙江杭州310027)

0 引言

飛輪殼連接發動機和變速器，保護離合器和飛輪，而且還設有懸置點和起動機安裝支架，是重要的基礎部件。在整車工作過程中，飛輪殼受到發動機激勵、路面激勵、變速慣性轉矩以及啟動機的沖擊激勵等載荷，均可能使飛輪殼產生交變應力，從而導致疲勞斷裂。飛輪殼開裂后，將直接破壞曲軸與變速器第一軸的同軸度，造成發動機、離合器、起動機以及傳動裝置工作失常等故障。因此必須對飛輪殼破壞原因做深入研究，找到一種適合評價飛輪殼破壞的分析流程，為其故障診斷、壽命估計、結構改進提供必要的理論依據。

目前，現代設計理論與實驗方法［1-2］已經廣泛應用于內燃機結構設計，有限元［3］、多體動力學與路譜技術［4］的發展，有利于設計者短時間把握新產品的結構性能。耿廣瑞［5］和賈朝軍［6］利用有限元法分別計算了飛輪殼靜態與動態強度;隋軍［7］、張旭升［8］、高云凱［9］等分別對不同車型動力總成進行了試驗或計算模態分析，認為動力總成的彎曲振動是造成汽車離合器殼開裂的主要原因;李洪濤等［10］通過對某型客車飛輪殼載荷譜的分析得出飛輪殼的破壞是由路面隨機激勵造成的。以上研究主要采用有限元計算方法和模態分析方法進行飛輪殼強度分析，較少從實測應力譜中分析飛輪殼破壞的機理。國外針對飛輪殼強度研究公開發表的成果很少，飛輪殼作為一種薄壁結構件，主要關注其NVH性能［11］。

本研究開發高精度、高實時性型號采集系統，采集某重型卡車在一個完整運輸過程中的應力譜;對該應力譜進行修正處理，并提取發動機轉速信號;分析應力譜時頻特性，提取導致損傷的振源信息;考察振動損傷與路況、載荷和發動機轉速的關系。

1 飛輪殼載荷譜采集及處理

1.1 數據采集系統

數據采集系統的硬件部分為:一臺便攜式筆記本、一套美國NI公司的多通道便攜型數據采集器Compact-DAQ機箱及適用于應變信號采集的9237和9945板卡組成［12］。軟件部分采用LabVIEW編程進行控制與實時監測，數據采集系統如圖1所示。

圖1 數據采集系統

1.2 測試方案

測試對象為某型重卡搭載的飛輪殼，試驗車基本參數如表1所示，飛輪殼材料力學性能如表2所示。

表1 實驗用車基本參數

表2 測試飛輪殼材料力學性能

載重卡車實際作業工況多為道路行駛，為全面考察不同路況下飛輪殼振動響應，本研究選擇測試地點為某大型礦區。測試路面分為兩段:公路(HIGHWAY)和河床路面(RIVERBED)。其中，公路路面為混凝土鋪設道路，較為平整;河床路面為河床自然形成的無鋪設軟基道路，有較大程度的扭曲度和坑洼。公路路面構造波長約為1 mm～10 mm，礦區路面構造波長約為100 mm～500 mm，分別對應國際耐久性協會(PLARC)給出的路面構造分類中的“粗紋理”路面和“大構造”路面，是載重卡車運行的典型路面。

本研究隨車測量了重卡一個正常礦砂轉運工作循環中的應力歷程，分為空載河床路面、滿載河床路面、滿載公路路面3段。

本研究通過對已破壞飛輪殼斷裂位置的統計觀測并結合頻率響應分析，確定了10個測點，編為1～10號，實際斷裂位置與頻響分析示意圖如圖2所示，實驗測點布置示意圖如圖3所示。由于飛輪殼內部空間局限性，本研究選擇其中3、6、9為應變花測點，其他測點為單向應變片測點。

圖2 實際斷裂位置與頻響分析示意圖

圖3 實驗測點布置示意圖

1.3 測試結果

本研究通過測量得到各測點在空載河床路面、滿載河床路面、滿載公路路面應變信號，其采樣率為2 000 SPS。其中3號應變花測點沿飛輪殼徑向應變時間歷程樣本如圖4所示。

圖4 測點3在3個工況下應變信號樣本

1.4 載荷譜預處理

由于車載實驗易受各種外界因素干擾，實測信號會出現尖峰干擾、平整線突起或跌落和溫度漂移等，首先需要對它們進行剔除或修正。

尖峰干擾表現為一個或少量的數據點突然聳起或跌落，通過差分對比、峰值系數、幅值設限等算法，可對尖峰位置進行自動檢測。平整線突起或跌落表現為成塊的數據陡然上凸或下凹，通過差分移動窗統計法可對Flat-line異常信號的位置進行自動檢測。溫度漂移表現為數據整體向某一方向偏移，可能是隨實驗進行飛輪殼溫度變化等因素引起，本研究以兩端點為參考點，分段擬合線性或多項式的趨勢項對溫漂進行修正。

本研究利用帶通濾波、零水平穿級計數方法提取各工況下的發動機轉速［13］。

2 應力譜信號分析

2.1 平面應力分析

飛輪殼材料HT250為珠光體灰鑄鐵，本研究采用第一強度理論，以最大主應力作為飛輪殼失效破壞的判斷依據。第3、6、9號測點為應變花測點，各個應變片夾角45°，設定沿飛輪殼徑向應變片方向為得到主應變的大小方向為α0=0°，α2=45°，α90=90°，則該點主應力大小與方向為:

采用C++編程，由應變信號求得的最大主應力角度如圖5所示。

圖5 測點3最大主應力角度分布

圖5中，橫坐標表示最大主應力角度，左側縱坐標表示應力值，右縱坐標表示統計頻數。由圖5可見最大主應力角度集中在±45°，有明顯的單軸性。

最大主應力時間歷程如圖6所示。各測點最大主應力均遠小于飛輪殼極限強度，其表明飛輪殼破壞并非由于外力作用下直接脆斷，而是在交變應力作用下產生的疲勞破壞。

圖6 測點3最大主應力時間歷程

2.2 載荷幅值譜函數

頻譜分析是將信號從時域轉換為頻域的分析方法，通過離散信號傅里葉變換可以得到振動幅值、功率等隨頻率的變化特征，進行振源識別，同時得到不同頻率激振源對飛輪殼振動影響的大小。本研究采用測點應變作為飛輪殼振動強弱的判斷標準，3號應變測點在3個工況下的應變幅值譜如圖7所示。

圖7 3號測點載荷幅值譜函數

對飛輪殼造成破壞的主要因素為80 Hz以下的低頻振動，峰值位于40 Hz～50 Hz;在空載時的振動整體小于滿載工況。實驗用車發動機額定轉速2 200 r·min-1，工作轉速范圍600 r·min-1～2 400 r·min-1，對應10 Hz～40 Hz振動激勵，在幅值譜圖上處于振動幅值較大區域，故發動機工作狀態對飛輪殼振動影響顯著;40 Hz～80 Hz振動可能為其他來源的激勵，也可能是發動機工作過程中燃氣壓力、活塞敲擊等高諧次激振源引起。

3 發動機激振相關性分析

為進一步考察飛輪殼振動與發動機的關聯，本研究做出的振動信號瀑布圖(圖中顏色由冷色到暖色表示振動幅值由小變大)如圖8所示。

圖8 3號測點滿載河床路段瀑布圖

該型號發動機為6缸機，本研究重點考察其1、3、6階諧次激勵。由瀑布圖看出，飛輪殼的振動并非與特定頻率相關，而是與發動機的諧次線貼合密切，表明飛輪殼損壞主要受發動機工作狀態的影響。振動幅值較大點集中在2200 r/min以上的高轉速區域，表明發動機轉速可能是影響飛輪殼振動情況的最重要影響因素。

由1.4節提取的發動機轉速與2.1節應變花平面應力分析，作出各測點最大主應力與發動機轉速關系圖如圖9所示。隨發動機轉速提高，飛輪殼危險部位應力值顯著增加。其原因可能為動力總成系統模態偏低，發動機轉速增加，振動頻率增加，接近系統固有模態。

圖9 最大主應力-轉速關系圖

4 結束語

(1)飛輪殼近似處于單軸應力狀態;飛輪殼失效原因為交變載荷作用下的疲勞破壞。

(2)對飛輪殼造成破壞的主要因素為80 Hz以下的低頻振動，主要振動激勵源為發動機。

(3)飛輪殼應力值在不同運行環境下有顯著差異，高不平度路面大于低不平度路面，滿載工況大于空載工況，高轉速工況大于第轉速工況;尤其是在滿載高不平度路面，發動機轉速高于2 000 r/min時部分測點應力達到20 MPa以上，產生疲勞損傷。

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