發動機用旋壓皮帶輪故障再現仿真與改進

張曉輝, 謝永勝,曾超,程市,李超

1.內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

皮帶輪[1-3]是各種機械設備中的重要傳動部件，應用領域廣泛，其中在汽車工業、農業機械和輕型紡織工業等領域應用最廣。鑄造法、沖壓法、液壓脹形法和焊接成形法等是皮帶輪的傳統制造方法。近年來，綜合了擠壓、環軋、滾壓等工藝特點的旋壓成型新技術成為主流，它是一種先進的少、無切削加工工藝，效率高、材料利用率高、制件力學性能優良。旋壓皮帶輪以其精度高、傳動適應性好、重量輕等優勢，被廣泛應用于發動機前端輪系中[4-8]。農業機械傳動中，皮帶傳動系統工況錯綜復雜、作業條件惡劣，每年都有大量的張緊輪及皮帶輪部件需要更換。機器作業時，張緊輪失效會造成張緊輪安裝軸承、傳送皮帶和相關零部件的損壞。旋壓皮帶輪的可靠性直接影響農機用發動機的運行狀況。

傳統有限元分析采用靜力學分析，得到位移分布和應力分布云圖，進行強度、剛度分析，但旋壓皮帶輪的失效通常屬于疲勞失效范疇，靜力學分析很難確定失效危險點[9-13]。本文根據旋壓皮帶輪實際受力工況，綜合應用有限元分析方法，分析故障旋壓皮帶輪疲勞失效的原因，提出改進方案，解決發動機旋壓皮帶輪故障問題，對提高發動機的可靠性具有重要意義。

1 旋壓皮帶輪故障描述

某發動機旋壓皮帶輪在試驗過程中發生故障，如圖1所示。觀察旋壓皮帶輪故障件的斷裂位置及斷面失效形式，發現斷裂位置發生在旋壓皮帶輪安裝面的螺栓孔周圍，且失效斷面分層明顯，可以觀察到裂紋擴展痕跡。

圖1 旋壓皮帶輪故障

根據旋壓皮帶輪的工作狀態，判斷其是在發動機正常工作載荷下，受周期脈動皮帶力的作用發生受迫運動，旋壓皮帶輪安裝面的螺栓孔周圍及內部出現滑移或錯位，當損傷積累達臨界值時，零部件發生疲勞破壞，從而導致旋壓皮帶輪斷裂或損壞[14]。

在旋壓皮帶輪結構設計或故障診斷過程中，通常只考慮正常工況的靜態工作載荷。但在不同應用場合下，發動機曲軸的周期旋轉會產生循環振動激勵，因而疲勞失效是旋壓皮帶輪部件最常見的失效形式。靜態失效與疲勞失效存在機理差異，靜力學分析無法準確診斷發動機旋壓皮帶輪部件的失效，需進行疲勞失效分析研究，曲軸周期旋轉產生的循環振動激勵使用AVL公司的多體動力學Excite Power Unit分析軟件計算或者測試獲得時，建模計算工作量大，仿真滯后。本文采用靜力學分析，結合最大主應力，對比材料許用疲勞強度，進行疲勞失效診斷。

2 旋壓皮帶輪仿真

2.1 仿真模型的建立

發動機旋壓皮帶輪總成由風扇連接盤、墊塊、旋壓皮帶輪和軸端法蘭通過螺栓連接組成，如圖2所示。旋壓皮帶輪為薄壁零件，為保證仿真精度，需要在旋壓皮帶輪壁厚方向保持2層以上網格單元，圓角處網格要求細化。采用四面體十節點單元(C3D10I)對旋壓皮帶輪進行實體網格劃分，為了提高模型的計算精度，選用 2～5 mm網格，保證在厚度方向上至少2層網格單元，同時避免計算資源不足或計算時間過長，旋壓皮帶輪網格模型如圖3所示；螺栓不考慮螺紋細節，螺栓帽及螺桿均采用六面體一階單元網格(C3D8I)進行劃分，如圖4所示；風扇連接盤、墊塊、軸端法蘭等其余部件按照各自幾何特點均采用二階四面體網格(C3D10I)，旋壓皮帶輪總成有限元模型如圖5所示。

1—螺栓；2—風扇連接盤；3—墊塊；4—軸端法蘭；5—旋壓皮帶輪。 a)圓角細化 b)皮帶輪

圖4 螺栓六面體網格 圖5 旋壓皮帶輪總成有限元模型

該失效旋壓皮帶輪材料為 SPHE，為鈑金旋壓成型的一體化結構，板材厚度為 2 mm，仿真分析所需的零件材料屬性如表1所示。

表1 零件材料屬性

2.2 仿真邊界及載荷

根據旋壓皮帶輪總成實際裝配情況，在螺栓法蘭面、風扇連接盤、墊塊、旋壓皮帶輪和軸端法蘭的裝配面建立接觸，采用有限滑移，建立各個零部件之間、零部件與螺栓之間的相互接觸關系，根據實際模型將容差設置為0.1，接觸屬性按照摩擦因數設置為0.12，如圖6所示。

圖6 接觸模型 圖7 Tie綁定模型

建立部件與螺栓螺紋區域的綁定約束，根據實際模型將容差設置為2.0。螺栓螺紋部分與軸端法蘭用Tie綁定模擬螺紋連接，如圖7所示。

軸端法蘭內表面建立固定約束，約束六方向自由度，螺栓施加預緊力，如圖8所示。旋壓皮帶輪槽內與皮帶接觸區域按照包角和皮帶力的方向建立耦合，并施加發動機最大扭矩工況對應的最大皮帶力F1(旋壓皮帶輪與空調傳遞力)和F2(旋壓皮帶輪與發動機曲軸傳遞力)。皮帶力F1、F2如圖9、10所示。皮帶力和螺栓預緊力分別建立在不同的分析步中。

圖8 約束及螺栓預緊力 圖9 皮帶力F1 圖10 皮帶力F2

2.3 仿真結果

旋壓皮帶輪應力云圖如圖11所示(圖中單位為MPa)。由圖11可知，在最大皮帶力工況下，旋壓皮帶輪受到的最大主應力為158.4 MPa，高于材料SPHE的許用疲勞強度121.5 MPa，靜強度不滿足設計要求。

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圖11 旋壓皮帶輪應力云圖

模型中最大應力位于皮帶輪安裝面螺栓孔周圍，與圖1所示實際故障位置相吻合，仿真模型正確有效。

由于旋壓皮帶輪在螺栓孔周圍受到交變的拉、壓載荷作用產生裂紋，進而導致旋壓皮帶輪大面積失效。

3 旋壓皮帶輪改進設計

3.1 改進方案

分析旋壓皮帶輪的變形情況，發現墊塊與軸端法蘭直徑不同，相差3.0 mm，導致旋壓皮帶輪兩側接觸面受壓不均，危險點正好與軸端法蘭同直徑，如圖12所示。

a)整體變形 b)危險點

由于旋壓皮帶輪變形較大、自身剛度較弱，因此將軸端法蘭直徑增加3 mm，與墊塊的直徑相同。

3.2 改進前、后對比

對優化后旋壓皮帶輪進行仿真，計算其在最大皮帶力載荷工況下的應力。優化后旋壓皮帶輪應力云圖如圖13所示(圖中單位為MPa)。

由圖13可知，改進后旋壓皮帶輪受到的最大主應力為118.6 MPa，低于材料SPHE的許用疲勞強度限值121.5 MPa，滿足設計要求。

4 結語

運用疲勞應力有限元分析方法，分析旋壓皮帶輪故障產生原因。采用靜力學分析，得到最大主應力，并對比材料疲勞強度限值的方法，進行旋壓皮帶輪疲勞壽命預測分析，發現由于墊塊與軸端法蘭直徑，相差3.0 mm，導致旋壓皮帶輪兩側接觸面受壓不均，而危險點與軸端法蘭同直徑。提出旋壓皮帶輪的優化方案，通過仿真與市場應用對優化方案進行驗證，改善效果明顯。