某國六柴油車用尿素箱支架斷裂分析及優(yōu)化

張超，薛裕丹，孫曉磊，孟寵

濰柴動力股份有限公司 發(fā)動機研究院，山東 濰坊 261061

0 引言

為了滿足國六標準近零排放的要求，大多數(shù)柴油機采用了氧化催化器(diesel oxidation catalyst，DOC)-顆粒捕集器(diesel particulate filter，DPF)-選擇性催化還原(selective catalytic reduction，SCR)的技術(shù)路線[1]。DOC將尾氣中的HC與CO氧化成H2O和CO2，還可將尾氣中的NO部分氧化為NO2，尾氣中 NO2含量的增高不僅可以減緩 DPF 碳顆粒累積速率，還可提高 SCR 系統(tǒng)轉(zhuǎn)化效率[2]；DPF系統(tǒng)過濾尾氣中的顆粒物；SCR在催化劑的作用下，噴入還原劑氨或尿素，把尾氣中的NOx還原成N2和H2O[3]。SCR還原NOx所需的氨氣大多由尿素溶液的熱解和水解生成，所以采用該技術(shù)路線的國六柴油車須在整車上布置尿素箱來存儲尿素溶液。

柴油車的工作環(huán)境相對惡劣，尿素箱支架的振動水平較高，給支架的可靠性帶來了很大挑戰(zhàn)。本文中利用Abaqus軟件對某斷裂尿素箱支架進行應(yīng)力分析，根據(jù)受力狀態(tài)設(shè)計改進方案，通過該車型實際運行路譜對優(yōu)化前、后的尿素箱支架進行振動試驗考核，以驗證改進方案的有效性，為后續(xù)后處理系統(tǒng)的可靠性設(shè)計提供參考。

1 故障現(xiàn)象

某尿素箱總成配套某款牽引車，市場上共投放7臺，有3臺車的尿素箱支架在行駛70 000～100 000 km時發(fā)生斷裂，故障率高，市場影響惡劣。該尿素箱支架由厚度為3 mm的方形管彎折而成的L形支架和裝車支架組成，尿素箱總成結(jié)構(gòu)見圖1。為了滿足多種車型安裝孔距的要求，L形支架下方開有多個長條孔，市場反饋支架斷裂的位置均在L形支架的長條孔處。初步判斷該支架斷裂是由于開孔處存在應(yīng)力集中，在較強的路面沖擊載荷下，造成該處應(yīng)力超過限值。市場反饋的尿素支架斷裂件如圖2所示。

圖1 尿素箱總成結(jié)構(gòu) 圖2 尿素箱支架斷裂件

2 故障原因分析

2.1 應(yīng)力分析

利用有限元軟件Abaqus對返回的尿素箱支架進行應(yīng)力分析[4-5]，尿素箱簡化為質(zhì)量點，通過RBE2單元與支架連接；根據(jù)整車上實際的固定方式設(shè)置約束條件，在裝車支架上的第一、第三排的每個孔上均勻地選取3個節(jié)點，約束這些節(jié)點的全部自由度(模擬螺栓連接)；網(wǎng)格采用C3D10M四面體二階單元；工況為6個方向(x+、x-、y+、y-、z+、z-)各施加10g(g為自由落體加速度)加速度載荷，以整車前進方向為x+，豎直向上為z+，y方向根據(jù)右手準則判定[6-7]。

應(yīng)力分析結(jié)果顯示，z方向施加10g加速度載荷時應(yīng)力最大，z方向應(yīng)力云圖如圖3所示。

由圖3可知，裝車支架底部與“L”形支架連接處(與倒數(shù)第二排孔的位置相近)的應(yīng)力為267 MPa，超過材料Q235的屈服極限(235 MPa)；最下方一排孔的應(yīng)力為226 MPa，接近屈服極限。

圖3 z方向應(yīng)力云圖

以應(yīng)力計算結(jié)果為輸入，存活率設(shè)置為99.99%，利用疲勞仿真工具FEMFAT計算該支架的疲勞安全系數(shù)[8]，結(jié)果如圖4所示。

圖4 疲勞安全系數(shù)云圖

由圖4可知，裝車支架底部與“L”形支架連接處的疲勞安全系數(shù)為0.46，最下方一排長條孔的疲勞安全系數(shù)為0.60,均低于最低疲勞安全系數(shù)1.1。

裝車支架底部與“L”形支架連接處、最下方一排長條孔處的應(yīng)力較高，安全系數(shù)過小，存在失效風(fēng)險，與市場上故障件的斷裂位置一致。

2.2 斷口分析

斷口處經(jīng)機加工取樣、超聲波清洗后進行電鏡觀察和分析[8]，斷口形貌如圖5所示。由圖5可知，斷口有明顯的疲勞源區(qū)、疲勞裂紋擴展區(qū)和瞬斷區(qū)，疲勞源以沿晶斷裂為主，為典型的疲勞斷口形貌[9-10]。

圖5 支架斷口形貌電鏡分析

2.3 斷裂機理分析

綜合仿真分析與斷口電鏡分析，判斷該支架斷裂的原因為：“L”形支架開的長條孔、裝車支架底部與“L”形支架連接處存在應(yīng)力集中現(xiàn)象，受到較大沖擊時該處產(chǎn)生初始裂紋，形成疲勞源區(qū)，車輛運行過程中支架受到不同程度的沖擊載荷，疲勞裂紋逐漸擴展。當(dāng)疲勞裂紋擴展到一定程度時，支架裂紋處的有效承載面無法承受當(dāng)時的載荷而發(fā)生快速斷裂。

3 優(yōu)化方案

3.1 優(yōu)化方案

根據(jù)支架斷裂原因，從消除應(yīng)力集中入手對支架進行優(yōu)化。1)消除“L”形支架的長條孔。在“L”形支架上開多排長條孔是為了滿足整車不同的安裝孔距要求，但是該牽引車型可通過裝車支架固定，因此去除長條孔，以消除 “L”形支架長條孔處的應(yīng)力集中。2)加長裝車支架。裝車支架底部與安裝孔的距離很小，受沖擊時，裝車支架底部位移小，而 “L”形支架懸臂較長會產(chǎn)生較大位移，導(dǎo)致在裝車支架與“L”形支架連接處的相對位移大，應(yīng)力亦較大。因此加長裝車支架，使其底部與安裝孔的距離增大，一方面減小裝車支架剛度，另一方面提高“L”形支架抗彎模量，受沖擊時，二者間的相對位移減小，從而降低應(yīng)力。尿素箱支架優(yōu)化前、后對比如圖6所示。

a) 取消長條孔 b) 加長裝車支架

3.2 優(yōu)化方案應(yīng)力分析

計算優(yōu)化后支架在相同工況(6個方向均施加10g加速度載荷)下的應(yīng)力與疲勞安全系數(shù)，結(jié)果如圖7、8所示。

圖7 優(yōu)化后支架z方向10g加速度載荷時應(yīng)力云圖 圖8 優(yōu)化后支架疲勞安全系數(shù)云圖

由圖7、8可知：優(yōu)化后支架的最大應(yīng)力為89 MPa，遠小于材料屈服極限；最小疲勞安全系數(shù)為1.5，疲勞失效風(fēng)險低；相比原支架有較大程度改善。

4 試驗驗證

4.1 路譜采集

為了復(fù)現(xiàn)該款牽引車用尿素箱支架的斷裂故障及驗證優(yōu)化方案的有效性，采集故障車輛實際運行過程中的振動數(shù)據(jù)，分析其振動水平。加速度傳感器的布點如圖9、10所示，1#布點位于尿素箱安裝處整車大梁上，2#與3#布點位于“L”形支架底部中間位置的兩側(cè)。

圖9 1#加速度傳感器布點 圖10 2#與3#加速度傳感器布點

圖11、12分別為加速度傳感器的時域、頻域數(shù)據(jù)。

圖11 各加速度傳感器時域數(shù)據(jù)

1#布點x方向最大加速度為2g，y方向最大加速度為2.3g，z方向最大加速度為6g；2#布點x方向最大加速度為11.5g，y方向最大加速度為23.9g，z方向最大加速度為29.9g；3#布點x方向最大加速度為11.9g，y方向最大加速度為12g，z方向最大加速度為20.1g。

按照70萬km的設(shè)計壽命，加速時間為50 h，處理1#布點的數(shù)據(jù)，得到用于評價尿素箱支架強度的功率密度譜，如圖13所示。

圖12 1#布點頻域下振動水平 圖13 實際路線70萬km PSD譜

4.2 振動試驗

模擬整車安裝形式將尿素箱固定在振動試驗臺上，向尿素箱中加注額定容量的水。以實際路線的PSD譜作為振動試驗的輸入載荷，分別對優(yōu)化前、后的尿素箱支架在x、y、z3個方向各進行50 h的振動試驗。

優(yōu)化前支架在z向振動試驗進行35 h后斷裂，斷裂位置與市場故障件的斷裂位置一致，如圖14所示。優(yōu)化后支架在x、y、z3個方向進行50 h振動試驗后未發(fā)生斷裂，且未見明顯裂紋。

圖14 優(yōu)化前支架z向振動35 h結(jié)果

振動試驗復(fù)現(xiàn)了市場上尿素箱支架斷裂的故障，并證明了優(yōu)化方案的有效性，滿足70萬 km設(shè)計壽命要求。

5 結(jié)語

1)基于Abaqus對該斷裂尿素箱支架進行應(yīng)力分析綜合仿真分析與斷口電鏡分析，判斷該支架斷裂的原因為：“L”形支架的長條孔、裝車支架底部與“L”形支架連接處存在應(yīng)力集中現(xiàn)象，受到較大沖擊時產(chǎn)生初始裂紋，形成疲勞源區(qū)，并隨車輛運行中所受的路面沖擊載荷而逐漸擴展，直至無法承受沖擊載荷而發(fā)生快速斷裂。

2)根據(jù)受力狀態(tài)進行優(yōu)化：消除“L”形支架的長條孔，并加長裝車支架。利用該車型實際運行的路譜對優(yōu)化前后的尿素箱支架進行振動試驗考核。試驗結(jié)果表明：優(yōu)化前的支架發(fā)生斷裂，優(yōu)化后支架在x、y、z3個方向進行50 h振動試驗為斷裂且無明顯裂紋，改進方案有效。該尿素箱支架斷裂故障的解決可為后續(xù)產(chǎn)品的可靠性設(shè)計提供參考。