輕型自卸車飛輪殼開裂故障分析與改進

楊銘，丁保安，王劍雄，李秀山，郭鑫，郭凱

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

飛輪殼是發動機的重要部件，用來保護發動機飛輪，并且承擔發動機及變速箱的部分重量[1]。輕型自卸車在運行過程中，飛輪殼受到發動機和路面以及車輛變速換擋的激勵作用，使飛輪殼出現開裂，導致發動機無法正常工作。本文中針對某輕型自卸車發動機的飛輪殼發生開裂故障，對飛輪殼、離合器殼系統進行計算機輔助工程(computer aided engineering,CAE)計算仿真分析，對整車進行噪聲、振動與聲振粗糙度(noise vibration harshness,NVH)試驗[2]、模態試驗分析方法[3]，確定飛輪殼開裂原因，對飛輪殼及整車進行優化，為解決飛輪殼開裂故障及優化飛輪殼結構提供參考。

1 故障現象

匹配某發動機、高低擋變速箱、后橋速比為6.167 4的輕型自卸車，車輛常用路況為高速，常用工況為全油門，車速為90 km/h左右，在運行20 000 km左右時大批飛輪殼出現開裂故障，更換飛輪殼后，再次發生飛輪殼開裂故障，且故障周期縮短，部分故障車輛同步出現變速箱軸承故障、變速箱輸出軸和傳動軸萬向節中間連接盤變形等現象。出現開裂故障的飛輪殼如圖1所示。

圖1 飛輪殼開裂故障現象

2 飛輪殼、離合器殼應力計算分析

發動機、變速箱及起動機的質量分別為299、165、6 kg，機體、飛輪殼、離合器殼、懸置支架和螺栓各部件材料屬性如表1所示。

表1 各部件材料屬性

a)自由端懸置 b)飛輪殼及離合器 c)變速箱端懸置

基于Abaqus對模型中螺栓施加最大預緊力，螺栓參數及最大預緊力如表2所示；分別對螺栓在鉛錘、水平橫方向和水平縱方向各施加±7g(g為自由落體加速度)的加速度載荷；計算飛輪殼、離合器殼的應力結果，如表3、4所示。

表2 螺栓參數及預緊力

由表3、4可知：飛輪殼在各向沖擊工況下產生的最大主應力為134 MPa，低于所應用材料HT250的極限強度(250 MPa)，靜強度滿足設計要求；離合器殼在各向沖擊工況下產生的最大主應力為200 MPa，低于所應用材料HT250的極限強度(250 MPa)，靜強度滿足設計要求。

表3 不同方向加速度載荷下飛輪和離合器殼應力 MPa

表4 最大螺栓預緊力下飛輪和離合器殼應力 MPa

本文中計算分析結果提供99.99%存活率的疲勞安全系數，將應力計算結果導入FEMFAT，利用TRANSMAX模塊計算飛輪殼疲勞安全系數。飛輪殼最小高周疲勞安全系數為1.39，離合器殼最小高周疲勞安全系數為1.17，滿足設計要求。通過仿真分析，飛輪殼強度滿足要求，不存在開裂風險。

3 整車振動試驗分析

對4輛樣車(記為樣車1～4)進行對比試驗，用于查找分析故障源。通過NVH試驗方法對飛輪殼故障進行排查分析[6-8]，在動力總成上布置4個測點：A1(后橋)、A2(變速箱)、A3(飛輪殼)、A4(發動機機體前)，各測點位置如圖4所示。

a)后橋測點(A1) b)變速箱測點(A2)

拆除整車后橋半軸，模擬整車實際運行工況，且排除路面的影響。試驗擋位為高五擋，緩踩油門將發動機轉速由怠速緩慢升到最高空車轉速，同時對各測點振動信號進行采集。各樣車基本信息及試驗結果如表5所示。

表5 樣車信息及試驗結果

對4輛樣車進行振動試驗，頻率為0～200 Hz，發動機轉速為800～3100 r/min，高五擋時各測點振動烈度Overall曲線及頻譜圖如圖5所示。

a)樣車1整車振動烈度Overall曲線 b)樣車1頻譜圖

由圖5可知：隨著運行時間和里程的增加，發動機轉速為2500～3000 r/min,飛輪殼測點位置最大振動烈度增大，動力總成一階彈性體模態存在明顯共振，且共振幅值明顯增大，共振為飛輪殼開裂的主要原因，激勵諧次為1.31(高擋五擋速比0.764，其激勵諧次為1.31)，為傳動軸激勵。

為排除此試驗工況與實際工況存在的路面激勵引起的差異，對樣車4進行實際路況試驗，對比五擋、發動機轉速為2600 r/min時的試驗結果如表6所示。由表6可知：路面激勵與該共振頻率不相關。

3.青年價值觀教育的目標、內容、原則和方法。青年價值觀教育要把握思想政治教育的時代特點和青年的身心特點，以科學發展觀為指導思想。青年價值觀教育作為思想政治教育的題中之義，運用思想政治教育的分析研究方法，明確青年價值觀教育的目標、內容、原則和方法對我們開展教育工作具有重要意義。

表6 樣車4路試與模擬工況自卸車各部位最大綜合振動烈度對比 mm/s

整車高5擋發動機轉速為2600 r/min左右時，對動力總成進行工作變形(operation deflection shapes,ODS)仿真分析，ODS結果如圖6所示。由圖6可知：動力總成在飛輪殼處存在明顯上下彎曲。

圖6 動力總成ODS結果

根據振動及動力總成ODS測試結果，進一步確定共振是導致飛輪殼開裂的主要原因，該轉速為2600 r/min時飛輪殼共振烈度幅值達到219 mm/s。

4 故障機理分析

4.1 傳動軸激勵分析

檢測傳動軸動平衡[9-12]，傳動軸轉速為2400 r/min時動不平衡小于30 g·cm，滿足設計要求；傳動軸與動力總成軸線夾角測量結果如表7所示。由表7可知：空載時傳動軸輸入角大于7°，傳動軸角偏大。

表7 傳動軸與動力總成軸線夾角 (°)

在發動機額定轉速下，不同擋位傳動軸轉速如表8所示。由表8可知：在常用工況高五擋額定轉速下，傳動軸最大轉速為4188 r/min，大于4000 r/min。

表8 不同擋位傳動軸轉速 r/min

傳動軸夾角越大，轉速越高，轉動時會造成動不平衡量越大，其一階振動從而變大；根據對傳動軸分析可知，傳動軸夾角過大，傳動軸轉速過高，是導致飛輪殼共振幅值過大的根本原因。

4.2 動力總成模態分析

進行動力總成模態試驗[13-15]，分析飛輪殼共振中的響應，動力總成一階柔性體模態振型如圖7所示。由圖7可知，動力總成一階柔性體模態為56 Hz，可以判定動力總成柔性體模態與傳動軸激勵相耦合產生共振是造成飛輪殼開裂的主要原因。

圖7 動力總成柔性體模態

5 結構優化

解決由動力總成柔性體模態與傳動軸激勵相耦合產生共振導致的飛輪殼開裂故障可以從整改激勵、響應2方面進行優化。

5.1 激勵

優化變速箱速比及后橋速比，優化后傳動軸角，優化后傳動軸角如表9所示。由表9可知：傳動角比優化前無明顯變化。

表9 優化后傳動軸角 (°)

傳動軸各擋工況下傳動軸轉速如表10所示。由表10可知：優化后傳動軸轉速控制在3200 r/min之內，其激勵頻率為53.3 Hz，無法與動力總成模態耦合形成共振。對此狀態整車進行振動試驗，結果顯示各測點振動烈度小于50 mm/s(設計要求的最大振動烈度)，如圖8所示。

表10 優化后不同擋位傳動軸轉速 r/min

a)整車振動烈度Overall曲線 b)頻譜圖

5.2 響應

在飛輪殼上增加加強筋，增加飛輪殼與機體和變速器殼體的安裝點，增加安裝點飛輪殼厚度，提高飛輪殼的強度，優化響應即優化動力總成柔性體模態。對優化后的動力總成進行振動及模態試驗，結果顯示動力總成無顯著共振，各測點振動烈度小于50 mm/s(設計要求的最大振動烈度)，如圖9所示。

a)整車振動烈度Overall曲線 b)頻譜圖

進行動力總成模態試驗，動力總成一階柔性體模態由56 Hz提高至76 Hz，如圖10所示。傳動軸激勵頻率為69.8 Hz，不會與動力總成模態耦合形成共振。

圖10 優化后動力總成模態試驗結果

對故障車進行激勵和響應優化后，對整車進行跟蹤，優化后整車均運行40 000 km以上，不再出現飛輪殼開裂現象。

6 結語

發動機飛輪殼開裂的具體因素多而復雜，本文中僅從飛輪殼處強度、飛輪殼處振動方向分析飛輪殼開裂原因，并對飛輪殼處振動從激勵和響應2方面優化。

1)飛輪殼處共振且共振幅過大是導致飛輪殼開裂的直接原因。

2)對飛輪殼共振原因從激勵及響應2方面進行分析，傳動軸角大、轉速高造成傳動軸激勵大；動力總成的柔性體模態與傳動軸激勵耦合產生明顯共振是導致飛輪殼開裂的根本原因。

3)優化整車變速箱及后橋配置，增大飛輪殼剛度，從而提升動力總成柔性體模態，可以解決飛輪殼開裂問題。