某發(fā)動機(jī)用自動張緊器張緊臂斷裂原因分析及改進(jìn)優(yōu)化

于超，曾超，程市，王景新

（內(nèi)燃機(jī)可靠性國家重點實驗室，山東省濰坊市261061；濰柴動力股份有限公司，山東省濰坊市261061）

0 引言

多楔帶傳動已被廣泛應(yīng)用于發(fā)動機(jī)行業(yè)[1]。因其為彈性體，運轉(zhuǎn)過程中受拉伸而變長，初始張緊力減小，而自動張緊器可維持合適的皮帶張緊力，所以能保證傳動系統(tǒng)工作正常。就機(jī)械傳動系統(tǒng)而言，其可靠性是指系統(tǒng)中所有零部件在規(guī)定的試驗載荷沖擊和振動下，完成耐久考核試驗的能力[2]。

文獻(xiàn) [3-8]根據(jù)市場故障及輪系特性分析了發(fā)動機(jī)前端輪系 （_Front End Accessory Drive System，F(xiàn)EADS）某些零部件及系統(tǒng)的性能。這些零部件和系統(tǒng)通過優(yōu)化均能得到良好的改進(jìn)效果，這在一定程度上為前端輪系可靠性提供了保障。本優(yōu)化項目亦是因市場反饋故障，經(jīng)分析得出了故障原因，而提出不同的改進(jìn)優(yōu)化方案，然后進(jìn)行驗證，并根據(jù)機(jī)械傳動系統(tǒng)可靠性，最終確定了改進(jìn)優(yōu)化方案，為設(shè)計方向提供了參考。

1 問題描述及初步分析

市場反饋，在整車道路試驗時，某新開發(fā)的發(fā)動機(jī)前端輪系中，外協(xié)件自動張緊器張緊臂斷裂。返回的故障自動張緊器如圖1所示。

圖1 故障件

在設(shè)計時，張緊臂采用壓鑄鋁合金材料。經(jīng)質(zhì)檢分析，斷口為疲勞裂紋擴(kuò)展所致，原因極有可能為張緊臂受交變應(yīng)力，薄弱處出現(xiàn)裂紋，最終擴(kuò)展而發(fā)生斷裂。借助有限元分析方法加以佐證，并提出相應(yīng)的改進(jìn)優(yōu)化方案。

2 問題的有限元分析

2.1 發(fā)動機(jī)前端輪系模型

根據(jù)發(fā)動機(jī)前端輪系布置，除惰輪、自動張緊器外，輪系主要由曲軸皮帶輪驅(qū)動風(fēng)扇、水泵、發(fā)電機(jī)1、發(fā)電機(jī)2等附件。采用Simdrive 3D仿真分析軟件建立發(fā)動機(jī)前端輪系模型，如圖2所示。

圖2 發(fā)動機(jī)前端輪系計算模型

2.2 有限元分析邊界條件

2.2.1 幾何邊界條件及轉(zhuǎn)動慣量

根據(jù)發(fā)動機(jī)前端輪系布置，確定發(fā)動機(jī)前端輪系幾何邊界條件及轉(zhuǎn)動慣量參數(shù)，如表1所示。

2.2.2 張緊器受力分析

對于直列4缸發(fā)動機(jī)，主激勵諧次下的曲軸系扭轉(zhuǎn)振動特性曲線如圖3所示。

發(fā)動機(jī)前端輪系中，2個發(fā)電機(jī)的速比、性能均相同。2個發(fā)電機(jī)、風(fēng)扇及水泵附件，在不同發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速下的功率消耗曲線如圖4所示。

發(fā)動機(jī)前端輪系采用自動張緊器及聚酯線繩EPDM（三元乙丙橡膠）多楔帶。在扭轉(zhuǎn)檢測臺上測得自動張緊器 （名義位置為20°）的扭轉(zhuǎn)特性曲線，如圖5所示。

表1 發(fā)動機(jī)前端輪系幾何邊界條件及參數(shù)

圖3 曲軸系扭轉(zhuǎn)振動特性曲線

由發(fā)動機(jī)前端輪系模型，計算得從怠速至最高空車轉(zhuǎn)速下自動張緊器的張緊輪所受的最大合力情況，并作為有限元分析的邊界條件，間隔50 r/min進(jìn)行取值。張緊輪所受合力大小及角度 （合力角度為受力方向與垂直向上方向的夾角）如圖6所示。

圖4 發(fā)動機(jī)附件功率消耗曲線

圖5 自動張緊器扭轉(zhuǎn)特性曲線

圖6 張緊輪受合力大小及角度

2.3 有限元分析

根據(jù)自動張緊器工作原理及受力特點，僅對張緊臂及自動張緊器軸螺栓進(jìn)行簡化分析，采用2階C3D10I網(wǎng)格單元，細(xì)化斷裂區(qū)域，建立有限元模型，如圖7所示。

張緊輪合力作用點施加在軸螺栓中部。張緊臂采用壓鑄鋁YL112，彈性模量為71 000 MPa，泊松比為 0.33，密度為 2 760 kg/m3，軸螺栓采用40Cr，彈性模量為205 000 MPa，泊松比為0.29，密度為7 850 kg/m3。

圖7 有限元模型

在有限元分析軟件Abaqus中，輸入載荷條件（見圖6），分析不同轉(zhuǎn)速下張緊臂的應(yīng)力值。從分析結(jié)果中可以看出，2 000 r/min時，張緊臂應(yīng)力最大，為181.7 MPa，超出所應(yīng)用材料的屈服極限159 MPa。2 000 r/min時張緊臂的應(yīng)力分布如圖8所示。

圖8 張緊臂應(yīng)力分布

由Abaqus軟件分析得到應(yīng)力值，在FEMFAT軟件中，利用TransMAX模塊對張緊臂進(jìn)行疲勞分析，所得高周疲勞安全系數(shù)結(jié)果如圖9所示。

圖9 張緊臂高周疲勞安全系數(shù)分布

從圖8和圖9可以看出，張緊臂在四方安裝孔處應(yīng)力值超限。此處在不同轉(zhuǎn)速下受沖擊載荷時，應(yīng)力變化較大，導(dǎo)致張緊臂疲勞安全系數(shù)較低。由此可佐證斷裂為疲勞所致。

3 問題的理論分析及自動張緊器通程化方程的建立

3.1 理論分析

主動輪和從動輪均會將因旋轉(zhuǎn)離心力及自身轉(zhuǎn)動慣量參數(shù)引起的擾動力傳入傳動裝置，使得系統(tǒng)中帶輪轉(zhuǎn)速并非為恒定值。系統(tǒng)運轉(zhuǎn)過程中，自動張緊器張緊臂的往復(fù)擺動，內(nèi)部彈性元件的擴(kuò)張或收縮，以調(diào)節(jié)自動張緊器的張緊輪實時壓緊多楔帶，保持系統(tǒng)中合適的皮帶張緊力，保證傳動系統(tǒng)正常工作，也使自動張緊器的張緊輪所受的合力為非恒定值。變化著的合力作用于張緊輪，而張緊輪通過軸承、軸螺栓等與張緊臂連接，使張緊臂不斷產(chǎn)生拉伸和壓縮的交變應(yīng)力，工作一段時間后，薄弱處產(chǎn)生裂紋，最終導(dǎo)致張緊臂疲勞斷裂。

自動張緊器的往復(fù)擺動對輪系的性能有很大影響，為保障發(fā)動機(jī)前端輪系的可靠性，需對自動張緊器的受力特性進(jìn)行分析。

3.2 自動張緊器通程化方程的建立

建立自動張緊器的通程化運動方程[9]，可分析自動張緊器的受力特性。某工作時刻，自動張緊器的受力情況如圖10所示。

圖10 自動張緊器受力示意圖

自動張緊器主要承受自身彈性元件和阻尼元件產(chǎn)生的力矩、慣性力矩、張緊輪重力矩及初始預(yù)載力矩，以及外部皮帶拉力產(chǎn)生的力矩及相鄰皮帶輪的慣性力矩。根據(jù)動量矩守恒定律，建立自動張緊器的運動微分方程：

式中，It為張緊臂轉(zhuǎn)動慣量，kg·m2；Ij為附件及對應(yīng)帶輪轉(zhuǎn)動慣量 （j為附件帶輪編號，從曲軸皮帶輪逆時針開始計數(shù)， j=1，2，3， …）， kg·m2；Ct為自動張緊器阻尼剛度，Nm·s/rad；Kt為自動張緊器彈簧剛度Nm/rad，；θt為張緊臂轉(zhuǎn)角，rad；θ0為張緊臂初始轉(zhuǎn)角，rad；MF為合力扭矩，Nm；Ft為自動張緊器緊邊拉力，N；Fs為自動張緊器松邊拉力，N；R為張緊輪半徑，m；HB為多楔帶背面到中性層的距離，m；HBA為有效線差，m；MG為重力矩Nm，單位；M0為自動張緊器預(yù)載扭矩，Nm。

通過公式 （1）和公式 （2）可以看出，減小張緊臂轉(zhuǎn)動慣量，可抑制緊邊拉力與松邊拉力之差，使得自動張緊器的張緊輪受力較均勻，從而減小了張緊臂的拉伸及壓縮應(yīng)力幅，提升張緊臂的疲勞安全系數(shù)。

4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

4.1 優(yōu)化方案

原始結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力超出屈服極限，最大應(yīng)力出現(xiàn)區(qū)域主要在四方孔處。通過3維結(jié)構(gòu)模型及實際鑄造模型 （圖1）可以看出，此處倒圓角半徑偏小，僅為0.5 mm，存在明顯的應(yīng)力集中，故增大此處倒角，以平緩此過渡區(qū)域，從而可明顯降低應(yīng)力集中，使張緊臂應(yīng)力滿足設(shè)計要求。綜合張緊臂高周疲勞安全系數(shù)分布情況分析可知，僅增大過渡處倒角，一定程度上可提升張緊臂安全系數(shù)，但效果有限。

自動張緊器為外協(xié)件。供應(yīng)商根據(jù)張緊臂故障分析結(jié)果，及與原始結(jié)構(gòu)相同臂長，且安裝孔徑相同的自動張緊器的要求，提供了3種張緊臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化的自動張緊器方案，如圖11所示。

圖11 3種張緊臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化的自動張緊器方案

從圖11中可以看出，3種方案中，四方孔處結(jié)構(gòu)強(qiáng)度均有所加強(qiáng)，主要區(qū)別在于方案1將四方孔移至張緊輪背面處，方案2將四方孔布置于張緊輪一側(cè)封閉，方案3為保留四方孔，將其移動至張緊臂外側(cè)邊緣。

鑒于整車發(fā)動機(jī)機(jī)艙中，發(fā)動機(jī)前端輪系安裝空間有限，結(jié)構(gòu)布局要求日漸嚴(yán)苛，決定采用方案1或方案2。首先考查方案1和方案2的結(jié)構(gòu)可靠性，若不能滿足要求，則在各自基礎(chǔ)上進(jìn)行適度更改。

4.2 方案驗證

采用2.3節(jié)相同分析方法，分別計算方案1和方案2自動張緊器的應(yīng)力分布情況。計算結(jié)果如圖12所示。

圖12 改進(jìn)結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布

從圖12中可以看出，2 000 r/min時，方案1張緊器的張緊臂應(yīng)力最大值為55.4 MPa，方案2的張緊臂應(yīng)力最大值為58.9 MPa，均低于所應(yīng)用材料YL112的屈服極限159 MPa，結(jié)構(gòu)強(qiáng)度滿足設(shè)計要求。

同樣，對2種方案張緊器的張緊臂進(jìn)行疲勞分析，所得高周疲勞安全系數(shù)結(jié)果如圖13所示。

從圖13中可以看出，方案1和方案2張緊器的張緊臂疲勞安全系數(shù)均大于1，風(fēng)險性較低，從結(jié)構(gòu)可靠性而言，2種方案的結(jié)構(gòu)均滿足設(shè)計要求。

另據(jù)公式1～2可知，減小張緊臂自身轉(zhuǎn)動慣量，可有效降低緊邊拉力與松邊拉力的力矩和，降低張緊輪合力，從而減小張緊臂的交變應(yīng)力幅值，提升高周疲勞安全系數(shù)。

根據(jù)3維模型，以張緊臂與安裝基座中心點為原點建立笛卡爾坐標(biāo)系，指向張緊輪中心為x軸，垂直上向為z軸，根據(jù)x軸和z軸確定y軸，如圖14所示。

圖13 改進(jìn)結(jié)構(gòu)高周疲勞安全系數(shù)分布

圖14 建立的笛卡爾坐標(biāo)系

測得方案1張緊器的張緊臂繞z軸的轉(zhuǎn)動慣量，為7.08×10-4kg·m2；方案2的張緊臂繞z軸的轉(zhuǎn)動慣量，為7.48×10-4kg·m2。因此，綜合考慮張緊器結(jié)構(gòu)可靠性、發(fā)動機(jī)前端輪系可靠性等因素，最終決定采用方案1張緊器。

對方案1張緊器，進(jìn)行道路試驗及耐久考核試驗。直至試驗結(jié)束，未復(fù)發(fā)張緊臂斷裂情況，輪系動態(tài)性能亦滿足設(shè)計要求，驗證了方案1結(jié)構(gòu)改進(jìn)的合理性，有效確保了機(jī)械傳動系統(tǒng)的可靠性。

5 結(jié)論

目前整機(jī)零部件由眾多供應(yīng)廠商分別供貨，單個零部件可靠性極有可能是機(jī)械傳動系統(tǒng)可靠性的掣肘，影響客戶滿意度。對道路試驗中暴露出的張緊臂斷裂故障情況，從張緊臂的材料及結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，并借助于有限元計算，佐證了故障原因分析。綜合考慮張緊臂的結(jié)構(gòu)可靠性及其對發(fā)動機(jī)前端輪系可靠性的影響，提出幾種不同的結(jié)構(gòu)方案，并采用有限元方法進(jìn)行對比分析。分析結(jié)果表明，在結(jié)構(gòu)可靠性均滿足設(shè)計要求的前提下，優(yōu)先選用轉(zhuǎn)動慣量小的張緊臂，對輪系系統(tǒng)可靠性更優(yōu)，更能提升機(jī)械傳動系統(tǒng)的可靠性。