黃森，陸豪，王印

某礦用車傳動軸抖動和支架失效故障診斷

黃森，陸豪，王印

（陜汽集團(tuán)技術(shù)中心，陜西 西安 710200）

某型礦車在行駛過程中發(fā)現(xiàn)傳動軸支架抖動和斷裂。文章以該礦車傳動軸為研究對象，采用仿真和測試相結(jié)合的方式準(zhǔn)確診斷出抖動和斷裂的原因，并對傳動軸支架進(jìn)行改進(jìn)，改進(jìn)后運行狀況良好。文章對礦車傳動軸支架的設(shè)計提供理論和方法指導(dǎo)。

傳動軸；支架斷裂；振動

引言

傳動軸是動力傳動系的重要組成部分，傳動軸在設(shè)計過程中需兼顧強(qiáng)度、剛度、耐磨性、NVH等性能。在以往的設(shè)計過程中大部分設(shè)計人員往往只考慮對傳動軸及其支架進(jìn)行強(qiáng)度校核，忽略了NVH設(shè)計，由于傳動軸在工作中會受到自身以及其他外部的激勵而產(chǎn)生振動和噪聲，設(shè)計過程中如果模態(tài)匹配不合理就會影響乘車舒適性，嚴(yán)重時會引起傳動軸以及與傳動軸連接部件的破壞，甚至影響安全駕駛[1-3]。本文以某礦用車傳動軸為研究對象，對其發(fā)生抖動和斷裂的原因進(jìn)行分析，對工程實踐具有指導(dǎo)意義。

1 故障和傳動軸狀態(tài)描述

某型礦用車傳動系采用多段連接方式，車輛在發(fā)動機(jī)常用轉(zhuǎn)速1300~1729rpm行駛時發(fā)現(xiàn)傳動軸支架抖動，伴隨的現(xiàn)象為中間傳動軸支架兩側(cè)固定螺栓多次松動，嚴(yán)重的車會出現(xiàn)支架斷裂的現(xiàn)象，如圖1所示。傳動軸支架的橡膠墊單側(cè)個數(shù)4個（如圖2（b）），傳動軸支架的安裝位置如圖2（a）所示。

圖1 傳動軸支架斷裂

2 原因分析

傳動軸的中間支架材料為Q345B，傳動軸軸管材料為40Cr，分別對傳動軸的模態(tài)進(jìn)行分析，模型如圖3。橡膠減振墊的軸向和徑向靜剛度分別為350N/mm和218.75N/mm。

圖2 中間傳動軸和支架安裝位置

圖3 剛體模態(tài)分析模型

剛體模態(tài)采用Adams軟件進(jìn)行分析，分析結(jié)果如圖。

圖4 mode1 21Hz

圖5 Mode2 26.8Hz

圖6 Mode3 29.1Hz

圖7 Mode4 43.2Hz

圖8 Mode5 52.2Hz

前五階剛體模態(tài)頻率分別是21Hz（Y向水平振動），26.8Hz（Z向垂直振動），29.1Hz（軸向振動），43.2Hz（繞Z軸扭轉(zhuǎn)振動），52.2Hz（繞X向軸振動）。從激勵源來看，該車型發(fā)動機(jī)的激勵頻率以3階激勵為主，1階激勵其次，激勵頻率覆蓋30Hz到95Hz。發(fā)動機(jī)的常用轉(zhuǎn)速范圍在1300~1729rpm，對應(yīng)的一階激勵區(qū)間為21.7~28.8Hz，傳動軸的前三階模態(tài)剛好落在此區(qū)間上，容易激起共振。發(fā)動機(jī)的三階激勵區(qū)間為65~86.5Hz，傳動軸的剛體模態(tài)頻率沒有落在此區(qū)間，7~10階的柔性模態(tài)均不在發(fā)動機(jī)的激勵頻率范圍內(nèi)，柔性模態(tài)見表1。

表1 柔性模態(tài)結(jié)果

表2給出了高檔區(qū)傳動軸自身2階激勵[3-5]能夠激發(fā)的剛體模態(tài)頻率點所對應(yīng)的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速。

表2 高檔區(qū)模態(tài)點對應(yīng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速

由表2可知在發(fā)動機(jī)常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)1300~1729rpm范圍內(nèi)7檔（1549.8rpm時對應(yīng)21Hz）和8檔（1471和1597rpm時分別對應(yīng)26.8Hz和29.1Hz）時容易發(fā)生共振，現(xiàn)場反饋該車在高檔區(qū)運行頻次較少，主要是在3檔和4檔行駛，傳動軸支架斷裂多發(fā)生在低檔區(qū)，因此傳動軸自身激勵頻率可以不予考慮。

綜上分析，初步判斷抖動主要是由于發(fā)動機(jī)的1階激勵與傳動軸系統(tǒng)的前3階剛體模態(tài)重疊引起。為了進(jìn)一步證實以上結(jié)論進(jìn)行實車測試，圖10為實車測試發(fā)動機(jī)運行1700rpm左右時傳動軸支架振動頻譜圖。

圖10 3檔1700運行時傳動軸左支架頻譜圖

從圖10可知支架的振動頻率主要集中在30Hz左右，與第三階剛體模態(tài)重疊，處于軸向共振狀態(tài)。對于左支架振動頻率成分更為豐富，振動狀態(tài)較右支架更為惡劣。

圖11 靜強(qiáng)度分析模型

圖12 疲勞分析模型

圖13 靜強(qiáng)度分析結(jié)果

為了進(jìn)一步了解支架斷裂的原因，建立有限元分析模型，如圖11和12所示。首先對該模型進(jìn)行強(qiáng)度校核，考察在最大輸入扭矩22000Nm時強(qiáng)度是否滿足設(shè)計要求，結(jié)果如圖13所示。在左右上支架施加6.6mm的強(qiáng)制位移，X向來回拉壓頻率為29.1Hz，模擬共振狀態(tài)支架的受力狀態(tài)，從而考核在共振點時的疲勞壽命。

圖14 疲勞損傷

圖15 應(yīng)力指示與斷裂部位對比

由圖13可知該支架在最大輸入扭矩下最大應(yīng)力400 Mpa，小于Q345B的抗拉極限470Mpa，靜強(qiáng)度是滿足使用要求的。

疲勞分析損傷小于1的區(qū)域都在螺栓孔附近，如圖14所示。圖15（a）為疲勞分析應(yīng)力雙軸指示結(jié)果，藍(lán)色區(qū)域為純受剪區(qū)域，與實際裂紋走勢（圖15（b））基本吻合。

3 改進(jìn)措施及效果

通過以上分析基本確認(rèn)支架抖動和失效原因為模態(tài)匹配不合理造成運行過程中振動疲勞失效。由于該車超載概率較大，在低速大扭矩狀態(tài)若存在共振點，振動能量較大，容易對支架造成破壞，為了改善抖動并防止支架在發(fā)生斷裂，要求提高傳動軸上下連接支架的橡膠軟墊剛度，確保傳動軸及其支架的第一階剛體模態(tài)控制在30Hz以上。通過計算將單個橡膠軟墊的軸向和徑向剛度由原來的350N/mm和218.75N/mm提升至550N/mm和368N/mm。試裝兩臺車在車輛重載上坡時不再抖動，各方面正常。

4 結(jié)論

本文以某礦用車傳動軸及其支架為研究對象，利用仿真對傳動軸支架的抖動和斷裂機(jī)理進(jìn)行分析，通過分析得出以下結(jié)論：

（1）傳動軸由于橡膠減振墊的剛度選型不合理造成結(jié)構(gòu)共振，引起抖動和支架斷裂；

（2）傳動軸設(shè)計時不僅要考慮強(qiáng)度是否滿足要求，對傳動軸系統(tǒng)的模態(tài)匹配也必須予以重視，合理分布傳動軸系統(tǒng)的模態(tài)，避免在常用轉(zhuǎn)速區(qū)發(fā)生共振。

[1] 史倩慧,黎敏.中重型商用車傳動軸萬向節(jié)的研究[J].重型汽車, 2017,(6).

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Mining Truck Drive Shaft Support Shake and Failure Diagnosis

Huang Sen, Lu Hao, Wang Yin

( Shaanxi Automobile Group Co., Ltd. Technical Center, Shaanxi Xi’an 710200 )

Drive shaft support shake and fractured during one mining truck normal running. The drive shaft system was accurately diagnosed by means of simulation and testing, after taking improvement measures, shut down this problem, this paper provide a theoretical and technical guide for drive shaft NVH design.

Shaft;Support fractured;Vibration

U472.9

A

1671-7988(2019)18-142-03

U472.9

A

1671-7988(2019)18-142-03

黃森，陜西漢中人，工程師，就職于陜汽集團(tuán)技術(shù)中心，研究方向：車輛振動噪聲控制。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.18.047