王 波，趙千祥，吳 迪

(東風(fēng)華神汽車有限公司,湖北 十堰 442000)

0 引 言

車輛在道路上行駛時會受到各種外力的激勵作用，從而引起車輛的振動。發(fā)動機(jī)動力總成是車輛動力的產(chǎn)生和輸出裝置[1]，飛輪殼作為連接發(fā)動機(jī)和變速箱十分重要的一個基礎(chǔ)件，它的作用是承擔(dān)發(fā)動機(jī)及變速箱的部分重量，同時保護(hù)離合器和飛輪。筆者以研究飛輪殼開裂的問題，提出了用改變變速箱輔助支撐結(jié)構(gòu)的方法，解決了飛輪殼開裂的問題。同時提出了傳動軸對飛輪殼的影響因素。通過對數(shù)據(jù)的研究，達(dá)到用計算驗證的方式解決類似的問題。

1 某工程自卸車飛輪殼開裂問題反饋

自2019年起連續(xù)接收到河北地區(qū)批量反饋某4×2工程自卸車飛輪殼開裂的問題，經(jīng)市場反饋，飛輪殼開裂車型集中在某一特定配置，發(fā)動機(jī)YC4E160-56+變速箱10JS90A+后橋13T縮窄。在行駛3萬公里左右后，批量出現(xiàn)飛輪殼開裂現(xiàn)象，嚴(yán)重時導(dǎo)致發(fā)動機(jī)缸體破裂，且車速超過30 km/h時車輛出現(xiàn)抖動。工程車自卸車工作環(huán)境惡劣，路況差，超載嚴(yán)重，因此，飛輪殼開裂是此類車常出現(xiàn)的售后問題，飛輪殼開裂后，會使發(fā)動機(jī)曲軸與變速箱第一軸同軸度變差，造成發(fā)動機(jī)、離合器、及傳動系統(tǒng)工作異常。飛輪殼開裂的根本原因是當(dāng)飛輪殼受到異常的振動或扭力作用時，局部產(chǎn)生應(yīng)力集中，應(yīng)力超過其強(qiáng)度極限或疲勞極限時，飛輪殼便產(chǎn)生開裂[2]。常見會導(dǎo)致飛輪殼開裂的因素如下：①動力總成懸置系統(tǒng)失效；②傳動系統(tǒng)共振；③車架變形；④用戶使用不當(dāng)。

2 飛輪殼開裂析過程及試驗驗證

(1) 市場反饋及調(diào)研分析結(jié)果

本文主要從動力總成懸置系統(tǒng)匹配，傳動系統(tǒng)共振方面對飛輪殼開裂因素進(jìn)行分析，結(jié)合理論計算及相應(yīng)驗證方案對其優(yōu)化，解決飛輪殼開裂問題。

(2) 飛輪殼開裂分析

本文主要研究對象為河北地區(qū)某工程自卸車飛輪殼開裂事件，通過對整車動力總成懸置系統(tǒng)匹配以及傳動軸臨界轉(zhuǎn)速方向分析，識別處飛輪殼開裂主要因素，提供避免飛輪殼開裂的優(yōu)化方案。

2.1 故障車型動力總成懸置系統(tǒng)分析

通常發(fā)動機(jī)缸體后端面的靜態(tài)彎矩MX-X有一定限值，當(dāng)彎矩超過限值容易導(dǎo)致飛輪殼工作失效，同時自卸車使用工況比較惡劣，因此懸置系統(tǒng)布置采用五點懸置，增加輔助支撐懸置來平衡此彎矩。故障車型動力總成懸置結(jié)構(gòu)，前懸選擇45°斜置式[3]，斜置式橡膠塊同時受到壓縮和剪切，可以充分利用橡膠的剪切高彈性提高隔離旋轉(zhuǎn)振動的能力。后懸結(jié)構(gòu)選擇平置式，結(jié)構(gòu)簡單裝配方便，尺寸精度要求低。輔助支撐采用中間槽鋼兩邊支架安裝，中間使用軟墊平衡。

2.2 前后懸置點及輔助支撐點負(fù)荷計算

動力總成前后懸置及輔助支撐位置及重心分布如圖1所示。圖中We為發(fā)動機(jī)質(zhì)心位置，Wt為變速箱質(zhì)心位置，R1為發(fā)動機(jī)前懸支撐位置，R2為發(fā)動機(jī)后懸支撐位置，R3為變速箱輔助支撐位置[4]。

圖1 動力總成前后懸置及輔助支撐位置及重心分布

以發(fā)動機(jī)前懸支撐位置為旋轉(zhuǎn)中心，力矩平衡方程為：

We.L1+Wt.L4=R1.L3+R3.L5

(1)

由動力總成受力平衡方程為：

We+Wt=R1+R2+R3

(2)

飛輪殼后端面彎矩平衡方程為：

Mx-x=R2.L6+R3.L8-Wt.L7

(3)

根據(jù)惡劣工況使用車輛故障模式統(tǒng)計，在輔助支撐失效情況下，在飛輪殼后懸置中心上部、離合器殼體上部會產(chǎn)生開裂現(xiàn)象。

因此計算此車型在輔助支撐失效時，飛輪殼后端面彎矩,

此時R3=0，聯(lián)立式(1)～(3)。R1=3 900 N,R2=1 980 N,Mx-x=597 N·m(以順時針方向彎矩為正)

通過分析，在飛輪殼后端面處彎矩約為579 N·m，此發(fā)動機(jī)飛輪殼彎矩限值為700 N·m，由于工程車路況復(fù)雜，因此在沖擊力矩作用下，飛輪殼后端面所受彎矩存在超出飛輪殼極限許用彎矩風(fēng)險。因此在動力總成輔助支撐失效及路況較差情況下，飛輪殼有開裂風(fēng)險。

現(xiàn)采用輔助支撐結(jié)構(gòu)受到發(fā)動機(jī)懸置軟墊壓縮量不一致、制造誤差、支架定位誤差等因素，導(dǎo)致輔助支撐處軟墊安裝空間不一致，進(jìn)而導(dǎo)致該輔助支撐提供力矩大小不一致，方向不穩(wěn)定，容易造成輔助支撐失效，導(dǎo)致發(fā)動機(jī)飛輪殼開裂。

因此對此輔助支撐結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，采用彈簧鋼結(jié)構(gòu)代替槽鋼橫梁，具體結(jié)構(gòu)如圖3所示。

圖2 輔助懸置裝置圖

圖3 輔助懸置裝置圖

該彈簧鋼輔助支撐結(jié)構(gòu)，僅限制動力總成向下運(yùn)動，只提供負(fù)彎矩來平衡重力及沖擊力矩對發(fā)動機(jī)飛輪殼沖擊，減小飛輪殼受彎矩大小。避免安裝誤差導(dǎo)致輔助支撐對飛輪殼所受彎矩大小起負(fù)作用[5]。

3 傳動軸臨界轉(zhuǎn)速分析

傳動軸在使用過程中處于高速旋轉(zhuǎn)狀態(tài)，由于傳動軸不平衡量的作用，由離心力產(chǎn)生的周期性干擾力，引起傳動軸的彎曲振動(或稱為橫向振動)。如果這種強(qiáng)迫振動的頻率與傳動軸的彎曲固有頻率接近，就會出現(xiàn)共振現(xiàn)象。傳動軸在引起共振時的轉(zhuǎn)速成為臨界轉(zhuǎn)速nk。如果傳動軸的轉(zhuǎn)速接近臨界轉(zhuǎn)速，傳動軸變形將迅速增大，產(chǎn)生劇烈振動，導(dǎo)致飛輪殼缸體開裂。

按QC/T 29082-1992規(guī)定，傳動軸的最高轉(zhuǎn)速≤0.7nk。

故障車型傳動軸最大轉(zhuǎn)速nmax計算式：

式中：nemax是發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)速；ig是變速箱最小速比。

故障車型傳動軸臨界轉(zhuǎn)速nk計算式：

=4 541.6 r/min

例：長江流域2010年地表水資源量為11 147.70億m3，2011年為7 713.62億m3，2011年的水量較上年減少44.5%，若代入該水質(zhì)表達(dá)函數(shù)，當(dāng)污染物量不變時水質(zhì)同比下降（污染物濃度升高44.5%）。

式中：nk是傳動軸臨界轉(zhuǎn)速，r/min；L是傳動軸的兩個萬向節(jié)中心之間的距離，mm；D是傳動軸軸管的外徑，mm；d是傳動軸軸管的內(nèi)徑，mm。

臨界傳遞安全系數(shù)K計算式：

一般K取值1.2～2.0.在精確動平衡[6]、高精度伸縮花鍵、萬向節(jié)間隙很小情況下，才可以取上限值。通常傳動軸的最高轉(zhuǎn)速nmax≤0.7nk，即K≥1/0.7=1.43。但故障車型K=1.2<1.43，因此該車型傳動軸設(shè)計不合理。

優(yōu)化該車型傳動軸，將單根傳動軸更改為雙根傳動軸，減小單根傳動軸長度，大幅提高傳動軸臨界轉(zhuǎn)速[7]，避免傳動軸高速旋轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生共振導(dǎo)致發(fā)動機(jī)飛輪殼缸體開裂。

3 持續(xù)優(yōu)化方案

根據(jù)上述計算分析，制定故障車型優(yōu)化方案：

(1) 車輛振動問題，通過試驗測試后排除發(fā)動機(jī)懸置問題及懸架共振問題，車輪在經(jīng)過動平衡測試后也排除原因。因本批次車輛為工程車，后橋速比過多。車輛動力傳動系統(tǒng)設(shè)計時只設(shè)計未一根傳動軸，導(dǎo)致傳動軸動平衡量過大。單根傳動軸的長度也沒有做出限制要求，后期將單根傳動軸改為兩根傳動軸。

(2) 變速箱輔助支撐更改：原四點結(jié)構(gòu)懸置有較好的穩(wěn)定性但軟墊的剛度不易選擇。小剛度有較好的隔振性能，大剛度有較長的零件壽命。這也是導(dǎo)致工程自卸車輛飛輪殼開裂的主要問題。通過將四點結(jié)構(gòu)懸置改為三點結(jié)構(gòu)懸置。采用彈簧鋼來代替剛度較強(qiáng)的槽鋼。彈簧鋼有較好的減振作用，能承受發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)動的沖擊轉(zhuǎn)矩和路面帶來的彎矩。同時鋼結(jié)構(gòu)也有較高的強(qiáng)度，保證了零部件的壽命。

(3) 通過對單臺故障車整改驗證后進(jìn)行小批量車型驗證。試驗驗證結(jié)構(gòu)也確定了優(yōu)化方案的可行性和分析問題的方向是正確的。

4 結(jié) 論

發(fā)動機(jī)飛輪殼開裂具體因素比較復(fù)雜，本文僅從動力總成懸置系統(tǒng)受力以及傳動軸臨界轉(zhuǎn)速方向分析飛輪殼開裂原因，根據(jù)以上分析可以得出結(jié)論及解決方案：

(1) 通過此車型的批量試驗發(fā)現(xiàn)發(fā)動機(jī)飛輪殼所承受的極限彎矩在700 N·m時，整個動力總成后懸置處在靜力平衡時應(yīng)小于飛輪殼受力的1.5倍。

(2) 優(yōu)化發(fā)動機(jī)、變速箱的懸置位置，改變變速箱輔助支撐懸置結(jié)構(gòu)，可以減小發(fā)動機(jī)和變速箱總成的振動。抖動越大懸置所需要的高階振動頻率越大。

(3) 傳動軸的極限長度和臨界安全系數(shù)也是決定飛輪殼是否開裂的重要因素之一。設(shè)計傳動軸時應(yīng)保證臨界傳遞安全系數(shù)值小于1.2。

此文并未分析動力總成懸置系統(tǒng)解耦率及傳遞效率對飛輪殼疲勞損壞的影響，因此下一步我們的方向是對懸置系統(tǒng)振動方向進(jìn)行研究。整車設(shè)計一定要理論計算與試驗驗證相互結(jié)合，防止相關(guān)參數(shù)誤差導(dǎo)致理論分析誤差較大，造成數(shù)據(jù)不可信。