王振 張育春 李文輝 賀禮

（寧波吉利羅佑發(fā)動機零部件有限公司，寧波 315336）

1 前言

汽車在使用過程中會出現(xiàn)零部件失效的情況，發(fā)動機零部件的失效占比高達(dá)41%，如鍛造夾雜異物導(dǎo)致曲軸油道內(nèi)壁扭轉(zhuǎn)疲勞開裂[1]、排氣管支架焊接螺母疲勞開裂[2]等。疲勞斷裂導(dǎo)致的發(fā)動機零部件失效已成為汽車零部件失效的主要類型。

進(jìn)氣歧管是發(fā)動機的重要零部件，基于輕量化的設(shè)計理念，進(jìn)氣歧管普遍采用尼龍材料，同時，尼龍進(jìn)氣歧管還具有改善熱起動性能、減小空氣流動阻力等優(yōu)點。但受其穩(wěn)壓分流作用及成型工藝影響，尼龍進(jìn)氣歧管的體積較大，進(jìn)氣歧管及附屬零件在設(shè)計及應(yīng)用過程中需考慮振動模態(tài)，避免出現(xiàn)振動導(dǎo)致的疲勞失效。

某1.5 L 自然吸氣發(fā)動機在開發(fā)階段進(jìn)行臺架耐久試驗時，進(jìn)氣歧管固定支架多次出現(xiàn)開裂現(xiàn)象。針對此問題，本文結(jié)合CAE 仿真計算及實物驗證等措施確定故障原因，提出解決方案并通過仿真計算和多樣本量臺架實物測試驗證了方案的有效性。

2 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及故障描述

該發(fā)動機進(jìn)氣歧管為尼龍材料，通過螺栓固定在發(fā)動機氣缸蓋上，其固定采用懸臂梁結(jié)構(gòu)，為提高可靠性，在進(jìn)氣歧管下端增加固定支架并與氣缸體連接，如圖1所示。

圖1 進(jìn)氣歧管支架布置

該機型在發(fā)動機可靠性測試臺架上運行174 h后，進(jìn)行臺架日常巡檢時發(fā)現(xiàn)進(jìn)氣歧管固定支架開裂，如圖2所示，其他正在進(jìn)行同類型試驗的發(fā)動機同一支架也出現(xiàn)了開裂的問題，如圖3所示，且裂紋在同一區(qū)域，屬同類問題。

圖2 首發(fā)支架開裂

圖3 同類型試驗支架開裂

3 故障分析

3.1 材料分析

失效件斷裂位置均出現(xiàn)在支架折彎處，支架斷口部位存在表面腐蝕，如圖4所示，對支架斷口進(jìn)行電鏡分析，如圖5所示，由裂紋源頭處的微觀斷口形貌可知，支架開裂始于折彎內(nèi)邊緣（“7”字型邊緣），裂紋擴展區(qū)的微觀形貌可見疲勞輝紋，為疲勞斷裂特征。

圖4 支架斷口表面銹蝕

圖5 支架斷口電鏡分析結(jié)果

支架材料為SUH409L，為排除失效件材料問題，對失效件進(jìn)行材料成分檢測，結(jié)果如表1 所示，未發(fā)現(xiàn)異常。

表1 失效件材料檢測結(jié)果

3.2 設(shè)計確認(rèn)

為確認(rèn)支架設(shè)計是否合理，對支架方案進(jìn)行CAE 仿真計算，參考數(shù)據(jù)庫信息，振動加速度按照15g帶入1 階模態(tài)計算模型，結(jié)果顯示，支架最薄弱位置與失效件斷口分析結(jié)果相吻合，但薄弱處疲勞安全系數(shù)為1.21，大于1.10，符合設(shè)計要求，如圖6所示。

圖6 支架疲勞安全系數(shù)仿真計算結(jié)果

對比相同制造商其他發(fā)動機產(chǎn)品進(jìn)氣歧管模態(tài)計算結(jié)果，失效發(fā)動機進(jìn)氣歧管模態(tài)頻率為142 Hz，處于中等水平，如表2所示。

表2 進(jìn)氣歧管整機模態(tài)頻率計算結(jié)果Hz

3.3 試驗邊界排查

對失效發(fā)動機的試驗邊界進(jìn)行排查以確認(rèn)邊界環(huán)境是否存在異常。由于失效形式為疲勞開裂，考慮到試驗時臺架的振動作用，測試臺架的振動加速度，結(jié)果如表3所示，實測結(jié)果高于仿真計算結(jié)果（15g），初步說明試驗邊界與仿真計算邊界不符。

表3 臺架振動加速度測試結(jié)果g

為進(jìn)一步確認(rèn)臺架振動的影響，對其他臺架進(jìn)行共振測試，確認(rèn)發(fā)動機進(jìn)氣歧管共振情況，結(jié)果如圖7 所示，進(jìn)氣歧管在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為5 960 r/min時的振動加速度為36.35g，遠(yuǎn)高于仿真計算結(jié)果（15g），故可確認(rèn)發(fā)動機高轉(zhuǎn)速條件下存在明顯的共振現(xiàn)象。

按照臺架實測結(jié)果重新計算CAE 仿真模型的振動邊界，結(jié)果顯示，支架折彎處最小疲勞安全系數(shù)為0.82，不滿足設(shè)計要求，與失效件故障吻合，如圖8 所示。因此，可以確定支架開裂的原因是試驗臺架在發(fā)動機高速工作條件下產(chǎn)生的共振超過零件設(shè)計要求。

圖8 試驗邊界更新后疲勞安全系數(shù)計算結(jié)果

3.4 設(shè)計方案優(yōu)化

經(jīng)確認(rèn)，試驗用臺架自身的振動符合要求，且搭載其他類型發(fā)動機時未出現(xiàn)異常共振，因此，對支架進(jìn)行設(shè)計優(yōu)化。

在不更改結(jié)構(gòu)設(shè)計的前提下，將支架材料更換為Q235B 進(jìn)行仿真計算，仿真振動邊界更新為臺架實測結(jié)果，計算結(jié)果如表4 所示。折彎處的平均應(yīng)力高于Q235B的疲勞應(yīng)力極限（175.5 MPa），存在疲勞斷裂風(fēng)險。

表4 更換材料前、后疲勞安全系數(shù)和應(yīng)力計算結(jié)果

繼續(xù)對支架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，沿用原設(shè)計方案的材料，支架結(jié)構(gòu)由單翻邊更改為雙翻邊，如圖9 所示，分別對翻邊高度為3 mm、5 mm 的狀態(tài)進(jìn)行模態(tài)分析，結(jié)果顯示，翻邊高度為5 mm 時各階次模態(tài)頻率仿真結(jié)果均優(yōu)于翻邊高度為3 mm 時的結(jié)果，其中3階模態(tài)頻率提升4 Hz，如表5所示。

表5 雙翻邊支架模態(tài)仿真結(jié)果

圖9 支架結(jié)構(gòu)優(yōu)化

將發(fā)動機更換雙翻邊支架樣件并搭載到原臺架上進(jìn)行振動測試。測試結(jié)果如圖10所示，進(jìn)氣歧管振動加速度最大值減小為30.52g，但共振仍然偏大，支架存在開裂風(fēng)險。

圖10 雙翻邊支架臺架振動測試結(jié)果

由于以上方案均無法滿足設(shè)計要求，對支架采用QT500 鑄造工藝方案進(jìn)行評估，其模態(tài)仿真結(jié)果均優(yōu)于雙翻邊方案，如表6所示。

表6 QT500鑄造支架模態(tài)分析結(jié)果Hz

采用QT500 鑄造工藝方案制作支架快速樣件，搭載于整機進(jìn)行臺架振動測試，結(jié)果如圖11 所示，進(jìn)氣歧管振動加速度最大值減小至15.75g，接近15g正常設(shè)計水平，滿足設(shè)計要求。

圖11 QT500鑄造支架臺架振動測試結(jié)果

將原狀態(tài)的支架樣件和QT500 鑄造工藝方案的支架樣件在NVH 專用臺架上進(jìn)行全負(fù)荷加速工況專項測試，對比結(jié)果如圖12所示。

圖12 鑄鐵支架與原方案振動測試結(jié)果對比

繼續(xù)測試進(jìn)氣歧管近端振動加速度，結(jié)果如表7所示，可知歧管近端振動處于正常水平，滿足設(shè)計要求。

表7 進(jìn)氣歧管近端與遠(yuǎn)端振動測試結(jié)果g

對QT500 鑄造工藝方案的進(jìn)氣歧管支架進(jìn)行5輪次臺架耐久驗證，試驗后均未發(fā)生支架開裂現(xiàn)象，如圖13所示，改善措施有效。

圖13 鑄鐵支架臺架耐久測試后狀態(tài)

4 結(jié)束語

本文針對進(jìn)氣歧管固定支架開裂問題進(jìn)行了分析及優(yōu)化。首先，對失效支架的理化特性、斷口金相進(jìn)行確認(rèn)，排除了材料及零部件質(zhì)量問題。然后，在設(shè)計改動量最小的前提下，分別對更改材料、雙翻邊的方案進(jìn)行了仿真計算及樣件快速驗證。最后，在確認(rèn)支架斷裂主要原因為進(jìn)氣歧管遠(yuǎn)端振動大導(dǎo)致的固定支架共振斷裂后，采用QT500 鑄造工藝制作樣件并安裝于整機進(jìn)行臺架耐久測試，通過驗證。