牛健，俞小莉，黃瑞，馮燕，陳俊玄，劉震濤，周迅

(浙江大學(xué)動力機(jī)械及車輛工程研究所，浙江杭州310027)

0 引言

飛輪殼連接發(fā)動機(jī)和變速器，保護(hù)離合器和飛輪，而且還設(shè)有懸置點(diǎn)和起動機(jī)安裝支架，是重要的基礎(chǔ)部件。在整車工作過程中，飛輪殼受到發(fā)動機(jī)激勵、路面激勵、變速慣性轉(zhuǎn)矩以及啟動機(jī)的沖擊激勵等載荷，均可能使飛輪殼產(chǎn)生交變應(yīng)力，從而導(dǎo)致疲勞斷裂。飛輪殼開裂后，將直接破壞曲軸與變速器第一軸的同軸度，造成發(fā)動機(jī)、離合器、起動機(jī)以及傳動裝置工作失常等故障。因此必須對飛輪殼破壞原因做深入研究，找到一種適合評價飛輪殼破壞的分析流程，為其故障診斷、壽命估計、結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供必要的理論依據(jù)。

目前，現(xiàn)代設(shè)計理論與實(shí)驗方法［1-2］已經(jīng)廣泛應(yīng)用于內(nèi)燃機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計，有限元［3］、多體動力學(xué)與路譜技術(shù)［4］的發(fā)展，有利于設(shè)計者短時間把握新產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)性能。耿廣瑞［5］和賈朝軍［6］利用有限元法分別計算了飛輪殼靜態(tài)與動態(tài)強(qiáng)度;隋軍［7］、張旭升［8］、高云凱［9］等分別對不同車型動力總成進(jìn)行了試驗或計算模態(tài)分析，認(rèn)為動力總成的彎曲振動是造成汽車離合器殼開裂的主要原因;李洪濤等［10］通過對某型客車飛輪殼載荷譜的分析得出飛輪殼的破壞是由路面隨機(jī)激勵造成的。以上研究主要采用有限元計算方法和模態(tài)分析方法進(jìn)行飛輪殼強(qiáng)度分析，較少從實(shí)測應(yīng)力譜中分析飛輪殼破壞的機(jī)理。國外針對飛輪殼強(qiáng)度研究公開發(fā)表的成果很少，飛輪殼作為一種薄壁結(jié)構(gòu)件，主要關(guān)注其NVH性能［11］。

本研究開發(fā)高精度、高實(shí)時性型號采集系統(tǒng)，采集某重型卡車在一個完整運(yùn)輸過程中的應(yīng)力譜;對該應(yīng)力譜進(jìn)行修正處理，并提取發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速信號;分析應(yīng)力譜時頻特性，提取導(dǎo)致?lián)p傷的振源信息;考察振動損傷與路況、載荷和發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系。

1 飛輪殼載荷譜采集及處理

1.1 數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)

數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)的硬件部分為:一臺便攜式筆記本、一套美國NI公司的多通道便攜型數(shù)據(jù)采集器Compact-DAQ機(jī)箱及適用于應(yīng)變信號采集的9237和9945板卡組成［12］。軟件部分采用LabVIEW編程進(jìn)行控制與實(shí)時監(jiān)測，數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)

1.2 測試方案

測試對象為某型重卡搭載的飛輪殼，試驗車基本參數(shù)如表1所示，飛輪殼材料力學(xué)性能如表2所示。

表1 實(shí)驗用車基本參數(shù)

表2 測試飛輪殼材料力學(xué)性能

載重卡車實(shí)際作業(yè)工況多為道路行駛，為全面考察不同路況下飛輪殼振動響應(yīng)，本研究選擇測試地點(diǎn)為某大型礦區(qū)。測試路面分為兩段:公路(HIGHWAY)和河床路面(RIVERBED)。其中，公路路面為混凝土鋪設(shè)道路，較為平整;河床路面為河床自然形成的無鋪設(shè)軟基道路，有較大程度的扭曲度和坑洼。公路路面構(gòu)造波長約為1 mm～10 mm，礦區(qū)路面構(gòu)造波長約為100 mm～500 mm，分別對應(yīng)國際耐久性協(xié)會(PLARC)給出的路面構(gòu)造分類中的“粗紋理”路面和“大構(gòu)造”路面，是載重卡車運(yùn)行的典型路面。

本研究隨車測量了重卡一個正常礦砂轉(zhuǎn)運(yùn)工作循環(huán)中的應(yīng)力歷程，分為空載河床路面、滿載河床路面、滿載公路路面3段。

本研究通過對已破壞飛輪殼斷裂位置的統(tǒng)計觀測并結(jié)合頻率響應(yīng)分析，確定了10個測點(diǎn)，編為1～10號，實(shí)際斷裂位置與頻響分析示意圖如圖2所示，實(shí)驗測點(diǎn)布置示意圖如圖3所示。由于飛輪殼內(nèi)部空間局限性，本研究選擇其中3、6、9為應(yīng)變花測點(diǎn)，其他測點(diǎn)為單向應(yīng)變片測點(diǎn)。

圖2 實(shí)際斷裂位置與頻響分析示意圖

圖3 實(shí)驗測點(diǎn)布置示意圖

1.3 測試結(jié)果

本研究通過測量得到各測點(diǎn)在空載河床路面、滿載河床路面、滿載公路路面應(yīng)變信號，其采樣率為2 000 SPS。其中3號應(yīng)變花測點(diǎn)沿飛輪殼徑向應(yīng)變時間歷程樣本如圖4所示。

圖4 測點(diǎn)3在3個工況下應(yīng)變信號樣本

1.4 載荷譜預(yù)處理

由于車載實(shí)驗易受各種外界因素干擾，實(shí)測信號會出現(xiàn)尖峰干擾、平整線突起或跌落和溫度漂移等，首先需要對它們進(jìn)行剔除或修正。

尖峰干擾表現(xiàn)為一個或少量的數(shù)據(jù)點(diǎn)突然聳起或跌落，通過差分對比、峰值系數(shù)、幅值設(shè)限等算法，可對尖峰位置進(jìn)行自動檢測。平整線突起或跌落表現(xiàn)為成塊的數(shù)據(jù)陡然上凸或下凹，通過差分移動窗統(tǒng)計法可對Flat-line異常信號的位置進(jìn)行自動檢測。溫度漂移表現(xiàn)為數(shù)據(jù)整體向某一方向偏移，可能是隨實(shí)驗進(jìn)行飛輪殼溫度變化等因素引起，本研究以兩端點(diǎn)為參考點(diǎn)，分段擬合線性或多項式的趨勢項對溫漂進(jìn)行修正。

本研究利用帶通濾波、零水平穿級計數(shù)方法提取各工況下的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速［13］。

2 應(yīng)力譜信號分析

2.1 平面應(yīng)力分析

飛輪殼材料HT250為珠光體灰鑄鐵，本研究采用第一強(qiáng)度理論，以最大主應(yīng)力作為飛輪殼失效破壞的判斷依據(jù)。第3、6、9號測點(diǎn)為應(yīng)變花測點(diǎn)，各個應(yīng)變片夾角45°，設(shè)定沿飛輪殼徑向應(yīng)變片方向為得到主應(yīng)變的大小方向為α0=0°，α2=45°，α90=90°，則該點(diǎn)主應(yīng)力大小與方向為:

采用C++編程，由應(yīng)變信號求得的最大主應(yīng)力角度如圖5所示。

圖5 測點(diǎn)3最大主應(yīng)力角度分布

圖5中，橫坐標(biāo)表示最大主應(yīng)力角度，左側(cè)縱坐標(biāo)表示應(yīng)力值，右縱坐標(biāo)表示統(tǒng)計頻數(shù)。由圖5可見最大主應(yīng)力角度集中在±45°，有明顯的單軸性。

最大主應(yīng)力時間歷程如圖6所示。各測點(diǎn)最大主應(yīng)力均遠(yuǎn)小于飛輪殼極限強(qiáng)度，其表明飛輪殼破壞并非由于外力作用下直接脆斷，而是在交變應(yīng)力作用下產(chǎn)生的疲勞破壞。

圖6 測點(diǎn)3最大主應(yīng)力時間歷程

2.2 載荷幅值譜函數(shù)

頻譜分析是將信號從時域轉(zhuǎn)換為頻域的分析方法，通過離散信號傅里葉變換可以得到振動幅值、功率等隨頻率的變化特征，進(jìn)行振源識別，同時得到不同頻率激振源對飛輪殼振動影響的大小。本研究采用測點(diǎn)應(yīng)變作為飛輪殼振動強(qiáng)弱的判斷標(biāo)準(zhǔn)，3號應(yīng)變測點(diǎn)在3個工況下的應(yīng)變幅值譜如圖7所示。

圖7 3號測點(diǎn)載荷幅值譜函數(shù)

對飛輪殼造成破壞的主要因素為80 Hz以下的低頻振動，峰值位于40 Hz～50 Hz;在空載時的振動整體小于滿載工況。實(shí)驗用車發(fā)動機(jī)額定轉(zhuǎn)速2 200 r·min-1，工作轉(zhuǎn)速范圍600 r·min-1～2 400 r·min-1，對應(yīng)10 Hz～40 Hz振動激勵，在幅值譜圖上處于振動幅值較大區(qū)域，故發(fā)動機(jī)工作狀態(tài)對飛輪殼振動影響顯著;40 Hz～80 Hz振動可能為其他來源的激勵，也可能是發(fā)動機(jī)工作過程中燃?xì)鈮毫?、活塞敲擊等高諧次激振源引起。

3 發(fā)動機(jī)激振相關(guān)性分析

為進(jìn)一步考察飛輪殼振動與發(fā)動機(jī)的關(guān)聯(lián)，本研究做出的振動信號瀑布圖(圖中顏色由冷色到暖色表示振動幅值由小變大)如圖8所示。

圖8 3號測點(diǎn)滿載河床路段瀑布圖

該型號發(fā)動機(jī)為6缸機(jī)，本研究重點(diǎn)考察其1、3、6階諧次激勵。由瀑布圖看出，飛輪殼的振動并非與特定頻率相關(guān)，而是與發(fā)動機(jī)的諧次線貼合密切，表明飛輪殼損壞主要受發(fā)動機(jī)工作狀態(tài)的影響。振動幅值較大點(diǎn)集中在2200 r/min以上的高轉(zhuǎn)速區(qū)域，表明發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速可能是影響飛輪殼振動情況的最重要影響因素。

由1.4節(jié)提取的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速與2.1節(jié)應(yīng)變花平面應(yīng)力分析，作出各測點(diǎn)最大主應(yīng)力與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速關(guān)系圖如圖9所示。隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速提高，飛輪殼危險部位應(yīng)力值顯著增加。其原因可能為動力總成系統(tǒng)模態(tài)偏低，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速增加，振動頻率增加，接近系統(tǒng)固有模態(tài)。

圖9 最大主應(yīng)力-轉(zhuǎn)速關(guān)系圖

4 結(jié)束語

(1)飛輪殼近似處于單軸應(yīng)力狀態(tài);飛輪殼失效原因為交變載荷作用下的疲勞破壞。

(2)對飛輪殼造成破壞的主要因素為80 Hz以下的低頻振動，主要振動激勵源為發(fā)動機(jī)。

(3)飛輪殼應(yīng)力值在不同運(yùn)行環(huán)境下有顯著差異，高不平度路面大于低不平度路面，滿載工況大于空載工況，高轉(zhuǎn)速工況大于第轉(zhuǎn)速工況;尤其是在滿載高不平度路面，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速高于2 000 r/min時部分測點(diǎn)應(yīng)力達(dá)到20 MPa以上，產(chǎn)生疲勞損傷。

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