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(神龍汽車有限公司, 武漢 430056)

發(fā)動機惰輪鐵輪開裂失效分析

曹鑫,陳小工,胡四軍

(神龍汽車有限公司, 武漢 430056)

某汽車發(fā)動機在行駛過程中出現(xiàn)助力轉向系統(tǒng)失效的現(xiàn)象，拆解后發(fā)現(xiàn)發(fā)動機的惰輪發(fā)生了開裂失效。通過斷口分析、化學成分分析、硬度測試、金相檢驗、受力分析等方法，分析了該惰輪失效的原因。結果表明：惰輪鐵輪本身實際承受的力大于惰輪的設計最大徑向力，鐵輪的設計強度不足，從而導致鐵輪在使用過程中沿圓弧倒角發(fā)生低周疲勞開裂失效。最后通過改進惰輪的設計工藝，有效地解決了該問題。

惰輪；鐵輪；開裂；低周疲勞；受力分析

惰輪通常與張緊輪配合使用，用來保持皮帶的張緊力，減少皮帶的跨度振動[1]，惰輪的失效會導致車輛在行駛過程中失去轉向助力。某型號車輛在行駛過程中連續(xù)發(fā)生多起助力轉向系統(tǒng)失效的現(xiàn)象[2]。通過現(xiàn)場勘查拆解后發(fā)現(xiàn)，發(fā)動機惰輪的鐵輪沿圓弧倒角處出現(xiàn)開裂狀況，開裂失效的惰輪如圖1所示。筆者通過對失效零件的理化性能、斷裂形式、受力情況等進行分析，查明了導致惰輪鐵輪斷裂失效的根本原因。

圖1 失效惰輪外觀Fig.1 Appearance of the failure idle gear:a) assembly position; b) cracking morphology

圖2 開裂惰輪斷口宏觀形貌Fig.2 Macroscopic fracture morphology of the cracking idle gear

圖3 惰輪鐵輪斷口各區(qū)域的宏觀形貌Fig.3 Macroscopic morphology in each region of fracture surface of the iron wheel of the idler gear:a) cracking initial region; b) tear ridge; c) shear lip

1 理化檢驗

1.1斷口分析

將失效惰輪鐵輪沿開裂部位打開進行斷口分析，惰輪的斷口宏觀形貌如圖2所示，斷裂起源于內徑圓角處，裂紋從該處向兩側擴展，箭頭所示為斷裂擴展方向，斷裂起始區(qū)一次臺階特征明顯，擴展區(qū)為撕裂棱形貌，擴展區(qū)邊緣為最后開裂的剪切唇區(qū)[2]，如圖3所示。疲勞擴展區(qū)的微觀形貌呈明顯的低周疲勞斷裂特征(圖4)，剪切唇區(qū)的微觀形貌特征為韌窩(圖5)。

圖4 疲勞擴展區(qū)的微觀形貌Fig.4 Micro morphology of the fatigue propagation region:a) at low magnification; b) at high magnification

圖5 剪切唇區(qū)的微觀形貌Fig.5 Micro morphology of the shear lip region:a) at low magnification; b) at high magnification

1.2化學成分分析

惰輪鐵輪的材料為ST12冷軋鋼板，厚度為2.2 mm，執(zhí)行標準為Q/BQB 403-2003[3]。依據該標準對其化學成分進行分析，結果如表1所示，可見惰輪鐵輪的化學成分符合Q/BQB 403-2003技術要求。

表1 惰輪鐵輪的化學成分分析結果(質量分數(shù))Tab.1 Analysis results of chemical compositions of theiron wheel of the idler gear (mass fraction) %

1.3硬度測試

采用島津顯微維氏硬度計對該惰輪鐵輪的硬度進行測試，測試結果顯示其硬度平均值為164 HV0.3。依據DIN 50150-2000將該硬度換算為抗拉強度約為510 MPa，符合該材料抗拉強度不小于270 MPa的要求。

1.4金相檢驗

采用LEICA DM6000型光學顯微鏡對惰輪鐵輪進行金相檢驗，檢驗結果顯示惰輪鐵輪的顯微組織為鐵素體+三次滲碳體+極少量的珠光體(圖6)，晶粒度為5～6級，顯微組織和晶粒度無異常。

圖6 惰輪鐵輪的顯微組織形貌Fig.6 Microstructure morphology of the iron wheel of the idler gear

2 受力分析

理化檢驗結果表明斷裂惰輪鐵輪的化學成分、硬度、顯微組織均符合標準要求。斷口形貌特征表明，鐵輪的開裂為沿圓角處起源的低周疲勞斷裂，是由受到較大的軸向彎曲應力所致。根據疲勞應力模型理論，零件發(fā)生早期的非缺陷性的疲勞失效與材料的疲勞強度有關，還與零件所承受的疲勞應力有關[4]。因此，為了進一步驗證材料的設計疲勞強度是否安全合理，按照設計的峰值受力，對惰輪鐵輪的安全系數(shù)進行分析計算。

2.1有限元模擬分析

依據臺架試驗與靜態(tài)計算獲得的最大負載進行設計，鐵輪的設計受力峰值為2 060 N。按照該力值對惰輪進行有限元模擬分析，結果見圖7。分析結果表明，模擬斷裂風險部位與實際斷裂部位相似，鐵輪承受的最大主應力分別為94.08 MPa(按板厚2.0 mm計算)和86.25 MPa(按板厚2.2 mm計算)，而材料的實測屈服強度約為170 MPa，因此零件的安全系數(shù)分別為1.97和1.81，符合供應商的設計標準(安全系數(shù)≥1.8)。

圖7 有限元模擬分析結果Fig.7 Analysis results of finite element simulation:a) simulation 1; b) simulation 2

有限元分析結果表明，按照設計擬定的最大負載受力進行計算，惰輪鐵輪依然有足夠的安全系數(shù)。但是，理論計算給定的峰值受力是假定皮帶按照理論設計的中心位置對鐵輪施加載荷，即皮帶安裝后其中心位置應與惰輪軸承的中心位置相重合，且皮帶內邊距離惰輪內側的距離為2.43 mm(圖8)。對失效車輛和未失效車輛的惰輪情況進行調查發(fā)現(xiàn)，皮帶內邊與惰輪內側的距離基本不足2.43 mm或者距離小到可以忽略，大部分的皮帶處于鐵輪的邊緣，存在明顯的偏磨現(xiàn)象，如圖9所示。

圖8 惰輪受力示意圖Fig.8 Stress diagram of the idler gear

這種偏磨現(xiàn)象必然會導致鐵輪的實際受力與理論設計不符，這種受力偏差的不確定性，可能會導致鐵輪受力超出安全范圍。為此，需要對惰輪鐵輪在正常使用工況下的實際負載情況進行進一步分析。

圖9 皮帶偏磨痕跡Fig.9 Eccentric wear marks of the belt

2.2實際受力分析

抽取3臺車輛，在對車輛進行道路測試情況下對發(fā)動機附件面的實際受力情況進行測試，測試結果如圖10所示?？梢姸栎唽嶋H受力為500～2 400 N，部分高于理論計算時的最大徑向載荷2 060 N。按照2 400 N實際受力對惰輪進行有限元模擬分析[5]，結果表明，惰輪本身設計的圓角不足以承受2 400 N的徑向力，其安全系數(shù)僅為1.5左右，已經低于供應商的設計標準(安全系數(shù)≥1.8)。

圖10 道路測試時發(fā)動機附件面的實際受力圖Fig.10 The real stress chart of the attached accessory surface of the engine during the road test

為了進一步驗證徑向負載的增加對惰輪鐵輪失效的影響，按照實際的負載情況對惰輪進行模擬臺架試驗。

2.3模擬臺架試驗

按照實際測得的力在臺架上對惰輪進行加載，并按照表2的測試條件在實驗室進行模擬臺架試驗，當試驗進行到9 912 000個循環(huán)(要求30 000 000個循環(huán))時，惰輪發(fā)生開裂，開裂位置與上述失效件開裂位置一致，如圖11所示。

表2 模擬臺架試驗的測試條件Tab.2 Testing conditions of the simulated bench test

圖11 模擬臺架試驗的過程及結果Fig.11 Process and result of the simulated bench test:a) simulated bench test; b) cracking piece after the test

3 分析與討論

通過對斷裂惰輪鐵輪的理化檢驗可以得知，斷裂惰輪鐵輪的材料與設計要求的一致，開裂區(qū)域位于惰輪鐵輪內側過渡圓弧倒角處，裂紋起源處未見外觀及材料缺陷，屬于受到較大彎曲應力的低周疲勞開裂。

惰輪鐵輪的失效特征表明失效與受力有關，但按照理論設計的力進行應力模擬分析的結果表明，材料的強度設計合理。對整車附件實際受力的測試結果表明，惰輪附件面的實際受力高于理論計算受力。按照實際受力再次進行有限元分析，結果表明，零件開裂的安全系數(shù)偏低。

考慮到斷裂惰輪的結構特征及多數(shù)存在偏磨的影響，在一定路況下，惰輪鐵輪的實際受力會大大超過設計時的理論受力，這會使惰輪在過渡圓角處產生彎曲交變載荷。當載荷超出材料的屈服強度時，就容易在應力集中點首先形成永久性損傷的微裂紋，裂紋在交變載荷中進一步擴展，致使惰輪鐵輪發(fā)生早期疲勞開裂。

4 結論

惰輪鐵輪在車輛運轉過程中實際受力遠高于設計理論受力，造成惰輪鐵輪本身設計強度不足，這是導致惰輪鐵輪發(fā)生低周疲勞開裂的主要原因；惰輪皮帶存在不同程度的偏磨也加劇了這種情況。

5 改進及建議

依據分析的結果，重新對惰輪鐵輪進行設計，增加其內側過渡圓弧倒角(圓弧倒角半徑由5 mm增加到9 mm)，并對整個鐵輪進行加厚(厚度由2.20 mm增加到2.75 mm)。然后按照新的模型進行有限元分析和模擬臺架驗證。有限元分析結果表明，新的惰輪鐵輪安全系數(shù)符合設計標準。在臺架上對惰輪進行負載，并按照3 000 N負載進行實驗室模擬臺架試驗30 000 000個循環(huán)后，惰輪鐵輪沒有出現(xiàn)開裂情況。

因此，對惰輪鐵輪的設計改進可以有效地解決該問題，改進后的惰輪沒有發(fā)生類似失效的情況。建議在發(fā)動機附件系統(tǒng)開發(fā)過程中，不僅要進行臺架試驗和理論計算，更應該關注整車路試過程中附件面的實際受力情況。

[1] 倪雷,付玉生,賀小坤.發(fā)動機惰輪軸承剝落失效分析[J].理化檢驗-物理分冊,2013,49(7):467-471.

[2] 鐘群鵬,趙子華.斷口學[M].北京:高等教育出版社,2006:242-260.

[3] Q/BQB 403-2003 冷連軋低碳鋼板及鋼帶[S].

[4] 郝志勇,陳志強,毛君.采煤機搖臂惰輪軸疲勞壽命分析[J].機械設計與研究,2017(2):85-89.

[5] 房熊,單旸,金石磊,等.用于液壓機構的矩形密封圈有限元分析[J].理化檢驗-物理分冊,2015,51(12):889-907.

FailureAnalysisonCrackingoftheIronWheelofaEngineIdlerGear

CAOXin,CHENXiaogong,HUSijun

(Dongfeng Peugeot Citroen Automotive Company Ltd., Wuhan 430056, China)

The power-assisted steering system of an automobile engine failed in running process. After dismantling and disposal, it was found that the idler gear of the engine cracked. In order to find the failure causes of the idler gear, the fracture analysis, chemical composition analysis, hardness testing, metallographic inspection and the force analysis were adopted. The results indicate that: the real force burdened by the iron wheel of the idler gear was higher than the designed max radical force, and the designed strength of the iron wheel was insufficient, which led to the failure and low-cycle fatigue cracking along the circular arc chamfering surface during use. Finally, the problem was solved effectively by the improvement of technological design.

idler gear; iron wheel; cracking; low-cycle fatigue; force analysis

10.11973/lhjy-wl201709010

2016-08-03

曹 鑫(1986-)，男，工程師，主要從事汽車金屬材料失效分析研究，345796124@qq.com

TG115.2

：B

：1001-4012(2017)09-0659-05