(上海汽車集團股份有限公司商用車技術(shù)中心，上海 200438)

0 前言

整車在開發(fā)路試過程中，多次出現(xiàn)發(fā)電機螺栓斷裂的情況(整車路試約300 km)和節(jié)氣門驅(qū)動電機損壞的問題(整車路試約500 km)，從螺栓的斷口來分析為疲勞斷裂。

1 根本原因分析

首先，對節(jié)氣門和發(fā)電機進行振動測試，發(fā)動機在轉(zhuǎn)速4 500 r/min時(150 Hz)，節(jié)氣門驅(qū)動電機部位和發(fā)電機斷裂螺栓處都存在共振現(xiàn)象,如圖1、圖2所示。

圖1 節(jié)氣門驅(qū)動電機振動測試

圖2 發(fā)電機底部振動測試

由于節(jié)氣門和發(fā)動機支架的共振頻率都在150 Hz附近，圖3所示節(jié)氣門支架將2個共振頻率相同的結(jié)構(gòu)硬連接后導(dǎo)致了節(jié)氣門和發(fā)電機處的振動被放大[1]。根據(jù)上述分析，首先取消節(jié)氣門支架，然后分別解決節(jié)氣門和發(fā)電機系統(tǒng)在150 Hz時的振動超標問題。

圖3 發(fā)動機節(jié)氣門處的振動問題

2 問題分析及改進解決

2.1 發(fā)電機振動問題分析與解決

發(fā)電機的振動測試分析：在150 Hz時，發(fā)電機振動位移為0.408 mm(圖4)，遠小于0.2 mm的設(shè)計要求， 致使發(fā)電機固定螺栓斷裂。

圖4 發(fā)動機螺栓斷裂處振動測試

為了解決發(fā)電機處的150 Hz共振問題就必須將發(fā)電機系統(tǒng)的一階模態(tài)提高到發(fā)動機的常用轉(zhuǎn)速范圍以外(大于200 Hz)，以避免發(fā)電機系統(tǒng)在150 Hz時的共振問題。基于此目標設(shè)計了7種方案，并對每種方案進行CAE分析。

2.1.1 設(shè)計方案及CAE分析對比

設(shè)計方案和CAE分析對比如表1所示，其結(jié)果如下：

表1 7種設(shè)計方案及模態(tài)計算結(jié)果

(1)新電機支架的第一、二階模態(tài)值均低于原電機支架 ；

(2)單獨增加支撐1或支撐2的方案(方案1和方案2)，對電機支架模態(tài)值影響較小，約為31% ；

(3)同時增加支撐1和支撐2的方案(方案3)，有效提高電機支架的模態(tài)值，約為104% 。

基于上述CAE分析的結(jié)論，決定對上述方案中的支撐1、支撐2、新發(fā)電機支架進行快速樣件的制作，然后對方案1、方案2、方案3和方案7共4種狀態(tài)進行實際振動測試。

2.1.2 實車測量結(jié)果

發(fā)電機振動測試時，傳感器布置情況如圖5所示。

圖5 傳感器布置情況

在振動測試中，發(fā)現(xiàn)方案1中發(fā)電機底部有30 G的振動加速度，這一點與CAE分析吻合，發(fā)電機支架上方的扭轉(zhuǎn)變形嚴重，無法滿足發(fā)電機的振動要求。方案1經(jīng)過路試驗證發(fā)電機螺栓斷裂從幾百公里提高到上千公里，但無法滿足整車使用壽命的要求。方案2中發(fā)電機頂部的振動有24 G的振動加速度，無法滿足發(fā)電機振動加速度小于20 G的要求。方案3在發(fā)動機轉(zhuǎn)速頻率下無共振現(xiàn)象，最大振動加速度在20 G以下，在整車路試工況下，最大振動位移為0.042 7 mm，滿足設(shè)計中位移小于0.2 mm要求，方案3后續(xù)通過整車耐久的驗證，滿足整車使用壽命的要求。方案7在發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，沒有共振轉(zhuǎn)速，最大振動加速度在20 G以下，且與方案3效果相同，與方案3相比需要更改發(fā)電機支架，考慮成本因素，方案7不實施。具體測試數(shù)據(jù)列于表2。

表2 4種方案的實際振動測試數(shù)值

2.2 節(jié)氣門振動問題分析與解決

經(jīng)過振動測試，在發(fā)動機的振動激勵下，節(jié)氣門處的振動加速度超過35 G，高于設(shè)計要求的振動加速度<25 G，致使節(jié)氣門驅(qū)動電機損壞。

基于對發(fā)動機振動問題的解決經(jīng)驗，首先設(shè)計了2種方案來提高節(jié)氣門系統(tǒng)的強度，提升系統(tǒng)的固有頻率，避免節(jié)氣門的共振問題。方案1增加新的節(jié)氣門支架，一階模態(tài)171 Hz。CAE分析如圖6所示。

圖6 新增節(jié)氣門支架CAE分析

此方案經(jīng)過振動測試，節(jié)氣門處仍然有47 G的振動加速度，測試結(jié)果與CAE分析的結(jié)果相符合，此方案仍然無法滿足節(jié)氣門振動的要求。

對方案1討論研究后認為，目前新設(shè)計的支架過于單薄，無法牽制住節(jié)氣門過大的振動，所以對節(jié)氣門支架重新設(shè)計加強，制定了方案2，此方案的CAE分析如圖7所示，一階模態(tài)247 Hz，滿足發(fā)動機轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)無共振的頻率的要求。

圖7 方案2的CAE分析

上述方案經(jīng)過實車工況振動測試滿足振動的要求，最大振動加速度小于25 G。

但是在整車路試過程中，耐久行駛480 km發(fā)生了節(jié)氣門支架與缸蓋連接的螺栓斷裂的問題，CAE分析過程中未能有效地模擬出螺栓安裝在鋁制缸蓋內(nèi)的強度且不能滿足此系統(tǒng)的安裝固定要求。

圖8 方案3的CAE分析

受限于發(fā)動機的結(jié)構(gòu)，方案2中的螺栓斷裂問題由于沒有進一步加強支架強度的空間，同時也沒有新增固定螺栓的位置，所以無法解決。最終決定將節(jié)氣門目前的安裝位置移動到整車的車架上，節(jié)氣門支架采用焊接連接到車架的方式。由于整車車架上沒有引起節(jié)氣門共振的激勵頻率，只要能夠設(shè)計出一個支架能夠滿足節(jié)氣門的支撐,同時避免整車道路的低頻共振就可以滿足設(shè)計要求[3]。方案3的節(jié)氣門支架結(jié)構(gòu)的CAE分析結(jié)果如圖8所示，一階模態(tài)140 Hz，滿足整車焊接支架的設(shè)計要求。

方案3經(jīng)振動測試完全滿足要求，但是位于進氣歧管與節(jié)氣門之間的一端連接軟管由于處于節(jié)氣門之后，會受到正負交變壓力的影響，導(dǎo)致軟管在發(fā)動機運行過程中被吸扁后又會被再次吹漲，軟管的耐久性能無法滿足要求。3種方案的測試數(shù)據(jù)見表3。

表3 3種方案的實車工況振動測試數(shù)據(jù)

通過對上述3種方案的對比分析，節(jié)氣門的振動問題通過加強結(jié)構(gòu)，提升系統(tǒng)固有頻率的方式來避免在發(fā)動機轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的共振，通過驗證證明不可行；更換節(jié)氣門的安裝位置以避免發(fā)動機對于節(jié)氣門系統(tǒng)的激勵共振的方案也驗證失敗。因此要解決節(jié)氣門振動的問題，就必須使用共振隔離的方式來解決，通過共振解耦，使得進氣歧管傳遞到節(jié)氣門的隔振率大于3倍，將振動加速度由60 G降低到20 G以內(nèi)，使振動滿足節(jié)氣門使用的要求。

最終通過將節(jié)氣門與進氣歧管之間的連接改為軟連接的方式，以此來隔斷進氣歧管在150 Hz時60 G振動加速度傳遞給節(jié)氣門，通過橡膠軟管的減振后，要求傳遞給節(jié)氣門處振動需要小于20 G， 由于進氣歧管在發(fā)動機轉(zhuǎn)速1 800 r/min下振動較小，所以需要隔振的頻率為60 Hz以上,節(jié)氣門后進氣膠管的剛度為106 N/mm。

圖9 節(jié)氣門與進氣歧管采用膠管連接的結(jié)構(gòu)示意圖

根據(jù)以上理論計算的結(jié)果，要求隔振膠管的剛度小于106 N/mm。由于直徑在5 mm以內(nèi)進氣的膠管在沿中心線方向的剛度值很難達到要求，為了驗證不同長度膠管的隔振效果，制作了4種長度的膠管(5 mm、10 mm、15 mm、20 mm)進行振動的測試，具體布置情況如10所示。

圖10 傳感器布置位置情況

各種長度膠管方案振動峰值對比如表4所示。

通過上述振動測試結(jié)果對比，當節(jié)氣門后進氣膠管的有效長度采用10 mm,加上連接長度，總長度為40 mm時，振動最小，振動加速度小于25 G，滿足振動限值的要求。由于膠管的有效長度很短，同時避免了膠管由于進氣負壓導(dǎo)致的被吸扁現(xiàn)象。

表4 各種長度膠管方案振動峰值對比

節(jié)氣門的振動問題已經(jīng)得到了較好的解決，但是質(zhì)量2.3 kg的節(jié)氣門系統(tǒng)僅僅通過一個10 mm壁厚的膠管懸空連接的話，整車耐久性無法達到要求，需要設(shè)計一個節(jié)氣門的支撐支架用于節(jié)氣門的固定，為了避免和方案2一樣出現(xiàn)節(jié)氣門的振動通過支架傳遞給固定螺栓而導(dǎo)致螺栓斷裂的情況。需要隔斷傳遞給固定螺栓的振動，節(jié)氣門通過有效長度10 mm膠管連接后在最大振動點的頻率為133 Hz。為了隔斷此頻率，節(jié)氣門支架橡膠墊的剛度為803 N/mm。

帶橡膠隔振機構(gòu)的節(jié)氣門支架，如圖11所示，節(jié)氣門與支架之間通過3個減振橡膠墊連接。

圖11 帶橡膠隔振機構(gòu)的節(jié)氣門支架結(jié)構(gòu)示意圖

單個橡膠減振墊的剛度為226 N/mm，因此節(jié)氣門支架的總橡膠減振機構(gòu)的剛度為678 N/mm，剛度滿足設(shè)計要求。單個橡膠減振墊的剛度測試如圖12所示。

圖12 單個橡膠減振墊的剛度測試情況

對于新的節(jié)氣門連接系統(tǒng)進行振動測試如圖13所示。振動測試結(jié)果為X軸振動加速度為24.1 G(5 550 r/min)，Y軸和Z軸無振動。

圖13 單個橡膠減振墊的剛度測試

原整機狀態(tài)下的節(jié)氣門處的振動達到了60 G，導(dǎo)致整車在路試過程中節(jié)氣門驅(qū)動電機部件由于振動超標而快速損壞，改進后節(jié)氣門處的振動小于25 G，滿足節(jié)氣門振動限值的要求，通過多輪整車耐久的考驗和售后市場的驗證。本方案巧妙地通過使用橡膠軟管減振連接的方式，有效避免了進氣歧管將過大的振動傳遞給節(jié)氣門，同時通過減振支架的設(shè)計，最終有效阻隔了節(jié)氣門振動的傳遞路徑，避免了由于過大的振動傳遞導(dǎo)致螺栓斷裂的問題。

3 結(jié)論

發(fā)動機作為整車振動的主要來源，自身振動頻率覆蓋范圍較寬，所以對于安裝在發(fā)動機上的零件，在設(shè)計安裝時就必須考慮避開發(fā)動機的振動頻率，以免出現(xiàn)共振的問題[4]。

固定在發(fā)動機上的零件系統(tǒng)設(shè)計主要分為2大類：

(1)安裝點振動很小，符合零件的振動要求。由于安裝位置的振動本身滿足零件的振動要求，此時只需要注意設(shè)計安裝零件的支架時，支架本身的固有頻率大于發(fā)動機的自振頻率，確保不會因為安裝位置的振動經(jīng)過支架傳遞過程中出現(xiàn)共振的問題。

(2)安裝點振動幅值與振動加速度很大，不符合零件的安裝要求。零件直接通過剛性支架安裝時振動肯定超標，這樣就需要設(shè)計帶減振作用的支架用于吸收固定點的振動，基點的振動經(jīng)過減振支架后傳給零件的振動被隔振后能夠滿足零件對于振動的要求，這樣才能保證零件的振動不超標。