劉文元，陳超明

（廣西玉柴機器股份有限公司，廣西 玉林537005）

1 概述

某重型發(fā)動機配套重卡車用于建材運輸，在使用過程中出現(xiàn)批量增壓器渦殼法蘭、排氣接管、支架斷裂故障（如圖1），初步分析該斷裂故障是因振動大造成。為了進一步明確故障原因，會同整車廠安排對整車進行增壓器和渦輪后排氣接管道路振動測試[1]，然后再運用CAE技術(shù)對改進前后的方案進行對比分析，以求找到解決問題的方案。

圖1 增壓器渦殼開裂故障圖片

2 測試過程介紹

通過在發(fā)動機上選定的位置布置傳感器測點（見圖2），將振動頻率轉(zhuǎn)化為電信號，在電腦上通過軟件讀取車輛行駛過程中不同工況測點位置的振動頻率數(shù)據(jù)。

圖2 振動測試零件狀態(tài)示圖

2.1 振動測試方案

2.1.1 振動測試方案說明

振動測試方案按是否安裝增壓器支架與渦輪后排氣接管支架分為3種方案進行，如表1所列。

表1 測試方案

2.1.2 測點位置說明

如圖2所示，在排氣碟閥、增壓器、增壓器支架、渦后管及渦后管支架上各布置1個傳感器測點。

2.1.3 數(shù)據(jù)采集

因車輛行駛時低檔位加速時間太短，F(xiàn)FT計算需要時間，高檔位車速太快，路上車多危險，故選擇8檔作為測試檔位，且8檔是此故障車輛常用檔位，分別對增壓器的固有頻率 (圖3）、3種方案蝶閥與增壓器加速度振動峰值進行測試（圖4、圖5、圖6），測試數(shù)據(jù)整理見表2、表3所示。

圖33 種方案的增壓器的固有頻率

圖4 方案1蝶閥位置共振頻率80Hz，振動峰值33.3g

圖5 方案2蝶閥位置共振頻率72Hz，振動峰值16.4g

圖6 方案三蝶閥共振頻率72Hz，振動峰值25g

表2 增壓器加速振動峰值測（g）

表3 碟閥加速振動峰值測（g）

2.1.4 數(shù)據(jù)分析

1）文獻(xiàn)[2]測試結(jié)果說明從增壓器和蝶閥的振動來看，方案1同時安裝兩個支架加劇了蝶閥和增壓器的振動，而方案2只安裝渦后管支架時，增壓器和蝶閥的振動值是最小的。

2）此種布置方式的三種方案固有頻率都比較低，在熱態(tài)情況下最高共振頻率只有80 Hz，共振轉(zhuǎn)速1 600 r/min左右，處在發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速。

3）經(jīng)測試，湛江等地用于建材、礦材等運輸?shù)腗7工程用車超載嚴(yán)重（單次載重量在60 t～100 t），且常用轉(zhuǎn)速在1 400 r/min～1 700 r/min，正好是增壓器振動最大并出現(xiàn)共振的轉(zhuǎn)速范圍。

2.2 改進方案

根據(jù)上述分析結(jié)果，經(jīng)與整車廠溝通采取了下述改進方案，如圖7所示。

圖7 M7物流車增壓系統(tǒng)布置圖

1）將蝶閥上移至增壓器后面；

2）取消渦后管支架；

3）增加增壓器支架厚度，提高支架剛性；

4）渦后管改用鑄鐵管；

2.3 改進方案測試

2.3.1 改進方案振動測試方案說明

采取上述措施并通過CAE對比分析結(jié)果顯示改進方案較原有方案共振頻率有較大提高，改進方案在振動測試時分為有增壓器支架和無增壓器支架兩種方案，如表4所示。

表4 改進后的測試方案

2.3.2 改進方案數(shù)據(jù)采集

分別對增壓器的固有頻率（圖8）、2種改進后的方案蝶閥與增壓器加速度振動峰值進行測試（圖9、圖10），測試數(shù)據(jù)整理見表5、表6所示。

圖82 種方案的固有頻率

圖9 方案4蝶閥位置共振頻率136Hz，振動峰值2.95g

圖10 方案5蝶閥位置共振頻率92Hz，振動峰值7.63g

表5 增壓器加速振動峰值測（g）

表6 碟閥加速振動峰值測（g）

2.3.3 改進方案數(shù)據(jù)分析

1）文獻(xiàn)[3]測試結(jié)果說明方案4蝶閥與增壓器的振動比方案5小，而且從共振頻率上看，方案4的共振頻率在118 Hz，滿足設(shè)計要求；而方案5的共振頻率在熱態(tài)情況下只有92 Hz左右，小于105 Hz。

2）文獻(xiàn)[3]測試結(jié)果說明蝶閥上移后，蝶閥振動沒有超過12 g，增壓器振動也沒有超過12 g（增壓器供應(yīng)商要求增壓器振動＜12 g），共振轉(zhuǎn)速提高到1 800 r/min以上。

但是按照方案4整改后的車輛運行一段時間后又反饋增壓器法蘭斷裂，通過進一步分析發(fā)現(xiàn)湛江等地用于建材運輸?shù)墓こ誊囕v不僅超載嚴(yán)重（60～100 t），常用轉(zhuǎn)速1 400 r/min～1 700 r/min正好是發(fā)動機出現(xiàn)共振的轉(zhuǎn)速范圍，且因發(fā)動機負(fù)載大，該轉(zhuǎn)速范圍也是發(fā)動機渦前排溫最高的區(qū)域。

3 改進建議及結(jié)論

3.1 改進建議

通過上面分析可知，增壓器渦殼開裂與熱應(yīng)力有關(guān)，雖然方案4通過加強增壓器支架降低了振動，但強化后的支架也限制了渦殼熱變形，導(dǎo)致增壓器渦殼熱應(yīng)力增加而出現(xiàn)開裂。故對新出廠及市場工程用途（載重60 t～100 t）、常用轉(zhuǎn)速1 400 r/min～1 700 r/min的M7車型，采用如下優(yōu)化方案進行改進：

1）蝶閥上移至增壓器后面

2）降低渦后排氣管重量，采用焊接的不銹鋼渦輪后接管

3）優(yōu)化降低增壓器法蘭處排溫和熱應(yīng)力，增壓器支架由4顆螺栓安裝改為上下各1顆螺栓安裝；

4）取消渦后管支架。

3.2 結(jié)論

1）用于建材等運輸?shù)腗7工程用車因超載嚴(yán)重（單次載重量在60 t～100 t），且常用轉(zhuǎn)速在1 400 r/min～1 700 r/min是增壓器出現(xiàn)共振的轉(zhuǎn)速范圍，故共振是增壓器導(dǎo)致渦殼開裂的主要原因；

2）超負(fù)荷運行使發(fā)動機渦前排溫位于發(fā)動機最高排溫區(qū)間，使增壓器渦殼熱應(yīng)力集中是導(dǎo)致渦殼開裂的次要原因；

3）增加增壓器支架的強度雖可提高增壓器的共振頻率，但同樣限制了渦殼變形，也會造成增壓器渦殼開裂。

新優(yōu)化的整改方案投放市場并持續(xù)跟蹤1年，未再出現(xiàn)增壓器斷裂反饋，說明整改方案是有效的。