李俊琦,高書貞,姚亞俊,張晨,梁偉

濰柴動力股份有限公司,山東濰坊 261061

0 引言

隨著我國對藍牌輕型載貨車空車質(zhì)量要求的提高,為了滿足國六排放標準的要求,高端輕型柴油機采用在增壓器后緊耦合氧化催化劑(diesel oxidation catalyst, DOC)和顆粒捕集器(diesel particulate filter, DPF)的后處理技術(shù)路線[1-2]。采用緊耦合后處理技術(shù)路線的柴油機,可以有效提高DOC入口的廢氣溫度,特別在柴油機排溫低的工況下,提高后處理的轉(zhuǎn)化效率,有效提高發(fā)動機排放性能,減少NOx和顆粒物排放。同時,柴油機緊耦合后處理使整車結(jié)構(gòu)更加緊湊、零部件數(shù)量少,整車質(zhì)量減小,對降低整車油耗也具有一定的優(yōu)化作用[3-4]。但緊耦合后處理柴油機排氣系統(tǒng)的支架數(shù)量較多,裝配基準不一致,固定位置距離較遠且跨度較大,工作環(huán)境惡劣,系統(tǒng)的噪聲、振動與聲振粗糙度(noise vibration harshness,NVH)性能較難保證。本文中針對某緊耦合后處理柴油機在臺架開發(fā)試驗過程中反復(fù)出現(xiàn)的排氣側(cè)增壓器支架斷裂故障,結(jié)合有限元仿真分析、NVH測試及故障件材料微觀分析等方法,分析故障產(chǎn)生的主要原因,并提出對應(yīng)的試驗條件及產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的改進優(yōu)化方案,為緊耦合后處理柴油機開發(fā)及故障分析提供參考。

1 排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及故障分析方法

1.1 排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

某緊耦合后處理柴油機排氣系統(tǒng)由增壓器、排氣制動蝶閥、排氣管和緊耦合后處理總成4部分組成,發(fā)動機本體緊耦合后處理總成,排氣系統(tǒng)零部件數(shù)量較多,考慮后處理DOC、DPF的質(zhì)量大、安裝點跨距大等問題,需要對增壓器、DOC和DPF均設(shè)計相應(yīng)的支撐支架,同時需要充分考慮各支架裝配的解耦性,保證支架不存在裝配內(nèi)應(yīng)力,提高系統(tǒng)可靠性。該柴油機排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示。

a)柴油機排氣系統(tǒng) b)排氣系統(tǒng)支架圖1 緊耦合后處理柴油機排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

由圖1可知:該機型的排氣系統(tǒng)包含9個支架,涉及后處理的安裝支架均焊接在支撐零部件本體上;調(diào)節(jié)支架是連接安裝支架和固定點的獨立支架,調(diào)節(jié)支架上設(shè)計大尺寸調(diào)節(jié)孔,起裝配解耦作用,其中,DOC上端支架固定在缸蓋靠近第1缸的位置,增壓器支架固定在缸蓋靠近第3缸的位置,DOC下端支架固定在機體靠近第1缸的位置,DPF支架固定點在機體靠近第4缸的位置。由此可見,緊耦合后處理技術(shù)路線的柴油機排氣系統(tǒng)的支架存在數(shù)量多、裝配基準不一致、固定距離遠且跨度大的特點,因此該系統(tǒng)的NVH可靠性較難保證。

1.2 故障分析

該緊耦合后處理柴油機在臺架性能試驗分別運行153、220 h以及初期耐久試驗運行130 h時,均出現(xiàn)增壓器支架斷裂的故障,且故障件斷裂位置一致,故障件斷裂位置如圖2所示。

圖2 故障件斷裂位置

本文中將從有限元仿真計算、NVH測試試驗和材料微觀分析3方面進行故障分析。通過有限元仿真計算判斷發(fā)動機本體排氣系統(tǒng)是否存在零部件自系統(tǒng)共振;利用NVH測試試驗,明確發(fā)動機與臺架是否存在共振,并排除增壓器支架過約束問題;對故障件斷口及材料進行微觀分析,確定支架是否存在設(shè)計或制造缺陷。

2 仿真計算分析

2.1 仿真計算邊界

該機型排氣系統(tǒng)的零部件尺寸差異大、數(shù)量多、安裝跨距大,為了提高網(wǎng)格質(zhì)量,利用SimLab和Hyper Mesh軟件聯(lián)合對該機型排氣系統(tǒng)三維模型進行網(wǎng)格劃分。其中,支架類劃分二階四面體單元網(wǎng)格,其余各零部件采用一階四面體單元網(wǎng)格,在保證計算精度的前提下,有效提高計算效率[4-6]。排氣系統(tǒng)有限元網(wǎng)格模型如圖3所示。

圖3 排氣系統(tǒng)有限元網(wǎng)格模型

在仿真計算中,模型各零部件材料參數(shù)如表1所示,其中增壓器、DOC、DPF和排氣制動蝶閥總成件賦予重量屬性。

2.2 仿真結(jié)果與分析

按照安全系數(shù)為1.2計算,發(fā)動機附件支架系統(tǒng)模態(tài)的一階固有頻率應(yīng)大于發(fā)動機激振頻率的1.2倍[7],排氣系統(tǒng)的固有頻率應(yīng)不小于110 Hz。經(jīng)計算,該機型排氣系統(tǒng)的前3階固有頻率及振型如表2所示(按發(fā)動機坐標定義,飛輪端指向自由端為+x向,上方為+z向,+y向符合右手法則),一階振型如圖4所示,圖中數(shù)據(jù)代表相對位移的變化趨勢,0代表無變形,1代表變形最大。由表3及圖4可知:一階頻率225.8 Hz,大于110 Hz;該機型的排氣系統(tǒng)模態(tài)計算滿足NVH性能要求,最大位移發(fā)生在DOC處,振動趨勢為z軸方向。

表2 排氣系統(tǒng)固有頻率與振型

表3 軟墊剛度及NVH測試結(jié)果

圖4 排氣系統(tǒng)一階振型圖

3 NVH測試試驗

為了進一步明確發(fā)動機與臺架是否存在共振及增壓器支架是否存在過約束問題,測試整機與增壓器的振動速度及振動加速度[8]。

3.1 試驗儀器及測點布置

選用靈敏度為10 mV/g(g為自由落體加速度)的加速度傳感器作為NVH試驗的測試設(shè)備。在整機共振測試中,分別在整機的前端上部、后端下部及前、后、左、右4個對角位置布置加速度傳感器,為了明確增壓器的NVH數(shù)據(jù),并排除增壓器支架過約束問題,將加速度傳感器布置于增壓器表面,對安裝支架和不安裝支架2種情況進行NVH測試,其測點布置位置如圖5所示。

圖5 傳感器布置位置

3.2 整機振動測試結(jié)果

整機振動測試結(jié)果如圖6所示。由圖6可知:整機振動速度無異常波動,發(fā)動機轉(zhuǎn)速為776 r/min時,整機右前支撐點+x、+y、+z向的振動速度最大,分別為66、374、228 mm/s;發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 800 r/min時,右前支撐點+x、+y、+z向的振動速度分別為21、22、51 mm/s;但發(fā)動機轉(zhuǎn)速為776 r/min且振動頻率為26 Hz時,存在振動頻譜激勵突增現(xiàn)象,說明此處整機與臺架存在共振問題。考慮該機型柴油機本體質(zhì)量相對于競品機型較輕,需進一步對臺架支撐軟墊進行選型確認[9-10]。

a)振動速度曲線 b)振動頻譜圖圖6 整機振動測試結(jié)果

3.3 增壓器振動測試結(jié)果

為排除增壓器支架過約束的情況[11],對拆、裝增壓器支架2種情況進行增壓器振動臺架NVH測試,測試結(jié)果如圖7所示。

a)振動速度 b)振動加速度圖7 增壓器振動測試結(jié)果圖

由圖7可知:帶支架與不帶支架的增壓器振動結(jié)果不同,特別是在發(fā)動機轉(zhuǎn)速低于2 300 r/min時,帶支架增壓器的振動速度和加速度均低于不帶支架的,由此推斷增加支架可以改善增壓器受力;發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 400 r/min時,增壓器的振動加速度突然增加并達到峰值,說明在此工況下增壓器與臺架發(fā)動機發(fā)生共振。同時,對比增壓器和整機的振動速度可知,增壓器的振動速度明顯高于整機振動速度,說明支架無法抑制增壓器振動。

4 材料分析

通過體視顯微鏡觀察故障支架的斷口形貌,如圖8所示。由圖8可知:斷口表面有明顯的貝紋線,裂紋源區(qū)域沒有明顯的異常,失效模式為典型疲勞斷裂,裂紋起源于止裂槽中間位置。同時,增壓器支架螺栓孔安裝位置存在明顯的壓潰現(xiàn)象。根據(jù)支架斷口微觀形貌分析,增壓器設(shè)計剛度及材料強度不足[12-13]。

a)斷口形貌 b)斷口形貌局部放大 c)表面微觀圖 d)表面微觀局部放大圖8 斷口微觀形貌圖

綜合上述分析,該機型增壓器支架斷裂的原因為:1)發(fā)動機整機與臺架存在共振;2)增壓器支架設(shè)計剛度及材料強度不足,難以完全抑制增壓器振動。

5 改進方案及試驗驗證

5.1 臺架支撐軟墊改進

為了避開柴油機與臺架的共振點,對3種不同垂直剛度的臺架支撐軟墊進行選型。軟墊在臺架上的安裝位置及改進后的軟墊如圖9所示。

a)臺架軟墊安裝位置 b)改進后軟墊圖9 軟墊在臺架上的安裝位置及改進后的軟墊圖

軟墊剛度及NVH測試結(jié)果如表3所示,其中VD3-06是原始方案。由表3可知:型號為VD3-02的低剛度軟墊可以將共振轉(zhuǎn)速由776 r/min降低為318 r/min,且振動速度由382 mm/s降低為89 mm/s,共振風險降低。因此,選擇VD3-02作為本型號發(fā)動機臺架試驗的軟墊支撐方案。

5.2 增壓器支架改進

為了增加增壓器支架強度,將支架材料由Q235A板材調(diào)整為QT450鑄造材料,材料的抗拉強度由235 MPa提升為450 MPa[14-16]。

為了避免支架振動變形,在支架受力變形方向增加條形筋,并對螺栓支撐面進行加厚。改進前、后的增壓器支架結(jié)構(gòu)對比如圖10所示。

a)改進前 b)改進后圖10 改進前、后支架結(jié)構(gòu)

5.3 試驗驗證

將優(yōu)化后的增壓器支架搭載臺架進行NVH測試,測試結(jié)果如表4所示。由表4可知:增壓器及支架的一階共振頻率明顯增加,且共振速度減小。改進后的增壓器支架對排氣系統(tǒng)振動存在明顯的抑制作用,排氣系統(tǒng)NVH指標滿足要求。同時,搭載臺架開展耐久試驗,未出現(xiàn)增壓器支架斷裂故障。

表4 支架優(yōu)化后NVH測試結(jié)果

6 結(jié)論

針對某輕型緊耦合后處理柴油機排氣系統(tǒng)增壓器支架出現(xiàn)的斷裂故障,通過有限元仿真分析、故障件材料微觀分析、NVH測試和試驗驗證,分析了故障發(fā)生的主要原因并提出解決方案,為后續(xù)緊耦合柴油機系統(tǒng)結(jié)構(gòu)開發(fā)提供參考。

1)通過有限元仿真計算分析,確定該機型排氣系統(tǒng)模態(tài)滿足NVH性能要求。

2)對臺架上柴油機支撐軟墊進行選型,選擇垂直剛度更低的VD3-02軟墊作為該機型臺架的支撐軟墊,避免該機型柴油機與臺架產(chǎn)生共振。

3)使用抗拉強度更高的鑄造支架代替折彎板材支架,加大了支架的強度。

4)對改進后柴油機進行NVH測試,改進后的臺架支撐軟墊和增壓器支架能滿足整機NVH要求;搭載負載進行耐久試驗,未再出現(xiàn)故障,改進有效。