某工程自卸车飞轮壳开裂试验与分析*

王 波，赵千祥，吴 迪

(东风华神汽车有限公司,湖北 十堰 442000)

0 引 言

车辆在道路上行驶时会受到各种外力的激励作用，从而引起车辆的振动。发动机动力总成是车辆动力的产生和输出装置[1]，飞轮壳作为连接发动机和变速箱十分重要的一个基础件，它的作用是承担发动机及变速箱的部分重量，同时保护离合器和飞轮。笔者以研究飞轮壳开裂的问题，提出了用改变变速箱辅助支撑结构的方法，解决了飞轮壳开裂的问题。同时提出了传动轴对飞轮壳的影响因素。通过对数据的研究，达到用计算验证的方式解决类似的问题。

1 某工程自卸车飞轮壳开裂问题反馈

自2019年起连续接收到河北地区批量反馈某4×2工程自卸车飞轮壳开裂的问题，经市场反馈，飞轮壳开裂车型集中在某一特定配置，发动机YC4E160-56+变速箱10JS90A+后桥13T缩窄。在行驶3万公里左右后，批量出现飞轮壳开裂现象，严重时导致发动机缸体破裂，且车速超过30 km/h时车辆出现抖动。工程车自卸车工作环境恶劣，路况差，超载严重，因此，飞轮壳开裂是此类车常出现的售后问题，飞轮壳开裂后，会使发动机曲轴与变速箱第一轴同轴度变差，造成发动机、离合器、及传动系统工作异常。飞轮壳开裂的根本原因是当飞轮壳受到异常的振动或扭力作用时，局部产生应力集中，应力超过其强度极限或疲劳极限时，飞轮壳便产生开裂[2]。常见会导致飞轮壳开裂的因素如下：①动力总成悬置系统失效；②传动系统共振；③车架变形；④用户使用不当。

2 飞轮壳开裂析过程及试验验证

(1) 市场反馈及调研分析结果

本文主要从动力总成悬置系统匹配，传动系统共振方面对飞轮壳开裂因素进行分析，结合理论计算及相应验证方案对其优化，解决飞轮壳开裂问题。

(2) 飞轮壳开裂分析

本文主要研究对象为河北地区某工程自卸车飞轮壳开裂事件，通过对整车动力总成悬置系统匹配以及传动轴临界转速方向分析，识别处飞轮壳开裂主要因素，提供避免飞轮壳开裂的优化方案。

2.1 故障车型动力总成悬置系统分析

通常发动机缸体后端面的静态弯矩MX-X有一定限值，当弯矩超过限值容易导致飞轮壳工作失效，同时自卸车使用工况比较恶劣，因此悬置系统布置采用五点悬置，增加辅助支撑悬置来平衡此弯矩。故障车型动力总成悬置结构，前悬选择45°斜置式[3]，斜置式橡胶块同时受到压缩和剪切，可以充分利用橡胶的剪切高弹性提高隔离旋转振动的能力。后悬结构选择平置式，结构简单装配方便，尺寸精度要求低。辅助支撑采用中间槽钢两边支架安装，中间使用软垫平衡。

2.2 前后悬置点及辅助支撑点负荷计算

动力总成前后悬置及辅助支撑位置及重心分布如图1所示。图中We为发动机质心位置，Wt为变速箱质心位置，R1为发动机前悬支撑位置，R2为发动机后悬支撑位置，R3为变速箱辅助支撑位置[4]。

图1 动力总成前后悬置及辅助支撑位置及重心分布

以发动机前悬支撑位置为旋转中心，力矩平衡方程为：

We.L1+Wt.L4=R1.L3+R3.L5

(1)

由动力总成受力平衡方程为：

We+Wt=R1+R2+R3

(2)

飞轮壳后端面弯矩平衡方程为：

Mx-x=R2.L6+R3.L8-Wt.L7

(3)

根据恶劣工况使用车辆故障模式统计，在辅助支撑失效情况下，在飞轮壳后悬置中心上部、离合器壳体上部会产生开裂现象。

因此计算此车型在辅助支撑失效时，飞轮壳后端面弯矩,

此时R3=0，联立式(1)～(3)。R1=3 900 N,R2=1 980 N,Mx-x=597 N·m(以顺时针方向弯矩为正)

通过分析，在飞轮壳后端面处弯矩约为579 N·m，此发动机飞轮壳弯矩限值为700 N·m，由于工程车路况复杂，因此在冲击力矩作用下，飞轮壳后端面所受弯矩存在超出飞轮壳极限许用弯矩风险。因此在动力总成辅助支撑失效及路况较差情况下，飞轮壳有开裂风险。

现采用辅助支撑结构受到发动机悬置软垫压缩量不一致、制造误差、支架定位误差等因素，导致辅助支撑处软垫安装空间不一致，进而导致该辅助支撑提供力矩大小不一致，方向不稳定，容易造成辅助支撑失效，导致发动机飞轮壳开裂。

因此对此辅助支撑结构进行优化，采用弹簧钢结构代替槽钢横梁，具体结构如图3所示。

图2 辅助悬置装置图

图3 辅助悬置装置图

该弹簧钢辅助支撑结构，仅限制动力总成向下运动，只提供负弯矩来平衡重力及冲击力矩对发动机飞轮壳冲击，减小飞轮壳受弯矩大小。避免安装误差导致辅助支撑对飞轮壳所受弯矩大小起负作用[5]。

3 传动轴临界转速分析

传动轴在使用过程中处于高速旋转状态，由于传动轴不平衡量的作用，由离心力产生的周期性干扰力，引起传动轴的弯曲振动(或称为横向振动)。如果这种强迫振动的频率与传动轴的弯曲固有频率接近，就会出现共振现象。传动轴在引起共振时的转速成为临界转速nk。如果传动轴的转速接近临界转速，传动轴变形将迅速增大，产生剧烈振动，导致飞轮壳缸体开裂。

按QC/T 29082-1992规定，传动轴的最高转速≤0.7nk。

故障车型传动轴最大转速nmax计算式：

式中：nemax是发动机最大转速；ig是变速箱最小速比。

故障车型传动轴临界转速nk计算式：

=4 541.6 r/min

例：长江流域2010年地表水资源量为11 147.70亿m3，2011年为7 713.62亿m3，2011年的水量较上年减少44.5%，若代入该水质表达函数，当污染物量不变时水质同比下降（污染物浓度升高44.5%）。

式中：nk是传动轴临界转速，r/min；L是传动轴的两个万向节中心之间的距离，mm；D是传动轴轴管的外径，mm；d是传动轴轴管的内径，mm。

临界传递安全系数K计算式：

一般K取值1.2～2.0.在精确动平衡[6]、高精度伸缩花键、万向节间隙很小情况下，才可以取上限值。通常传动轴的最高转速nmax≤0.7nk，即K≥1/0.7=1.43。但故障车型K=1.2<1.43，因此该车型传动轴设计不合理。

优化该车型传动轴，将单根传动轴更改为双根传动轴，减小单根传动轴长度，大幅提高传动轴临界转速[7]，避免传动轴高速旋转过程中产生共振导致发动机飞轮壳缸体开裂。

3 持续优化方案

根据上述计算分析，制定故障车型优化方案：

(1) 车辆振动问题，通过试验测试后排除发动机悬置问题及悬架共振问题，车轮在经过动平衡测试后也排除原因。因本批次车辆为工程车，后桥速比过多。车辆动力传动系统设计时只设计未一根传动轴，导致传动轴动平衡量过大。单根传动轴的长度也没有做出限制要求，后期将单根传动轴改为两根传动轴。

(2) 变速箱辅助支撑更改：原四点结构悬置有较好的稳定性但软垫的刚度不易选择。小刚度有较好的隔振性能，大刚度有较长的零件寿命。这也是导致工程自卸车辆飞轮壳开裂的主要问题。通过将四点结构悬置改为三点结构悬置。采用弹簧钢来代替刚度较强的槽钢。弹簧钢有较好的减振作用，能承受发动机转动的冲击转矩和路面带来的弯矩。同时钢结构也有较高的强度，保证了零部件的寿命。

(3) 通过对单台故障车整改验证后进行小批量车型验证。试验验证结构也确定了优化方案的可行性和分析问题的方向是正确的。

4 结 论

发动机飞轮壳开裂具体因素比较复杂，本文仅从动力总成悬置系统受力以及传动轴临界转速方向分析飞轮壳开裂原因，根据以上分析可以得出结论及解决方案：

(1) 通过此车型的批量试验发现发动机飞轮壳所承受的极限弯矩在700 N·m时，整个动力总成后悬置处在静力平衡时应小于飞轮壳受力的1.5倍。

(2) 优化发动机、变速箱的悬置位置，改变变速箱辅助支撑悬置结构，可以减小发动机和变速箱总成的振动。抖动越大悬置所需要的高阶振动频率越大。

(3) 传动轴的极限长度和临界安全系数也是决定飞轮壳是否开裂的重要因素之一。设计传动轴时应保证临界传递安全系数值小于1.2。

此文并未分析动力总成悬置系统解耦率及传递效率对飞轮壳疲劳损坏的影响，因此下一步我们的方向是对悬置系统振动方向进行研究。整车设计一定要理论计算与试验验证相互结合，防止相关参数误差导致理论分析误差较大，造成数据不可信。