發(fā)動(dòng)機(jī)惰輪鐵輪開(kāi)裂失效分析

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(神龍汽車有限公司, 武漢 430056)

發(fā)動(dòng)機(jī)惰輪鐵輪開(kāi)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(dòng)機(jī)在行駛過(guò)程中出現(xiàn)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)失效的現(xiàn)象，拆解后發(fā)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)的惰輪發(fā)生了開(kāi)裂失效。通過(guò)斷口分析、化學(xué)成分分析、硬度測(cè)試、金相檢驗(yàn)、受力分析等方法，分析了該惰輪失效的原因。結(jié)果表明：惰輪鐵輪本身實(shí)際承受的力大于惰輪的設(shè)計(jì)最大徑向力，鐵輪的設(shè)計(jì)強(qiáng)度不足，從而導(dǎo)致鐵輪在使用過(guò)程中沿圓弧倒角發(fā)生低周疲勞開(kāi)裂失效。最后通過(guò)改進(jìn)惰輪的設(shè)計(jì)工藝，有效地解決了該問(wèn)題。

惰輪；鐵輪；開(kāi)裂；低周疲勞；受力分析

惰輪通常與張緊輪配合使用，用來(lái)保持皮帶的張緊力，減少皮帶的跨度振動(dòng)[1]，惰輪的失效會(huì)導(dǎo)致車輛在行駛過(guò)程中失去轉(zhuǎn)向助力。某型號(hào)車輛在行駛過(guò)程中連續(xù)發(fā)生多起助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)失效的現(xiàn)象[2]。通過(guò)現(xiàn)場(chǎng)勘查拆解后發(fā)現(xiàn)，發(fā)動(dòng)機(jī)惰輪的鐵輪沿圓弧倒角處出現(xiàn)開(kāi)裂狀況，開(kāi)裂失效的惰輪如圖1所示。筆者通過(guò)對(duì)失效零件的理化性能、斷裂形式、受力情況等進(jìn)行分析，查明了導(dǎo)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(kāi)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(yàn)

1.1斷口分析

將失效惰輪鐵輪沿開(kāi)裂部位打開(kāi)進(jìn)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(nèi)徑圓角處，裂紋從該處向兩側(cè)擴(kuò)展，箭頭所示為斷裂擴(kuò)展方向，斷裂起始區(qū)一次臺(tái)階特征明顯，擴(kuò)展區(qū)為撕裂棱形貌，擴(kuò)展區(qū)邊緣為最后開(kāi)裂的剪切唇區(qū)[2]，如圖3所示。疲勞擴(kuò)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(kuò)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(xué)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(biāo)準(zhǔn)為Q/BQB 403-2003[3]。依據(jù)該標(biāo)準(zhǔn)對(duì)其化學(xué)成分進(jìn)行分析，結(jié)果如表1所示，可見(jiàn)惰輪鐵輪的化學(xué)成分符合Q/BQB 403-2003技術(shù)要求。

表1 惰輪鐵輪的化學(xué)成分分析結(jié)果(質(zhì)量分?jǐn)?shù))Tab.1 Analysis results of chemical compositions of theiron wheel of the idler gear (mass fraction) %

1.3硬度測(cè)試

采用島津顯微維氏硬度計(jì)對(duì)該惰輪鐵輪的硬度進(jìn)行測(cè)試，測(cè)試結(jié)果顯示其硬度平均值為164 HV0.3。依據(jù)DIN 50150-2000將該硬度換算為抗拉強(qiáng)度約為510 MPa，符合該材料抗拉強(qiáng)度不小于270 MPa的要求。

1.4金相檢驗(yàn)

采用LEICA DM6000型光學(xué)顯微鏡對(duì)惰輪鐵輪進(jìn)行金相檢驗(yàn)，檢驗(yàn)結(jié)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(jí)，顯微組織和晶粒度無(wú)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(yàn)結(jié)果表明斷裂惰輪鐵輪的化學(xué)成分、硬度、顯微組織均符合標(biāo)準(zhǔn)要求。斷口形貌特征表明，鐵輪的開(kāi)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(yīng)力所致。根據(jù)疲勞應(yīng)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(qiáng)度有關(guān)，還與零件所承受的疲勞應(yīng)力有關(guān)[4]。因此，為了進(jìn)一步驗(yàn)證材料的設(shè)計(jì)疲勞強(qiáng)度是否安全合理，按照設(shè)計(jì)的峰值受力，對(duì)惰輪鐵輪的安全系數(shù)進(jìn)行分析計(jì)算。

2.1有限元模擬分析

依據(jù)臺(tái)架試驗(yàn)與靜態(tài)計(jì)算獲得的最大負(fù)載進(jìn)行設(shè)計(jì)，鐵輪的設(shè)計(jì)受力峰值為2 060 N。按照該力值對(duì)惰輪進(jìn)行有限元模擬分析，結(jié)果見(jiàn)圖7。分析結(jié)果表明，模擬斷裂風(fēng)險(xiǎn)部位與實(shí)際斷裂部位相似，鐵輪承受的最大主應(yīng)力分別為94.08 MPa(按板厚2.0 mm計(jì)算)和86.25 MPa(按板厚2.2 mm計(jì)算)，而材料的實(shí)測(cè)屈服強(qiáng)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(yīng)商的設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)(安全系數(shù)≥1.8)。

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

有限元分析結(jié)果表明，按照設(shè)計(jì)擬定的最大負(fù)載受力進(jìn)行計(jì)算，惰輪鐵輪依然有足夠的安全系數(shù)。但是，理論計(jì)算給定的峰值受力是假定皮帶按照理論設(shè)計(jì)的中心位置對(duì)鐵輪施加載荷，即皮帶安裝后其中心位置應(yīng)與惰輪軸承的中心位置相重合，且皮帶內(nèi)邊距離惰輪內(nèi)側(cè)的距離為2.43 mm(圖8)。對(duì)失效車輛和未失效車輛的惰輪情況進(jìn)行調(diào)查發(fā)現(xiàn)，皮帶內(nèi)邊與惰輪內(nèi)側(cè)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(huì)導(dǎo)致鐵輪的實(shí)際受力與理論設(shè)計(jì)不符，這種受力偏差的不確定性，可能會(huì)導(dǎo)致鐵輪受力超出安全范圍。為此，需要對(duì)惰輪鐵輪在正常使用工況下的實(shí)際負(fù)載情況進(jìn)行進(jìn)一步分析。

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

2.2實(shí)際受力分析

抽取3臺(tái)車輛，在對(duì)車輛進(jìn)行道路測(cè)試情況下對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)附件面的實(shí)際受力情況進(jìn)行測(cè)試，測(cè)試結(jié)果如圖10所示?？梢?jiàn)惰輪實(shí)際受力為500～2 400 N，部分高于理論計(jì)算時(shí)的最大徑向載荷2 060 N。按照2 400 N實(shí)際受力對(duì)惰輪進(jìn)行有限元模擬分析[5]，結(jié)果表明，惰輪本身設(shè)計(jì)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(jīng)低于供應(yīng)商的設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)(安全系數(shù)≥1.8)。

圖10 道路測(cè)試時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)附件面的實(shí)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(jìn)一步驗(yàn)證徑向負(fù)載的增加對(duì)惰輪鐵輪失效的影響，按照實(shí)際的負(fù)載情況對(duì)惰輪進(jìn)行模擬臺(tái)架試驗(yàn)。

2.3模擬臺(tái)架試驗(yàn)

按照實(shí)際測(cè)得的力在臺(tái)架上對(duì)惰輪進(jìn)行加載，并按照表2的測(cè)試條件在實(shí)驗(yàn)室進(jìn)行模擬臺(tái)架試驗(yàn)，當(dāng)試驗(yàn)進(jìn)行到9 912 000個(gè)循環(huán)(要求30 000 000個(gè)循環(huán))時(shí)，惰輪發(fā)生開(kāi)裂，開(kāi)裂位置與上述失效件開(kāi)裂位置一致，如圖11所示。

表2 模擬臺(tái)架試驗(yàn)的測(cè)試條件Tab.2 Testing conditions of the simulated bench test

圖11 模擬臺(tái)架試驗(yàn)的過(guò)程及結(jié)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(guò)對(duì)斷裂惰輪鐵輪的理化檢驗(yàn)可以得知，斷裂惰輪鐵輪的材料與設(shè)計(jì)要求的一致，開(kāi)裂區(qū)域位于惰輪鐵輪內(nèi)側(cè)過(guò)渡圓弧倒角處，裂紋起源處未見(jiàn)外觀及材料缺陷，屬于受到較大彎曲應(yīng)力的低周疲勞開(kāi)裂。

惰輪鐵輪的失效特征表明失效與受力有關(guān)，但按照理論設(shè)計(jì)的力進(jìn)行應(yīng)力模擬分析的結(jié)果表明，材料的強(qiáng)度設(shè)計(jì)合理。對(duì)整車附件實(shí)際受力的測(cè)試結(jié)果表明，惰輪附件面的實(shí)際受力高于理論計(jì)算受力。按照實(shí)際受力再次進(jìn)行有限元分析，結(jié)果表明，零件開(kāi)裂的安全系數(shù)偏低。

考慮到斷裂惰輪的結(jié)構(gòu)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(shí)際受力會(huì)大大超過(guò)設(shè)計(jì)時(shí)的理論受力，這會(huì)使惰輪在過(guò)渡圓角處產(chǎn)生彎曲交變載荷。當(dāng)載荷超出材料的屈服強(qiáng)度時(shí)，就容易在應(yīng)力集中點(diǎn)首先形成永久性損傷的微裂紋，裂紋在交變載荷中進(jìn)一步擴(kuò)展，致使惰輪鐵輪發(fā)生早期疲勞開(kāi)裂。

4 結(jié)論

惰輪鐵輪在車輛運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中實(shí)際受力遠(yuǎn)高于設(shè)計(jì)理論受力，造成惰輪鐵輪本身設(shè)計(jì)強(qiáng)度不足，這是導(dǎo)致惰輪鐵輪發(fā)生低周疲勞開(kāi)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(jìn)及建議

依據(jù)分析的結(jié)果，重新對(duì)惰輪鐵輪進(jìn)行設(shè)計(jì)，增加其內(nèi)側(cè)過(guò)渡圓弧倒角(圓弧倒角半徑由5 mm增加到9 mm)，并對(duì)整個(gè)鐵輪進(jìn)行加厚(厚度由2.20 mm增加到2.75 mm)。然后按照新的模型進(jìn)行有限元分析和模擬臺(tái)架驗(yàn)證。有限元分析結(jié)果表明，新的惰輪鐵輪安全系數(shù)符合設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)。在臺(tái)架上對(duì)惰輪進(jìn)行負(fù)載，并按照3 000 N負(fù)載進(jìn)行實(shí)驗(yàn)室模擬臺(tái)架試驗(yàn)30 000 000個(gè)循環(huán)后，惰輪鐵輪沒(méi)有出現(xiàn)開(kāi)裂情況。

因此，對(duì)惰輪鐵輪的設(shè)計(jì)改進(jìn)可以有效地解決該問(wèn)題，改進(jìn)后的惰輪沒(méi)有發(fā)生類似失效的情況。建議在發(fā)動(dòng)機(jī)附件系統(tǒng)開(kāi)發(fā)過(guò)程中，不僅要進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)和理論計(jì)算，更應(yīng)該關(guān)注整車路試過(guò)程中附件面的實(shí)際受力情況。

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

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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