某重型發(fā)動(dòng)機(jī)增壓器渦殼斷裂原因分析及改進(jìn)

劉文元，陳超明

（廣西玉柴機(jī)器股份有限公司，廣西 玉林537005）

1 概述

某重型發(fā)動(dòng)機(jī)配套重卡車用于建材運(yùn)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(dòng)大造成。為了進(jìn)一步明確故障原因，會(huì)同整車廠安排對(duì)整車進(jìn)行增壓器和渦輪后排氣接管道路振動(dòng)測(cè)試[1]，然后再運(yùn)用CAE技術(shù)對(duì)改進(jìn)前后的方案進(jìn)行對(duì)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(cè)試過程介紹

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

圖2 振動(dòng)測(cè)試零件狀態(tài)示圖

2.1 振動(dòng)測(cè)試方案

2.1.1 振動(dòng)測(cè)試方案說明

振動(dòng)測(cè)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(jìn)行，如表1所列。

表1 測(cè)試方案

2.1.2 測(cè)點(diǎn)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(gè)傳感器測(cè)點(diǎn)。

2.1.3 數(shù)據(jù)采集

因車輛行駛時(shí)低檔位加速時(shí)間太短，F(xiàn)FT計(jì)算需要時(shí)間，高檔位車速太快，路上車多危險(xiǎn)，故選擇8檔作為測(cè)試檔位，且8檔是此故障車輛常用檔位，分別對(duì)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(dòng)峰值進(jìn)行測(cè)試（圖4、圖5、圖6），測(cè)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(dòng)峰值33.3g

圖5 方案2蝶閥位置共振頻率72Hz，振動(dòng)峰值16.4g

圖6 方案三蝶閥共振頻率72Hz，振動(dòng)峰值25g

表2 增壓器加速振動(dòng)峰值測(cè)（g）

表3 碟閥加速振動(dòng)峰值測(cè)（g）

2.1.4 數(shù)據(jù)分析

1）文獻(xiàn)[2]測(cè)試結(jié)果說明從增壓器和蝶閥的振動(dòng)來看，方案1同時(shí)安裝兩個(gè)支架加劇了蝶閥和增壓器的振動(dòng)，而方案2只安裝渦后管支架時(shí)，增壓器和蝶閥的振動(dòng)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(dòng)機(jī)常用轉(zhuǎn)速。

3）經(jīng)測(cè)試，湛江等地用于建材、礦材等運(yùn)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(dòng)最大并出現(xiàn)共振的轉(zhuǎn)速范圍。

2.2 改進(jìn)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(jìn)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(jìn)方案測(cè)試

2.3.1 改進(jìn)方案振動(dòng)測(cè)試方案說明

采取上述措施并通過CAE對(duì)比分析結(jié)果顯示改進(jìn)方案較原有方案共振頻率有較大提高，改進(jìn)方案在振動(dòng)測(cè)試時(shí)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(jìn)后的測(cè)試方案

2.3.2 改進(jìn)方案數(shù)據(jù)采集

分別對(duì)增壓器的固有頻率（圖8）、2種改進(jìn)后的方案蝶閥與增壓器加速度振動(dòng)峰值進(jìn)行測(cè)試（圖9、圖10），測(cè)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(dòng)峰值2.95g

圖10 方案5蝶閥位置共振頻率92Hz，振動(dòng)峰值7.63g

表5 增壓器加速振動(dòng)峰值測(cè)（g）

表6 碟閥加速振動(dòng)峰值測(cè)（g）

2.3.3 改進(jìn)方案數(shù)據(jù)分析

1）文獻(xiàn)[3]測(cè)試結(jié)果說明方案4蝶閥與增壓器的振動(dòng)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(jì)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(cè)試結(jié)果說明蝶閥上移后，蝶閥振動(dòng)沒有超過12 g，增壓器振動(dòng)也沒有超過12 g（增壓器供應(yīng)商要求增壓器振動(dòng)＜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(yùn)行一段時(shí)間后又反饋增壓器法蘭斷裂，通過進(jìn)一步分析發(fā)現(xiàn)湛江等地用于建材運(yùn)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(dòng)機(jī)出現(xiàn)共振的轉(zhuǎn)速范圍，且因發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)載大，該轉(zhuǎn)速范圍也是發(fā)動(dòng)機(jī)渦前排溫最高的區(qū)域。

3 改進(jìn)建議及結(jié)論

3.1 改進(jìn)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(qiáng)增壓器支架降低了振動(dòng)，但強(qiáng)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(duì)新出廠及市場(chǎng)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(jìn)行改進(jìn)：

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(yùn)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(yùn)行使發(fā)動(dòng)機(jī)渦前排溫位于發(fā)動(dòng)機(jī)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(qiáng)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(huì)造成增壓器渦殼開裂。

新優(yōu)化的整改方案投放市場(chǎng)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。