发动机用旋压皮带轮故障再现仿真与改进

张晓辉, 谢永胜,曾超,程市,李超

1.内燃机可靠性国家重点实验室，山东 潍坊 261061;2.潍柴动力股份有限公司，山东 潍坊 261061

0 引言

皮带轮[1-3]是各种机械设备中的重要传动部件，应用领域广泛，其中在汽车工业、农业机械和轻型纺织工业等领域应用最广。铸造法、冲压法、液压胀形法和焊接成形法等是皮带轮的传统制造方法。近年来，综合了挤压、环轧、滚压等工艺特点的旋压成型新技术成为主流，它是一种先进的少、无切削加工工艺，效率高、材料利用率高、制件力学性能优良。旋压皮带轮以其精度高、传动适应性好、重量轻等优势，被广泛应用于发动机前端轮系中[4-8]。农业机械传动中，皮带传动系统工况错综复杂、作业条件恶劣，每年都有大量的张紧轮及皮带轮部件需要更换。机器作业时，张紧轮失效会造成张紧轮安装轴承、传送皮带和相关零部件的损坏。旋压皮带轮的可靠性直接影响农机用发动机的运行状况。

传统有限元分析采用静力学分析，得到位移分布和应力分布云图，进行强度、刚度分析，但旋压皮带轮的失效通常属于疲劳失效范畴，静力学分析很难确定失效危险点[9-13]。本文根据旋压皮带轮实际受力工况，综合应用有限元分析方法，分析故障旋压皮带轮疲劳失效的原因，提出改进方案，解决发动机旋压皮带轮故障问题，对提高发动机的可靠性具有重要意义。

1 旋压皮带轮故障描述

某发动机旋压皮带轮在试验过程中发生故障，如图1所示。观察旋压皮带轮故障件的断裂位置及断面失效形式，发现断裂位置发生在旋压皮带轮安装面的螺栓孔周围，且失效断面分层明显，可以观察到裂纹扩展痕迹。

图1 旋压皮带轮故障

根据旋压皮带轮的工作状态，判断其是在发动机正常工作载荷下，受周期脉动皮带力的作用发生受迫运动，旋压皮带轮安装面的螺栓孔周围及内部出现滑移或错位，当损伤积累达临界值时，零部件发生疲劳破坏，从而导致旋压皮带轮断裂或损坏[14]。

在旋压皮带轮结构设计或故障诊断过程中，通常只考虑正常工况的静态工作载荷。但在不同应用场合下，发动机曲轴的周期旋转会产生循环振动激励，因而疲劳失效是旋压皮带轮部件最常见的失效形式。静态失效与疲劳失效存在机理差异，静力学分析无法准确诊断发动机旋压皮带轮部件的失效，需进行疲劳失效分析研究，曲轴周期旋转产生的循环振动激励使用AVL公司的多体动力学Excite Power Unit分析软件计算或者测试获得时，建模计算工作量大，仿真滞后。本文采用静力学分析，结合最大主应力，对比材料许用疲劳强度，进行疲劳失效诊断。

2 旋压皮带轮仿真

2.1 仿真模型的建立

发动机旋压皮带轮总成由风扇连接盘、垫块、旋压皮带轮和轴端法兰通过螺栓连接组成，如图2所示。旋压皮带轮为薄壁零件，为保证仿真精度，需要在旋压皮带轮壁厚方向保持2层以上网格单元，圆角处网格要求细化。采用四面体十节点单元(C3D10I)对旋压皮带轮进行实体网格划分，为了提高模型的计算精度，选用 2～5 mm网格，保证在厚度方向上至少2层网格单元，同时避免计算资源不足或计算时间过长，旋压皮带轮网格模型如图3所示；螺栓不考虑螺纹细节，螺栓帽及螺杆均采用六面体一阶单元网格(C3D8I)进行划分，如图4所示；风扇连接盘、垫块、轴端法兰等其余部件按照各自几何特点均采用二阶四面体网格(C3D10I)，旋压皮带轮总成有限元模型如图5所示。

1—螺栓；2—风扇连接盘；3—垫块；4—轴端法兰；5—旋压皮带轮。 a)圆角细化 b)皮带轮

图4 螺栓六面体网格 图5 旋压皮带轮总成有限元模型

该失效旋压皮带轮材料为 SPHE，为钣金旋压成型的一体化结构，板材厚度为 2 mm，仿真分析所需的零件材料属性如表1所示。

表1 零件材料属性

2.2 仿真边界及载荷

根据旋压皮带轮总成实际装配情况，在螺栓法兰面、风扇连接盘、垫块、旋压皮带轮和轴端法兰的装配面建立接触，采用有限滑移，建立各个零部件之间、零部件与螺栓之间的相互接触关系，根据实际模型将容差设置为0.1，接触属性按照摩擦因数设置为0.12，如图6所示。

图6 接触模型 图7 Tie绑定模型

建立部件与螺栓螺纹区域的绑定约束，根据实际模型将容差设置为2.0。螺栓螺纹部分与轴端法兰用Tie绑定模拟螺纹连接，如图7所示。

轴端法兰内表面建立固定约束，约束六方向自由度，螺栓施加预紧力，如图8所示。旋压皮带轮槽内与皮带接触区域按照包角和皮带力的方向建立耦合，并施加发动机最大扭矩工况对应的最大皮带力F1(旋压皮带轮与空调传递力)和F2(旋压皮带轮与发动机曲轴传递力)。皮带力F1、F2如图9、10所示。皮带力和螺栓预紧力分别建立在不同的分析步中。

图8 约束及螺栓预紧力 图9 皮带力F1 图10 皮带力F2

2.3 仿真结果

旋压皮带轮应力云图如图11所示(图中单位为MPa)。由图11可知，在最大皮带力工况下，旋压皮带轮受到的最大主应力为158.4 MPa，高于材料SPHE的许用疲劳强度121.5 MPa，静强度不满足设计要求。

从“走出去”到“引进来”，从“卖全球”到“买全球”，40年来，中国上演了拥抱全球化和不断扩大开放的“三步曲”。

图11 旋压皮带轮应力云图

模型中最大应力位于皮带轮安装面螺栓孔周围，与图1所示实际故障位置相吻合，仿真模型正确有效。

由于旋压皮带轮在螺栓孔周围受到交变的拉、压载荷作用产生裂纹，进而导致旋压皮带轮大面积失效。

3 旋压皮带轮改进设计

3.1 改进方案

分析旋压皮带轮的变形情况，发现垫块与轴端法兰直径不同，相差3.0 mm，导致旋压皮带轮两侧接触面受压不均，危险点正好与轴端法兰同直径，如图12所示。

a)整体变形 b)危险点

由于旋压皮带轮变形较大、自身刚度较弱，因此将轴端法兰直径增加3 mm，与垫块的直径相同。

3.2 改进前、后对比

对优化后旋压皮带轮进行仿真，计算其在最大皮带力载荷工况下的应力。优化后旋压皮带轮应力云图如图13所示(图中单位为MPa)。

由图13可知，改进后旋压皮带轮受到的最大主应力为118.6 MPa，低于材料SPHE的许用疲劳强度限值121.5 MPa，满足设计要求。

4 结语

运用疲劳应力有限元分析方法，分析旋压皮带轮故障产生原因。采用静力学分析，得到最大主应力，并对比材料疲劳强度限值的方法，进行旋压皮带轮疲劳寿命预测分析，发现由于垫块与轴端法兰直径，相差3.0 mm，导致旋压皮带轮两侧接触面受压不均，而危险点与轴端法兰同直径。提出旋压皮带轮的优化方案，通过仿真与市场应用对优化方案进行验证，改善效果明显。