某礦用車傳動軸抖動和支架失效故障診斷

黃森，陸豪，王印

某礦用車傳動軸抖動和支架失效故障診斷

黃森，陸豪，王印

（陜汽集團技術中心，陜西 西安 710200）

某型礦車在行駛過程中發現傳動軸支架抖動和斷裂。文章以該礦車傳動軸為研究對象，采用仿真和測試相結合的方式準確診斷出抖動和斷裂的原因，并對傳動軸支架進行改進，改進后運行狀況良好。文章對礦車傳動軸支架的設計提供理論和方法指導。

傳動軸；支架斷裂；振動

引言

傳動軸是動力傳動系的重要組成部分，傳動軸在設計過程中需兼顧強度、剛度、耐磨性、NVH等性能。在以往的設計過程中大部分設計人員往往只考慮對傳動軸及其支架進行強度校核，忽略了NVH設計，由于傳動軸在工作中會受到自身以及其他外部的激勵而產生振動和噪聲，設計過程中如果模態匹配不合理就會影響乘車舒適性，嚴重時會引起傳動軸以及與傳動軸連接部件的破壞，甚至影響安全駕駛[1-3]。本文以某礦用車傳動軸為研究對象，對其發生抖動和斷裂的原因進行分析，對工程實踐具有指導意義。

1 故障和傳動軸狀態描述

某型礦用車傳動系采用多段連接方式，車輛在發動機常用轉速1300~1729rpm行駛時發現傳動軸支架抖動，伴隨的現象為中間傳動軸支架兩側固定螺栓多次松動，嚴重的車會出現支架斷裂的現象，如圖1所示。傳動軸支架的橡膠墊單側個數4個（如圖2（b）），傳動軸支架的安裝位置如圖2（a）所示。

圖1 傳動軸支架斷裂

2 原因分析

傳動軸的中間支架材料為Q345B，傳動軸軸管材料為40Cr，分別對傳動軸的模態進行分析，模型如圖3。橡膠減振墊的軸向和徑向靜剛度分別為350N/mm和218.75N/mm。

圖2 中間傳動軸和支架安裝位置

圖3 剛體模態分析模型

剛體模態采用Adams軟件進行分析，分析結果如圖。

圖4 mode1 21Hz

圖5 Mode2 26.8Hz

圖6 Mode3 29.1Hz

圖7 Mode4 43.2Hz

圖8 Mode5 52.2Hz

前五階剛體模態頻率分別是21Hz（Y向水平振動），26.8Hz（Z向垂直振動），29.1Hz（軸向振動），43.2Hz（繞Z軸扭轉振動），52.2Hz（繞X向軸振動）。從激勵源來看，該車型發動機的激勵頻率以3階激勵為主，1階激勵其次，激勵頻率覆蓋30Hz到95Hz。發動機的常用轉速范圍在1300~1729rpm，對應的一階激勵區間為21.7~28.8Hz，傳動軸的前三階模態剛好落在此區間上，容易激起共振。發動機的三階激勵區間為65~86.5Hz，傳動軸的剛體模態頻率沒有落在此區間，7~10階的柔性模態均不在發動機的激勵頻率范圍內，柔性模態見表1。

表1 柔性模態結果

表2給出了高檔區傳動軸自身2階激勵[3-5]能夠激發的剛體模態頻率點所對應的發動機轉速。

表2 高檔區模態點對應發動機轉速

由表2可知在發動機常用轉速范圍內1300~1729rpm范圍內7檔（1549.8rpm時對應21Hz）和8檔（1471和1597rpm時分別對應26.8Hz和29.1Hz）時容易發生共振，現場反饋該車在高檔區運行頻次較少，主要是在3檔和4檔行駛，傳動軸支架斷裂多發生在低檔區，因此傳動軸自身激勵頻率可以不予考慮。

綜上分析，初步判斷抖動主要是由于發動機的1階激勵與傳動軸系統的前3階剛體模態重疊引起。為了進一步證實以上結論進行實車測試，圖10為實車測試發動機運行1700rpm左右時傳動軸支架振動頻譜圖。

圖10 3檔1700運行時傳動軸左支架頻譜圖

從圖10可知支架的振動頻率主要集中在30Hz左右，與第三階剛體模態重疊，處于軸向共振狀態。對于左支架振動頻率成分更為豐富，振動狀態較右支架更為惡劣。

圖11 靜強度分析模型

圖12 疲勞分析模型

圖13 靜強度分析結果

為了進一步了解支架斷裂的原因，建立有限元分析模型，如圖11和12所示。首先對該模型進行強度校核，考察在最大輸入扭矩22000Nm時強度是否滿足設計要求，結果如圖13所示。在左右上支架施加6.6mm的強制位移，X向來回拉壓頻率為29.1Hz，模擬共振狀態支架的受力狀態，從而考核在共振點時的疲勞壽命。

圖14 疲勞損傷

圖15 應力指示與斷裂部位對比

由圖13可知該支架在最大輸入扭矩下最大應力400 Mpa，小于Q345B的抗拉極限470Mpa，靜強度是滿足使用要求的。

疲勞分析損傷小于1的區域都在螺栓孔附近，如圖14所示。圖15（a）為疲勞分析應力雙軸指示結果，藍色區域為純受剪區域，與實際裂紋走勢（圖15（b））基本吻合。

3 改進措施及效果

通過以上分析基本確認支架抖動和失效原因為模態匹配不合理造成運行過程中振動疲勞失效。由于該車超載概率較大，在低速大扭矩狀態若存在共振點，振動能量較大，容易對支架造成破壞，為了改善抖動并防止支架在發生斷裂，要求提高傳動軸上下連接支架的橡膠軟墊剛度，確保傳動軸及其支架的第一階剛體模態控制在30Hz以上。通過計算將單個橡膠軟墊的軸向和徑向剛度由原來的350N/mm和218.75N/mm提升至550N/mm和368N/mm。試裝兩臺車在車輛重載上坡時不再抖動，各方面正常。

4 結論

本文以某礦用車傳動軸及其支架為研究對象，利用仿真對傳動軸支架的抖動和斷裂機理進行分析，通過分析得出以下結論：

（1）傳動軸由于橡膠減振墊的剛度選型不合理造成結構共振，引起抖動和支架斷裂；

（2）傳動軸設計時不僅要考慮強度是否滿足要求，對傳動軸系統的模態匹配也必須予以重視，合理分布傳動軸系統的模態，避免在常用轉速區發生共振。

[1] 史倩慧,黎敏.中重型商用車傳動軸萬向節的研究[J].重型汽車, 2017,(6).

[2] 劉麗玉,戴錦樓,宋偉偉等.發動機傳動軸斷裂模式分析[J].失效分析與預防,2015,10(4).

[3] 王延安.重卡傳動軸模態分析[J].大眾汽車,2013,19(3).

[4] 劉顯臣.汽車NVH綜合技術[M].機械工業出版社,2014.

[5] 陳靜,陳曉梅,魏德永.重型汽車傳動軸模態分析與中間支承剛度設計研究[J].汽車技術,2014,(1).

Mining Truck Drive Shaft Support Shake and Failure Diagnosis

Huang Sen, Lu Hao, Wang Yin

( Shaanxi Automobile Group Co., Ltd. Technical Center, Shaanxi Xi’an 710200 )

Drive shaft support shake and fractured during one mining truck normal running. The drive shaft system was accurately diagnosed by means of simulation and testing, after taking improvement measures, shut down this problem, this paper provide a theoretical and technical guide for drive shaft NVH design.

Shaft;Support fractured;Vibration

U472.9

A

1671-7988(2019)18-142-03

U472.9

A

1671-7988(2019)18-142-03

黃森，陜西漢中人，工程師，就職于陜汽集團技術中心，研究方向：車輛振動噪聲控制。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.18.047