重載車輛進氣中冷管振動特性及設計改進

劉宇航， 劉鑫， 張生， 李洪彪

(1.北京航天發射技術研究所， 北京 100076； 2.河北工業大學 化工學院， 天津 300401)

0 引言

某重載車輛在使用過程中常出現左側進氣中冷鋼管損壞，造成車輛出現故障，但是右側鋼管卻完好。對于重載車輛而言，由于使用工況十分復雜，零部件的失效模式也多種多樣。通過觀察斷口微觀形貌判斷失效模式應為疲勞失效，由于管路并不承受強烈的高低溫周期載荷，因此可排除熱疲勞可能性，需對其振動特性進行研究。

頻響計算是常用的計算結構在振動激勵下響應的方法之一，其計算方法主要有直接法和模態法。直接法容易使用，可直接求解出位移和應力，但是計算時間長，占用資源多。模態法計算速度快，但是只適用不存在阻尼或只有模態阻尼的結構。本文采用模態法進行計算。

本文首先對某重載車輛的進氣系統管路在不同工況下的振動加速度進行了測量，發現管路存在共振現象。利用頻響計算發現了造成裂紋的主要振動頻率。通過對比左右兩側進氣中冷管結構并對設計參數進行研究，對左側管路進行了設計改進。改進后的結構不再出現共振現象并有效改善了管路振動情況。

1 失效原因分析

進氣系統的三維示意圖如圖1所示。發動機增壓后高溫高壓的氣體由進氣彎管經右側中冷進氣鋼管進入中冷器。在中冷器中，高溫氣體被冷卻，再流經左側中冷進氣鋼管進入發動機進氣橫通管。在此過程中新鮮充量進入發動機缸內參與燃燒并使發動機對外做功。

圖1 進氣系統示意圖Fig.1 Schematic diagram of the intake system

中冷器與發動機冷卻液散熱器共同組成散熱器總成為發動機提供冷卻。散熱器總成通過左右共4塊懸置固定在車架前梁上平面，左右兩個拉桿將散熱器總成與支架連接，拉桿兩端為球鉸，發動機通過固定在車架前梁上的前后4個支架共6個懸置塊固定。中冷器與發動機通過波紋管相連，波紋管通過卡箍分別固定在其兩端。

左右側進氣中冷鋼管的材質皆為不銹鋼(1Cr18Ni9Ti)，材料屬性如表1所示。在使用過程中，左側進氣中冷鋼管裂紋常出現在鋼管與其相連的法蘭盤根部。失效鋼管如圖2所示，其裂紋形貌如圖3所示。圖3中的視圖方向與圖2同為俯視圖。通過掃描電鏡對斷口部位進行微觀形貌觀察及能譜分析，如圖4所示。由圖4可以看出，斷口呈現疲勞條帶狀形貌，據此判斷失效模式應為疲勞失效。

表1 材料屬性

圖2 進氣中冷管裂紋位置Fig.2 Cracks on the intake-cooling pipes

圖3 裂紋形貌Fig.3 Crack morphology

圖4 裂紋斷面微觀形貌Fig.4 Cross-section microcosmic morphology of the crack

2 試驗建立

2.1 測點位置及信號采集

針對進氣系統進行振動測試，其測點位置及數據處理流程如圖5所示，布置6個測點位置。每個測點位置上布置一個加速度傳感器，以測量每個測點的振動加速度信號。

圖5 振動測點位置及數據處理流程Fig.5 Measuring points and data processing flow

測點1、測點2分別布置在發動機進氣彎管和進氣橫通管與左右進氣中冷鋼管連接的法蘭盤頂端。測點3、測點4分別布置在進氣中冷鋼管與波紋管連接處頂端。測點5、測點6分別布置在中冷器左右鑄管與波紋管連接處頂端。

每個測點位置的加速度傳感器可采集軸、軸、軸3個方向的振動加速度信號。原始信號采集系統的采集頻率為2 000 Hz，經過濾波后的處理信號為1 000 Hz。

2.2 試驗工況定義

對于本文所研究的重載車輛，較為常用的工況為運輸工況及原地取力工況。因此，定義試驗工況如表2所示。針對每一個試驗工況，待試驗工況穩定后30 s開始收集數據，收集時間為10 s。每個工況進行兩次試驗，取兩次試驗的平均值作為最終試驗測量值。

表2 試驗工況定義

3 加速度數據分析

原地取力工況下，不同測點所測得的振動加速度值隨發動機轉速的關系如圖6所示。由圖6中可以看出，隨著發動機轉速的升高，測點1、2、5、6的振動加速度值呈現逐漸升高的趨勢。這主要是隨著發動機轉速的提高，發動機本體的不平衡力矩會使發動機的振動烈度增加。發動機的振動通過車架傳遞至散熱器會引起散熱器的振動。測點4的振動加速度值在發動機轉速為1 700 r/min時有明顯的升高，表明左側進氣中冷管在該發動機轉速工況下工作異常。

圖6 原地取力工況下不同測點加速度測量值Fig.6 Acceleration values under different in situ conditions

測點3在發動機轉速為1 900 r/min時與測點4在1 700 r/min時有相近的加速度值。對比測點1～測點4不同方向的振動加速度值如圖7所示。由圖7 可以看出，由于測點3、4的振動主要由與發動機相連的進氣管路引起，測點1、3和測點2、4在不同方向上的振動加速度變化趨勢是相同的。通過比較振動加速度大小可以發現，測點3、4沿軸方向的振動加速度數值較為近似，但是測點3沿軸方向的振動較為劇烈，測點4沿軸方向的振動較為劇烈。

圖7 測點1～測點4不同方向振動加速度值Fig.7 Acceleration values at measured points 1～4

平坦路面及碎石路面不同車速各測點的振動加速度值及該工況下所對應的擋位如圖8、圖9所示。由圖8、圖9可以看出，測點5、測點6振動加速度值變化并不明顯，表明散熱器的振動對車速和路面的變化并不敏感。測點1、測點2的振動加速度值隨著車速的升高，呈現增加的趨勢，但是分別會在 60 km/h 和50 km/h時出現一定波動。這主要是由于在行駛工況下，一方面，擋位的調節會影響發動機轉速，發動機轉速的變化會影響測點振動加速度值；另一方面，路面所傳遞的振動激勵同樣會影響測點1、測點2的振動測量值。測點3、測點4在平坦路面工況下，振動加速度值會隨著車速的增加呈現增加的趨勢；在碎石路面工況下，呈現上凹的曲線形式。

圖8 平坦路面工況下不同測點加速度測量值Fig.8 Acceleration values under different flat road conditions

圖9 碎石路面工況下不同測點加速度測量值Fig.9 Acceleration values under different gravel road conditions

綜合圖6、圖8、圖9可看出，左右側中冷進氣鋼管的振動加速度值最大，發動機進氣彎管和進氣橫通管其次，散熱器鑄管的振動加速度值最小。無論在哪種工況下，測點6的振動加速度都大于測點5，表明散熱器左側比右側振動更大。無論在哪種工況下，測點1的振動加速度值都大于測點2，表明發動機右側比左側振動更大。

左右側進氣中冷鋼管一端與波紋管相連，另一端分別通過螺栓與發動機進氣橫通管和發動機進氣彎管相連。由于波紋管為軟連接，左右側進氣中冷管的振動主要由發動機的激振引起。因此，考慮對測點1、2的振動加速度信號進行頻域分析，考察其主頻成分。

4 頻域分析

對發動機轉速1 700 r/min，整車原地取力工況下采集的測點1、測點2的振動加速度信號進行傅里葉變換可以將時域信號轉換為頻域信號。由于本文所研究柴油機的額定轉速并不高且路面對整車的激勵頻率一般不超過100 Hz，而且高頻成分一般對車輛部件的影響較小，因此本文關注的頻率范圍為0～200 Hz。測點1、測點2的頻域信號如圖10(a)所示，圖中曲線的峰值即表示了組成振動信號的主頻成分。讀取圖10(a)中0～200 Hz范圍內的峰值可以得到圖10(b)。由圖10可知，測點2相比測點1主頻成分多出了100 Hz和112 Hz，其余部分測點1、測點2主頻成分基本保持一致。

圖10 測點1、測點2頻域信號及主頻成分Fig.10 Frequency domain signals and main dominant frequencies of Point 1 and Point 2

綜上可知，測點1和測點2的主頻成分相差不大，造成中冷管失效的原因應該是左右側中冷管的不同結構在振動激勵下的響應不同。因此，考慮對左側進氣中冷管進行頻響計算。

5 頻響計算

5.1 有限元模型

對左側進氣中冷管建立有限元模型，如圖11所示。圖11中坐標與圖1中所示坐標相同。模型由管壁和法蘭盤兩部分組成。兩部分都使用shell單元，左右兩側中冷管的法蘭盤厚度皆為8 mm，管壁厚度皆為1.5 mm。由于中冷管與法蘭處通過焊接相連，在此處增加weld單元。將法蘭盤上的節點通過rb2單元與法蘭盤中心連接，用以在后續計算中施加加速度載荷。

圖11 有限元模型Fig.11 Finite element model

在有限元模型中建立兩個節點集。節點集1如圖11中黃點所示，包含圖5中與測點4位置相同的節點。節點集2如圖11中黃色曲線所示，包含鋼管與法蘭盤交界處的所有節點。節點集1用于提取振動加速度結果，來驗證模型準確性。節點集2用于提取最大節點應力。

5.2 模型驗證

圖12中黑色曲線為當發動機轉速1 700 r/min，整車原地取力工況下測點2的部分時域信號。將所示的時域加速度載荷施加在圖11所示有限元模型的法蘭盤中心節點進行計算，并提取節點集1的振動加速度值與試驗數據進行對比。

圖12 不同方向試驗與仿真振動加速度值比較Fig.12 Simulated and experimental vibration acceleration values for different directions

節點集1與試驗所得振動加速度均方根值對比如表3所示。由表3可以看出，試驗與模型仿真的誤差在5%以內，驗證了仿真計算的可行性。

表3 試驗與仿真振動加速度均方根值對比

5.3 頻響計算

發動機轉速1 700 r/min，整車原地工況下測點2的振動加速度均方根值如表4所示。將其作為加速度載荷邊界條件施加在圖11所示有限元模型的法蘭盤中心節點進行頻響計算，計算頻率范圍為1～200 Hz，計算間隔為1 Hz。得到節點集2的最大應力與頻率的關系曲線，如圖13所示。

圖13 試驗曲線與頻響曲線對比Fig.13 Comparison of experimental data and frequency response simulation curve

按照同樣的方法對右側中冷管進行計算并做對比分析，右側中冷管的加速度載荷邊界條件如表4中測點1所示。

表4 測點1、測點2振動加速度均方根值

將圖10中測點1、測點2的主頻成分同樣放在圖13中可以發現，隨著頻率的增加，左側中冷管根部節點應力在138 Hz出現峰值，與測點2的主頻成分吻合，表明左側中冷管在該頻率下發生共振現象，所對應的應力值為74.2 MPa。當零件存在應力不均且經過一定次數的循環載荷后即可產生微裂紋進而發展成為宏觀裂紋，而且裂紋也往往發生在應力較大處。右側中冷管根部節點應力在0～200 Hz范圍內并未出現峰值，表明管路并未發生共振現象。因此，左側中冷管會發生失效現象而工況十分相似的右側中冷管并不會發生失效。

6 設計改進

6.1 左右中冷管設計對比

由5.3節中所述，對于左右側中冷管而言，右側中冷管在激振加速度更大的情況下相比左側中冷管并沒有出現失效現象。左側中冷管的失效原因主要是與138 Hz主頻振動發生共振。從改進設計的角度而言，需要對比左右兩側中冷管的設計參數，如表5所示，其中Δ、Δ、Δ分別代表管路兩端在軸、軸、軸方向的投影長度。

表5 左右側中冷管設計參數對比

由表5可知：左右兩側中冷管管壁厚度和材質相同，Δ相差不大；右側中冷管質量更小；左側中冷管Δ更大，而右側中冷管Δ更大；左側中冷管相比右側質量更重。結合圖1，對于左側中冷管而言，Δ的改變會導致中冷器管路側向連接變得復雜，因此結構上可考慮從調整Δ、Δ來進行設計改進。質量上可考慮調整鋼管壁厚來改進設計。

6.2 設計變量分析

取原左側中冷管設計參數Δ、Δ的0.8、0.9、1.0、1.1、1.2倍進行計算，讀取頻響曲線的第1個應力峰值及峰值出現的頻率，來研究設計參數對計算結果的影響，如圖14所示。由圖14可知：Δ的增加會使管路應力峰值呈現下降的趨勢；Δ的增加會使管路應力峰值呈現明顯升高的趨勢；Δ、Δ的增加都會使應力峰值出現的頻率減小；Δ的變化對應力峰值和峰值頻率的影響相比Δ更加明顯。因此，考慮通過減小Δ來降低應力峰值從而改善設計。

圖14 Δx、Δz對計算應力峰值及峰值對應頻率的影響Fig.14 Effects of Δx、Δz on peak stress and corresponding frequency

對左側中冷管壁厚取1.5～3.5 mm，間隔為 0.5 mm 進行計算，所得結果如圖15所示。由圖15可知，壁厚的增加會使應力峰值呈下降趨勢。應力峰值所對應的頻率呈現上升的趨勢。從振動的角度而言，壁厚的增加有利于降低應力峰值、避開共振頻率。但是，從結構上而言，本文所研究的冷管類似懸臂機構且對于重載特種車輛，使用過程中的沖擊載荷同樣是十分重要的考量標準。壁厚的增加使管路質量增加，勢必會加劇管路在沖擊載荷中的可靠性風險。因此，不考慮從壁厚方面進行設計改進。

圖15 壁厚對應力峰值及峰值對應頻率的影響Fig.15 Effects of pipe thickness on peak stress and corresponding frequency

6.3 方案對比

如圖16所示，管路需要連接的散熱器端與發動機端接口位置無法改變。原方案鋼管通過一段直波紋管連接散熱器端接口與鋼管自由端，由于需要降低Δ方向高度來改進設計，考慮采用一段彎波紋管與中冷管相連的方案。

圖16 左側中冷管設計改進Fig.16 Improved design scheme for the left inter-cooling iron pipe

參照本文對原方案進行的頻響計算，對改進方案施加相同的加速度邊界條件進行計算，可以得到改進方案與原方案管路根部與法蘭盤連接處最大應力的頻響曲線如圖17所示。由圖17可知，改進后的設計方案在0～200 Hz內不會出現應力峰值。因此，改進方案不會在發動機1 700 r/min，車輛原地取力工況下發生共振現象。

圖17 原方案與改進方案頻響曲線對比Fig.17 Comparison of the original and developed schemes in terms of the frequency response curve

7 疲勞預測

針對改進前和改進后的中冷管進行疲勞計算。由于中冷管在使用過程中的應力水平并不大，壽命次數較高，因此應屬高周疲勞。由測點2所測的時域加速度信號所轉換的功率譜密度如圖18所示。循環應力由Goodman方程修正。根據nCode軟件推薦方法計算材料的應力- 壽命曲線，如圖19所示。通過計算所得兩種方案的損傷云圖如圖20、圖21所示。由圖20可以看出，所計算處的損傷較大位置與圖3所示裂紋位置基本吻合。相比較圖20、圖21可以看出，改進后的中冷管損傷得到了有效的降低。

圖18 加速度功率譜密度圖Fig.18 Power spectral density diagram of acceleration

圖19 中冷管材料應力- 壽命曲線Fig.19 SN curve of the material for inter-cooling pipes

圖20 原方案疲勞損傷計算云圖Fig.20 Fatigue damage contour nephogram of the original design scheme

圖21 改進方案疲勞損傷計算云圖Fig.21 Fatigue damage contour nephogram of the optimized design scheme

8 試驗驗證

為驗證改進方案的有效性，同時也為了避免改進方案在其他工況下出現共振現象，針對改進后的方案進行了試驗驗證，結果如圖22所示。試驗采用與表2相同工況與采樣時間，讀取加速度傳感器1的試驗數據并進行處理可得到圖23～圖25所示結果。由圖23～圖25可以發現，結構改進后的進氣管在各工況下都不會出現振動加速度異常的情況。在原地取力工況及平坦路面工況下，管路的振動加速度有明顯的下降，證明管路在工作狀態下的振動環境得到了明顯改善。對于碎石路面工況，原狀態下所測得測點4的振動加速度隨車速的增加呈現下凸的形狀。改進結構后加速度傳感器1所測得的數據隨車速的增加呈現上凸的形狀。雖然在車速 50 km/h 工況下，改進后的管路加速度相比原結構有所增加，但是在其余工況下振動加速度數值都有明顯減小。綜上，改進后的結構形式可以有效減小工作狀態下的振動加速度，改善管路的工作環境，增加使用壽命。

圖22 試驗圖片Fig.22 Experimental setup

圖23 原方案與改進方案原地取力工況振動加速度比較Fig.23 Comparison of the original and developed schemes in terms of vibration acceleration under in-situ condition

圖24 原方案與改進方案平坦路面振動加速度比較Fig.24 Comparison of the original and developed schemes in terms of vibration acceleration under flat-road conditions

圖25 原方案與改進方案碎石路面振動加速度比較Fig.25 Comparison of the original and developed schemes in terms of vibration acceleration under gravel road conditions

由于最終方案相比原方案波紋管長度增加，從可靠性角度對波紋管進行了重新設計，如圖26所示。波紋管采用內外硅橡膠夾織物增強層的設計，以保證管路的拉伸強度和撕裂強度。環箍確保管路具備一定整體剛度。新方案經過實車使用，狀態良好。

圖26 改進方案硅膠管結構示意圖Fig.26 Structural diagram of the improved silicone pipe

9 結論

本文研究了中冷鋼管在使用過程中產生損壞的問題。經過試驗和計算，發現中冷鋼管的損壞主要是由于振動問題造成的。通過對設計參數的研究，對原設計進行了改進并取得了較好的效果。得出以下主要結論：

1)左側中冷管的失效模式屬于疲勞失效，在車輛原地取力、發動機1 700 r/min工況下會發生共振，振動加速度為59.68 m/s。

2)在原地取力、平坦路面、碎石路面工況下，右側中冷管路所受到的激振加速度相比左側更大。

3)左側中冷管共振頻率發生在138 Hz，此時鋼管根部最大應力值為74.2 MPa。

4)對于左側中冷管而言，隨著Δ、Δ的增加，管路最大應力分別呈現減小和增大的趨勢。但是應力峰值出現的頻率都會隨著Δ、Δ的增加呈現減小的趨勢；Δ的減小更能有效降低管路應力峰值。

5)通過對左側進氣鋼管進行結構改進，改進后的結構在0～200 Hz內并沒有出現應力峰值，疲勞損傷有效降低。

6)通過試驗對比改進前和改進后設計方案發現除碎石路工況，車輛行駛速度50 km/h時改進后中冷管振動加速度有小幅上升，其余工況都明顯降低。