王大鵬1 夏鵬2 劉燕波2

1.中機科（北京）車輛檢測工程研究院有限公司 北京 102100

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1 前言

飛機牽引車作為國內外各大飛機場所必備的空港地面服務設備，主要作用是將即將起飛的飛機頂推出機坪或者將需要維修的飛機進行一定距離的牽引。飛機牽引車所配備變速器是整車的重要部件之一，負責將發(fā)動機的動力傳遞至車橋和液壓系統(tǒng)，變速器中罩法蘭的作用是將發(fā)動機的動力傳遞至變速器自身油泵及整車液壓系統(tǒng)中的液壓泵。某型號飛機牽引車曾批量出現(xiàn)過變速器罩法蘭失效問題，該問題導致整車液壓系統(tǒng)無法工作，嚴重影響了飛機牽引車的使用，急需分析找到該問題的根本原因，并徹底解決該問題。

2 失效問題

2016年11月起，筆者研發(fā)的某型號飛機牽引車連續(xù)發(fā)生多起變速器罩法蘭失效問題，該罩法蘭主要功能是將發(fā)動機的動力傳遞至變速器自身油泵及整車液壓系統(tǒng)中的液壓泵，罩法蘭失效導致變速器無法動作以及整車液壓系統(tǒng)無法工作。罩法蘭位置及失效照片如圖1、2所示。

圖1 罩法蘭位置

圖2 失效罩法蘭照片

3 失效分析

針對該變速器罩法蘭失效問題，主要從以下幾個方面進行分析。

3.1 發(fā)動機與變速器對接

由于該變速器罩法蘭除了具有傳遞動力的作用以外，還起到在發(fā)動機與變速器對接時的定位作用，所以首先要分析二者對接處的機械尺寸是否滿足要求。

經(jīng)核對，圖紙要求尺寸均滿足發(fā)動機與變速器對接要求，但經(jīng)現(xiàn)場檢查問題車輛時發(fā)現(xiàn)有如下幾個尺寸存在超差問題：

a. 軸套與變速器中心軸配合為Φ40H7/e8。軸套Φ40H，現(xiàn)場測量φ39.96，超差0.04 mm；變速器中心軸Φ40e，現(xiàn)場測量φ39.90，超差0.01 mm；

圖3 對接處發(fā)動機飛輪殼及軸套尺寸要求

b. 墊板端面跳動量為1.17 mm，遠超圖紙要求的0.1 mm；后經(jīng)現(xiàn)場測量，該誤差是因墊板厚度不均及加工方式所造成；

c. 發(fā)動機端軸套端面距離變速器間隙理論要求為0～0.5 mm，實際測量為2 mm，該誤差是由于發(fā)動機存在裝配誤差，以及變速器液力變矩器存在軸向活動量，所以該尺寸每臺車都需用墊片現(xiàn)場再調節(jié)，靠調節(jié)尺寸鏈尺寸無法達到該尺寸要求。

雖然對接零件存在部分超差，但這些尺寸的加工誤差不足以造成罩法蘭失效，還存在其他重要的影響因素。

3.2 罩法蘭檢驗

由于之前有其他車型多年使用該變速器，并從未出現(xiàn)過此類問題，所以對罩法蘭主要從硬度、材質及金相檢驗3個方面做了檢驗，具體檢驗結果如下：

a.硬度：變速器罩法蘭圖紙要求調制后硬度為HRC27-31，但檢測其中兩個失效的罩法蘭硬度分別為HRC25和HRC34，均未達到圖紙硬度要求；

b.材質：變速器罩法蘭材質為50Cr，送檢的失效罩法蘭經(jīng)過光譜分析檢測后確定為50Cr材質，具體檢測結果如表1所示；

表1 罩法蘭光譜分析結果

c.金相檢驗：將兩份失效罩法蘭做金相檢驗后發(fā)現(xiàn)其齒根部均存在不同程度的裂紋，具體結果如圖4所示。經(jīng)分析，其裂紋應該是熱處理時產生，同時注意到，罩法蘭使用的材質是50Cr，該材質在熱處理時極易發(fā)生裂紋，這也是罩法蘭普遍存在裂紋的直接原因。

圖4 金相檢驗照片

3.3 動力總成懸置系統(tǒng)

罩法蘭自身裂紋是罩法蘭失效的直接原因，但也可能存在其他間接原因，動力總成懸置系統(tǒng)由于對動力總成中發(fā)動機與變速器對接處的彎矩和整體的振動有關，所以有必要對動力總成懸置系統(tǒng)做支撐力及振動分析。

動力總成懸置系統(tǒng)采用如圖5所示的6點支撐，但考慮支撐點較多裝配后存在裝配應力的可能性較大，所以將后兩點支撐去掉，分析支撐及振動時將6點支撐及4點支撐同時進行。

圖5 發(fā)動機動力總成支承反力

3.3.1 靜支撐力分析

對于原始6點安裝的冗余支承模型（R1+R2+R3），可假設中懸置點R2處的彎矩為零，從而求得各懸置點處的支反力及飛輪殼端面的彎矩，計算式如下：

若采用四點支撐（R1+R2） ，即R3=0，有

表2 動力總成支反力計算參數(shù)

表3 懸置點支承反力及端面彎矩

從上表3可以看出6點支撐和4點支撐發(fā)動機與變速器對接處的彎矩Mr都比較小，遠低于發(fā)動機飛輪殼所要求的小于1 356 Nm，但相比之下優(yōu)化后的4點支撐彎矩更小。

3.3.2 振動分析

發(fā)動機動力總成的振動是一個多自由度的復雜振動過程，在對其進行初步分析時，為簡化計算過程，可作以下假設：

a.車架及發(fā)動機動力總成為絕對剛體；

b.發(fā)動機在各方向的振動及回轉運動之間互不影響。

如此可采用單自由度振動理論分析發(fā)動機動力總成在各個方向的振動特性。

圖6 發(fā)動機垂向振動模型

圖6為發(fā)動機動力總成在垂直方向的單自由度振動理論模型。其中M為發(fā)動機動力總成質量，k為懸置系統(tǒng)的剛度，c為懸置系統(tǒng)的阻尼系數(shù)，F(xiàn)t為發(fā)動機產生的激振力?？傻么瓜蛘駝拥奈⒎址匠虨椋?/p>

由此容易得到系統(tǒng)固有頻率為：

發(fā)動機位移幅值為：

式中，發(fā)動機激振力幅值F0=meω2,m為發(fā)動機轉子質量，

e為轉子偏心距，代入上式有：

通過懸置系統(tǒng)，發(fā)動機動力總成的振動傳遞率為：

圖7為發(fā)動機位移幅值隨頻率比和阻尼比變化曲線?？梢钥闯觯诠潭ǖ南到y(tǒng)阻尼比下，當發(fā)動機激勵頻率遠小于系統(tǒng)固有頻率時即轉速很低時，趨近于0，發(fā)動機振動位移幅值很??；當發(fā)動機激勵頻率等于系統(tǒng)固有頻率時（ω=ωn），即發(fā)生共振發(fā)動機振動位移幅值與結構參數(shù)和系統(tǒng)阻尼比相關；當發(fā)動機激勵頻率遠大于系統(tǒng)固有頻率時即轉速很高時趨近于1，發(fā)動機振動位移幅值保持不變，僅與發(fā)動機質量和其不平衡慣性力參數(shù)相關，與懸置系統(tǒng)阻尼比無關。

圖8為發(fā)動機振動傳遞率變化曲線。當發(fā)動機激勵頻率遠小于系統(tǒng)固有頻率即轉速很低時，其傳遞率約等于1，表明發(fā)動機傳遞至車架的振動與其本身的振動相同；當發(fā)動機激勵頻率等于系統(tǒng)固有頻率時（ω=ωn），即發(fā)生共振，傳遞至車架的振動大幅增加，系統(tǒng)阻尼比越小，其增加幅度越大；當發(fā)動機激勵頻率大于系統(tǒng)固有頻率時（ω＞ωn），振動傳遞率迅速下降，特別是當發(fā)動機激勵頻率大于系統(tǒng)固有頻的倍時傳遞率小于1，系統(tǒng)開始表現(xiàn)出隔振效果；當發(fā)動機激勵頻率遠大于系統(tǒng)固有頻率時即轉速很高時，傳遞率趨近于0，并且阻尼比越小，系統(tǒng)傳遞率越低。

圖7 發(fā)動機位移幅值隨頻率比和阻尼比變化曲線

圖8 發(fā)動機傳遞率隨頻率比和阻尼比變化曲線

通過上述分析可知，發(fā)動機動力總成的振動隔離主要在于發(fā)動機激振頻率和懸置系統(tǒng)固有頻率的匹配關系。為了使懸置系統(tǒng)達到振動隔離的效果，即振動傳遞率小于1，發(fā)動機激振頻率與懸置系統(tǒng)的固有頻率之比必須大于因此懸置系統(tǒng)的固有頻率需小于此時發(fā)動機激振頻率ω應取最小值，即怠速（800 r/min）時對應的激振頻率（四缸四沖程發(fā)動機為26.7 Hz）。同時，由于車輛行駛時還受到來自路面不平度的激勵，懸置系統(tǒng)的固有頻率不能過小，以免與路面激勵發(fā)生共振。路面的激勵一般小于2.5 Hz，因此懸置系統(tǒng)的固有頻率應大于

綜上考慮，懸置系統(tǒng)的固有頻率應在3.3～18.9 Hz。

假設發(fā)動機動力總成的三向自由振動模態(tài)相互獨立，可以得到系統(tǒng)在垂直方向、橫向平動和縱向平動的三向固有頻率。由目前選型采用的減振器三向剛度參數(shù)可以得到各工況下發(fā)動機動力總成的三向總體剛度，如表4所示。

表4 發(fā)動機動力總成的三向總體剛度

表5 動力總成懸置系統(tǒng)的理論固有頻率

從三向單自由度振動的理論分析可知，兩種懸置系統(tǒng)的固有頻率均在3.3～18.9 Hz的設計范圍內。其中四點支撐方式（R1+R2），其三向的固有頻率低，隔振效果比六點支撐方式（R1+R2+R3）好。

3.3.3 振動測量

根據(jù)理論分析結果采用雙通道振動測試儀對兩種支撐方式的發(fā)動機與飛輪殼連接部位測點的三向振動位移峰峰值進行了測量。兩種支撐方式三向振動位移峰峰值對比如圖9所示。

從圖9可以看出，優(yōu)化后的四點支撐在怠速及橫向振幅均優(yōu)于原六點支撐，雖有部分振幅高于原六點支撐，但增幅不大。綜合三向振幅數(shù)據(jù)，四點支撐在降低動力總成振動方面優(yōu)于六點支撐。

由于該變速器曾匹配某一六缸發(fā)動機在其他型號的飛機牽引車使用多年未出現(xiàn)問題，而出問題的車型所匹配的是一臺四缸發(fā)動機，所以為增加對比，現(xiàn)場隨機挑選了另外兩臺車測量其振幅，測量結果如圖10所示，從圖10可以看出，六缸機的振動明顯低于四缸機，該數(shù)據(jù)也間接說明了罩法蘭的失效與振動有關。

圖9 兩種支撐方式三向振動位移峰峰值對比

圖10 兩種發(fā)動機三向振動位移峰峰值對比

4 解決方案

綜合以上理論計算及現(xiàn)場測量數(shù)據(jù)，制定如下解決方案：

a.提高發(fā)動機與變速器對接處零部件加工精度，保證對接處的尺寸及其形位公差要求；

b.每臺車發(fā)動機端軸套與變速器之間的間隙通過調整墊調節(jié)，保證符合0～0.5 mm要求；

c.變速器罩法蘭材質由50Cr改為40Cr，降低熱處理裂紋機率，并隨機抽檢罩法蘭做金相檢驗，檢驗其是否存在裂紋；

d.動力總成支撐方式由六點支撐改為四點支撐，降低發(fā)動機飛輪殼處的靜彎矩及動力總成振動。

經(jīng)過如上改動后，現(xiàn)場隨機抽選一臺樣車，牽引一臺大型牽引車做負載，做200 h跑車拉載試驗驗證解決方案是否有效，試驗照片如圖11所示。

圖11 200 h跑車拉載試驗

經(jīng)過200 h的跑車拉載實驗，變速器罩法蘭再未出現(xiàn)失效問題，即試驗驗證解決方案有效。

5 結語

經(jīng)過理論分析計算、實物化驗分析及試驗驗證，變速器罩法蘭失效的根本原因是罩法蘭材質使用不當，在熱處理時產生裂紋，在車輛動力總成振動的工況下裂紋加劇，最終導致了罩法蘭失效。實際試驗證明，在改變罩法蘭材質，杜絕裂紋產生和適當優(yōu)化懸置系統(tǒng)后，變速器罩法蘭失效問題得到了有效解決。