張小強(qiáng)， 康鐵宇， 耿江波， 馬國清， 趙志穎， 魏成思

(北京北方車輛集團(tuán)有限公司，北京 100072)

某型車輛風(fēng)扇艙液壓系統(tǒng)在使用過程中出現(xiàn)液壓油滲漏、油管爆裂等問題，可靠性水平較低.油管發(fā)生爆裂會導(dǎo)致車輛無法行駛，直接影響任務(wù)的完成，是可靠性改進(jìn)的重點(diǎn).針對出現(xiàn)的油管爆裂問題，應(yīng)用可靠性設(shè)計(jì)方法進(jìn)行故障原因分析，并制定相應(yīng)的改進(jìn)措施，以提高車輛的使用可靠性.

1 故障分析

針對液壓系統(tǒng)油管爆裂，開展故障樹分析.在分析過程中遵循以下基本假設(shè)：

1)頂事件的故障確定不存在誤判；

2)故障樹中的底事件之間是相互獨(dú)立的；

3)每個底事件和頂事件只考慮其發(fā)生或不發(fā)生兩種狀態(tài).

結(jié)合故障現(xiàn)象，將“油管爆裂”確定為頂事件，建立故障樹，逐級展開，確定油管爆裂的根本原因.建立的故障樹如圖1所示，各事件的代號及說明見表1.其中各底事件的發(fā)生概率根據(jù)故障發(fā)生的頻次和專家打分法近似確定.底事件或最小割集對頂事件發(fā)生的貢獻(xiàn)度量稱為該底事件或最小割集的重要度[1].將分析出來的底事件概率和頂事件故障概率相比，得到每個底事件的相對概率重要度，如圖2所示.

圖1 油管的故障樹說明

表1 事件代號

圖2 相對概率重要度值

通過對系統(tǒng)油管的故障樹分析得出，轉(zhuǎn)彎半徑過小而使油管強(qiáng)度不足和油管橡膠老化是造成油管爆裂的最主要原因.針對這兩個方面的原因和分析，分別進(jìn)行優(yōu)化和改進(jìn)設(shè)計(jì).

2 可靠性改進(jìn)設(shè)計(jì)

目前液壓系統(tǒng)連接管路普遍采用鋼絲纏繞的液壓膠管，當(dāng)轉(zhuǎn)彎半徑較小或使用時(shí)間較長橡膠老化時(shí)易造成膠管破裂.針對這個現(xiàn)象可采用鋼管連接取代橡膠軟管，設(shè)計(jì)方案如圖3所示.但采用鋼管連接會引入新的問題“振動造成的管路爆裂”，需要針對這個問題開展鋼管的振動分析和臺架振動試驗(yàn)驗(yàn)證工作.

圖3 風(fēng)扇艙油管設(shè)計(jì)

2.1 模型建立

風(fēng)扇艙內(nèi)主要有4根油管，直接與馬達(dá)連接，其中2根為進(jìn)油管，承受較高的壓力(壓力28 MPa，壁厚2.5 mm)；2根為回油管，承受較低的壓力(壓力1.2 MPa，壁厚1.5 mm).

根據(jù)故障樹分析的結(jié)果，風(fēng)扇艙油管的主要故障模式為油管爆裂，主要原因是轉(zhuǎn)彎半徑過小致強(qiáng)度不足，因此擬將這4根油管更改為鋼管.但更改為鋼管后是否發(fā)生共振，是新方案需要重點(diǎn)考慮的問題.

針對這4根油管進(jìn)行模態(tài)分析，以確定油管的固有頻率是否與激振源頻率接近.

風(fēng)扇工作過程中油管會承受潤滑油壓力，這種壓力一般情況下會略微提高油管的各階固有頻率.因此，分為考慮潤滑油壓力和不考慮潤滑油壓力2種情況，其中固有頻率分析結(jié)果以考慮潤滑油壓力為準(zhǔn)，不考慮潤滑油壓力的情況作為對比參照.

1)首先將油管的CAD模型導(dǎo)入到有限元軟件ANSYS中，采用Solid45單元掃略生成六面體網(wǎng)格，每個單元的尺寸控制在3 mm.材料模型選擇線彈性材料，彈性模量E=2.06×105MPa，泊松比μ=0.3，密度ρ=7.8×10-6kg/mm3.

2)考慮潤滑油壓時(shí)，首先進(jìn)行靜力學(xué)分析，在管內(nèi)壁施加潤滑油壓(進(jìn)油管的油壓28 MPa，回油管油壓1.2 MPa)計(jì)算應(yīng)力；然后將該應(yīng)力作為預(yù)應(yīng)力進(jìn)行模態(tài)分析，確定0～120 Hz范圍內(nèi)油管的共振頻率.模態(tài)分析時(shí)各油管的兩端施加位移約束(約束位置根據(jù)油管與接頭結(jié)合部的尺寸確定，回油管一般為16.5 mm接觸長度，進(jìn)油管一般為21.5 mm).

3)不考慮潤滑油壓時(shí)，在各油管的兩端施加位移約束，分析0～120 Hz范圍內(nèi)的共振頻率.

2.2 固有頻率計(jì)算

回油管3的有限元模型和施加的位移約束如圖4、圖5所示.

圖4 回油管3的有 限元模型

圖5 回油管3兩端施加 位移約束

共振頻率結(jié)果見表2.

表2 回油管3的各階固有頻率 Hz

用同樣的方法計(jì)算回油管4、進(jìn)油管1、進(jìn)油管2的共振頻率，如圖6、圖7、圖8所示.

圖6 回油管4的 有限元模型

圖7 進(jìn)油管1的 有限元模型

圖8 進(jìn)油管2的有限元模型

4根油管的各階共振頻率匯總結(jié)果見表3.

表3 油管的各階共振頻率 Hz

2.3 主要激振源頻率確定

鋼管可能的激振源主要包括車體、液壓泵、液壓馬達(dá)和風(fēng)扇.

1)車體的振動頻率.在不同路面、不同車速下實(shí)測風(fēng)扇艙所在的車體頂甲板處的振動頻率，結(jié)果見表4.

表4 不同車速、路面下頂甲板處的振動頻率 Hz

2)液壓泵和液壓馬達(dá)的振動頻率.液壓泵的主要工作轉(zhuǎn)速是2 800 r/min，柱塞數(shù)為9個.液壓馬達(dá)的主要工作轉(zhuǎn)速為5 500～5 800 r/min，柱塞數(shù)為7個.液壓泵和液壓馬達(dá)的泵腔油壓是脈沖載荷，產(chǎn)生的激振力也是脈沖性質(zhì)的，其激振頻率可表示為

(1)

式中：n為液壓泵或馬達(dá)轉(zhuǎn)速；i為柱塞數(shù)或葉片數(shù)；k為諧波階數(shù).

高階諧量產(chǎn)生噪聲，低階諧量激發(fā)振動，通常需要考慮第1階，少數(shù)情況下需要考慮第2階.根據(jù)公式(1)可知,液壓泵和液壓馬達(dá)的最低激振頻率為210 Hz、320 Hz，遠(yuǎn)高于油管的固有頻率.

3)風(fēng)扇的振動頻率.風(fēng)扇的最大轉(zhuǎn)速為5 800 r/min，其激振頻率的計(jì)算公式類似液壓泵，每個風(fēng)扇葉片數(shù)13個.由于該風(fēng)扇采用無極變速技術(shù)，根據(jù)公式(1)可知，風(fēng)扇如果長時(shí)間工作在500 r/min以下，即第1階激振頻率進(jìn)入油管共振頻率區(qū)時(shí)，有可能引發(fā)油管共振.因該風(fēng)扇啟動后會迅速提高轉(zhuǎn)速到1 000 r/min以上，因此風(fēng)扇引發(fā)鋼管共振的可能性不大.

從以上分析看，車體的振動頻率是影響油管振動的主要因素.可以看出，回油管4的共振頻率與車體的激振頻率重疊的部分較多，需要考慮增加約束或支撐來避開共振區(qū)；進(jìn)油管1的第4階、進(jìn)油管2的第4、5階固有頻率與車體的振動頻率比較接近，需要考慮增加約束或支撐來避開共振區(qū).

2.4 增加支撐后鋼管固有頻率

回油管4的共振頻率與車體的重疊較多，在各油管中間部位增加支撐，支撐的寬度采用17 mm，施加橫截面方向的2個位移約束(橫截面法向位移不約束)，重新進(jìn)行考慮潤滑油壓力的模態(tài)分析.

在回油管4中間部位增加2個支撐，如圖9所示.在進(jìn)油管1和進(jìn)油管2中間部位各增加1個支撐，如圖10、圖11所示.改進(jìn)后各油管的固有頻率和改進(jìn)前相比見表5.

可得出以下結(jié)論：

1)增加了支撐后，有效提高了油管的剛度和各階共振頻率.

2)增加了支撐后，各油管有效避開了車體的共振頻率.

圖9 回油管4的支撐位置

圖10 進(jìn)油管1的支撐位置

圖11 進(jìn)油管2的支撐位置

表5 各油管增加支撐后各階固有頻率對比 Hz

3 臺架振動試驗(yàn)

針對新設(shè)計(jì)的液壓系統(tǒng)油管，按照樣車采集的振動數(shù)據(jù)，在振動試驗(yàn)臺架上進(jìn)行了載荷強(qiáng)化試驗(yàn).試驗(yàn)結(jié)果表明：新設(shè)計(jì)的液壓系統(tǒng)管路能夠有效承受車體的振動沖擊，具備充足的安全儲備系數(shù)，不會因振動造成管路損壞.試驗(yàn)過程如圖12所示.

圖12 鋼管連接振動強(qiáng)化試驗(yàn)

4 結(jié)束語

針對原液壓系統(tǒng)中油管爆裂的故障開展FTA分析，得出油管爆裂的故障原因是：因折彎半徑小和橡膠老化造成油管爆裂.根據(jù)分析的原因開展針對性改進(jìn)，將原系統(tǒng)中采用的鋼絲編織膠管改進(jìn)為鋼化管路，從而解決了因折彎半徑小和橡膠老化造成的油管爆裂故障.針對新設(shè)計(jì)的鋼化管路開展模態(tài)分析，計(jì)算其固有頻率，通過和樣車采集的振動頻率進(jìn)行比對分析，開展鋼管的避振設(shè)計(jì).經(jīng)過振動臺架試驗(yàn)驗(yàn)證，該設(shè)計(jì)方法合理，改進(jìn)的結(jié)構(gòu)安全可靠.