基于故障诊断的电涡流缓速器有限元模态分析及试验研究_部绍明.pdf

98 建设机械技术与管理 2023.01 试验研究0 前 言缓速器是一种安装于车辆传动系统中高效的汽车辅助制动装置，是国际流行的第三制动系统。1配置缓速器的车辆在减速或下长坡时，启用缓速器即可使汽车在坡道方便地实行缓速和恒速行驶，实施平稳减速，也可以在高速公路或路况较差的情况下及时缓速，提升制动效能，从而大大提高汽车行驶的安全性与舒适性，提高轮胎和制动器的使用寿命，12降低车辆制动系统及轮胎的维护成本，减轻车辆制动时的噪声及粉尘污染。3电涡流缓速器是一款在大型车辆中使用较广泛的缓速器，功能是加装在车辆的传动系统中辅助制动，如果使用不当或与整车匹配不合理，必然会对车辆缓速器本身、传动系统相关部件及车辆的其他性能产生影响，出现缓速器损坏现象，缩短相关部件的使用寿命。45电涡流缓速器常见组成结构如图 1 所示。模态分析是用于确定设计中的结构或机器部件的振动特性的最佳方法之一，是承受动态载荷结构设计的重要参数,也是结构动力学分析的基础7。通过模态分析使设计人员可以避开结构的固有频率或最大限度的减少对结构固有频率的激励，从而消除过度振动或噪音6。本文从解决缓速器开裂的实际问题出发，采用有限元分析对缓速器进行强度、模态仿真计算，并对缓速器工作时的振动情况进行了实际工况测试，综合分析结果及测试试验结果找出缓速器开裂原因。1 问题的提出装配电涡流缓速器的建筑工程运输车在行驶过程中，相继出现了多次缓速器定子托架开裂故障，导致交付客户的产品延时交付，损害了公司利益。通过调研驾驶员发现：车队的五台车辆中已有 2 台（记作“车辆 A”和“车辆 B”）发生了缓速器定子托架开裂故障，车辆行驶里程 3 万 5万公里不等，车辆行驶速度多在 50km/h 75km/h，缓速器定子托架发生开裂的车辆在行驶速度达到 60km/h 左右时车辆抖动厉害，振较大动。后分别更换为加强型缓速器（厂家更改升级后的结构），其中车辆 B，更换后运行2850km 后在相同位置又出现了开裂，开裂故障位置如图 2所示，剩余 3 台（随机试验测试 1 台，记“车辆 C”）车辆运行较平稳，经探伤检查未发现开裂现象。缓速器装配连接结构见图 3 所示。2 有限元分析计算2.1 模型建立与计算通过分析缓速器结构及各相关部件之间的连接关系，弄清缓速器与相关部件之间的接触设置，对缓速器结构预紧，确定载荷与约束，单元类型选取及网格划分，建立缓速器工作工况结构的有限元模型，进行模态分析。缓速器定子托架外壳由材料 ZG25 一体成型，材料相关性能属性如表 1 所示。分析缓速器定子托架结构及连接，有限元模型建立过基于故障诊断的电涡流缓速器有限元模态分析及试验研究The Finite Element Modal Analysis and Experimental Research of Eddy Current Retarder Based on Malfunction Diagnosis部绍明1 刘海艳2 李成1（1.长沙民政职业技术学院,湖南 长沙 410001；2.湖南华望科技股份有限公司，湖南 长沙 410076）摘要：针对缓速器开裂问题，对缓速器进行有限元模态分析,得到其固有频率和振型，并利用振动测试分析系统进行了测试试验对比分析，将两种方法得到的结果进行了对比，试验结果较好地验证了理论模型的正确性,找出了缓速器开裂的主要原因，为缓速器的瞬态动力学分析奠定了基础，为优化缓速器及相关部件结构设计提供一定的实践经验，为处理类似振动故障提供了方法参考。关键词：缓速器；有限元法；模态分析；模态试验中图分类号：U467 文献标识码:A基金项目：2022 年湖南省教育厅科学研究项目（编号：22C1438）；2022 年长沙民政职业技术学院教研教改项目（编号：2022-39-12）DOI:10.13824/ki.cmtm.2023.01.0202023.01建设机械技术与管理 99试验研究程中将缓速器与支架连接之间的橡胶垫采用 bush 三向弹簧模拟，弹簧刚度 800Nmm 1200Nmm（实际测试所用橡胶软垫刚度为 910Nmm 1095Nmm，考虑实际应用过程中软垫刚度变化），缓速器与支架采用实体单元模拟，螺栓采用 rigid 单元模拟，线圈盒与线圈采用 rigid 单元+MASS单元组合加载在托架上，建立缓速器装配结构的有限元模型，见图 4 所示。结合实际橡胶软垫工作工况，模拟计算中以橡胶软垫模拟刚度 800Nmm、1000Nmm、1200Nmm 三种情况进行模拟计算分析。2.2 计算结果与分析对三种不同模拟刚度的橡胶软垫计算分析，得到缓速器定子托架 5 倍动载应力云图，最大工况应力云图如图 5。在三种不同模拟刚度橡胶软垫装配的工况下的最大计算应力12MPa，远小于材料屈服强度，静强度满足使用要求。缓速器定子托架在装配三种不同模拟刚度的橡胶软垫时前七阶模态频率如表 2 所示。经测试车队五台车在常用行驶速度下的传动轴工作频率为 28Hz 37Hz，通过上述缓速器定子托架模态计算分析可以看出：在橡胶软垫刚度为 1000Nmm 时定子托架第 5阶模态频率30.67Hz落在了车辆传动轴的工作频率范围内，在橡胶软垫刚度为 800Nmm 和 1000Nmm 时定子托架第 6阶模态频率 29.69Hz 和 34.67Hz 落在了车辆传动轴的工作频率范围内。缓速器第 6 阶模态振型图见图 6 所示。结合缓速器模态振型图可以看出：定子托架在扭转工况时第 6 阶模态振型出现有较明显的应力集中，在定子托架开裂位置存在刚度突变。有可能是传动轴的转动激发了定子托架第 6 阶模态，从而引起了缓速器产生共振，导致缓速器定子托架开裂。3 试验测试验证在有限元分析计算的基础上分别对故障车辆 A（更换变速器后）、车辆 B（更换改进加强型变速器）及未出现故1.电子元件 2.前转盘 3.定子线圈 4.调整垫圈 5.转子总成 6.后转盘 7.定子托架图 1 电涡流缓速器结构示意图抗拉强度屈服极限/MPa泊松比弹性模量/MPa450MPa230 MPa0.32.05105表 1 缓速器定子托架外壳材料属性表图 4 缓速器装配有限元计算模拟模型图 5 定子托架 5 倍动载应力云图表 2 缓速器定子托架前七阶模态频率（单位：Hz）刚度频率1 阶2 阶3 阶4 阶5 阶6 阶7 阶800Mmm7.64 13.43 14.46 17.5226.1 29.69 50.001000Mmm8.80 15.86 16.92 20.58 30.67 34.67 50.421200Mmm 10.53 18.64 20.26 24.41 36.54 40.83 50.74图 6 定子托架第 6 阶模态振型图1.缓速器 2.上连接支架 3.橡胶软垫4.连接螺栓 5.下连接支架6.车辆车架 7.车辆传动轴图 3 缓速器装配连接结构示意图图 2 缓速器定子托架开裂故障位置100 建设机械技术与管理 2023.01 试验研究障的车辆 C 进行应力测试、振动测试、模态测试对比分析,以找出缓速器系统结构的振动响应情况、系统结构的模态频率及振型、由测试分析系统测出的应变值计算出系统结构的表面应力，使之与有限元分析结果对比，更加准确地找到缓速器定子托架开裂的原因。本模态试验采用专用模态测试设备进行测试，基于LMSTest.lab 声振试验系统，通过力锤激励，加速度传感器拾取振动响应，从而获得结构频响函数 FRF，然后利用PloyMAX 模态参数识别技术，获取结构的模态频率及振型。试验测试系统原理如图 7 所示，试验测试选择缓速器托架开裂位置、连接支架及车架作为测试对象，选取 1#、2#、3#三个测试点，测点位置如图 8 所示。3.1 模态试验为了分析发生共振时的模态振型以及共振是否是引起开裂的主要原因，对车辆 A、车辆 B、车辆 C 缓速器总成进行了模态试验，对车辆静置空载以缓速器总成整体绕轴向转动、前后摆动两种工况下在车辆正常行驶振动明显时的模态进行试验测试。可以看出：缓速器总成的第 2 阶固有频率分别为36.60Hz、34.01Hz 36.90Hz，接 近 在 时 速 55km/h 70km/h 时传动轴的一阶段频 28Hz 37Hz（已有测试）。且在时速 60km/h 时车辆振动最大，推断为传动轴一阶转频激励激起了缓速器总成的第 2 阶模态共振，缓速器下半部分前后摆动加剧，对应测点刚好为缓速器开裂的位置，因此缓速器总成的第 2 阶模态共振是引起缓速器定子托架疲劳开裂的主要原因。车辆 C 缓速器总成的第 2 阶固有频率 24.19Hz 明显低于车辆 A 和车辆 B 在不用状态下的第 2 阶固有频率，其对应车速为 40km/h（非常用车速），低速时传动轴的一阶转频激励相对较小，底盘底盘无明显共振，缓速器未出现开裂。3.2 振动响应测试试验中利用 LMS Test.lab 声振试验系统，通过加速度传感器拾取各结构关键点的振动响应。试验对象为车辆 B缓速器开裂状态下与其更换缓速器后以及车辆 C 分别在行驶速度（20 70）km/h 范围内，对比观察测试车辆有无 1.缓速器 2.连接支架 3.车辆车架图 8 试验测试测点位置示意图图 7 模态试验测试系统原理图表 2 振动测点不同方向的最大加速度有效值测试对象 测点位置最大加速度值/g对应时速/km.h-1+X+Y+Z车辆 B 更换前车架3.68.95.655.19装配支架54.928.135.3定子托架86.116.015.7车辆 B 更换后车架1.73.62.259.63装配支架40.715.419定子托架31.06.36.5车辆 C车架1.11.62.370.0装配支架16.17.97.518.35.44.6明显共振以便找到缓速器出现开裂现象的主要原因。测试选取车架、缓速器装配支架以及缓速器定子托架上三个测点的最大加速度有效值作为分析依据，测试结果如表 2 所示。表中测试加速度方向+X 为车身朝前，+Y 为车身朝左，+2 为车身竖直向上。由上测试结果结合实际工况状态可以得出：车辆 B 在未更换缓速器开裂状态下，缓速器+X 方向的振动加速度有效值最大（86.1g），装配支架+X、+Z 方向的振动加速度有效值分别达到了 54.9g 和 35.3g，此时对应车速为55.2km/h，车辆振动明显。车辆 B 更换加强型缓速器后，装配支架与缓速器定子托架在+X 方向的振动加速度有效值为均较大，此时对应车速为 59.6km/h，车辆亦存在明显振动。车辆 C（正常车）振动加速度有效值最大仅为定子托架+X 方向 18.3g 车辆无明显振动，对应车速为 70.0km/h，车速未在车辆常用行驶速度范围内。为探清时速变化对振动加速度有效值的影响，测试出测试车辆 测点位置最大值最小值对应时速车辆 B更换后1#75.4-90.856km/h 60km/h2#60.1-77.6车辆 C1#36.8-35.465km/h 70km/h2#48.3-40.2表 3 时速 20-70km/h范围内的应力测试结果/MPa测试构件类型选择计算模式平均应力修正模型存活率应力集中系数测试试验里程车辆 B车辆 C铸件CastGoodman 50%1.1829.5km 26.2km表 4 疲劳损伤以及失效寿命计算相关参数及数据测试车辆测点位置疲劳损伤失效里程车辆 B 更换后1#0.00683318.6km2#0.00336419.2km车辆 C1#趋于 0永久寿命2#趋于 0永久寿命表 5 疲劳损伤以及失效寿命计算结果2023.01建设机械技术与管理 101试验研究速度值达到峰值，此时底盘振动大，是传动轴一阶转频激励激起了缓速器共振，共振是引起缓速器疲劳开裂的主要原因，仅更换加强型缓速器无法解决缓速器开裂问题。车辆 C 缓速器低速时传动轴的一阶转频激励相对较小，常速行驶过程中无明显共振，缓速器没有发生开裂。共振原因可能是与缓速器连接的传动轴设计角度偏大，导致存在较大的轴向激励。鉴于分析结果，综合车辆实际工作工况及需要，可从结构设计角度重新校核设计传动轴角度，采用有效