混聯(lián)式發(fā)動機(jī)后懸置支架有限元分析

劉善鍔，陳詩庫，張彥斌，劉　汨

混聯(lián)式發(fā)動機(jī)后懸置支架有限元分析

劉善鍔，陳詩庫，張彥斌，劉汨

（湖南南車時代電動汽車股份有限公司，湖南 株洲412007）

發(fā)動機(jī)后懸置支架是動力總成的重要承載部件，其強(qiáng)度必須滿足各種極限工況要求。本文利用Solidworks軟件對發(fā)動機(jī)后懸置支架進(jìn)行建模，利用Simulation軟件進(jìn)行有限元分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化。結(jié)果表明，優(yōu)化后的支架有效地降低了關(guān)鍵部位的應(yīng)力，提高了發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的安全性能。

混聯(lián)式發(fā)動機(jī)；懸置支架；有限元分析

汽車發(fā)動機(jī)動力總成系統(tǒng)的后懸置支架強(qiáng)度、剛度對整車的安全性及使用壽命有很大的影響［1］。因此，發(fā)動機(jī)后懸置支架的強(qiáng)度和剛度在整個汽車設(shè)計中十分重要。本文采用有限元仿真分析方法對某型客車的動力總成后懸置支架結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度研究，分析并找出其在某些工況下易產(chǎn)生破壞的位置，并根據(jù)有限元分析結(jié)果對支架結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。通過對比分析，支架強(qiáng)度得到明顯提高。

1　后懸置受力計算及結(jié)構(gòu)模型

本動力系統(tǒng)總成屬于混聯(lián)式結(jié)構(gòu)，發(fā)動機(jī)飛輪殼后端連接有發(fā)電機(jī)、分離裝置、牽引電機(jī)等，傳動鏈結(jié)構(gòu)與傳統(tǒng)客車有很大的差別。動力傳動方式：發(fā)動機(jī)→離合器→發(fā)電機(jī)→分離裝置→牽引電機(jī)→輸出動力。動力總成的總長度（發(fā)動機(jī)附加皮帶輪外端面到牽引電機(jī)輸出法蘭端面）為2 104 mm。在計算受力前，需將發(fā)電機(jī)、分離裝置、牽引電機(jī)合成一個大部件計算其質(zhì)心位置。通過與發(fā)動機(jī)的質(zhì)心作連線形成扭矩中心軸。

運用文獻(xiàn)［2］中的有關(guān)計算公式進(jìn)行力學(xué)計算。先假設(shè)牽引電機(jī)端不使用輔助支承，即F3=0情況下，計算得到發(fā)動機(jī)飛輪殼后端面彎矩Mx=3 644 N·m。此值超出發(fā)動機(jī)的許可彎矩值（發(fā)動機(jī)公司要求Mx＜1 350 N· m），因此，確定在牽引電機(jī)端增加輔助支承，形成六點懸置。增加輔助支承后，輔助支承所加預(yù)定載荷應(yīng)使Mx=0［3］。計算結(jié)果顯示，發(fā)動機(jī)飛輪殼端的后懸置受力點的靜力載荷F2=4 879 N，單邊平均受力P2=F2/2=4 879/2= 2 439.5 N，飛輪殼后端面彎矩Mx=0＜1 350 N·m。六點懸置的動力總成受力如圖1所示。

利用Solidworks軟件分別建模后懸置左支架、右支架、飛輪殼，存為sldprt格式文件；在Solidworks組件環(huán)境下依次將飛輪殼、后懸置左支架、后懸置右支架裝配，不用裝配標(biāo)準(zhǔn)件及后懸置軟墊，全部約束后存為sldasm格式文件。左支架與右支架的材質(zhì)選用QT450-10，飛輪殼的材質(zhì)選用HT250。發(fā)動機(jī)后懸置支架裝配圖在 Simulation環(huán)境下生成的有限元模型如圖2所示。

2　鑄件支架的強(qiáng)度分析及優(yōu)化

2.1定義參數(shù)

Solidworks軟件定義的材質(zhì)與GB/T 1348-2009標(biāo)準(zhǔn)［4］有一定的區(qū)別，因此，需對材質(zhì)的物理性能再編輯定義，保證與GB/T1348-2009的規(guī)定相一致。球墨鑄鐵的材質(zhì)參數(shù)如表1所示。

表1　球墨鑄鐵物理性能參數(shù)

文獻(xiàn)［5］中提供的泊松比為0.3，彈性模量、抗剪模量與GB/T 1348-2009也不同，本文采用的數(shù)據(jù)以GB/T 1348-2009為準(zhǔn)。

除表1參數(shù)外，分析過程還需要發(fā)動機(jī)、起動機(jī)、后懸置單邊載荷參數(shù)，如表2所示。

表2　其它物理參數(shù)

2.2邊界約束及載荷處理

動力總成懸置系統(tǒng)的工況是汽車在整個生命周期中使用和可能的工況［1］。各大知名汽車公司根據(jù)不同路面、使用狀況和地區(qū)，總結(jié)了一系列汽車駕駛工況，以此作為新車初期開發(fā)的分析數(shù)據(jù)，總共有28個標(biāo)準(zhǔn)工況［6］。但對于城市客車的動力系統(tǒng)，顯然不需要這么多的工況分析。根據(jù)懸置系統(tǒng)的布置，Simulation軟件建立仿真模型，然后分析工況的載荷。本文針對性地提取4個工況進(jìn)行CAE分析，見表3［6］。

表3　載荷工況

邊界約束及加線處理方法：原則上將發(fā)動機(jī)總成進(jìn)行6自由度完全約束，即發(fā)動機(jī)處于固定狀態(tài)。為了處理方便，簡化成將飛輪殼進(jìn)行6自由度完全約束，而鑄件支架通過螺栓孔與飛輪殼螺紋孔相連接并處于完全約束狀態(tài)；在鑄件支架與懸置軟墊的接觸面施加力載荷（N）及在飛輪殼與鑄件支接觸面施加扭矩載荷（N·m）。

2.3強(qiáng)度計算結(jié)果及分析

在裝配環(huán)境下利用Simulation軟件進(jìn)行分析。過程定義如下：“夾具”為飛輪殼的懸置支架安裝面；“零部件接觸面”為左右支架與飛輪殼的懸置安裝面相接觸的面；“垂直受力面”為軟墊與支架的配合安裝面；“承受扭矩面”為左右支架與飛輪殼的懸置安裝面相接觸的面［7］。網(wǎng)格密度設(shè)置為“良好”，節(jié)點總數(shù)：143 899，單元總數(shù)：87 118。經(jīng)過計算，最大應(yīng)力在4.0 g垂直加載過坑工況，右支架與懸置安裝面的接觸垂直方向輪廓附近的最大應(yīng)力達(dá)到296.37 MPa，位移變形量為0.66 mm。右支架的應(yīng)力分析如圖3所示；表4是分析結(jié)果匯總表。從分析結(jié)果得知，最大應(yīng)力值沒有超過材料許可應(yīng)力值。但如果鑄件的球化率達(dá)不到要求，零件的斷裂可能性是非常大的。因此，必須進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。

表4　右支架應(yīng)力分析結(jié)果匯總表

2.4支架的優(yōu)化設(shè)計及結(jié)果分析

1）鑄件支架結(jié)構(gòu)修改。根據(jù)有限元分析結(jié)果，最大應(yīng)力出現(xiàn)在支架與懸置安裝面的接觸垂直方向輪廓附近，原結(jié)構(gòu)此處無加強(qiáng)筋。根據(jù)鑄件材質(zhì)的特點，在左、右支架鑄件的的翼面與腹面交匯的根部增加一條加強(qiáng)筋。修改后的結(jié)構(gòu)如圖4所示。

2）結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析。邊界條件及加載位置同修改前模型，將修改后的后懸置左、右支架導(dǎo)入到Simulation軟件中進(jìn)行分析。同樣在前述工況下進(jìn)行加載，得到各工況的強(qiáng)度和變形云圖。優(yōu)化前的最大應(yīng)力出現(xiàn)在4.0 g垂直加載過坑工況。因此，結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的分析以4.0 g垂直加載過坑工況為對象，其它三種工況不再考慮。優(yōu)化后的支架分析節(jié)點總數(shù)：145 312，單元總數(shù)：88 074。最大應(yīng)力值出現(xiàn)在支架與懸置安裝面的接觸垂直方向輪廓附近，應(yīng)力值為169.01 MPa，變形量為0.24 mm。應(yīng)力分析如圖5所示。

3）對比分析。對比分析優(yōu)化前后的動力總成后懸置右支架的強(qiáng)度與位移，其結(jié)果表明，4.0 g垂直加載過坑工況的應(yīng)力值及變形量下降明顯，增加加強(qiáng)筋的效果明顯。雖然優(yōu)化后的重量增加了0.22 kg，但是零件的應(yīng)力下降了許多，保護(hù)了動力總成的安全，結(jié)構(gòu)優(yōu)化改進(jìn)合理。

3　結(jié)　論

1）修改后的后懸置支架結(jié)構(gòu)在4.0 g垂直加載過坑工況下，最大應(yīng)力由296.37 MPa減小到169.01 MPa，大大小于該材料的屈服應(yīng)力310 MPa，非常富裕地滿足強(qiáng)度要求。

2）改進(jìn)后的后懸置支架結(jié)構(gòu)與原結(jié)構(gòu)相比，僅多了一條加強(qiáng)筋，即便增加了一些重量，但強(qiáng)度得到了極大提升，有效避免了零件的疲勞失效，并提高了零件的動態(tài)性能［8］。對于整車重量而言，基本不用考慮此重量增加帶來的影響。

3）分析結(jié)果表明，支架強(qiáng)度能夠滿足車輛的安全使用要求，但是球墨鑄鐵的球化率對鑄鐵件的強(qiáng)度有相當(dāng)大的影響。球墨鑄鐵的球化級別分6級［9］，機(jī)械行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)［10］規(guī)定球鐵球化級別應(yīng)不小于4級，即≥70%。根據(jù)經(jīng)驗，對于客車發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的球墨鑄鐵支架，要求的球化級別不小于3級。

［1］楊良勇，成傳勝，廖抒華.基于ABAQUS的某微型車發(fā)動機(jī)后懸置支架的新設(shè)計［J］.組合機(jī)床與自動化加工技術(shù)，2011，（7）：87-90.

［2］汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊：設(shè)計篇［K］.北京：人民交通出版社，2001.

［3］周從源.重型汽車懸置系統(tǒng)設(shè)計［J］.合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報：自然科學(xué)版，2007，（S1）：7-10.

［4］GB/T 1348-2009，球墨鑄鐵件［S］.北京：中國標(biāo)準(zhǔn)出版社，2009.

［5］數(shù)字化手冊編委會.機(jī)械設(shè)計手冊（軟件版）V3.0［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006.

［6］林濤，閆劍韜，呂兆平.基于CAE分析的變速器后懸置支架優(yōu)化設(shè)計［J］.裝備制造技術(shù)，2010，（10）：53-55.

［7］DSSolidWorks公司，陳超祥，葉修梓.Solidworks（r）Simulation高級教程［M］.杭州新迪數(shù)字工程有限公司，譯.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2011.

［8］潘孝勇，柴國鐘，劉飛，等.懸置支架的優(yōu)化設(shè)計與疲勞壽命分析［J］.汽車工程，2007，（4）：341-345.

［9］GB/T9441-2009，球墨鑄鐵件金相檢驗［S］.北京：中國標(biāo)準(zhǔn)出版社，2010.

［10］JB/T6051-2007，球墨鑄鐵熱處理工藝及質(zhì)量檢驗［S］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007.

修改稿日期：2014-12-12

Finite Element Analysis on Rear Mounting Bracket of Hybrid Engine

Liu Shan'e，Chen Shiku，ZhangYanbin，Liu Mi
（Hunan CSR Times Electric Vehicle Co.，Ltd，Zhuzhou 412007，China）

The engine rear mounting bracket is an important bearing member of powertrain，its strength must meet all requirements of all extreme conditions.The authors model and simulate the engine rear suspension bracket with the finite element analysis by use of Solidworks and Simulation softwares，as well as optimize the bracket structure. The results show that the optimize support can effectively reduce the stress of the key position，improve the safety performance ofthe engine mountingsystem.

hybrid engine；bracket mounting；finite element analysis

U464；U463.32+6

B

1006-3331（2015）01-0038-03

劉善鍔（1975-），男，工程師；高級主任設(shè)計師；從事客車底盤技術(shù)設(shè)計與研究工作。