基于ABAQUS的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支架有限元分析

張 波

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

基于ABAQUS的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支架有限元分析

張 波

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支架受力比較復(fù)雜，需要根據(jù)整車的試驗(yàn)工況決定，一般受力較大，容易發(fā)生斷裂問(wèn)題，且懸置支架的剛度如果過(guò)低，也會(huì)導(dǎo)致車內(nèi)的噪聲過(guò)大，影響車輛的 NVH性能，文章基于有限元的方法，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支架進(jìn)行模態(tài)以及強(qiáng)度疲勞分析，預(yù)測(cè)支架的NVH性能以及強(qiáng)度性能。

懸置支架；有限元方法；模態(tài)；強(qiáng)度；疲勞

前言

發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支架時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的關(guān)鍵部件，受到的載荷比較復(fù)雜，一般為螺栓預(yù)緊力以及動(dòng)力總成在不同車輛行駛工況下的加速度，由于動(dòng)力總成質(zhì)量很大，因此支架受到的作用力也較大，而且發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的振動(dòng)會(huì)通過(guò)懸置支架傳遞到車身，如果懸置支架的剛度過(guò)低，就會(huì)在一定的頻率范圍內(nèi)發(fā)生共振，加劇車內(nèi)的噪聲，影響整車的 NVH性能。本文采用有限元的方法，對(duì)某發(fā)動(dòng)機(jī)的懸置支架進(jìn)行模態(tài)及強(qiáng)度疲勞分析，預(yù)測(cè)支架的剛度以及強(qiáng)度性能，并針對(duì)分析結(jié)果進(jìn)行優(yōu)化，提升NVH性能以及強(qiáng)度性能。

1 有限元模型

圖1 有限元分析模型

有限元模型主要包括發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體、懸置支架、整車支架以及支架螺栓。懸置支架與缸體支架通過(guò)螺栓固定，通過(guò)整車的小支架與車身連接，由于整車布置的原因，固定點(diǎn)與缸體支架距離較遠(yuǎn)，導(dǎo)致懸置支架的懸臂較長(zhǎng)，對(duì)懸置支架的剛度以及強(qiáng)度均產(chǎn)生不利影響。有限元模型如圖1所示。主要部件的材料名稱及參數(shù)如表1所示。

表1 材料關(guān)鍵屬性

2 載荷

載荷主要包括支架螺栓預(yù)緊力以及整車在通過(guò)不同路況時(shí)產(chǎn)生的加速度，后者比較復(fù)雜，可根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)工況進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，得到不同工況懸置支架的受力情況，具體受力信息如表2所示。

表2 懸置支架受力情況

3 分析結(jié)果

圖2 一階模態(tài)振型

經(jīng)過(guò)模態(tài)分析，整體模型的一階模態(tài)頻率以及振型如圖2所示，可以看出，系統(tǒng)的一階模態(tài)頻率為 218Hz，頻率過(guò)低，一般要求要高于300Hz以上，剛度過(guò)低會(huì)導(dǎo)致車內(nèi)噪聲水平較高。

經(jīng)過(guò)強(qiáng)度分析，發(fā)現(xiàn)在第21個(gè)工況，即5g下+3g右時(shí)，支架的應(yīng)力最大，應(yīng)力分布如圖3所示，支架的最大應(yīng)力為750MPa，遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于支架材料的抗拉強(qiáng)度450MPa，存在斷裂的風(fēng)險(xiǎn)。支架的疲勞安全系數(shù)分布如圖4所示，在圈出的區(qū)域均存在疲勞斷裂的風(fēng)險(xiǎn)。

圖3 應(yīng)力分布

圖4 疲勞安全系數(shù)分布

4 優(yōu)化結(jié)果

根據(jù)以上的分析發(fā)現(xiàn)支架的剛度以及強(qiáng)度均較弱，不能滿足設(shè)計(jì)要求，主要原因?yàn)閼抑弥Ъ艿膽冶鄄课粍偠冗^(guò)低，導(dǎo)致系統(tǒng)的模態(tài)以及強(qiáng)度較弱，針對(duì)此問(wèn)題對(duì)支架進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化后模型如圖5所示。

圖5 優(yōu)化后支架模型

對(duì)優(yōu)化后模型重新進(jìn)行分析，發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)的一階模態(tài)提升到 398Hz，有較大的提升，支架最大應(yīng)力為 320MPa，最小安全系數(shù)為1.27，優(yōu)化后模型均能滿足要求。

圖6 優(yōu)化后模型一階振型

圖9為車內(nèi)噪聲的測(cè)試結(jié)果，可以發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化后的支架車內(nèi)最大噪聲從91dB降低到70dB，提升明顯。

圖7 優(yōu)化后支架應(yīng)力分布

圖8 優(yōu)化后支架疲勞安全系數(shù)分布

5 結(jié)論

通過(guò)有限元模擬方法對(duì)懸置支架進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化后的支架不僅提升了剛度，而且在強(qiáng)度疲勞特性也有較大的提升，從測(cè)試結(jié)果看出NVH性能提升較明顯。

圖9 噪聲測(cè)試結(jié)果

[1] 李紅慶.某型汽車發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)電機(jī)支架的強(qiáng)度分析[D].Abaqus 2004年度用戶大會(huì)論文集.

[2] 楊萬(wàn)里,鄧曉龍,劉國(guó)慶.發(fā)動(dòng)機(jī)支架安全凸臺(tái)故障診斷分析[D].Abaqus 2005年度用戶大會(huì)論文集.

[3] 朱孟華.內(nèi)燃機(jī)振動(dòng)與噪聲控制[M].本經(jīng):國(guó)防工業(yè)出版社,1995.

The Finite Element Analysis of Mounting Bracket Based on ABAQUS Software

Zhang Bo
（Anhui Jianghuai Automobile Co., Ltd. Technology Center, Anhui Hefei 230601）

The force of Engine mounting bracket is more complex. It is decided by the working conditions of the vehicle.Generally the force is very larger. It is inclinable to fracture. And if the stiffness of the mounting bracket is too low. It will cause the noise inside the car is large, affecting the NVH performance of vehicle. This paper is based on the finite element method. The modal analysis and stress analysis of the engine mounting bracket are performed. It can predict the NVH performance and strength performance.

mounting bracket; finite element method; modal; stress; fatigue

CLC NO.: U467.3 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)12-222-03

U467.3 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A 文章編號(hào)：1671-7988 (2017)12-222-03

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.12.073

張波，就職于安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司。