某發(fā)動機惰輪支架設(shè)計應(yīng)用

付友，童向榮，馬文亮，李慧軍，由毅，馮擎峰

(吉利汽車研究院，浙江杭州311228)

0 引言

某發(fā)動機為匹配整車電子助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng) (EPS)，對前端輪系進行了重新開發(fā)，輪系示意圖如圖1所示。為了節(jié)約成本和平臺通用化，惰輪采用供應(yīng)商現(xiàn)有產(chǎn)品，僅開發(fā)了惰輪支架。詳細(xì)地介紹了惰輪支架的整個開發(fā)過程以及試驗驗證中出現(xiàn)斷裂失效的優(yōu)化方法等內(nèi)容，為后續(xù)類似發(fā)動機零部件的設(shè)計開發(fā)積累了寶貴經(jīng)驗。

1 設(shè)計開發(fā)階段

1.1 布置邊界分析

設(shè)計一個零部件，首先要分析清楚該零部件的功用、使用位置、裝配配合零部件、配合尺寸的限定、周邊零部件布置間隙等問題。

新開發(fā)輪系布置計算完成后，惰輪中心位置已確定，輪系布置圖如圖2所示。

惰輪支架配合安裝固定在氣缸體與正時鏈罩之間支撐惰輪，為了避免改變原來的設(shè)計結(jié)構(gòu)，增加零部件新模具投入，惰輪支架與原機械式液壓助力轉(zhuǎn)向泵安裝方式一致。惰輪支架安裝位置及周邊零部件如圖3、4所示。

1.2 惰輪支架結(jié)構(gòu)設(shè)計

惰輪支架的布置邊界分析完成后，下面就是支架結(jié)構(gòu)的建模設(shè)計。根據(jù)裝配位置及惰輪位置限定，惰輪支架采用基本結(jié)構(gòu) (如圖5)，基準(zhǔn)軸A－1為惰輪安裝中心，A－2/3為惰輪支架裝配軸中心，三軸形成等腰三角形，結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性較好。

如圖6所示，惰輪支架受到輪系傳遞給惰輪的徑向載荷F和裝配螺栓施加的預(yù)載荷壓力F1和F2，F(xiàn)1與F2大小相等，方向相反，與F在方向上垂直，初步分析圖中B區(qū)域受力應(yīng)變趨勢較大，因此在B區(qū)域設(shè)計了加強筋結(jié)構(gòu)。

根據(jù)三軸定位、初步的受力分析及與惰輪的配合安裝，將惰輪支架其余結(jié)構(gòu)設(shè)計完整，完整惰輪支架設(shè)計三維數(shù)模如圖7所示。

1.3 惰輪支架材料

支架類零部件一般采用鑄鐵 (GB/T 1348-2009)和壓鑄鋁合金 (GB/T 15115-2009)，兩種材料的應(yīng)用均較廣泛。發(fā)動機零部件工作環(huán)境一般都比較惡劣，外圍零部件設(shè)計一般要求耐腐蝕性，且隨著發(fā)動機零部件輕量化的設(shè)計趨勢，綜合考慮采用壓鑄鋁合金，選定牌號為YL112，此種材料具有好的鑄造性能和力學(xué)性能、抗熱裂性能好、易切削加工、質(zhì)量輕等特點。

1.4 惰輪支架強度計算分析

采用有限元分析方法，對發(fā)動機惰輪支架進行靜強度與疲勞強度計算，以評估惰輪支架的強度是否滿足設(shè)計要求，分析使用軟件 Altair Hypermesh 9.0、Abaqus 6.10 －1［1］。

1.4.1 建立模型

根據(jù)既定的分析方案構(gòu)建惰輪支架系統(tǒng)的有限元分析模型，包括:缸體 (切片)、正時罩蓋 (切片)、惰輪及其支架、連接螺栓等。網(wǎng)格類型主要采用二階四面體單元 (C3D10M)，其中共包含二階四面體單元68 992個和127 167個節(jié)點 (如圖8所示)。

1.4.2 材料屬性

有限元分析需引入分析模型中各零部件的材料屬性，查找相應(yīng)零部件材料的標(biāo)準(zhǔn)，材料屬性如表1所示。

表1 主要部件的材料屬性

1.4.3 靜強度分析邊界條件

靜強度分析模型的參考型坐標(biāo)系為:發(fā)動機后端指向前段為正X向，下端指向上端為正Z向，遵循右手定則。各裝配貼合面設(shè)定為Tie約束，斷面設(shè)定為全約束，在沿坐標(biāo)軸方向上，分別施以15g的慣性加速度作用，分析模型邊界如圖9所示。

輪系動態(tài)載荷模擬參數(shù)見圖10，由圖可知，惰輪 (IDL1)動態(tài)載荷模擬最大值為1 200N。

1.4.4 靜強度分析結(jié)果?

作為此次分析的惰輪支架，在計算所考慮的各個靜載荷工況下的應(yīng)力分布云圖如圖11—13所示。

由以上靜應(yīng)力分析結(jié)果可知，惰輪支架在所考慮的計算工況下，支架的應(yīng)力水平均低于其材料的屈服極限 (σs=140 MPa)，滿足靜強度設(shè)計要求。

1.4.5 疲勞強度分析結(jié)果

惰輪支架在工作過程中所受的載荷，通常是在不斷變化的 (如振動載荷與波動的皮帶力作用)而非靜態(tài)力作用，因此需要考察其支架在變載荷交替作用下的疲勞強度，以求評估更貼近實際工作條件?？疾於栎喼Ъ艿母咧芷趶姸葧r，分別以3組工況載荷組合 (X正負(fù)方向加速度;Y正負(fù)方向加速度;Z正負(fù)方向加速度)作為交變載荷進行疲勞安全因子的計算，再求出3組疲勞工況安全因子的最小值云圖。疲勞計算所采用材料的疲勞屬性及考慮的疲勞影響因素如圖14所示。

綜合3組載荷組合工況，惰輪支架最小疲勞安全因子分布云圖 (如圖15)所示。

在計算所考慮的工況組合條件下，最小疲勞安全因子為1.04，該點位于接觸邊界點上，屬于應(yīng)力虛高位置，可不予關(guān)注。其余區(qū)域疲勞安全因子均大于建議值1.4的要求 (圖15)，滿足疲勞強度設(shè)計要求。

該分析結(jié)果是在對3D幾何模型做了一定離散化基礎(chǔ)上，以及特定的工況載荷條件下得出的;此外，疲勞計算精度還有賴于材料的疲勞特性參數(shù) (圖14)的準(zhǔn)確性。

2 試驗驗證

設(shè)計已完成，有限元分析評估也滿足要求，具體惰輪支架的設(shè)計能否滿足相關(guān)的性能要求，需要以試驗驗證為準(zhǔn)。樣件制造采用與設(shè)計材料相同的鑄鋁塊，利用數(shù)控加工的方式制造，此方式的優(yōu)點是制造加工方便，周期短，無需開發(fā)模具，首批樣件狀態(tài)如圖16所示。

2.1 試驗方法

惰輪支架和惰輪裝配完成以后，將組件裝配到試驗發(fā)動機上，進行交變負(fù)荷循環(huán)耐久試驗。使用的發(fā)動機為進行800 h循環(huán)負(fù)荷臺架試驗發(fā)動機，循環(huán)負(fù)荷耐久試驗每循環(huán)40 min，試驗運行1 200個循環(huán)，共計800 h，試驗循環(huán)工況如圖17所示。

2.2 試驗結(jié)果

當(dāng)試驗進行到200 h時，檢查發(fā)現(xiàn)惰輪支架出現(xiàn)斷裂失效，惰輪支架第一次設(shè)計判定失敗，斷裂位置如圖18所示。

3 斷裂分析及優(yōu)化結(jié)果

3.1 斷裂分析

如圖19所示，對照斷裂位置和有限元分析安全因子云圖，斷裂區(qū)域安全因子均處于1.8以上，有限元分析結(jié)論中判定安全因子為1.04區(qū)域處于應(yīng)力虛高的結(jié)論無誤，斷裂不處于該區(qū)域，而重新按定義的邊界條件進行計算分析，兩次結(jié)果相同，據(jù)此判定有限元分析邊界輸入條件有誤。

為了查找原因，對邊界條件進行重新校對，發(fā)現(xiàn)其中惰輪動態(tài)載荷屬模擬數(shù)值，其余邊界條件均根據(jù)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)引用，而模擬數(shù)值本身誤差較大，為查明負(fù)載的準(zhǔn)確大小，對輪系動態(tài)載荷進行了實際測量，惰輪實際負(fù)載為1 750N，遠(yuǎn)高于模擬數(shù)值，將實際負(fù)載引入有限元計算分析，結(jié)果安全因子僅為1.28，低于建議值1.4，導(dǎo)致斷裂位置應(yīng)力集中，在交變振動較強的工況下，惰輪支架容易發(fā)生疲勞斷裂。

3.2 優(yōu)化方案及結(jié)果

為了避免形成應(yīng)力集中造成惰輪支架斷裂，對第一方案安全因子低的區(qū)域進行了重新設(shè)計，加大了此處的圓角，且將加強筯結(jié)構(gòu)去除，采用大圓弧結(jié)構(gòu) (圖19紅色區(qū)域處)，對惰輪支架的結(jié)構(gòu)進行了重新設(shè)計調(diào)整，設(shè)計模型如圖19所示。

模型修改完成，再按正確的邊界條件對惰輪支架新方案進行有限元強度分析，分析結(jié)果如圖20所示，圖中紅色區(qū)域的最大壓應(yīng)力為42.95 MPa，遠(yuǎn)小于材料的屈服極限，其安全因子為2.1，遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于建議值1.4。按新模型重新制做機加樣件試驗驗證，新方案順利通過發(fā)動機臺架800 h循環(huán)耐久試驗，據(jù)此下達(dá)開模指令，進行工裝樣件的制造。惰輪支架的工裝樣件隨發(fā)動機應(yīng)用于整車上，順利通過整車3萬公里道路試驗，惰輪支架達(dá)到批產(chǎn)應(yīng)用的條件，整個開發(fā)階段結(jié)束。

4 總結(jié)

惰輪支架的設(shè)計開發(fā)，首先應(yīng)詳細(xì)分析布置情況和邊界條件;設(shè)計模型時優(yōu)先考慮應(yīng)變趨勢較大區(qū)域，對該區(qū)域結(jié)構(gòu)進行加強;首版模型設(shè)計完成后，對模型進行有限元分析，評估各結(jié)構(gòu)的安全因子，分析通過后進行樣件試制驗證;驗證中采用標(biāo)準(zhǔn)化的發(fā)動機循環(huán)耐久，試驗條件充足，試驗可靠性較高;其中設(shè)計開發(fā)過程中出現(xiàn)的斷裂失效問題在于對理論分析的過度依賴，模擬的載荷條件與實際存在差異。

通過對惰輪支架從設(shè)計到試驗驗證，再到失效優(yōu)化的介紹，詳細(xì)的說明了惰輪支架的整個開發(fā)過程，為后續(xù)類似發(fā)動機零部件的設(shè)計積累了寶貴經(jīng)驗。

【1】莊茁.ABAQUS非線性有限元分析與實例［M］.北京:科學(xué)出版社，2005.