劉百麗，辛?xí)扎?/p>

（陜西汽車(chē)集團(tuán)有限責(zé)任公司，陜西 西安 710200）

發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支架故障分析及改進(jìn)設(shè)計(jì)

劉百麗，辛?xí)扎?/p>

（陜西汽車(chē)集團(tuán)有限責(zé)任公司，陜西 西安 710200）

針對(duì)公司某款車(chē)型出現(xiàn)的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支架斷裂問(wèn)題，提出了有效的解決方案。根據(jù)失效模式，優(yōu)化零件結(jié)構(gòu)，通過(guò)應(yīng)力及疲勞壽命分析驗(yàn)證優(yōu)化結(jié)構(gòu)的可行性，并通過(guò)市場(chǎng)驗(yàn)證確定優(yōu)化方案的有效性和可靠性。為以后零件的結(jié)構(gòu)優(yōu)化與CAE仿真分析提供了參考依據(jù)。

懸置系統(tǒng)；仿真分析；優(yōu)化

CLC NO.: U461.2 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2014)09-40-03

前言

動(dòng)力總成是汽車(chē)的主要激振源之一，懸置系統(tǒng)各各個(gè)零件的設(shè)計(jì)的合理性直接影響著懸置系統(tǒng)的隔振性及可靠性。懸置支架是動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)中關(guān)鍵零部件之一，它起著支撐動(dòng)力總成、連接減振元件、傳遞載荷的作用。公司生產(chǎn)的這款自卸車(chē)是一款性能高、動(dòng)力性強(qiáng)、經(jīng)濟(jì)性好的車(chē)型。自投放市場(chǎng)以來(lái)深受用戶好評(píng)，但使用一段時(shí)間后該車(chē)出現(xiàn)了發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架斷裂問(wèn)題，嚴(yán)重影響了該車(chē)型的正常銷(xiāo)售，給用戶和公司帶來(lái)很大的經(jīng)濟(jì)損失。為此我們對(duì)此問(wèn)題進(jìn)行了深入研究，找出問(wèn)題的原因，提出了有效的解決方案，徹底解決了發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支架斷裂問(wèn)題。

1、斷裂原因分析

首先我們對(duì)故障零件進(jìn)行了數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)及故障模式分析。斷裂支架屬于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的后支架，安裝在離合器殼端,是離動(dòng)力總成質(zhì)心最近的懸置支架,主要承受垂直載荷,因此在動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)中起著支撐作用。該斷裂支架平均故障里程為3400km，故障模式均為連接端處開(kāi)裂，斷口模式如圖1。斷面光滑、平坦，可見(jiàn)明顯疲勞擴(kuò)張條紋（貝紋線），疲勞條紋基本以加強(qiáng)筋為中心對(duì)稱擴(kuò)展，疲勞區(qū)面積較大，疲勞裂紋擴(kuò)展充分。斷裂源有一至兩個(gè)，均位于加強(qiáng)筋根部。由此可以看出支架上端面加強(qiáng)筋根部是該零件的主要薄弱區(qū)。該零件主要承受外力的交變載荷，交變外力的作用以及應(yīng)力集中是導(dǎo)致該零件斷裂的原因之一。同時(shí)某些用戶的超載行為可能也是導(dǎo)致該零件強(qiáng)度無(wú)法滿足特殊工況的使用需求出現(xiàn)斷裂現(xiàn)象。對(duì)此還需要經(jīng)過(guò)CAE分析緊系作進(jìn)一步分析。

斷裂支架應(yīng)用的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)模型如圖2。

首先計(jì)算出斷裂點(diǎn)的作用力。根據(jù)懸置模型，定義坐標(biāo)原點(diǎn)為曲軸中心線與發(fā)動(dòng)機(jī)后端面交點(diǎn)，X 軸沿曲軸中心線指向動(dòng)力總成的前方為正方向，Z 軸指向發(fā)動(dòng)機(jī)的上端蓋，并平行于氣缸中心線方向，Y 軸遵守右手定則。動(dòng)力總成各參數(shù)如表1，各懸置點(diǎn)坐標(biāo)位置如表2。斷裂件位于發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置點(diǎn),根據(jù)表1、表2中的數(shù)據(jù)計(jì)算出發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置的受力值。

表1

表2

然后建立有限元仿真模型（圖3），對(duì)斷裂件進(jìn)行靜態(tài)應(yīng)力分析，利用HyperWorks軟件計(jì)算出應(yīng)力分布云圖（圖4），根據(jù)應(yīng)力云圖可以看出：最大應(yīng)力點(diǎn)為92.45MPa，安全系數(shù)為3.35。零件的薄弱點(diǎn)與實(shí)際斷裂處吻合，在此基礎(chǔ)上應(yīng)用Femfat軟件對(duì)該零件進(jìn)行疲勞分析，該件最小疲勞安全系數(shù)(圖5)為0.8825，最小疲勞壽命為5.802×105。

從疲勞分析結(jié)果看出，該件的疲勞安全系數(shù)偏小，不滿足工程經(jīng)驗(yàn)推薦值1.32（FEMAFAT原廠商ECS《斯太爾工程中心》工程經(jīng)驗(yàn)）。

2、零件優(yōu)化及分析驗(yàn)證

根據(jù)零件實(shí)際斷裂情況，結(jié)合CAE分析結(jié)果我們對(duì)該零件薄弱區(qū)域進(jìn)行了優(yōu)化改進(jìn)設(shè)計(jì)，改進(jìn)前結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖7，改進(jìn)后的模型結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖8，我們對(duì)加強(qiáng)筋根部斷裂處進(jìn)行了局部

加強(qiáng)。為保證新設(shè)計(jì)零件與原結(jié)構(gòu)零件的通用性，我們僅對(duì)斷裂區(qū)域進(jìn)行了局部加強(qiáng)。為保證改后的零件盡快投放市場(chǎng)，解決市場(chǎng)上頻繁的斷裂問(wèn)題，首先我們對(duì)改后的零件進(jìn)行了CAE分析，對(duì)其強(qiáng)度提升狀況進(jìn)行分析了解。

改后零件受力情況與改進(jìn)之前相同，建立的有限元模型如圖9所示。再對(duì)其進(jìn)行應(yīng)力分析（圖10）及疲勞安全系數(shù)（圖11）和疲勞壽命（圖12）校核分析。

根據(jù)CAE分析可以看出：

（1）改進(jìn)前零部件的薄弱點(diǎn)為支架上端面的加強(qiáng)筋最低端，經(jīng)過(guò)優(yōu)化后此處強(qiáng)度明顯加強(qiáng)，優(yōu)化后零件的最大應(yīng)力點(diǎn)為支架下端面的加強(qiáng)筋根部。

（2）通過(guò)靜強(qiáng)度計(jì)算得到的應(yīng)力結(jié)果，優(yōu)化前安全系數(shù)為3.33，優(yōu)化后的安全系數(shù)為11.73，提升了近252%，大大提升了其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。

（3）通過(guò)疲勞分析可以看出，原結(jié)構(gòu)疲勞安全系數(shù)為0.8835，不滿足工程經(jīng)驗(yàn)推薦值1.32（FEMFAT原廠商ECS《斯太爾工程中心》工程經(jīng)驗(yàn)），優(yōu)化后結(jié)構(gòu)的疲勞安全系數(shù)為1.537，滿足工程要求。優(yōu)化前疲勞壽命為5.802×105，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)為6.133×109，疲勞壽命大大提高。

從應(yīng)力分布和疲勞壽命來(lái)看，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)相較于原結(jié)構(gòu)應(yīng)力最小，且疲勞壽命長(zhǎng)。因此，可以作為改進(jìn)方案進(jìn)行驗(yàn)證。對(duì)此，我們按優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)生產(chǎn)了小批量樣件在出現(xiàn)問(wèn)題的車(chē)輛上進(jìn)行了更換驗(yàn)證，通過(guò)驗(yàn)證，改后的零件再未出現(xiàn)斷裂問(wèn)題。為此，可以看出改后的零件滿足實(shí)際使用需求。

3、結(jié)論

本文針對(duì)市場(chǎng)提出的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支架斷裂頻繁問(wèn)題，采用斷裂件分析與CAE分析結(jié)合的方式分析出失效原因。對(duì)于失效件薄弱點(diǎn)對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)設(shè)計(jì)，既提高了零件的強(qiáng)度又不影響該零件在整車(chē)上的使用，通過(guò)應(yīng)力分析及疲勞分析確定優(yōu)化方案的可行性，并在實(shí)車(chē)上對(duì)其進(jìn)行驗(yàn)證，確保改進(jìn)方案滿足實(shí)際使用需求，同時(shí)為同類(lèi)零部件的設(shè)計(jì)提供了參考依據(jù)。

Engine mount bracket failure analysis and design improvement

Liu Baili, Xin Xiaoying
（Shaanxi Automobile Group Co., Ltd., Shaanxi Xi’an 710200）

Fracture of a mounting bracket for the company appear engine models proposed effective solutions. According failure modes, optimizing part structure, optimize the structure to verify the feasibility analysis by stress and fatigue life, and to determine the validity and reliability of optimization market validation. After the parts for structural optimization and CAE simulation analysis provides a reference.

Mounting System; Simulation Analysis; Optimization

U461.2

A

1671-7988(2014)09-40-03

劉百麗，就職于陜西汽車(chē)集團(tuán)有限責(zé)任公司。