謝 凱

（凱斯紐荷蘭（中國）管理有限公司，上海200131）

0 引言

發(fā)動機懸置托臂是連接發(fā)動機與車架非常關(guān)鍵的零部件，C925車型在初期實驗階段出現(xiàn)金屬托臂斷裂情況（圖1、圖2）。針對這一失效問題，本文對該托臂進行強度分析，并在模具改動最小的前提下進行改進設計。

圖1 懸置托臂斷裂圖

圖2 托臂斷裂分解圖

1 計算機模型的建立

有限元應力分析能夠快速有效地找到零件的薄弱點，將該產(chǎn)品在CATIA中的三維模型導入ABAQUS進行網(wǎng)格劃分，單元基本尺寸3mm，類型C3D10M，取Z向視圖（圖3）。

圖3 托臂網(wǎng)格示意圖

托臂的材料是AlSi9Cu3，參考標準EN AC－46000材料特性參數(shù)（表1）。

表1 材料特性參數(shù)

2 邊界條件和加載

如圖4所示，托臂的3個孔固定于發(fā)動機對應的支座上，另一端固定于車架上，分別對不同的工況進行加載。

圖4 懸置示意圖

根據(jù)發(fā)動機不同工作條件下的扭矩及傳動比，經(jīng)過ADAMS機械系統(tǒng)動力學自動分析（Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems），計算出不同工況下的受力值（表2）。

表2 不同工況下的受力值

3 計算分析

針對上述不同工況下的應力要求對產(chǎn)品進行運算分析，找出最大應力點。托臂的應力云圖如圖5～圖12所示。分析云圖可見不同工況下的最大應力位置。為了方便對比，現(xiàn)將優(yōu)化前后最大應力值以及標準要求同時放入表3中。

圖5 工況1#

圖 6 工況 2#

圖 7 工況 3#

圖 8 工況 4#

圖9 工況5#

圖 10 工況 6#

圖 11 工況 7#

圖 12 工況 8#

表3 優(yōu)化前后不同工況下的最大應力值 單位：MPa

可見，優(yōu)化前最大應力在工況1#、2#、3#、5#的情況下均不滿足規(guī)范要求。

4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

根據(jù)ABAQUS的分析結(jié)果，在盡量少改動托臂壓鑄模具的前提下，采用增加材料的方式來減小最大應力值，如圖13所示，改進托臂在增加一條加強筋（圓圈處）的同時增加脫模圓角來減小應力值。

圖13 改進方案

再次對改進后的托臂進行不同工況下的應力分析，并將優(yōu)化后的最大應力值匯總于表3中。

5 結(jié)語

通過對懸置托臂1#～8#工況下的靜剛度進行有限元分析，可以清晰地看出應力分布位置。在盡量避免壓鑄模具報廢的前提下，采用增加材料的方式減小最大應力值來滿足標準要求。

［1］王勖成．有限單元法［M］．清華大學出版社，2003

［2］機械設計手冊編委會．機械設計手冊（單行本）：疲勞強度設計［M］．機械工業(yè)出版社，2007

［3］吳富民．結(jié)構(gòu)疲勞強度［M］．西北工業(yè)大學出版社，1985