朱東升，阮仁宇

(安徽江淮汽車股份有限公司技術中心，安徽合肥 230601)

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機油濾清器支架模態(tài)分析

朱東升，阮仁宇

(安徽江淮汽車股份有限公司技術中心，安徽合肥 230601)

采用ABAQUS軟件對某發(fā)動機的機油濾清器支架進行模態(tài)分析，計算其主要階次的固有頻率及振型，以及支架的應力、應變云圖，并對支架的高周疲勞進行了分析，計算結果滿足評價指標，表明該支架結構設計合理，能夠滿足使用要求。

機油濾清器支架；模態(tài)分析；應力；高周疲勞

0　引言

機油濾清器支架是發(fā)動機的關鍵零部件，主要用于固定機油濾清器。機油濾清器支架與發(fā)動機缸體、發(fā)電機、進氣歧管固定支架等相連接，在發(fā)動機運行過程中，承受各種復雜的載荷，因此支架設計的優(yōu)劣直接影響到機油濾清器工作的可靠性，進而影響到發(fā)動機能否正常運行。

文中將通過有限元軟件對某機油濾清器支架進行模態(tài)分析，計算其主要階次的固有頻率及振型，并對支架的強度進行分析，為支架的結構設計提供參考。

1　設計方案

隨著發(fā)動機向小型化、集成化的方向發(fā)展，現(xiàn)在越來越多地把機油濾清器支架設計成一個模塊(如圖1所示)。

機油濾清器支架集成了機油濾清器安裝座、機油濾清器進出油道、發(fā)電機安裝支架及調(diào)節(jié)臂功能，這樣能夠大量地省去外圍管路設計，不僅降低了漏油風險，同時還美化了發(fā)動機的外觀。此外，由于在集成模塊內(nèi)鑄造機油濾清器進出油道、機油濾清器放油油道，這樣既解決了布置困難的問題，同時又可以減少裝配工時。

2　分析過程

2.1劃分計算網(wǎng)格

劃分網(wǎng)格的目的實際上是對計算區(qū)域進行離散化。網(wǎng)格質(zhì)量對于計算精度和效率有著極為重要的影響。為了力求接近于實際情況，分析模型包括了周邊與之相連的相關零部件，主要有缸體、進氣歧管支架、機油濾清器支架、發(fā)電機、機油濾清器和相應的螺栓、螺母等。使用Hypermesh對模型進行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格單元主要采用四面體Solid實體建模，單元尺寸2mm，

階次為一階四面體，有限元模型如圖2所示。

2.2計算輸入?yún)?shù)

材料屬性如表1所示，其中發(fā)電機與機油濾清器的整體質(zhì)量分別為6.05和0.028kg，其材料密度進行了調(diào)整，機油濾清器支架材料的疲勞屬性如表2所示。

表1　材料關鍵屬性

表2　機油濾清器支架材料的疲勞屬性

2.3載荷及約束條件

加載情況是模態(tài)分析的前提，直接關系到計算結果的精確度。此案例中的載荷主要為作用于發(fā)電機上的最大皮帶力以及整個模型6個方向的加速度。皮帶力由供應商提供，發(fā)電機的最大皮帶力為1 527N，如圖3所示，加速度使用經(jīng)驗值15g(對應最大爆發(fā)壓力7.5MPa)，分析模型的邊界約束情況如圖4所示。

3　結果分析

3.1模態(tài)計算結果

支架的模態(tài)分析主要用于確定其振動特性，即支架的固有頻率以及振型。有助于工程人員在設計中避開這些頻率，或者盡可能地減小對這些頻率的激勵，以消除過度振動和噪聲。

圖5和圖6分別為支架系統(tǒng)頻率分布和第一階振型分布，其中，一階頻率為271.51Hz，發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速為6 600r/min，對應的點火頻率為220Hz。根據(jù)避振要求，一階模態(tài)頻率必須大于點火頻率的1.2倍，而計算結果為點火頻率的1.23倍，滿足避振要求。

圖7所示的是機油濾清器支架應變能密度分布云圖，可對圖7所示的1號和2號位置進行加粗加厚處理，來進一步加強支架結構的整體剛度。為方便表達，以下分別將表示1號位置的視圖稱為1號視圖，2號位置的視圖稱為2號視圖。

3.2皮帶力和6個方向加速度工況下的應力結果

支架在皮帶力和6個方向加速度工況下，螺栓孔位置由于螺栓預緊力的作用使結果奇異，不予考慮。圖8所示的是發(fā)電機上皮帶力和振動加速度共同作用下的支架應力分布云圖，可以看到:機油濾清器支架在發(fā)電機的最大皮帶力和振動加速度共同作用下的最大應力為142.5MPa，未超過材料的屈服強度150MPa，但是已經(jīng)接近屈服強度了，因此可對圖中所指示的兩個位置進行加筋處理，來降低其應力值。

3.3高周疲勞計算結果

圖9所示的是最大皮帶力工況下安全系數(shù)分布云圖，支架在皮帶力和6個方向加速度共同作用下，其高周疲勞的最小安全系數(shù)為1.37，大于1.1的安全評價標準，故支架符合高周疲勞性能要求。

4　結論

(1)對機油濾清器支架進行了模態(tài)分析，分析結果顯示:支架的一階模態(tài)頻率為發(fā)動機點火頻率的1.23倍，滿足避振要求。

(2)支架在發(fā)電機的最大皮帶力和振動加速度共同作用下的最大應力為142.5MPa，未超過材料的屈服強度150MPa，但是已經(jīng)接近屈服強度了，因此可對圖中所指示的兩個位置進行加筋處理，來降低其應力值。

(3)支架在皮帶力和6個方向加速度共同作用下，其高周疲勞的最小安全系數(shù)為1.37，大于1.1的安全評價標準，滿足要求。

【1】陳家瑞.汽車構造[M].北京：人民交通出版社,2002.

【2】鄭偉剛，劉志軍，楊寧.汽車轉(zhuǎn)向泵支架的靜態(tài)和模態(tài)分析[J].機械設計與制造， 2014(6):182-184.

ZHENGWeigang,LIUZhijun,YANGNing.AnalysisonModalandStaticofSteeringPumpBracket[J].MachineryDesign&Manufacture,2014(6):182-184.

ModalAnalysisonOilFilterBracket

ZHUDongsheng,RUANRenyu

(Research&DevelopmentCenter,AnhuiJianghuaiAutomobileCo.,Ltd.,HefeiAnhui230601,China)

Amodalanalysiswasmadeonoilfilterbracketofacertainengine.Thenaturefrequencies,vibrationshapes,stressandstraincontoursofthisbracketwerecalculated.Ahighcyclefatigueevaluationwasperformedbasedonthestressresults.Theresultsshowthatitmeetstheevaluationstandard.Itisindicatedthatthedesignofthebracketisrationalanditcanmeettheuserequirements.

Oilfilterbracket;Modalanalysis;Stress;Highcyclefatigue

2016-04-19

朱東升(1990—)，本科，助理工程師, 研究方向為機械設計制造及其自動化。E-mail：dly_zhu@163.com。

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1674-1986(2016)07-043-04