樸紅花，許濤，阮仁宇

（安徽江淮汽車集團股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230601）

前言

支架是指起支撐作用的構(gòu)架，由于支架工作環(huán)境非常惡劣，載荷變化量大，嚴重情況下會發(fā)生斷裂。因此，支架設(shè)計是否合理，直接關(guān)系到其支撐的零部件是否能夠穩(wěn)定工作。

本文研究的是發(fā)動機的機油泵支架，將借助于CAE軟件ABAQUS對其進行有限元分析，分別從機油泵支架的模態(tài)、強度以及接觸滑移量三個方面進行計算，判斷其是否滿足使用要求。

1 計算設(shè)置及網(wǎng)格生成

1.1 設(shè)置材料參數(shù)

計算模型需要輸入準確的材料參數(shù)，詳細的材料特性參數(shù)如表1所示。其中，機油泵支架材料的屈服極限為150MPa。

表1 材料特性參數(shù)

1.2 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格生成是CAE計算的一個關(guān)鍵步驟，其本質(zhì)是在計算域上進行離散，從而轉(zhuǎn)變?yōu)殡x散方程組，然后進行迭代求解。網(wǎng)格質(zhì)量對于計算精度和計算效率有著極為重要的影響。網(wǎng)格劃分時，除了機油泵支架本身外，還需對周邊相連接的零部件進行網(wǎng)格生成。

1.3 設(shè)置約束及載荷

機油泵支架的有限元分析包括模態(tài)計算、強度及疲勞分析以及接觸滑移分析三種，而每種計算的約束及載荷設(shè)置都不同，具體情況如下：

（1）模態(tài)計算：

模態(tài)是材料的固有屬性，因此只需設(shè)置約束，無需施加載荷，其約束設(shè)置詳見圖1所示。

（2）強度及疲勞分析：

強度及疲勞分析的約束設(shè)置與模態(tài)計算相同，載荷的設(shè)置主要為：加載最大螺栓預(yù)緊力，六個方向15G的重力加速度。

（3）接觸滑移分析：

約束也是與模態(tài)計算相同，而載荷與強度分析不同的是設(shè)置加載最小螺栓預(yù)緊力，六個方向15G的重力加速度。

圖1 模型部件聯(lián)接及邊界約束

2 計算結(jié)果

2.1 模態(tài)計算結(jié)果

一般來說，要求零部件的一階設(shè)計頻率fmin＞（1.3±0.1）*f2，其中式中的 f2為發(fā)動機在最大持續(xù)超速轉(zhuǎn)速下點火頻率。而本發(fā)動機的最大持續(xù)超速轉(zhuǎn)速為 5700rpm，則可求得f2為 190Hz，所以 fmin＞（228～266）Hz。

圖2所示為機油泵支架固有頻率值，由圖可知，機油泵支架一階模態(tài)頻率為655.13Hz，計算可得是f2的3.4倍，大于評價標準（228～266）Hz的上限值，滿足隔振性能要求。

圖2 前1～6階振動頻率表

2.2 強度及高周疲勞結(jié)果

（1）機油泵支架Mises應(yīng)力分析結(jié)果

圖3 機油泵支架Mises應(yīng)力最大位置分布圖

圖3為機油泵支架的應(yīng)力最大位置云圖。一般不考慮螺栓加載位置的應(yīng)力奇異現(xiàn)象，而其他位置的最大應(yīng)力為123.6MPa，小于材料的屈服極限150MPa，應(yīng)力滿足強度指標。

（2）高周疲勞分析結(jié)果

圖4是機油泵支架安全系數(shù)，從圖中可知，最小安全系數(shù)達到1.207，一般要求大于標準值1.1，因此計算結(jié)果滿足要求。

圖4 疲勞安全系數(shù)

2.3 接觸滑移分析結(jié)果

圖5顯示的是接觸面的滑移量，最大值為3.546微米，小于評價標準值4～10微米，滿足標準要求。

圖5 接觸面滑移量云圖

3 結(jié)論

（1）機油泵支架的一階模態(tài)固有頻率為 655.13Hz，是f2的3.4倍，大于評價標準的上限值，完全滿足隔振性能要求。

（2）從應(yīng)力計算結(jié)果來看，最大應(yīng)力僅為 123.6MPa，而前面提到機油泵支架的材料屈服極限為 150MPa，因此應(yīng)力滿足強度指標。

（3）機油泵支架的最小安全系數(shù)達到1.207，大于標準值的1.1，滿足疲勞標準要求。

（4）接觸面滑移量分析顯示：最大接觸滑移量為3.546微米，小于標準值4～10微米，也滿足標準要求。

通過以上有限元的計算結(jié)果來看，機油泵支架的模態(tài)、強度及疲勞、接觸滑移量均滿足評價標準，因此該機油泵支架可以滿足使用要求。