陳思穎

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基于有限元法的某發(fā)電機(jī)支架仿真分析

陳思穎

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

文章是基于有限元分析方法對(duì)某汽油發(fā)動(dòng)機(jī)的發(fā)電機(jī)支架進(jìn)行仿真分析，從模態(tài)、應(yīng)力和高周疲勞系數(shù)三個(gè)方面進(jìn)行校核。計(jì)算結(jié)果表明，該分析結(jié)果與實(shí)際情況相吻合，能夠真實(shí)的對(duì)發(fā)電機(jī)支架進(jìn)行可靠性分析。

發(fā)電機(jī)支架；有限元；模態(tài)；應(yīng)力集中；高周疲勞

前言

發(fā)電機(jī)是發(fā)動(dòng)機(jī)的重要零部件，對(duì)整車行駛的安全性及乘客的舒適性起到重要貢獻(xiàn)。發(fā)電機(jī)支架是將發(fā)電機(jī)固定在發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體上的直接支撐，其可靠性直接影響著其他前端附件甚至整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)能否正常工作。因此支架設(shè)計(jì)的優(yōu)劣尤為重要。

本文將基于有限元法對(duì)某汽油機(jī)的發(fā)電機(jī)支架進(jìn)行強(qiáng)度校核，分析其在最大螺栓預(yù)緊力、前端皮帶加載的皮帶力和六個(gè)方向的加速度下應(yīng)力分布以及疲勞安全系數(shù)。

1 分析過程

某汽油機(jī)處于可靠性試驗(yàn)驗(yàn)證階段，在800小時(shí)交變?cè)囼?yàn)中，試驗(yàn)進(jìn)行200h時(shí)發(fā)生發(fā)電機(jī)支架斷裂，故決定對(duì)其進(jìn)行仿真校核。

1.1 有限元模型建立

為了力求接近實(shí)際情況是負(fù)載情況，分析的模型除了發(fā)電機(jī)支架外，還需要包括周邊與之相連接的相關(guān)零部件，主要有發(fā)電機(jī)支架、發(fā)電機(jī)、前端附件等。使用通用軟件Hypermesh進(jìn)行網(wǎng)格劃分，有限元模型如圖1所示。

圖1 有限元網(wǎng)絡(luò)模型

1.2 材料屬性參數(shù)輸入

有限元模型分析所需的材料如表1所示，其中發(fā)電機(jī)質(zhì)量是6.5kg。

1.3 載荷輸入及邊界確定

載荷是螺栓的預(yù)緊力、皮帶張力以及六個(gè)方向的振動(dòng)加速度。螺栓規(guī)格M8，打緊力矩是20~25Nm，相應(yīng)的最大螺栓預(yù)緊力為19800N，最小螺栓預(yù)緊力為12400N；共振加速度根據(jù)試驗(yàn)臺(tái)架共振掃頻測(cè)試得出為18G（如圖2）。

表1 材料關(guān)鍵屬性

皮帶力由供應(yīng)商提供，發(fā)電機(jī)皮帶力和水泵皮帶力如表2、表3所示進(jìn)行計(jì)算。

表2 發(fā)電機(jī)皮帶力

表3 水泵皮帶力

2 結(jié)果分析

2.1 模態(tài)分析結(jié)果

發(fā)動(dòng)機(jī)上的零部件的共振行為受發(fā)動(dòng)機(jī)的點(diǎn)火頻率影響，發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火頻率計(jì)算公式是：

式（1）中，N為氣缸數(shù)，n是發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r是沖程數(shù)。

該四缸發(fā)動(dòng)機(jī)的最大持續(xù)轉(zhuǎn)速是6600rpm，4沖程，故其最大點(diǎn)火頻率值是220Hz。

該發(fā)電機(jī)支架計(jì)算一階模態(tài)指為274Hz，一階模態(tài)振型如圖3所示。根據(jù)以往經(jīng)驗(yàn)，支架的一階模態(tài)大于1.2倍發(fā)動(dòng)機(jī)最大點(diǎn)火頻率值時(shí)，判定滿足避振設(shè)計(jì)要求。

圖3 發(fā)電機(jī)支架一階模態(tài)振型

2.2 應(yīng)力分析結(jié)果

圖4是在最大發(fā)電機(jī)皮帶力和水泵皮帶力下以及最大螺栓預(yù)緊力下的應(yīng)力云圖。支架的最大應(yīng)力集中在倒圓角折彎處，最大值是62MPa。

圖5是在最大振動(dòng)加速度18G工況下的應(yīng)力云圖，其值是92MPa。

該倒角位置是故障件實(shí)際斷裂位置，這說明理論計(jì)算與實(shí)際情況相符合。從分析結(jié)果判斷，兩個(gè)工況下其最大應(yīng)力值均小于發(fā)電機(jī)支架材料ADC12的屈服強(qiáng)度150MPa，滿足強(qiáng)度評(píng)價(jià)要求。

圖4 最大皮帶力工況下應(yīng)力云圖

圖5 最大振動(dòng)加速度18G下應(yīng)力云圖

2.3 高周疲勞系數(shù)

圖6 高周疲勞安全系數(shù)云圖

圖6是支架在最大螺栓載荷、最大皮帶力加載和最大振動(dòng)加速度18G共同作用下的高周疲勞安全系數(shù)云圖。從圖中可以看出，支架的高周疲勞最小安全系數(shù)1.79，大于1.1的評(píng)價(jià)限值，滿足高周疲勞強(qiáng)度要求。

3 結(jié)論

發(fā)電機(jī)支架的校核需要進(jìn)行模態(tài)分析、應(yīng)力分析和高周疲勞分析。從分析數(shù)據(jù)和故障件可以判斷，應(yīng)力集中位置是過渡圓角位置，因此建議在制造時(shí)加工要保證該結(jié)構(gòu)過渡圓角圓滑無毛刺尖角，以保證零部件可靠性。

[1] 陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].機(jī)械工業(yè)出版社.

[2] 倪振華.振動(dòng)力學(xué)[M].西安交通大學(xué)出版社.

[3] 徐鵬飛.空調(diào)壓縮機(jī)支架的有限元分析方法[J].汽車實(shí)用技術(shù). 2017(16).

Simulation analysis on alternator bracket based on the finite element method

Chen Siying

( Anhui jianghuai automobile group co., LTD., Anhui Hefei 230601 )

The article had a simulation analysis on alternator bracket of a gasline enginebased on the finite element method.It was from the Modality,the Stress and High cycle fatigue to calculate the alternator bracket.The results showed that the analysis results were consistent with the actual situation.

Alternator bracket; Finite; Modality; Stress concentrate; High cycle fatigue

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1671-7988(2018)22-57-03

U467

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陳思穎，就職于安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心，本科、助理工程師，研究方向：機(jī)體等結(jié)構(gòu)件設(shè)計(jì)。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.22.019