馮顯松，付邦璀

（東風特種裝備事業(yè)部（東風越野車有限公司），湖北 武漢 430000）

前言

目前高機動越野車輛為實現(xiàn)在復(fù)雜苛刻路面上行駛，需配置分動箱，對動力總成輸入扭矩進行有效分配，將不同的扭矩傳遞給前、中、后驅(qū)動橋。受制于箱體本身結(jié)構(gòu)，并且布置于車體中部，無法通過周邊環(huán)境或自身殼體進行有效散熱，箱體內(nèi)的潤滑油無法維持于合理溫度。首先，為確保分動箱正常工作，需采用外置式油冷器；其次，為達到整車重量限制，就要采用輕量化材料，并且需要盡可能地提高油冷器散熱能力，這就要求油冷器和側(cè)邊支架采用鋁合金材質(zhì)。其中，側(cè)邊支架能否可靠地支撐油冷器，使其正常工作，決定了分動箱能否正常運轉(zhuǎn)[1]-[4]。

1 問題描述

某越野車輛分動箱油冷器為實現(xiàn)最佳的散熱性能，固定于機艙水箱上，位于水箱正前方，見圖1，該布置有效利用水箱后部風扇吸氣時產(chǎn)生的氣流，對其進行主動降溫。其中，油冷器與側(cè)邊支架焊接成一體，側(cè)邊支架通過螺栓與固定支架連接，固定支架通過螺栓固定于水箱上。

據(jù)試驗報告反饋，實車在越野路行駛過程中，出現(xiàn)了側(cè)邊支架斷裂的故障，如圖2 所示。

圖1 油冷器安裝示意圖

圖2 油冷器側(cè)邊支架斷裂圖

2 側(cè)邊支架斷裂原因分析

車輛在苛刻的可靠性考核路面上行駛時，復(fù)雜的沖擊振動通過車輪、懸架、車架、車身等系統(tǒng)傳導(dǎo)到油冷器上，側(cè)邊支架作為油冷器的主要承重件，在上萬公里的路試中，長時間的激振造成側(cè)邊支架薄弱處斷裂。

3 改進設(shè)計

水箱前部空間有限，只能在原方案基礎(chǔ)上對側(cè)邊支架進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，并在側(cè)邊支架與固定支架間增加橡膠軟墊組合件，見圖3 所示。

圖3 油冷器側(cè)邊結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的安裝示意圖

該套裝置的詳細設(shè)計如下：L 型且豎向相對設(shè)置的兩個側(cè)邊支架，兩個側(cè)邊支架間設(shè)有豎向的中間固連板，三者連接形成開口水平、兩臂間距可調(diào)整的U 型結(jié)構(gòu)，U 型結(jié)構(gòu)在遠離開口的水平外側(cè)分別安裝一個橡膠軟墊組件，見圖4 所示。橡膠軟墊組件由橡膠、襯芯、墊片組成，見圖5 所示。

圖4 側(cè)邊連接結(jié)構(gòu)示意圖

圖5 橡膠軟墊組合件示意圖

4 改進方案和原方案有限元約束模態(tài)、靜強度和頻率響應(yīng)分析結(jié)果對比

4.1 建立有限元模型及確定邊界條件

根據(jù)有限元理論，對油冷器及側(cè)邊支架進行有限元建模[5]。其中，上、下蓋板、側(cè)邊支架是鋁合金，鋁合金材料碼是3678H，屈服強度是65MPa，中間固連板、固定支架材料是Q235，屈服強度是235MPa。利用Hypermesh 軟件進行網(wǎng)格劃分。相關(guān)的有限元模型如圖6 所示。

圖6 有限元模型

車輛行駛時，油冷器通過固定支架與水箱固連成一體，油冷器受到自身重力和水箱傳遞激振的相互作用，約束固定支架位于水箱上4 個固定孔的所有自由度，其余節(jié)點的自由度都釋放。

4.2 約束模態(tài)分析

模態(tài)反映了結(jié)構(gòu)件的固有振動特性，通過模態(tài)分析可得到結(jié)構(gòu)件的固有頻率和模態(tài)振型[6]。根據(jù)第4.1 規(guī)定的約束條件，運用ANSYS 軟件進行模態(tài)分析，分別得出原方案和改進方案前4 階頻率和振型圖，見圖7、8 所示。

圖7 原方案振型圖

圖8 改進方案振型圖

表1 原方案和改進方案固有頻率

該越野車輛發(fā)動機為六缸四沖程發(fā)動機，其怠速激勵頻率根據(jù)下式算出：

其中f 為激勵頻率，n 為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，z 為發(fā)動機氣缸數(shù)，τ 為發(fā)動機沖程數(shù)。該發(fā)動機怠速為800rpm，故怠速激勵頻率是40Hz，根據(jù)表1 統(tǒng)計數(shù)據(jù)，原方案和改進方案前四階模態(tài)均大于發(fā)動機怠速激勵頻率，避開共振頻率，避免油冷器及其側(cè)邊支架發(fā)生共振情況。

4.3 靜強度分析

圖9 原方案靜強度分析應(yīng)力云圖

圖10 改進方案靜強度分析應(yīng)力云圖

油冷器及側(cè)邊支架的靜強度分析，需要選取對其影響最惡劣的工況進行校核，才具有實際價值?，F(xiàn)以垂直跳動工況和制動工況作為校核工況，垂直跳動工況是在Z 向施加2.5g，制動工況是在X 向施加1.0g，根據(jù)第4.1 規(guī)定的約束條件，運用ANSYS 軟件進行分析，分別得出原方案和改進方案相應(yīng)的計算結(jié)果：原方案的最大應(yīng)力為16.9MPa，見圖9 所示，改進方案的最大應(yīng)力為16MPa，見圖10 所示，應(yīng)力大小都小于材料許用應(yīng)力。

4.4 頻率響應(yīng)分析

頻率響應(yīng)分析方法有直接頻率響應(yīng)與模態(tài)頻率響應(yīng)2 種方法，其中模態(tài)頻率響應(yīng)法更高效[7]-[9]，故采用模態(tài)頻率響應(yīng)法。

在第4.1 規(guī)定約束條件基礎(chǔ)上，分別在固定點處施加X、Y、Z 三個方向激勵，大小分別是1.5g、1.5g、3g，掃頻范圍是5～200Hz，模態(tài)阻尼系數(shù)設(shè)定為0.06，運用ANSYS 軟件進行分析，分別得出原方案和改進方案相應(yīng)的計算結(jié)果：兩種方案最大應(yīng)力都是在62Hz 時產(chǎn)生，原方案的最大應(yīng)力為158.9MPa，見圖11 所示，改進方案的最大應(yīng)力為35.7MPa，見圖12 所示，原方案最大應(yīng)力大于材料許用應(yīng)力，改進方案最大應(yīng)力小于材料許用應(yīng)力。從分析結(jié)果也可以看出，原方案應(yīng)力較大處與實物斷裂處相吻合，并且改進方案已有明顯改善。

圖11 原方案62Hz 時的應(yīng)力云圖

圖12 改進方案62Hz 時的應(yīng)力云圖

5 實車可靠性試驗

該越野車輛將油冷器及側(cè)邊支架跟換為改進方案后，在安徽定遠國家汽車試驗場進行道路可靠性試驗。試驗總里程超過3 萬公里，路況包括高速環(huán)路、越野路、石塊路、砂石路、蛇形路、搓板路、扭曲路等。試驗完成后，油冷器及側(cè)邊支架未出現(xiàn)脫焊、變形、斷裂等故障，表明改進方案通過了可靠性試驗驗證。

6 結(jié)束語

（1）在有限的空間中，通過優(yōu)化側(cè)邊支架結(jié)構(gòu)，并使用橡膠軟墊組件，實現(xiàn)方案的優(yōu)化。（2）計算出兩種方案油冷器及側(cè)邊支架的前四階模態(tài)固有頻率，均大于發(fā)動機怠速激勵頻率，避開了共振頻率，避免油冷器側(cè)邊支架發(fā)生共振。（3）通過垂直跳動和制動兩種最惡劣工況的靜強度分析，兩種方案油冷器側(cè)邊支架的最大應(yīng)力都小于材料許用應(yīng)力，滿足靜強度要求。（4）通過頻率響應(yīng)分析，得出原方案側(cè)邊支架最大應(yīng)力是158.9MPa，應(yīng)力較大處與實物斷裂處相吻合，改進方案最大應(yīng)力是35.7MPa，小于材料許用應(yīng)力，滿足設(shè)計要求。（5）改進方案通過了整車可靠性試驗，滿足使用要求。