曾發(fā)發(fā)

（江鈴汽車股份有限公司，江西 南昌330001）

1 引言

懸置支座是汽車動(dòng)力系統(tǒng)的主要部件，其通過螺栓安裝在車架縱梁上，再通過壓縮式橡膠懸置固定發(fā)動(dòng)機(jī)與變速箱，其主要作用是抑制外力對(duì)動(dòng)力系統(tǒng)的偏移，同時(shí)減弱發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞到車架的振動(dòng)。當(dāng)車輛行駛在凹坑路面時(shí)，懸置支座將受到不同的激勵(lì)和振動(dòng)，若設(shè)計(jì)不合理，其容易產(chǎn)生失效風(fēng)險(xiǎn)，直接影響車輛的安全性和舒適性，因此其強(qiáng)度性能必須滿足設(shè)計(jì)要求。為了校核某輕卡發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支座的強(qiáng)度性能，采用有限元方法建立其網(wǎng)格模型，基于典型工況對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度仿真分析，得到了其應(yīng)力分布，評(píng)估其風(fēng)險(xiǎn)。

2 有限元分析原理

有限元分析原理是首先將系統(tǒng)連續(xù)的區(qū)域離散化成若干個(gè)單元，然后進(jìn)行進(jìn)行單元力學(xué)特性分析，再進(jìn)行等效節(jié)點(diǎn)力計(jì)算和建立平衡方程，最后進(jìn)行節(jié)點(diǎn)位移的求解和單元應(yīng)力的計(jì)算。系統(tǒng)的平衡方程是基于力學(xué)平衡條件和加載邊界條件將每個(gè)網(wǎng)格單元重新組合，力與位移的關(guān)系為[1-2]：

式（1）中：f為結(jié)構(gòu)的載荷列陣；K為結(jié)構(gòu)的剛度矩陣；q為結(jié)構(gòu)節(jié)點(diǎn)的位移列陣。

3 建立有限元模型

某輕卡發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支座包括前懸置支座（連接發(fā)動(dòng)機(jī)）和后懸置支座（連接變速箱），前懸置支座屬于鑄造件，后懸置支座屬于鈑金件。將其前后懸置支座均導(dǎo)入有限元前處理軟件Hypermesh[3-4]中，首先對(duì)其表面進(jìn)行清理和簡化，然后采用尺寸為3 mm 的殼單元對(duì)前懸置支座的表面進(jìn)行網(wǎng)格劃分，生成四面體單元，采用六面體單元建立橡膠墊模型，并設(shè)置其剛度屬性，同前懸置支座進(jìn)行共節(jié)點(diǎn)處理，再抽取后懸置支座的中性面，同樣采用尺寸為3 mm 的四邊形單元對(duì)其進(jìn)行離散化處理，其橡膠墊也采用六面體建模。發(fā)動(dòng)機(jī)和變速箱的質(zhì)量為320 kg，通過采用Mass 點(diǎn)模擬其重量屬性。懸置支座的材料為SAPH400，其彈性模量為21 000 MPa，泊松比為0.3，密度為7 850 kg/m3，屈服極限值為255 MPa，建立相應(yīng)的材料屬性并賦予各個(gè)部件，以此建立懸置支座有限元模型，如圖1 所示。

圖1 懸置支座有限元模型

4 強(qiáng)度性能分析

4.1 強(qiáng)度分析工況

輕卡的典型工況主要分為：①垂跳工況。垂向加載3.5g重力場，驗(yàn)證車輛在坑洼路面行駛時(shí)，懸置支座的垂向抗變形能力。②制動(dòng)工況?？v向加載1.0g 重力場，驗(yàn)證懸置支座的縱向抗彎曲能力。③轉(zhuǎn)彎工況。橫向加載1.0g 重力場，驗(yàn)證懸置支座的橫向抗扭轉(zhuǎn)能力?；趹抑弥ё邢拊Ｐ停捎肗astran 軟件[5-6]約束前后懸置支座與車架螺栓安裝孔的所有自由度，對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度性能仿真分析。

4.2 強(qiáng)度分析結(jié)果

垂跳工況前后懸置支座的應(yīng)力云圖分別如圖2 和圖3 所示，由圖2 可知，前懸置支座的最大應(yīng)力為186.2 MPa，位于其左下板倒角處，強(qiáng)度安全系數(shù)為1.37，低于材料屈服值。由圖3 可知，后懸置支座的最大應(yīng)力為150.2 MPa，位于其右上板螺栓孔處，強(qiáng)度安全系數(shù)為1.7，小于材料極限值。

制動(dòng)工況前后懸置支座的應(yīng)力云圖分別如圖4 和圖5 所示，由圖4 可知，前懸置支座的最大應(yīng)力為123.5 MPa，位于其左下板倒角處，強(qiáng)度安全系數(shù)為2.06，低于材料許用值。由圖5 可知，后懸置支座的最大應(yīng)力為51.3 MPa，位于其左上板螺栓孔處，強(qiáng)度安全系數(shù)為4.97，遠(yuǎn)小于材料極限值。

圖2 垂跳工況前懸置支座的應(yīng)力云圖

圖3 垂跳工況后懸置支座的應(yīng)力云圖

圖4 制動(dòng)工況前懸置支座的應(yīng)力云圖

圖5 制動(dòng)工況后懸置支座的應(yīng)力云圖

轉(zhuǎn)彎工況前后懸置支座的應(yīng)力云圖分別如圖6 和圖7 所示，由圖6 可知，前懸置支座的最大應(yīng)力為160.5 MPa，位于其左下板螺栓孔處，強(qiáng)度安全系數(shù)為1.59，小于材料屈服值。由圖7 可知，后懸置支座的最大應(yīng)力為96.6 MPa，位于其左上板螺栓孔處，強(qiáng)度安全系數(shù)為2.64，仍然低于于材料極限值。

綜上所述，該輕卡發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支座在三種極限工況下的應(yīng)力均低于材料屈服值，其安全系數(shù)均高于工程要求值（1.2），符合強(qiáng)度性能要求。

圖6 轉(zhuǎn)彎工況前懸置支座的應(yīng)力云圖

圖7 轉(zhuǎn)彎工況后懸置支座的應(yīng)力云圖

5 結(jié)論

基于有限元分析原理建立發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支座網(wǎng)格模型，約束螺栓安裝孔的所有自由度，分析其垂跳工況、制動(dòng)工況與轉(zhuǎn)彎工況的強(qiáng)度性能，得到其最大應(yīng)力值分別為186.2 MPa、123.5 MPa 和160.5 MPa，其安全系數(shù)均高于目標(biāo)值，滿足強(qiáng)度性能要求，具有較強(qiáng)的工程意義，同時(shí)為結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了參考和借鑒。