彭 非， 彭華福， 李 濤， 蔣琪琳， 柴玉琦， 李 霞

(江麓機(jī)電集團(tuán)有限公司，湘潭 411100)

電動車輛運行時發(fā)動機(jī)主要用來發(fā)電給蓄電池驅(qū)動車輛前進(jìn).在車輛動力艙布置中，為了提高緊湊性，減少空間浪費，方便整體吊裝與維修，需要將空氣濾和油箱等大的腔體與發(fā)動機(jī)集成.但這樣導(dǎo)致發(fā)動機(jī)支架承載較大，原發(fā)動機(jī)安裝支架不適合使用，有必要對重新設(shè)計的動力總成支架強(qiáng)度和疲勞性進(jìn)行分析.因為發(fā)動機(jī)不需要直接驅(qū)動車輛前進(jìn)，所以動力總成支架受力分析可以忽略發(fā)動機(jī)的輸出扭矩對支架的影響.

1 動力總成支架結(jié)構(gòu)

某車輛動力總成采用4點式支撐(整個機(jī)構(gòu)動力總成布置見圖1).它包括動力總成前支架、動力總成后支架、發(fā)動機(jī)動力總成、箱體1及箱體2支架、箱體1和箱體2.為實現(xiàn)箱體1和箱體2與發(fā)動機(jī)整體吊裝功能，需將箱體1及箱體2裝在箱體1及箱體2支架上，然后與動力總成后支架連接，通過減震墊固定在車體基座上.動力總成前支架固定在安裝座上，發(fā)動機(jī)動力總成也通過安裝座的兩塊斜板與車體基座連接，安裝座下部是減震墊，通過螺栓連接在車體基座上.箱體1及箱體2支架又通過5個螺栓孔與發(fā)動機(jī)連接，用來輔助固定.

圖1 動力總成布置圖

2 有限元模型邊界條件的確定

2.1 有限元模型的建立

建立動力總成前支架、動力總成后支架、箱體1及箱體2支架的CREO模型，然后導(dǎo)入Ansys workbench軟件.使用軟件默認(rèn)的方式劃分網(wǎng)格，共生成68 661個節(jié)點、31 427個單元.再將發(fā)動機(jī)動力總成、箱體1和箱體2的的重量重心進(jìn)行加載，其重量和重心位置見表1.

表1 動力總成各部件重量及重心位置

2.2 邊界條件及載荷

在加載時不必建立發(fā)動機(jī)動力總成、箱體1、箱體2的模型，運用Ansys workbench遠(yuǎn)端力工具按照表1將其加載到動力總成前支架、動力總成后支架、箱體1及箱體2支架上，加載面分別為動力總成后支架斜板安裝面、支架與箱體1箱體2的接觸面.考慮到箱體1及箱體2支架通過5個螺栓孔與發(fā)動機(jī)連接，將該5個螺栓孔位移設(shè)定為0.作用面在孔上(見圖2).加載情況見表2.

表2 不同工況下的載荷

3 強(qiáng)度和疲勞壽命分析

3.1 強(qiáng)度分析

在車輛行駛中，比較典型的工況有靜態(tài)工況、加速工況、制動工況和轉(zhuǎn)彎工況，研究動力總成支架在這四種典型工況下的應(yīng)力及變形具有重要意義.

1) 靜態(tài)工況.

車輛呈靜態(tài)，支架只承受發(fā)動機(jī)動力總成、箱體1和箱體2的靜態(tài)重力.

2) 加速工況.

加速時，支架承受發(fā)動機(jī)動力總成、箱體1和箱體2加速時的慣性力.根據(jù)《GJB 59.1-85加速特性最大和最小穩(wěn)定速度試驗》[1]，參考經(jīng)驗值，水平加速度最大取3 m/s2.

3) 制動工況.

制動時，支架承受發(fā)動機(jī)動力總成、箱體1和箱體2制動時的慣性力.根據(jù)《GJB 59.12—87制動性能試驗》[2]，水平加速度最大取-3 m/s2.

4) 轉(zhuǎn)彎工況.

車輛行駛中轉(zhuǎn)彎的工況較常見.在轉(zhuǎn)彎時，動力總成支架承受發(fā)動機(jī)動力總成、箱體1和箱體2轉(zhuǎn)彎時在慣性作用下的離心力，有必要計算其大小，確定支架能否承受所產(chǎn)生的應(yīng)力及變形.根據(jù)《GJB 59.13-88轉(zhuǎn)向性能試驗》[3]，假設(shè)是勻速轉(zhuǎn)彎，離心力計算公式如下：

(1)

式中：F為離心力；M為質(zhì)量；V為轉(zhuǎn)彎線速度；R為最小轉(zhuǎn)彎半徑.

考慮車長車寬等因素，R取2.4 m。根據(jù)文獻(xiàn)[4]中履帶車輛在工程簡化條件下轉(zhuǎn)向角速度：取ω=0.806 rad/s，得出轉(zhuǎn)彎線速度V=ω×R=1.94 m/s。已知發(fā)動機(jī)重量2 030 kg，箱體1重量70 kg，箱體2重量95 kg.再根據(jù)公式(1)，分別算出發(fā)動機(jī)動力總成產(chǎn)生的離心力Fd=3 183 N、箱體1產(chǎn)生的離心力Fk=110 N，箱體2產(chǎn)生的離心力Fj=149 N.

動力總成支架與車體連接處采用減震器.為簡化計算，假設(shè)減震器為剛性支撐，并按照靜載荷計算.

材料選用Q345鋼板，密度ρ=7 850 kg/m3，泊松比μ=0.3，屈服強(qiáng)度σs=345 MPa，抗拉強(qiáng)度σb為490～675 MPa，彈性模量E=206 GPa，屈服極限安全系數(shù)ns取1.2，按式(2)[5]計算，材料的許用應(yīng)力[σ]=287 MPa.

(2)

最大等效應(yīng)力和最大變形結(jié)果見表3.

由表3可知：加速時的最大等效應(yīng)力達(dá)到了307 MPa，大于材料的許用應(yīng)力[σ]=287 MPa，不滿足材料的強(qiáng)度設(shè)計要求.最大變形7.3 mm，位于箱體1支架下面中部.

3.2 疲勞壽命分析

材料在受到交變應(yīng)力作用后會發(fā)生靜疲勞，采用靜疲勞方法分析強(qiáng)度[6].在本研究中，認(rèn)為構(gòu)件屬于高周疲勞，設(shè)計壽命設(shè)定為109.在做疲勞分析前，需要將材料的S-N曲線加載進(jìn)去，本研究使用默認(rèn)材料(structure steel)的數(shù)據(jù).

圖3為動力總成支架疲勞敏感性分析.從圖中看出，隨著載荷增加，疲勞壽命減小.當(dāng)加載系數(shù)為1時，壽命為72 541次.

圖3 動力總成支架疲勞壽命分析

4 改進(jìn)結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度與壽命及固有頻率

4.1 強(qiáng)度與疲勞壽命計算分析

在3.1節(jié)中述及在加速工況時，箱體1支架和箱體2支架之間等效應(yīng)力較大，改進(jìn)后在箱體1支架下增加了角鋼，提高其抗彎能力.改進(jìn)前和改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)見圖4～圖5.

圖4 改進(jìn)前結(jié)構(gòu)

圖5 改進(jìn)后結(jié)構(gòu)

改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)，在4種工況下的最大等效應(yīng)力和最大變形結(jié)果見表4.與表3對比可見，靜態(tài)工況下最大等效應(yīng)力從150 MPa降低到了137 MPa，加速工況下最大等效應(yīng)力從307 MPa降低到了274 MPa，小于材料的許用應(yīng)力[σ]=287 MPa，另外最大變形都有所降低，滿足材料的強(qiáng)度設(shè)計要求.

表4 不同工況下的最大等效應(yīng)力和最大變形

改進(jìn)后的疲勞壽命分析結(jié)果見圖6，與圖3比較，壽命次數(shù)從72 541提高到100 030次.

圖6 動力總成支架疲勞壽命分析

4.2 固有頻率分析

4.2.1 激勵頻率的計算

為了避免動力總成支架發(fā)生共振，應(yīng)要求支架的固有頻率避開發(fā)動機(jī)的怠速頻率及發(fā)動機(jī)正常工作的頻率段.支架受到的振動與噪聲主要來自于發(fā)動機(jī)激勵和路面激勵引起的車體振動，其振動頻率范圍較寬.高速公路和城市公路的路面激勵頻率小于3 Hz[7].八缸發(fā)動機(jī)的激勵頻率為[8]

(3)

該型發(fā)動機(jī)的怠速轉(zhuǎn)速為(800±20)r/min，額定轉(zhuǎn)速n為2 500 r/min.由式(3)可計算出怠速時發(fā)動機(jī)的激勵頻率為53 Hz，額定轉(zhuǎn)速時發(fā)動機(jī)的激勵頻率為167 Hz.

4.2.2 固有頻率的計算

模態(tài)分析是結(jié)構(gòu)動力學(xué)分析基礎(chǔ)，通過模態(tài)分析可以獲得支架的固有頻率[9].

諧響應(yīng)分析主要是用于確定結(jié)構(gòu)在已知頻率和幅值的正弦載荷作用下的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)[10].物體結(jié)構(gòu)的實際振動是各階模態(tài)的疊加，一般低階頻率對系統(tǒng)振動貢獻(xiàn)度最大，危害也最大.利用ANSYS Workbench對支架進(jìn)行前六階固有頻率的模態(tài)分析，改進(jìn)后的模態(tài)前六階頻率比改進(jìn)前有所提高(見表5)，從表5中可以看出：改進(jìn)前的支架總成固有頻率范圍3.9～34.8 Hz，改進(jìn)后的支架總成固有頻率范圍6.9～44.8 Hz，改進(jìn)后頻率有所增加，而發(fā)動機(jī)激勵頻率范圍53 Hz～167 Hz，仍然小于發(fā)動機(jī)的激勵頻率，路面激勵頻率小于3 Hz，改進(jìn)前和改進(jìn)后的固有頻率都大于它，所以改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)不會產(chǎn)生共振.

表5 改進(jìn)前后模態(tài)分析前六階頻率

諧響應(yīng)分析建立在模態(tài)分析基礎(chǔ)上，其幅頻特性也與之相符.車輛大部分時間在靜態(tài)工況下行駛，所以選用靜態(tài)工況作諧響應(yīng)分析，考慮到路面有一定起伏，做諧響應(yīng)分析時施加一個向下加速度為0.4 g的正弦波加載，用來模擬支架總成在起伏路面的工況.再給出掃頻范圍為0～60 Hz，分成120等分，即考察外在激勵頻率在0～60 Hz的幅頻特性，每個頻率小段0.5 Hz.改進(jìn)后的幅頻特性見圖7～圖8，從圖中看出：在不同部位的幅頻響應(yīng)不同，其中靜態(tài)工況下應(yīng)力最大的箱體2支架上部和變形最大的箱體1支架左側(cè)上部在15.4 Hz、25.8 Hz、32.9 Hz幅值達(dá)到最大，最大幅值超過16.93 mm.系統(tǒng)固有頻率尺和剛度系數(shù)K和質(zhì)量m有關(guān)，K和m取決于系統(tǒng)固有結(jié)構(gòu)，當(dāng)外在激勵頻率等于系統(tǒng)固有頻率時會發(fā)生共振，振幅在理論上趨向于無窮大.從圖中波峰已能明顯看出共振頻率，因計算機(jī)能力所限，頻率只能精確到小數(shù)點后一位，但已能滿足工程需求，實際固有頻率在小數(shù)點后更多位數(shù)，當(dāng)越接近固有頻率振幅越大，最終達(dá)到無窮大.

圖7 箱體1箱體2支架下部連接處幅頻特性

圖8 箱體1支架底部幅頻特性

5 結(jié) 論

對某電動車輛動力總成支架模型的ANSYS workbench有限元分析結(jié)果表明：

1)箱體1支架和箱體2支架之間在加速工況時的最大等效力為307 MPa,超過了Q345鋼的許用應(yīng)力287 MPa，不能滿足強(qiáng)度設(shè)計要求，且箱體1支架下面中部在加速工況時最大變形有7.3 mm.

2)對此處增加角鋼進(jìn)行加強(qiáng)設(shè)計后，再對該支架總成進(jìn)行有限元分析，結(jié)果表明：該處在加速工況時的最大等效力為274 MPa,小于Q345鋼的許用應(yīng)力，且箱體1支架下面中部在加速工況時最大變形只有2.3 mm，小于改進(jìn)前的7.3 mm.

3)對支架總成進(jìn)行模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析，結(jié)果表明：改進(jìn)前的支架總成固有頻率范圍3.9～34.8 Hz，改進(jìn)后的支架總成固有頻率范圍6.9～44.8 Hz，發(fā)動機(jī)激勵頻率范圍53～167 Hz，路面激勵頻率小于3 Hz，改進(jìn)前和改進(jìn)后的固有頻率都遠(yuǎn)離發(fā)動機(jī)和路面的激勵頻率，不會對該支架總成造成共振，滿足車輛的使用要求.

4)動力總成支架與車體連接處采用減震墊連接，前述將其等同于剛性連接，實際中它具有一定彈性緩沖能力.后續(xù)可在應(yīng)力分析中增加相應(yīng)的彈性連接,在分析中添加減震墊的阻尼系數(shù)得到更準(zhǔn)確的分析結(jié)果.