亓宗磊 袁帥 時培偉 霍小臭

摘要： 本文是基于有限元分析方法對某重卡動力總成懸置支架進行仿真分析，從模態(tài)和靜強度兩個方面進行校核。計算結(jié)果表明，前懸置支架滿足設計要求;而后懸置支架的強度超出限值，不滿足設計要求。因此，結(jié)合計算結(jié)果優(yōu)化后懸置支架結(jié)構和動力總成懸置的布置方式。對優(yōu)化后的動力總成懸置支架再次校核，前懸置支架和后懸置支架均滿足設計要求。

Abstract： In this paper， the finite element analysis is used to simulate the powertrain mounting bracket of a heavy truck and check it from two aspects： modal and static strength. The calculation results show that the front mounting bracket meets the design requirements， while the strength of the rear mounting bracket exceeds the limit and does not meet the design requirements. Therefore， the structure of rear mounting bracket and the layout of powertrain suspension are optimized based on the calculation results. The optimized powertrain mounting bracket was checked again， and both the front mounting bracket and the rear mounting bracket meet the design requirements.

關鍵詞： 懸置支架;有限元分析;結(jié)構優(yōu)化

Key words： mounting bracket;finite element analysis;structure optimization

中圖分類號：U464?????????????????????????? ?????????? 文獻標識碼：A????????????????????????????????? 文章編號：1674-957X（2021）21-0060-02

0? 引言

動力總成是汽車振動和噪聲的主要激振源。為了減小動力總成傳遞到車身的振動，一般在車身和動力總成之間設置懸置系統(tǒng)[1]，其主要由軟墊和支架兩部分組成。懸置支架作為懸置系統(tǒng)的重要組成部分之一，受到的載荷比較復雜。一方面，懸置支架支撐動力總成，受到較大的反作用力，同時傳遞作用在動力總成的力和力矩，需要足夠的強度。如果懸置支架強度不足，在汽車行駛過程中會造成懸置支架斷裂，嚴重影響安全性。另一方面，懸置支架的模態(tài)對車內(nèi)振動和噪聲影響很大。懸置支架的頻率過低會導致在一定頻率內(nèi)發(fā)生共振，從而加劇車內(nèi)的振動和噪聲，影響整車的NVH性能。因此懸置支架的模態(tài)、強度和剛度必須滿足一定的要求。文中基于有限元法，分別采用HYPERMESH[2]和ABAQUS[3]軟件進行有限元模型的前后處理，對某重卡的懸置支架進行模態(tài)和結(jié)構強度分析，并針對分析結(jié)果進行優(yōu)化設計。通過對比分析，優(yōu)化后的懸置支架強度得到明顯提高，滿足各項設計要求。

1? 有限元分析

動力總成懸置支架包括發(fā)動機前端左右支架（對稱結(jié)構）和飛輪殼端左右支架（對稱結(jié)構），為了接近實際情況，與懸置支架相連的發(fā)動機支架、飛輪殼和連接螺栓也進行建模。使用HYPERMESH進行網(wǎng)格劃分，螺栓采用二階六面體單元，其它部件采用二階四面體單元。懸置支架的平均網(wǎng)格大小為3mm，材料為QT500，其屈服強度為320MPa，抗拉強度為500MPa。

懸置支架模態(tài)計算模型中，在懸置支架與發(fā)動機的安裝螺栓孔周邊建立固定約束邊界條件，從而求解其約束模態(tài)。強度計算模型的參考坐標系為：發(fā)動機飛輪端指向自由端為+X方向，豎直向上為+Z方向，Y向遵循右手定則。在懸置支架與車架的安裝螺栓孔周邊建立固定約束邊界條件。在發(fā)動機和變速箱質(zhì)心位置分別創(chuàng)建質(zhì)量單元，并分別剛性耦合到發(fā)動機支架或飛輪殼，有限元計算模型如圖1所示。

2? 結(jié)果分析

2.1 模態(tài)分析? 對前懸置支架和后懸置支架分別求解其約束模態(tài)。前懸置支架的一階約束模態(tài)頻率為880Hz，后懸置支架的一階約束模態(tài)頻率為724Hz，均大于500Hz，滿足要求，其一階振型分別如圖2所示。根據(jù)共振理論，要求發(fā)動機懸置支架的一階模態(tài)固有頻率應大于500Hz[4]。因此，在設計懸置支架時，要盡可能的提高其一階固有頻率。

2.2 靜強度分析? 將強度計算模型提交到Abaqus中，施加最大螺栓預緊力和6個方向的7G靜應力沖擊載荷，計算前、后懸置支架各沖擊方向的應力分布。螺栓孔周圍以及接觸邊沿處的強度不予評估。前懸置支架在各向沖擊下的最大Mises應力為179.4MPa，低于所應用材料QT500的屈服強度的0.57倍，即184MPa，表明前懸置支架強度滿足設計要求。后懸置支架在+Y方向沖擊下的最大Mises應力為408.4MPa，遠大于184MPa，表明后懸置支架強度不滿足設計要求。后懸置支架在+Y方向沖擊下的應力分布如圖3所示，可見最大應力出現(xiàn)在后懸置支架加強筋的拐角處，零件該位置斷裂的可能性是非常大的。因此，必須進行優(yōu)化設計。

3? 優(yōu)化設計及校核

3.1 結(jié)構優(yōu)化? 根據(jù)后懸置支架的強度分布云圖，對應力分布集中的加強筋倒角處進行優(yōu)化，取消原先拐角處的溝槽，如圖4所示。鑒于動力總成采用4點懸置支撐時，后懸置支架強度超出限值較多，單純的優(yōu)化后懸置支架可能仍舊無法滿足強度要求。因此，在變速箱后端增加一處輔助支撐，動力總成由原先的4點懸置支撐更改為5點懸置支撐，其有限元模型如圖5所示。

3.2 優(yōu)化后結(jié)果? 對優(yōu)化后的有限元模型進行靜強度分析，前懸置支架的最大Mises應力由原先的179.4MPa降低到161.4MPa，其安全性能進一步提高。后懸置支架的最大Mises應力由原先的408.4MPa降低到178.7Mpa，低于所應用材料QT500的屈服強度的0.57倍，即184MPa，表明優(yōu)化后的后懸置支架強度滿足設計要求，其在-Z方向的應力分布如圖6所示。

4? 結(jié)論

①在此次的零部件開發(fā)設計階段，運用有限元分析手段校核動力總成懸置支架的模態(tài)和靜強度，發(fā)現(xiàn)前懸置支架滿足設計要求，后懸置支架不滿足設計要求。②根據(jù)應力分布結(jié)果，優(yōu)化后懸置支架結(jié)構和動力總成懸置布置方式。優(yōu)化后的后懸置支架滿足設計要求。

參考文獻：

[1]劉顯臣.汽車NVH綜合技術[M].北京：機械工業(yè)出版社，2014.

[2]于開平，周傳月，譚惠豐，等.Hyper Mesh從入門到精通[M].北京：科學出版社，2005.

[3]石亦平，周玉蓉.ABAQUS有限元分析實例詳解[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006.

[4]龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動—理論與應用[M].北京：北京理工大學出版社，2006.