郭凱

1.內(nèi)燃機可靠性國家重點實驗室，山東 濰坊 261061；2.濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261061

0 引言

減少汽車整備質(zhì)量是降低燃油消耗、提高運輸效率、降低有害氣體排放的重要手段。目前國產(chǎn)汽車零部件中，鑄件質(zhì)量占汽車質(zhì)量的10%～20%，其中商用車鑄件質(zhì)量約占整車質(zhì)量的20%，乘用車鑄件質(zhì)量約占整車質(zhì)量的10%，為汽車質(zhì)量重要構(gòu)成之一。因此，商用車鑄件輕量化對降低整車質(zhì)量，提高運輸效率，降低NOx、HC及顆粒物排放等具有重要意義[1-3]。

柴油機是汽車的動力總成核心，其質(zhì)量是整車質(zhì)量的重要組成部分，柴油機輕量化能夠改善柴油機的比功率及整車動力性和經(jīng)濟性，是汽車輕量化設(shè)計的重要目標。飛輪殼質(zhì)量在柴油機質(zhì)量中占比較大，減輕飛輪殼質(zhì)量，對降低整車質(zhì)量有重要意義。

鋁合金材料的加工性、環(huán)保性、抗拉強度好，耐腐蝕性較高，且密度較小，是輕量化設(shè)計的首選材料之一。近年來，隨著有限元模擬分析技術(shù)的廣泛應用，形成了許多成熟的仿真分析軟件。仿真分析可以為零部件提供設(shè)計依據(jù)，提高設(shè)計成功率，縮短研發(fā)流程，降低研發(fā)成本。

為減輕飛輪殼質(zhì)量，本文中將飛輪殼材料由鑄鐵材料更換為鋁合金材料，并進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，利用ABAQUS軟件搭建飛輪殼及相關(guān)零件的有限元模型，通過有限元分析計算及應力測試，驗證優(yōu)化方案的有效性。

1 優(yōu)化方案及材料性能

1.1 優(yōu)化方案

a)優(yōu)化前 b)優(yōu)化后圖1 飛輪殼優(yōu)化前后結(jié)構(gòu)

通過優(yōu)化材料和結(jié)構(gòu)減輕飛輪殼質(zhì)量，將飛輪殼材料由HT250更換為ZL111，結(jié)構(gòu)優(yōu)化措施主要包括：飛輪殼下部增加3條加強筋；為利于內(nèi)砂芯取砂，飛輪殼內(nèi)翻邊增加倒角60°；飛輪殼壁厚由5.5 mm強化至6.0 mm；飛輪殼加強筋由6 mm增加至8 mm。優(yōu)化前、后飛輪殼結(jié)構(gòu)對比如圖1所示。

1.2 材料性能

優(yōu)化后，飛輪殼、機體、懸置支架和螺栓的材料性能參數(shù)如表1所示，連接螺栓性能參數(shù)如表2所示。發(fā)動機總成質(zhì)量為270.0 kg，變速箱總成質(zhì)量為94.0 kg，離合器質(zhì)量為19.0 kg，起動機總成質(zhì)量為5.4 kg。優(yōu)化后，飛輪殼質(zhì)量減輕11.69 kg。

表1 各部件材料性能參數(shù)

表2 連接螺栓參數(shù)

2 ABAQUS計算分析

采用ABAQUS軟件進行有限元分析，前處理軟件采用Hypemesh，計算過程中功能步驟的執(zhí)行均根據(jù)上述軟件的命令[4-5]。

飛輪殼計算模型包括：飛輪殼、飛輪殼端的氣缸中心截面截取的局部氣缸體、變速箱局部殼體、固定支架以及安裝螺栓[6-9]。

整體坐標系為采用右手定則的直角坐標系，以曲軸中心線與飛輪殼后端面交點為原點，朝向整車前端為+x方向，豎直向上為+z方向，根據(jù)右手定則確定+y方向。

2.1 有限元模型及邊界條件

飛輪殼、機體、懸置支架、變速箱等有限元模型采用二階四面體網(wǎng)格單元，考察件平均網(wǎng)格尺寸為4 mm，非考察件平均網(wǎng)格尺寸為6～10 mm；計算時，在機體的切剖平面和飛輪殼支架上設(shè)置約束條件，在機體的切剖平面約束3個平動方向自由度，飛輪殼支架底面約束鉛垂方向的自由度。建立的三維模型如圖2所示，邊界條件如圖3所示。

a)變速箱端支架 b)飛輪殼及部分變速箱 c)發(fā)動機前端支架圖2 飛輪殼計算三維模型

a)發(fā)動機前端支架 b)飛輪殼及部分變速箱 c)變速箱端支架圖3 邊界條件

2.2 接觸及約束條件

在有限元計算模型中找到變速箱質(zhì)心的空間位置并標出該質(zhì)量點，將變速箱的質(zhì)量耦合在飛輪殼上。接觸及約束定義如圖4所示。

圖4 接觸及約束定義

2.3 沖擊載荷

進行發(fā)動機在受地面沖擊時的最惡劣工況的應力分析。在鉛垂方向(z)、水平橫方向(y)、水平縱方向(x)分別施加正向7g(g為自由落體加速度)和負向-7g的加速度載荷。

3 強度及應力計算分析

3.1 靜強度計算

在x、y、z方向加速度載荷作用下，鑄鋁飛輪殼正面和背面的應力分布云圖如圖5所示。

圖5 不同方向加速度載荷沖擊下的飛輪殼應力分布云圖

由圖5可知：z正向沖擊下的最大應力為219.7 MPa，z負向沖擊下的最大應力為188.8 MPa，y正向沖擊下的最大應力為213.4 MPa，y負向沖擊下的最大應力為207.9 MPa，x正向沖擊下的最大應力為211.3 MPa，x負向沖擊下的最大應力為204.8 MPa。鑄鋁飛輪殼在各向沖擊下產(chǎn)生的最大靜應力由z正向沖擊產(chǎn)生，最大應力部位為左下側(cè)加強筋與飛輪殼端面接觸部位，低于所應用材料ZL111的屈服極限220 MPa，靜強度滿足設(shè)計要求。

3.2 高周疲勞計算

飛輪殼在工作過程中，受到不同方向及大小的周期性載荷作用，會產(chǎn)生疲勞損傷，有必要對飛輪殼進行疲勞強度分析計算[10-12]。本文中計算分析結(jié)果為存活率99.99%的疲勞安全系數(shù)。

將應力計算結(jié)果導入FEMFAT軟件，利用TRANSMAX模塊計算飛輪殼疲勞安全系數(shù)，飛輪殼高周疲勞云圖如圖6所示。由圖6可知，鑄鋁飛輪殼最小高周疲勞安全系數(shù)為1.263，高于1.1的限值要求，高周疲勞滿足設(shè)計要求。

圖6 飛輪殼高周疲勞云圖

3.3 應力試驗

a)左側(cè) b)右側(cè)圖7 飛輪殼應變試驗測點

飛輪殼處于單軸應力狀態(tài)，飛輪殼失效機理為交變應力作用下的疲勞破壞[13-14]。仿真計算結(jié)果表明危險點主要分布在飛輪殼外圓加強筋位置，根據(jù)危險點確定飛輪殼實際測點位置，共布置12個單向應變片測點，測點位置如圖7所示。

3.3.1 靜態(tài)裝配應力測試

對鑄鋁飛輪殼進行裝配應力測試，裝配時使用扭矩扳手，按照擰緊工藝要求對角把緊飛輪殼螺栓至123 kN，擰緊過程中各測點的應變?nèi)鐖D8所示，計算得到的各測點的應力如表3所示。

圖8 鑄鋁飛輪殼裝配應變測試結(jié)果

表3 裝配應力統(tǒng)計 MPa

由圖8及表3可知：測點3處的裝配應力最大,為33.3 MPa;測點8處的裝配應力最小,為-15.0 MPa。受靜態(tài)裝配應力影響，鑄鋁飛輪殼所受應力遠遠小于材料的屈服強度，靜強度滿足要求。

3.3.2 動態(tài)應力測試

車輛滿載，在郊區(qū)施工道路和一般瀝青道路進行起-停、顛簸、直線高速運行、上坡、下坡等路況進行測試。測試數(shù)據(jù)如圖9、10所示。

圖9 鑄鋁飛輪殼整車起-停應變測試結(jié)果 圖10 鑄鋁飛輪殼整車道路應變測試結(jié)果

由圖9、10可知，整車起-停工況和行駛工況時的最大應力均出現(xiàn)在測點7位置，且整車行駛工況最大應力大于整車起-停工況最大應力。對飛輪殼各測點滿載動態(tài)應力測試結(jié)果進行統(tǒng)計分析及壽命分析，結(jié)果如表4所示。

表4 動態(tài)應力測試結(jié)果統(tǒng)計

對鑄鋁飛輪殼一般認為108h以上則視為無限壽命。由表4可知，道路測試中，12個測點中有9個測點為無限壽命，測點1、3、7為有限壽命，最低壽命為78 600 h，預計最低壽命里程為300萬km以上，滿足設(shè)計要求。

4 結(jié)論

1)通過ABAQUS仿真分析可知:鑄鋁飛輪殼在z正向沖擊下的靜應力最大，為219.7 MPa，靜強度滿足設(shè)計要求。

2)飛輪殼最小高周疲勞安全系數(shù)為1.263，高于1.1的限值要求，高周疲勞滿足設(shè)計要求。

3)受靜態(tài)裝配應力影響，鑄鋁飛輪殼所受應力遠遠小于材料的屈服強度，靜強度滿足要求。

4)12個測點中有9個測點為無限壽命，3個測點為有限壽命，最低壽命為78 600 h，預計最低壽命里程超過300萬km。