郭寧，程惠敏，高寧，高東陽，章超

陜西汽車控股集團有限公司，陜西西安 710200

0 引言

發(fā)動機艙蓋是長頭卡車的重要部件，具有保護發(fā)動機、隔絕發(fā)動機噪聲的重要作用。在實際使用過程中，往往要進行頻繁的開關(guān)，由于其質(zhì)量比其他開閉件(如車門)大得多，且關(guān)閉沖擊力也比較大，這很可能會造成相關(guān)部件的疲勞損傷，因此在設計研發(fā)階段，需要對其開關(guān)耐久性能進行驗證。公司長頭卡車在研發(fā)階段對發(fā)動機艙蓋進行開關(guān)耐久試驗時，發(fā)現(xiàn)與發(fā)動機艙蓋鎖具支架連接的扭力盒出現(xiàn)了裂縫，如圖1所示。

圖1 扭力盒開裂位置

長頭卡車發(fā)動機艙蓋的開關(guān)耐久試驗與車門的類似，針對扭力盒開裂問題，參考車門的開關(guān)耐久分析，對發(fā)動機艙蓋進行有限元仿真。先對發(fā)動機艙蓋關(guān)閉過程進行瞬態(tài)動力學分析，獲取扭力盒的應力隨時間的變化歷程，并基于Miner累積損傷原理對扭力盒進行沖擊疲勞分析，實現(xiàn)問題復原，再對發(fā)動機艙蓋進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，并驗證改善效果。

1 仿真分析理論及流程

1.1 瞬態(tài)動力學分析理論

瞬態(tài)動力學分析用于計算結(jié)構(gòu)在隨時間變化的載荷作用下的響應，載荷一般是與時間相關(guān)的力、位移、速度、加速度，響應是與時間相關(guān)的位移、速度、加速度、應力、應變等等，求解的運動方程為：

(1)

1.2 疲勞分析理論

開關(guān)耐久損傷計算一般都是基于工程中最常用的Miner線性累積損傷理論。在該理論中，若構(gòu)件受到的應力水平共有個，構(gòu)件在各個應力水平作用下分別經(jīng)受次循環(huán)，則其總損傷′為

(2)

式中：為構(gòu)件在應力水平作用下的循環(huán)次數(shù);為構(gòu)件在應力水平作用下發(fā)生破壞的壽命。

1.3 分析流程

發(fā)動機艙蓋開關(guān)耐久分析主要分為兩大步驟，即關(guān)閉時的瞬態(tài)動力學分析和沖擊損傷分析，據(jù)此，總的分析流程也分為兩部分，如圖2所示。

圖2 發(fā)動機艙蓋開關(guān)耐久分析流程

2 發(fā)動機艙蓋仿真分析

2.1 有限元模型

發(fā)動機艙蓋開關(guān)耐久分析有限元模型主要包括發(fā)動機艙蓋和駕駛室截斷部分，發(fā)動機艙蓋模型包括艙蓋本體、翻轉(zhuǎn)鉸鏈、鎖具及支架，駕駛室截斷部分包括白車身截斷部分、頂蓋截斷部分、前懸置，其中發(fā)動機艙蓋鎖具支架與扭力盒通過螺栓連接，扭力盒與車身地板、地板縱梁、側(cè)圍、前圍通過點焊連接。翻轉(zhuǎn)鉸鏈、翻轉(zhuǎn)鉸鏈支架、前懸置均用尺寸為5 mm的四面體單元離散，其余部件均用尺寸為10 mm的殼單元離散，對一些發(fā)生接觸關(guān)系的部件進行網(wǎng)格細化，如鎖銷、鎖體等。艙蓋本體和頂蓋本體的材料均為玻璃鋼，鎖具支架材料為Q345，扭力盒材料為HC340LA，白車身材料為冷軋鋼。螺栓連接采用rigid單元模擬，膠粘連接和點焊連接采用六面體單元和rb3單元模擬。最終建立的有限元模型如圖3所示，單元數(shù)量為73.04萬，節(jié)點數(shù)量為55.56萬，發(fā)動機艙蓋轉(zhuǎn)動部分的質(zhì)量約為110 kg。

圖3 發(fā)動機艙蓋有限元模型

2.2 瞬態(tài)動力學分析

在進行瞬態(tài)動力學分析時，對翻轉(zhuǎn)鉸鏈支架、駕駛室前懸置以及駕駛室截斷邊界的6個自由度進行全約束，整個計算模型施加豎直向下的1重力場，模擬機艙蓋自重的作用。由于發(fā)動機艙蓋質(zhì)量較大，為了減小其在關(guān)閉瞬間的沖擊力，在其前部設計了氣撐桿，關(guān)閉瞬間的支撐力經(jīng)過實測為1 200 N，方向為豎直向上。經(jīng)過實測，發(fā)動機艙蓋關(guān)閉瞬間角速度為0.88 rad/s。此外，按照艙蓋關(guān)閉的實際狀態(tài)建立了接觸關(guān)系，對發(fā)動機艙蓋關(guān)閉過程中應力隨時間的變化歷程進行計算分析。

在關(guān)閉過程中，艙蓋繞翻轉(zhuǎn)鉸鏈旋轉(zhuǎn)，經(jīng)過鎖具橡膠墊的緩沖，與鎖具碰撞并反復回彈，最終鎖止。在碰撞瞬間應力達到最大，出現(xiàn)峰值，隨著反復回彈，能量發(fā)生震蕩，隨后逐漸趨于穩(wěn)定并減小至0。經(jīng)過計算分析，扭力盒應力隨時間的變化曲線如圖4所示。由圖可以看出，扭力盒在0.04 s應力達到最大，隨后不斷震蕩，逐漸減小，符合實際變化規(guī)律。

圖4 扭力盒應力隨時間的變化曲線

扭力盒在0.04 s時的應力云圖如圖5所示，最大應力值為471 MPa，超過了材料的抗拉強度440 MPa，說明此處極有可能發(fā)生疲勞破壞，該位置位于靠近鎖具支架的螺栓孔周圍，與開裂位置相吻合，這也初步驗證了發(fā)動機艙蓋有限元仿真模型的準確性。

圖5 扭力盒在0.04 s時的應力云圖

2.3 沖擊疲勞分析

在當前的疲勞理論中，構(gòu)件的疲勞分為低周疲勞和高周疲勞，發(fā)動機艙蓋開關(guān)耐久屬于低周疲勞，在分析軟件中選擇適用于低周疲勞分析的-曲線準則對發(fā)動機艙蓋的開關(guān)耐久進行計算。將發(fā)動機艙蓋的瞬態(tài)動力學分析結(jié)果導入疲勞分析軟件中，計算得到的扭力盒疲勞壽命云圖如圖6所示。由圖可以看出，扭力盒的壽命最小區(qū)域位于靠近鎖具支架的螺栓孔周圍，這與實際開裂位置完全吻合，其最小疲勞周次為12 045次，小于目標值50 000次，這也與試驗情況相一致。

圖6 扭力盒疲勞壽命云圖

3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

3.1 優(yōu)化方案分析

發(fā)動機艙蓋關(guān)閉瞬間的沖擊力是造成扭力盒開裂的主要原因，因此減小扭力盒受到的沖擊力可以改善其損傷情況，本文從以下幾個方面進行改進：

(1)縮短鎖具支架的長度。發(fā)動機艙蓋關(guān)閉時的沖擊力經(jīng)鎖具支架傳遞至扭力盒的螺栓孔，而鎖具支架和扭力盒整體呈懸臂梁狀態(tài)，縮短鎖具支架的長度可以減小扭力盒螺栓孔受到的力矩，從而改善扭力盒的受力，如圖7所示。

圖7 鎖具支架跨距優(yōu)化前后對比

(2)改進鎖具支架與扭力盒連接的螺栓孔的布置。鎖具支架與扭力盒原來由3個呈正三角形分布的螺栓孔連接，這種結(jié)構(gòu)易造成應力集中在單個螺栓孔周圍，將3個螺栓孔改為4個，可以使應力相對均勻分布，減少集中，如圖8所示。

圖8 鎖具支架螺栓孔優(yōu)化前后對比

(3)優(yōu)化扭力盒結(jié)構(gòu)。扭力盒安裝孔改為4個，兩側(cè)翻邊加長，便于增加焊點，增強扭力盒強度，改善扭力盒受力情況，如圖9所示。

圖9 扭力盒優(yōu)化前后對比

(4)增加發(fā)動機艙蓋支撐點。發(fā)動機艙蓋關(guān)閉時沖擊力的承受點只有兩個，數(shù)量較少，利用駕駛室側(cè)圍預留的安裝孔增加受力點，可以有效減小扭力盒受到的沖擊力，如圖10所示。

圖10 發(fā)動機艙蓋支撐點優(yōu)化前后對比

3.2 優(yōu)化效果驗證

根據(jù)優(yōu)化方案對發(fā)動機艙蓋的關(guān)閉過程重新進行瞬態(tài)動力學分析和沖擊疲勞分析，結(jié)果分別如圖11和圖12所示。由圖11可知，優(yōu)化后扭力盒的最大應力為317 MPa，小于材料的屈服強度340 MPa，受力情況得到明顯改善;由圖12可知，優(yōu)化后扭力盒的最小疲勞周次為59 550次，大于設定的目標值50 000次，滿足設計要求。

圖11 優(yōu)化方案扭力盒應力云圖

圖12 優(yōu)化方案扭力盒疲勞壽命云圖

發(fā)動機艙蓋優(yōu)化方案實車裝配如圖13所示，對發(fā)動機艙蓋進行開關(guān)耐久試驗評價，經(jīng)過50 000次開閉后扭力盒沒有出現(xiàn)開裂，滿足設計要求，與仿真分析結(jié)果相一致，進一步驗證了該優(yōu)化方案的有效性。

圖13 發(fā)動機艙蓋優(yōu)化方案實車裝配

4 結(jié)論

(1)發(fā)動機艙蓋的開關(guān)耐久分析結(jié)果表明：仿真分析中扭力盒應力最大區(qū)域和壽命最小區(qū)域與實際開裂位置一致；

(2)扭力盒開裂的原因在于發(fā)動機艙蓋關(guān)閉瞬間扭力盒承擔的沖擊力過大；

(3)所提出的優(yōu)化方案，即縮短鎖具支架的長度、改進鎖具支架與扭力盒連接的螺栓孔的布置、優(yōu)化扭力盒結(jié)構(gòu)、增加發(fā)動機艙蓋支撐點，可以有效解決艙蓋關(guān)閉引發(fā)的扭力盒開裂問題。