付友，童向榮，馬文亮，李慧軍，由毅，馮擎峰

(吉利汽車(chē)研究院，浙江杭州311228)

0 引言

某發(fā)動(dòng)機(jī)為匹配整車(chē)電子助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng) (EPS)，對(duì)前端輪系進(jìn)行了重新開(kāi)發(fā)，輪系示意圖如圖1所示。為了節(jié)約成本和平臺(tái)通用化，惰輪采用供應(yīng)商現(xiàn)有產(chǎn)品，僅開(kāi)發(fā)了惰輪支架。詳細(xì)地介紹了惰輪支架的整個(gè)開(kāi)發(fā)過(guò)程以及試驗(yàn)驗(yàn)證中出現(xiàn)斷裂失效的優(yōu)化方法等內(nèi)容，為后續(xù)類(lèi)似發(fā)動(dòng)機(jī)零部件的設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)積累了寶貴經(jīng)驗(yàn)。

1 設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)階段

1.1 布置邊界分析

設(shè)計(jì)一個(gè)零部件，首先要分析清楚該零部件的功用、使用位置、裝配配合零部件、配合尺寸的限定、周邊零部件布置間隙等問(wèn)題。

新開(kāi)發(fā)輪系布置計(jì)算完成后，惰輪中心位置已確定，輪系布置圖如圖2所示。

惰輪支架配合安裝固定在氣缸體與正時(shí)鏈罩之間支撐惰輪，為了避免改變?cè)瓉?lái)的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)，增加零部件新模具投入，惰輪支架與原機(jī)械式液壓助力轉(zhuǎn)向泵安裝方式一致。惰輪支架安裝位置及周邊零部件如圖3、4所示。

1.2 惰輪支架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

惰輪支架的布置邊界分析完成后，下面就是支架結(jié)構(gòu)的建模設(shè)計(jì)。根據(jù)裝配位置及惰輪位置限定，惰輪支架采用基本結(jié)構(gòu) (如圖5)，基準(zhǔn)軸A－1為惰輪安裝中心，A－2/3為惰輪支架裝配軸中心，三軸形成等腰三角形，結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性較好。

如圖6所示，惰輪支架受到輪系傳遞給惰輪的徑向載荷F和裝配螺栓施加的預(yù)載荷壓力F1和F2，F(xiàn)1與F2大小相等，方向相反，與F在方向上垂直，初步分析圖中B區(qū)域受力應(yīng)變趨勢(shì)較大，因此在B區(qū)域設(shè)計(jì)了加強(qiáng)筋結(jié)構(gòu)。

根據(jù)三軸定位、初步的受力分析及與惰輪的配合安裝，將惰輪支架其余結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)完整，完整惰輪支架設(shè)計(jì)三維數(shù)模如圖7所示。

1.3 惰輪支架材料

支架類(lèi)零部件一般采用鑄鐵 (GB/T 1348-2009)和壓鑄鋁合金 (GB/T 15115-2009)，兩種材料的應(yīng)用均較廣泛。發(fā)動(dòng)機(jī)零部件工作環(huán)境一般都比較惡劣，外圍零部件設(shè)計(jì)一般要求耐腐蝕性，且隨著發(fā)動(dòng)機(jī)零部件輕量化的設(shè)計(jì)趨勢(shì)，綜合考慮采用壓鑄鋁合金，選定牌號(hào)為YL112，此種材料具有好的鑄造性能和力學(xué)性能、抗熱裂性能好、易切削加工、質(zhì)量輕等特點(diǎn)。

1.4 惰輪支架強(qiáng)度計(jì)算分析

采用有限元分析方法，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)惰輪支架進(jìn)行靜強(qiáng)度與疲勞強(qiáng)度計(jì)算，以評(píng)估惰輪支架的強(qiáng)度是否滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求，分析使用軟件 Altair Hypermesh 9.0、Abaqus 6.10 －1［1］。

1.4.1 建立模型

根據(jù)既定的分析方案構(gòu)建惰輪支架系統(tǒng)的有限元分析模型，包括:缸體 (切片)、正時(shí)罩蓋 (切片)、惰輪及其支架、連接螺栓等。網(wǎng)格類(lèi)型主要采用二階四面體單元 (C3D10M)，其中共包含二階四面體單元68 992個(gè)和127 167個(gè)節(jié)點(diǎn) (如圖8所示)。

1.4.2 材料屬性

有限元分析需引入分析模型中各零部件的材料屬性，查找相應(yīng)零部件材料的標(biāo)準(zhǔn)，材料屬性如表1所示。

表1 主要部件的材料屬性

1.4.3 靜強(qiáng)度分析邊界條件

靜強(qiáng)度分析模型的參考型坐標(biāo)系為:發(fā)動(dòng)機(jī)后端指向前段為正X向，下端指向上端為正Z向，遵循右手定則。各裝配貼合面設(shè)定為T(mén)ie約束，斷面設(shè)定為全約束，在沿坐標(biāo)軸方向上，分別施以15g的慣性加速度作用，分析模型邊界如圖9所示。

輪系動(dòng)態(tài)載荷模擬參數(shù)見(jiàn)圖10，由圖可知，惰輪 (IDL1)動(dòng)態(tài)載荷模擬最大值為1 200N。

1.4.4 靜強(qiáng)度分析結(jié)果?

作為此次分析的惰輪支架，在計(jì)算所考慮的各個(gè)靜載荷工況下的應(yīng)力分布云圖如圖11—13所示。

由以上靜應(yīng)力分析結(jié)果可知，惰輪支架在所考慮的計(jì)算工況下，支架的應(yīng)力水平均低于其材料的屈服極限 (σs=140 MPa)，滿(mǎn)足靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

1.4.5 疲勞強(qiáng)度分析結(jié)果

惰輪支架在工作過(guò)程中所受的載荷，通常是在不斷變化的 (如振動(dòng)載荷與波動(dòng)的皮帶力作用)而非靜態(tài)力作用，因此需要考察其支架在變載荷交替作用下的疲勞強(qiáng)度，以求評(píng)估更貼近實(shí)際工作條件?？疾於栎喼Ъ艿母咧芷趶?qiáng)度時(shí)，分別以3組工況載荷組合 (X正負(fù)方向加速度;Y正負(fù)方向加速度;Z正負(fù)方向加速度)作為交變載荷進(jìn)行疲勞安全因子的計(jì)算，再求出3組疲勞工況安全因子的最小值云圖。疲勞計(jì)算所采用材料的疲勞屬性及考慮的疲勞影響因素如圖14所示。

綜合3組載荷組合工況，惰輪支架最小疲勞安全因子分布云圖 (如圖15)所示。

在計(jì)算所考慮的工況組合條件下，最小疲勞安全因子為1.04，該點(diǎn)位于接觸邊界點(diǎn)上，屬于應(yīng)力虛高位置，可不予關(guān)注。其余區(qū)域疲勞安全因子均大于建議值1.4的要求 (圖15)，滿(mǎn)足疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

該分析結(jié)果是在對(duì)3D幾何模型做了一定離散化基礎(chǔ)上，以及特定的工況載荷條件下得出的;此外，疲勞計(jì)算精度還有賴(lài)于材料的疲勞特性參數(shù) (圖14)的準(zhǔn)確性。

2 試驗(yàn)驗(yàn)證

設(shè)計(jì)已完成，有限元分析評(píng)估也滿(mǎn)足要求，具體惰輪支架的設(shè)計(jì)能否滿(mǎn)足相關(guān)的性能要求，需要以試驗(yàn)驗(yàn)證為準(zhǔn)。樣件制造采用與設(shè)計(jì)材料相同的鑄鋁塊，利用數(shù)控加工的方式制造，此方式的優(yōu)點(diǎn)是制造加工方便，周期短，無(wú)需開(kāi)發(fā)模具，首批樣件狀態(tài)如圖16所示。

2.1 試驗(yàn)方法

惰輪支架和惰輪裝配完成以后，將組件裝配到試驗(yàn)發(fā)動(dòng)機(jī)上，進(jìn)行交變負(fù)荷循環(huán)耐久試驗(yàn)。使用的發(fā)動(dòng)機(jī)為進(jìn)行800 h循環(huán)負(fù)荷臺(tái)架試驗(yàn)發(fā)動(dòng)機(jī)，循環(huán)負(fù)荷耐久試驗(yàn)每循環(huán)40 min，試驗(yàn)運(yùn)行1 200個(gè)循環(huán)，共計(jì)800 h，試驗(yàn)循環(huán)工況如圖17所示。

2.2 試驗(yàn)結(jié)果

當(dāng)試驗(yàn)進(jìn)行到200 h時(shí)，檢查發(fā)現(xiàn)惰輪支架出現(xiàn)斷裂失效，惰輪支架第一次設(shè)計(jì)判定失敗，斷裂位置如圖18所示。

3 斷裂分析及優(yōu)化結(jié)果

3.1 斷裂分析

如圖19所示，對(duì)照斷裂位置和有限元分析安全因子云圖，斷裂區(qū)域安全因子均處于1.8以上，有限元分析結(jié)論中判定安全因子為1.04區(qū)域處于應(yīng)力虛高的結(jié)論無(wú)誤，斷裂不處于該區(qū)域，而重新按定義的邊界條件進(jìn)行計(jì)算分析，兩次結(jié)果相同，據(jù)此判定有限元分析邊界輸入條件有誤。

為了查找原因，對(duì)邊界條件進(jìn)行重新校對(duì)，發(fā)現(xiàn)其中惰輪動(dòng)態(tài)載荷屬模擬數(shù)值，其余邊界條件均根據(jù)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)引用，而模擬數(shù)值本身誤差較大，為查明負(fù)載的準(zhǔn)確大小，對(duì)輪系動(dòng)態(tài)載荷進(jìn)行了實(shí)際測(cè)量，惰輪實(shí)際負(fù)載為1 750N，遠(yuǎn)高于模擬數(shù)值，將實(shí)際負(fù)載引入有限元計(jì)算分析，結(jié)果安全因子僅為1.28，低于建議值1.4，導(dǎo)致斷裂位置應(yīng)力集中，在交變振動(dòng)較強(qiáng)的工況下，惰輪支架容易發(fā)生疲勞斷裂。

3.2 優(yōu)化方案及結(jié)果

為了避免形成應(yīng)力集中造成惰輪支架斷裂，對(duì)第一方案安全因子低的區(qū)域進(jìn)行了重新設(shè)計(jì)，加大了此處的圓角，且將加強(qiáng)筯結(jié)構(gòu)去除，采用大圓弧結(jié)構(gòu) (圖19紅色區(qū)域處)，對(duì)惰輪支架的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了重新設(shè)計(jì)調(diào)整，設(shè)計(jì)模型如圖19所示。

模型修改完成，再按正確的邊界條件對(duì)惰輪支架新方案進(jìn)行有限元強(qiáng)度分析，分析結(jié)果如圖20所示，圖中紅色區(qū)域的最大壓應(yīng)力為42.95 MPa，遠(yuǎn)小于材料的屈服極限，其安全因子為2.1，遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于建議值1.4。按新模型重新制做機(jī)加樣件試驗(yàn)驗(yàn)證，新方案順利通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架800 h循環(huán)耐久試驗(yàn)，據(jù)此下達(dá)開(kāi)模指令，進(jìn)行工裝樣件的制造。惰輪支架的工裝樣件隨發(fā)動(dòng)機(jī)應(yīng)用于整車(chē)上，順利通過(guò)整車(chē)3萬(wàn)公里道路試驗(yàn)，惰輪支架達(dá)到批產(chǎn)應(yīng)用的條件，整個(gè)開(kāi)發(fā)階段結(jié)束。

4 總結(jié)

惰輪支架的設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)，首先應(yīng)詳細(xì)分析布置情況和邊界條件;設(shè)計(jì)模型時(shí)優(yōu)先考慮應(yīng)變趨勢(shì)較大區(qū)域，對(duì)該區(qū)域結(jié)構(gòu)進(jìn)行加強(qiáng);首版模型設(shè)計(jì)完成后，對(duì)模型進(jìn)行有限元分析，評(píng)估各結(jié)構(gòu)的安全因子，分析通過(guò)后進(jìn)行樣件試制驗(yàn)證;驗(yàn)證中采用標(biāo)準(zhǔn)化的發(fā)動(dòng)機(jī)循環(huán)耐久，試驗(yàn)條件充足，試驗(yàn)可靠性較高;其中設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)過(guò)程中出現(xiàn)的斷裂失效問(wèn)題在于對(duì)理論分析的過(guò)度依賴(lài)，模擬的載荷條件與實(shí)際存在差異。

通過(guò)對(duì)惰輪支架從設(shè)計(jì)到試驗(yàn)驗(yàn)證，再到失效優(yōu)化的介紹，詳細(xì)的說(shuō)明了惰輪支架的整個(gè)開(kāi)發(fā)過(guò)程，為后續(xù)類(lèi)似發(fā)動(dòng)機(jī)零部件的設(shè)計(jì)積累了寶貴經(jīng)驗(yàn)。

【1】莊茁.ABAQUS非線性有限元分析與實(shí)例［M］.北京:科學(xué)出版社，2005.