(內(nèi)燃機(jī)可靠性國家重點實驗室，濰柴動力股份有限公司，濰坊 261061)

0 引言

風(fēng)扇連接盤是發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)重要組成部件。其主要作用是固定發(fā)動機(jī)冷卻風(fēng)扇，保證風(fēng)扇安全、高效、平穩(wěn)地運(yùn)轉(zhuǎn)[1]。風(fēng)扇高速旋轉(zhuǎn)，一旦連接盤發(fā)生斷裂失效，極有可能造成風(fēng)扇總成、散熱器、護(hù)風(fēng)圈等零部件的連帶損壞，嚴(yán)重影響車輛性能及人員安全，同時維修成本高[2]。

通過對近些年風(fēng)扇連接盤相關(guān)文獻(xiàn)的研究，發(fā)現(xiàn)目前對風(fēng)扇連接盤可靠性評估，主要通過設(shè)計階段進(jìn)行連接盤截面抗彎曲、抗扭轉(zhuǎn)能力的理論計算，而較少關(guān)注連接盤的疲勞壽命。由于公式計算難以考慮連接盤根部圓角、風(fēng)扇轉(zhuǎn)速等因素對其可靠性的影響，易造成連接盤設(shè)計安全余量不足[3]。

某機(jī)型柴油機(jī)在臺架耐久試驗過程中發(fā)生風(fēng)扇連接盤斷裂故障。本文利用Femfat軟件對連接盤進(jìn)行疲勞可靠性分析，判斷危險點，并根據(jù)仿真結(jié)果提出了優(yōu)化改進(jìn)建議，優(yōu)化后的風(fēng)扇連接盤結(jié)構(gòu)可靠性滿足要求。

1 連接盤故障情況

某機(jī)型柴油機(jī)風(fēng)扇連接盤斷裂故障位置和斷口情況如圖1所示。經(jīng)對斷口的理化分析，判定風(fēng)扇連接盤故障為疲勞斷裂。為分析疲勞源，對風(fēng)扇連接盤進(jìn)行有限元分析。

2 Femfat軟件簡介

Femfat(Finite Element Method Fatigue)軟件是麥格納公司開發(fā)的一款高效疲勞分析軟件，包括Basic、Weld、Spot、Strain、Max、Lab及Results Manager模塊，能夠?qū)Σ煌芰顟B(tài)零部件提供合適的疲勞壽命預(yù)測方案，與通用有限元分析軟件Abaqus、Ansys、Nastran、Patran等有良好的接口。

本文借助Max模塊對風(fēng)扇連接盤進(jìn)行疲勞仿真。該模塊基于應(yīng)力幅值與平均應(yīng)力進(jìn)行多軸組合的平均應(yīng)力影響方法，利用多軸工作強(qiáng)度分析中提出的危險臨界面假設(shè)理論，對零部件所有歷程載荷進(jìn)行疊加，適用于多工況載荷作用下的結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度分析。

3 有限元模型處理及載荷工況

3.1 有限元分析模型

根據(jù)風(fēng)扇連接盤連接布置及受力情況，建立風(fēng)扇連接盤有限元分析模型，并簡化之。簡化后的模型包括風(fēng)扇、連接盤、皮帶輪、托架、軸承、螺栓等部件，三維模型如圖2所示。利用Hypermesh軟件對各部分模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，在保證網(wǎng)格質(zhì)量的基礎(chǔ)上，對風(fēng)扇、皮帶輪及托架模型做了局部修改和簡化[4]，如圖3所示。仿真模型共生成364 078個網(wǎng)格， 97 385個節(jié)點。風(fēng)扇連接盤采用HT250材料，其力學(xué)性能參數(shù)如表1所示。

表1 HT250力學(xué)性能參數(shù)

3.2 載荷工況

將Hypermesh軟件中劃分好的網(wǎng)格導(dǎo)入Abaqus軟件進(jìn)行強(qiáng)度分析。風(fēng)扇連接盤在工作過程中主要承受載荷包括：螺栓預(yù)緊力、風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)離心力及向上、下方向重力沖擊，其中重力沖擊參照相關(guān)測試數(shù)據(jù)，上、下方向各取10G。

3.2.1 螺栓預(yù)緊力

連接盤螺栓采用6個M8×1.25規(guī)格螺栓，螺栓等級為8.8級，螺栓預(yù)緊力計算如下：

(1)

式中：A為螺栓截面積，即公稱直徑對應(yīng)的截面面積和最小直徑對應(yīng)的截面面積中取最小值，為36.6 mm2；v為螺栓擰緊屈服系數(shù)，取1.0；σ為材料屈服強(qiáng)度，為640 MPa；p為螺栓螺距，為1.25 mm；d0為螺栓最小直徑，為6.64 mm；d2為螺紋中徑，為7.19 mm；μ為摩擦系數(shù)，取0.12。

經(jīng)計算得到風(fēng)扇連接盤固定螺栓預(yù)緊力，為18.52 kN。

3.2.2 旋轉(zhuǎn)離心力

在Abaqus軟件中，選中風(fēng)扇連接盤系統(tǒng)中旋轉(zhuǎn)零部件，即風(fēng)扇、連接盤、皮帶輪及軸承。通過設(shè)置旋轉(zhuǎn)軸線及旋轉(zhuǎn)角速度，軟件將自動計算旋轉(zhuǎn)載荷。該機(jī)型發(fā)動機(jī)常用轉(zhuǎn)速2 200 r/min，換算角速度為230.4 rad/s。設(shè)置完成后的旋轉(zhuǎn)離心力載荷模型如圖4所示。

3.3 應(yīng)力仿真結(jié)果分析

經(jīng)仿真計算得到風(fēng)扇連接盤應(yīng)力分布情況，最大應(yīng)力出現(xiàn)在垂直向下重力沖擊工況。連接盤最大主應(yīng)力和最小主應(yīng)力分布云圖如圖5所示。從圖中可以看出，最大主應(yīng)力為95.3 MPa，最小主應(yīng)力為-37.9 MPa，均出現(xiàn)在連接盤根部斷裂位置。

3.4 疲勞可靠性仿真

將Abaqus輸出的風(fēng)扇連接盤應(yīng)力結(jié)果的.odb格式文件導(dǎo)入Femfat軟件，利用其TransMAX模塊進(jìn)行連接盤高周疲勞安全系數(shù)預(yù)測。Femfat軟件設(shè)置如表2所示[5]。由Femfat軟件計算得到疲勞安全系數(shù)云圖如圖6所示。從圖6中可以看出，連接盤根部疲勞安全系數(shù)較低，最小值為0.92，低于1.1的安全限值，存在斷裂風(fēng)險。

表2 Femfat軟件參數(shù)設(shè)置

4 風(fēng)扇連接盤結(jié)構(gòu)優(yōu)化與疲勞分析

4.1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

通過第3章的仿真分析結(jié)果可以看出，風(fēng)扇連接盤根部疲勞安全系數(shù)偏低是造成此次斷裂失效故障的主要原因，而導(dǎo)致風(fēng)扇連接盤根部疲勞安全系數(shù)偏低的原因是根部圓角處應(yīng)力過大。為此，對風(fēng)扇連接盤結(jié)構(gòu)設(shè)計進(jìn)行優(yōu)化，將連接盤壁厚由原來的5 mm增厚至6 mm，并將根部圓角半徑由原來的3 mm增大至6 mm。優(yōu)化后的風(fēng)扇連接盤三維模型如圖7所示。

4.2 疲勞分析

對優(yōu)化后的連接盤按3.3～3.4節(jié)仿真方法進(jìn)行疲勞分析，得到其安全系數(shù)達(dá)1.46，如圖8所示，滿足設(shè)計要求。

4.3 試驗驗證

對優(yōu)化后的風(fēng)扇連接盤進(jìn)行了1 000 h怠速—大扭矩轉(zhuǎn)速—額定轉(zhuǎn)速—最高空載轉(zhuǎn)速負(fù)載循環(huán)臺架耐久試驗，連接盤順利通過耐久考核，驗證了優(yōu)化措施有效。

5 結(jié)論

風(fēng)扇連接盤在實際工作過程中承受發(fā)動機(jī)激勵載荷、路面激勵載荷及旋轉(zhuǎn)離心力載荷影響，常規(guī)校核截面抗彎曲、抗扭轉(zhuǎn)能力的理論計算方法難以準(zhǔn)確評估其可靠性。

本文利用Femfat軟件結(jié)合風(fēng)扇連接盤多工況載荷邊界，對風(fēng)扇連接盤的疲勞可靠性進(jìn)行了仿真評估。其仿真結(jié)果與連接盤實際故障狀態(tài)吻合，證明了此仿真方法的準(zhǔn)確性，其可以用于指導(dǎo)連接盤類旋轉(zhuǎn)零部件的正向開發(fā)設(shè)計。