郭寧，程惠敏，高寧，高東陽(yáng)，章超

陜西汽車(chē)控股集團(tuán)有限公司，陜西西安 710200

0 引言

發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋是長(zhǎng)頭卡車(chē)的重要部件，具有保護(hù)發(fā)動(dòng)機(jī)、隔絕發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲的重要作用。在實(shí)際使用過(guò)程中，往往要進(jìn)行頻繁的開(kāi)關(guān)，由于其質(zhì)量比其他開(kāi)閉件(如車(chē)門(mén))大得多，且關(guān)閉沖擊力也比較大，這很可能會(huì)造成相關(guān)部件的疲勞損傷，因此在設(shè)計(jì)研發(fā)階段，需要對(duì)其開(kāi)關(guān)耐久性能進(jìn)行驗(yàn)證。公司長(zhǎng)頭卡車(chē)在研發(fā)階段對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋進(jìn)行開(kāi)關(guān)耐久試驗(yàn)時(shí)，發(fā)現(xiàn)與發(fā)動(dòng)機(jī)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(kāi)裂位置

長(zhǎng)頭卡車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋的開(kāi)關(guān)耐久試驗(yàn)與車(chē)門(mén)的類(lèi)似，針對(duì)扭力盒開(kāi)裂問(wèn)題，參考車(chē)門(mén)的開(kāi)關(guān)耐久分析，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋進(jìn)行有限元仿真。先對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋關(guān)閉過(guò)程進(jìn)行瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析，獲取扭力盒的應(yīng)力隨時(shí)間的變化歷程，并基于Miner累積損傷原理對(duì)扭力盒進(jìn)行沖擊疲勞分析，實(shí)現(xiàn)問(wèn)題復(fù)原，再對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，并驗(yàn)證改善效果。

1 仿真分析理論及流程

1.1 瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析理論

瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析用于計(jì)算結(jié)構(gòu)在隨時(shí)間變化的載荷作用下的響應(yīng)，載荷一般是與時(shí)間相關(guān)的力、位移、速度、加速度，響應(yīng)是與時(shí)間相關(guān)的位移、速度、加速度、應(yīng)力、應(yīng)變等等，求解的運(yùn)動(dòng)方程為：

(1)

1.2 疲勞分析理論

開(kāi)關(guān)耐久損傷計(jì)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(yīng)力水平共有個(gè)，構(gòu)件在各個(gè)應(yīng)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(yīng)力水平作用下的循環(huán)次數(shù);為構(gòu)件在應(yīng)力水平作用下發(fā)生破壞的壽命。

1.3 分析流程

發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋開(kāi)關(guān)耐久分析主要分為兩大步驟，即關(guān)閉時(shí)的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)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(dòng)機(jī)艙蓋開(kāi)關(guān)耐久分析流程

2 發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋仿真分析

2.1 有限元模型

發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋開(kāi)關(guān)耐久分析有限元模型主要包括發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋和駕駛室截?cái)嗖糠?，發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋模型包括艙蓋本體、翻轉(zhuǎn)鉸鏈、鎖具及支架，駕駛室截?cái)嗖糠职ò总?chē)身截?cái)嗖糠?、頂蓋截?cái)嗖糠?、前懸置，其中發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋鎖具支架與扭力盒通過(guò)螺栓連接，扭力盒與車(chē)身地板、地板縱梁、側(cè)圍、前圍通過(guò)點(diǎn)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(duì)一些發(fā)生接觸關(guān)系的部件進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化，如鎖銷(xiāo)、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(chē)身材料為冷軋鋼。螺栓連接采用rigid單元模擬，膠粘連接和點(diǎn)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(wàn)，節(jié)點(diǎn)數(shù)量為55.56萬(wàn)，發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋轉(zhuǎn)動(dòng)部分的質(zhì)量約為110 kg。

圖3 發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋有限元模型

2.2 瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析

在進(jìn)行瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析時(shí)，對(duì)翻轉(zhuǎn)鉸鏈支架、駕駛室前懸置以及駕駛室截?cái)噙吔绲?個(gè)自由度進(jìn)行全約束，整個(gè)計(jì)算模型施加豎直向下的1重力場(chǎng)，模擬機(jī)艙蓋自重的作用。由于發(fā)動(dòng)機(jī)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(shè)計(jì)了氣撐桿，關(guān)閉瞬間的支撐力經(jīng)過(guò)實(shí)測(cè)為1 200 N，方向?yàn)樨Q直向上。經(jīng)過(guò)實(shí)測(cè)，發(fā)動(dòng)機(jī)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(shí)際狀態(tài)建立了接觸關(guān)系，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋關(guān)閉過(guò)程中應(yīng)力隨時(shí)間的變化歷程進(jìn)行計(jì)算分析。

在關(guān)閉過(guò)程中，艙蓋繞翻轉(zhuǎn)鉸鏈旋轉(zhuǎn)，經(jīng)過(guò)鎖具橡膠墊的緩沖，與鎖具碰撞并反復(fù)回彈，最終鎖止。在碰撞瞬間應(yīng)力達(dá)到最大，出現(xiàn)峰值，隨著反復(fù)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(guò)計(jì)算分析，扭力盒應(yīng)力隨時(shí)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(yīng)力達(dá)到最大，隨后不斷震蕩，逐漸減小，符合實(shí)際變化規(guī)律。

圖4 扭力盒應(yīng)力隨時(shí)間的變化曲線

扭力盒在0.04 s時(shí)的應(yīng)力云圖如圖5所示，最大應(yīng)力值為471 MPa，超過(guò)了材料的抗拉強(qiáng)度440 MPa，說(shuō)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?chē)c開(kāi)裂位置相吻合，這也初步驗(yàn)證了發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋有限元仿真模型的準(zhǔn)確性。

圖5 扭力盒在0.04 s時(shí)的應(yīng)力云圖

2.3 沖擊疲勞分析

在當(dāng)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(dòng)機(jī)艙蓋開(kāi)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(zhǔn)則對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋的開(kāi)關(guān)耐久進(jìn)行計(jì)算。將發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析結(jié)果導(dǎo)入疲勞分析軟件中，計(jì)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?chē)?，這與實(shí)際開(kāi)裂位置完全吻合，其最小疲勞周次為12 045次，小于目標(biāo)值50 000次，這也與試驗(yàn)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(dòng)機(jī)艙蓋關(guān)閉瞬間的沖擊力是造成扭力盒開(kāi)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(gè)方面進(jìn)行改進(jìn)：

(1)縮短鎖具支架的長(zhǎng)度。發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋關(guān)閉時(shí)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(zhǎng)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(duì)比

(2)改進(jìn)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(lái)由3個(gè)呈正三角形分布的螺栓孔連接，這種結(jié)構(gòu)易造成應(yīng)力集中在單個(gè)螺栓孔周?chē)?，?個(gè)螺栓孔改為4個(gè)，可以使應(yīng)力相對(duì)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(duì)比

(3)優(yōu)化扭力盒結(jié)構(gòu)。扭力盒安裝孔改為4個(gè)，兩側(cè)翻邊加長(zhǎng)，便于增加焊點(diǎn)，增強(qiáng)扭力盒強(qiáng)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(duì)比

(4)增加發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋支撐點(diǎn)。發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋關(guān)閉時(shí)沖擊力的承受點(diǎn)只有兩個(gè)，數(shù)量較少，利用駕駛室側(cè)圍預(yù)留的安裝孔增加受力點(diǎn)，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(dòng)機(jī)艙蓋支撐點(diǎn)優(yōu)化前后對(duì)比

3.2 優(yōu)化效果驗(yàn)證

根據(jù)優(yōu)化方案對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋的關(guān)閉過(guò)程重新進(jìn)行瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)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(yīng)力為317 MPa，小于材料的屈服強(qiáng)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(shè)定的目標(biāo)值50 000次，滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

圖11 優(yōu)化方案扭力盒應(yīng)力云圖

圖12 優(yōu)化方案扭力盒疲勞壽命云圖

發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋優(yōu)化方案實(shí)車(chē)裝配如圖13所示，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋進(jìn)行開(kāi)關(guān)耐久試驗(yàn)評(píng)價(jià)，經(jīng)過(guò)50 000次開(kāi)閉后扭力盒沒(méi)有出現(xiàn)開(kāi)裂，滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求，與仿真分析結(jié)果相一致，進(jìn)一步驗(yàn)證了該優(yōu)化方案的有效性。

圖13 發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋優(yōu)化方案實(shí)車(chē)裝配

4 結(jié)論

(1)發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋的開(kāi)關(guān)耐久分析結(jié)果表明：仿真分析中扭力盒應(yīng)力最大區(qū)域和壽命最小區(qū)域與實(shí)際開(kāi)裂位置一致；

(2)扭力盒開(kāi)裂的原因在于發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋關(guān)閉瞬間扭力盒承擔(dān)的沖擊力過(guò)大；

(3)所提出的優(yōu)化方案，即縮短鎖具支架的長(zhǎng)度、改進(jìn)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(dòng)機(jī)艙蓋支撐點(diǎn)，可以有效解決艙蓋關(guān)閉引發(fā)的扭力盒開(kāi)裂問(wèn)題。