梁景濤，付雪超，馬文亮，李慧軍，由 毅，馮擎峰

(吉利汽車研究院，浙江 蕭山 311228)

1 引言

內(nèi)燃機功率輸出主要靠曲軸，其轉(zhuǎn)動是基本均勻的，但活塞連桿組運動極為不均勻，伴隨著很大的加、減速度，產(chǎn)生超重上千倍的慣性負(fù)荷，對受力件的強度和耐久性影響很大，并導(dǎo)致振動和噪聲［1］，對其附屬件也會產(chǎn)生很大影響。

某發(fā)動機出現(xiàn)正時鏈罩連接右隔振墊處斷裂如圖1、2所示，導(dǎo)致發(fā)動機下沉、發(fā)動機無法正常工作。

圖1 正時鏈罩?jǐn)嗔盐恢?

筆者針對發(fā)動機正時鏈罩進行模態(tài)與強度的計算分析，以此判定正時鏈罩?jǐn)嗔烟幨欠駶M足設(shè)計需求，找出故障原因，并根據(jù)分析結(jié)果，針對正時鏈罩結(jié)構(gòu)制定合理的改進方向。

2 正時鏈罩的功用及斷裂分析

2.1 正時鏈罩的功用

正時鏈罩與氣缸體、氣缸蓋一起密封發(fā)動機內(nèi)腔;其內(nèi)部分布有潤滑及冷卻發(fā)動機的油道和水道，與氣缸體、氣缸蓋一起共同完成發(fā)動機的潤滑及冷卻工作;同時正時鏈罩與發(fā)動機右支架一起支撐發(fā)動機懸置在車架上。

2.2 正時鏈罩?jǐn)嗔言蚍治?/h3>

根據(jù)圖1所示，從正時鏈罩的斷裂位置可以看出，斷裂位置是發(fā)動機在車架上的懸置點，該處也是正時鏈罩受力最大點，初步分析是由于斷裂處強度不足造成。

3 有限元分析

3.1 有限元分析前處理

筆者計算的有限元模型主要包括:正時鏈罩(集成正時鏈罩支架)、右隔振墊總成支架、連接缸蓋與正時鏈罩的螺栓、連接兩支架的螺栓及模擬缸體、缸蓋等。

(1)材料屬性 進行有限元分析前需要了解零部件本身的屬性，以便于進行分析，主要部件的材料屬性如表1所列。

表1 主要部件的材料屬性

(2)建立模型 模態(tài)分析中，網(wǎng)格類型采用C3D10;強度分析中，網(wǎng)格類型二階四面體單元(C3D10M)，單元共228 783個，節(jié)點共402 186個;有限元模型如圖3、4所示。

圖3 有限元分析模型

圖4 有限元分析模型

3.2 分析方法

(1)模態(tài)分析 設(shè)置各接觸面接觸屬性為tie接觸，約束模擬缸體、缸蓋的運動自由度，所使用坐標(biāo)系為:發(fā)動機后端指向前端為正X向，下端指向上端為正Z向，遵循右手定則。

(2)強度分析 邊界條件的施加位置及載荷力作用的大小分別見圖5、表2，約束模擬缸體缸蓋的運動自由度。分析模型的參考坐標(biāo)系為:發(fā)動機后端指向前端為正X向，下端指向上端為正Z向，遵循右手定則。

圖5 邊界條件的施加位置

表2 載荷力作用的大小

4 分析結(jié)果

4.1 模態(tài)分析結(jié)果

前三階的頻率和振型結(jié)果如表3所列;圖6～8為模型的前三階振型圖。

表3 模型前三階的頻率和振型

圖6 模型第1階振型

圖7 模型第2階振型

發(fā)動機主激勵工作頻率計算公式:

式中:n為發(fā)動機額定功率轉(zhuǎn)速，r/min;k為常數(shù)，一般取1.2～1.4;a為階次。

通過式(1)可得出，發(fā)動機在6 000 r/min時的三階主激勵工作頻率為360～420 Hz;正時鏈罩及其支架的第1階振動頻率為394.6 Hz，該頻率位于發(fā)動機3階主激勵工作頻率內(nèi)，誘發(fā)結(jié)構(gòu)高速共振風(fēng)險很大。

4.2 強度分析結(jié)果

計算正時鏈罩及其支架在7個工況下的強度，如圖9～15所示。

圖9 最大螺栓預(yù)緊力

15 最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力

①最大螺栓預(yù)緊力;②最大螺栓預(yù)緊力+X正方向慣性力;③最大螺栓預(yù)緊力+X負(fù)方向慣性力;④最大螺栓預(yù)緊力+Y正方向慣性力;⑤最大螺栓預(yù)緊力+Y負(fù)方向慣性力;⑥最大螺栓預(yù)緊力+Z正方向慣性力;⑦最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力。

圖8 模型第3階振型

圖10 最大螺栓預(yù)緊力+X正方向慣性力工況

圖11 最大螺栓預(yù)緊力+X負(fù)方向慣性力

圖13 最大螺栓預(yù)緊力+Y負(fù)方向慣性力

由正時鏈罩在7個工況下的應(yīng)力分布云圖可以得出，在最大螺栓預(yù)緊力+Y正方向慣性力工況如圖12所示、最大螺栓預(yù)緊力+Z正方向慣性力工況如圖14所示和最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力工況如圖15所示下，有多處應(yīng)力集中現(xiàn)象，且應(yīng)力值超出了ADC12材料的許用應(yīng)力228 MPa，已超過ADC12材料的屈服極限，且部分區(qū)域得應(yīng)力集中區(qū)域較大，不滿足靜強度設(shè)計需求，容易誘發(fā)斷裂現(xiàn)象。

圖12 最大螺栓預(yù)緊力+Y正方向慣性力

圖14 最大螺栓預(yù)緊力+Z正方向慣性力

5 解決方案及結(jié)果

5.1 解決措施

根據(jù)強度分析計算結(jié)果，根據(jù)以下幾點對產(chǎn)品進行優(yōu)化設(shè)計:如圖16所示在位置1、2處兩部分結(jié)構(gòu)倒圓角，而不是呈現(xiàn)直角的結(jié)構(gòu)形式，且圓角應(yīng)盡量大些，實現(xiàn)平滑過渡;如圖17所示，位置3、4兩處加強筋加強，以提高結(jié)構(gòu)強度。

圖16 正時鏈罩支架

圖17 正時鏈罩及其支架圖

5.2 具體更改方案

根據(jù)以上分析結(jié)果，對數(shù)據(jù)進行調(diào)整，調(diào)整后結(jié)果如圖18所示，同時調(diào)整圖17中3、4兩處加強筋，加強筋厚度由20 mm調(diào)整到30 mm。

圖18 正時鏈罩支架

5.3 對更改后數(shù)據(jù)進行分析

針對上述分析出現(xiàn)問題的工況，重新進行分析，具體分析方法及邊界條件與上述方法一致，具體分析結(jié)果如下。

(1)模態(tài)分析 圖19為模型的1階振型圖;前三階的頻率和振型結(jié)果如表4所列。

表4 模型前三階的頻率和振型

圖19 模型第1階振型

正時鏈罩及其支架的1階振動頻率為426.2 Hz，該頻率已經(jīng)超出發(fā)動機3階主激勵工作頻率360～420 Hz，誘發(fā)結(jié)構(gòu)高速共振風(fēng)險大大降低。

(2)強度分析結(jié)果 針對上述強度分析結(jié)果有問題的工況，進行重新分析，具體結(jié)果如下:①最大螺栓預(yù)緊力+Y正方向慣性力如圖20所示;②最大螺栓預(yù)緊力+Z正方向慣性力如圖21所示;③最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力如圖22所示。

圖2 正時鏈罩?jǐn)嗔盐恢?/p>

圖20 最大螺栓預(yù)緊力+Y正方向慣性力

圖21 最大螺栓預(yù)緊力+Z正方向慣性力

通過對修改后的數(shù)模進行強度分析，與修改前的分析結(jié)果進行對比，由圖20～22可看出，在上述3種工況下，應(yīng)力集中問題都已基本消除;在工況最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力下，還有部分應(yīng)力沒有消除，從圖22可以看出其應(yīng)力值低于ADC12材料的許用應(yīng)力228 MPa，滿足設(shè)計要求。

圖22 最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力

6 結(jié)論

筆者通過對正時鏈罩?jǐn)嗔亚闆r的分析，發(fā)現(xiàn)斷裂的主要原因是由于正時鏈罩本身的結(jié)構(gòu)設(shè)計問題，通過對正時鏈罩進行模態(tài)及強度分析，對正時鏈罩進行優(yōu)化，通過分析結(jié)果可以看出，優(yōu)化設(shè)計后的正時鏈罩其強度滿足設(shè)計要求。

［1］ 周龍保.內(nèi)燃機學(xué)［M］.北京:機械工業(yè)出版社，2005.