胡山鳳　孫罕

摘要：

針對汽車發(fā)電機(jī)連接螺栓經(jīng)常出現(xiàn)的應(yīng)力集中問題，用ANSYS對發(fā)電機(jī)連接螺栓在實(shí)際工況下的應(yīng)力情況進(jìn)行模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析.分析已量產(chǎn)的相同設(shè)計接口的產(chǎn)品，設(shè)定螺栓的疲勞強(qiáng)度.在不增加成本，且不對發(fā)電機(jī)本身結(jié)構(gòu)做較大改動的前提下，采用旋轉(zhuǎn)連接螺栓整體分布的策略，使新設(shè)計的連接螺栓符合設(shè)定的疲勞強(qiáng)度.該方案在實(shí)際運(yùn)用中已經(jīng)得到驗證.

關(guān)鍵詞：

汽車發(fā)電機(jī)； 螺栓； 疲勞強(qiáng)度； 模態(tài)分析； 模態(tài)疊加法； 諧響應(yīng)分析

中圖分類號： U463.6

文獻(xiàn)標(biāo)志碼： B

Abstract：

In order to solve the stress concentration problem on the connecting bolts of automotive alternator， the modal analysis and harmonics response analysis is performed by ANSYS under actual working load. The fatigue strength of connecting bolts is set based on the analysis of a mass produced alternator with the same fixation. By rotating the distribution of connecting bolts， the newly designed alternator bolts meet the fatigue strength requirement without increasing cost and with less change of alternator design. The scheme is verified by actual application.

Key words：

automotive alternator； bolt； fatigue strength； modal analysis； modal superposition method； harmonic response analysis

0引言

車用發(fā)電機(jī)是汽車供電的主要功能零件，位于發(fā)動機(jī)前端輪系中，在汽車怠速和運(yùn)行時保證整車的供電需求并及時給汽車電池充電，在發(fā)電機(jī)工作過程中主要承受來自發(fā)動機(jī)的振動激勵.如果發(fā)電機(jī)設(shè)計不合理，前、后蓋的連接螺栓會出現(xiàn)斷裂事故，導(dǎo)致發(fā)動機(jī)前端輪系失效.若采用直徑更大的螺栓，將增加發(fā)電機(jī)設(shè)計空間，同時增加發(fā)電機(jī)成本，在生產(chǎn)線裝配過程中也容易出現(xiàn)混料.因此，對發(fā)電機(jī)前、后蓋連接螺栓實(shí)際工況中的應(yīng)力分布情況進(jìn)行分析研究，在發(fā)電機(jī)設(shè)計前期優(yōu)化設(shè)計降低螺栓應(yīng)力很有必要.本文對120 A發(fā)電機(jī)與150 A發(fā)電機(jī)的設(shè)計進(jìn)行對比，預(yù)測150 A發(fā)電機(jī)連接螺栓存在的設(shè)計風(fēng)險，進(jìn)而給出優(yōu)化方案.

1諧響應(yīng)分析

諧響應(yīng)分析是用于確定線性結(jié)構(gòu)在承受已知按正弦規(guī)律變化載荷時穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的一種技術(shù).由經(jīng)典力學(xué)理論[1]可知，物體的動力學(xué)通用方程為

Mx¨+Cx·+Kx=F（t） （1）

式中：M為質(zhì)量矩陣；C為阻尼矩陣；K為剛度矩陣；x為位移矢量；F（t）為力矢量；x·為速度矢量；x¨為加速度矢量.

諧響應(yīng)分析中，式（1）右側(cè)為

F=F0cos ωt （2）

基于模態(tài)疊加法的諧響應(yīng)分析，其基礎(chǔ)是結(jié)構(gòu)的各階特征模態(tài)，而且載荷的主要頻率應(yīng)該在所提取的頻率范圍內(nèi)，確保對載荷精確描述.

2分析參數(shù)及方法

2.1材料參數(shù)

發(fā)電機(jī)前后端蓋和發(fā)動機(jī)缸體材料設(shè)定為鋁合金，爪極、軸、螺栓設(shè)定為結(jié)構(gòu)鋼，定子鐵芯和繞線采用等效方法自定義材料，其他零部件以集中質(zhì)量的形式添加到相應(yīng)位置.定子鐵芯和繞線的等效方法有很多，有時需要考慮定子疊片和繞線的各向異性所帶來的影響[24].本文采用法雷奧公司內(nèi)部的等效參數(shù).鋁合金和結(jié)構(gòu)鋼的材料參數(shù)見表1.

2.2分析方法

由于發(fā)電機(jī)通過掛角安裝在發(fā)動機(jī)機(jī)體上，發(fā)動機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時會對發(fā)電機(jī)產(chǎn)生激振，所以通過諧響應(yīng)分析評估發(fā)電機(jī)應(yīng)力分布情況.固定發(fā)動機(jī)缸體邊界，發(fā)電機(jī)各零部件之間進(jìn)行相應(yīng)的約束連接，計算發(fā)電機(jī)約束模態(tài)，提取2 000 Hz以內(nèi)的模態(tài).基于模態(tài)疊加法進(jìn)行諧響應(yīng)分析，對發(fā)電機(jī)活塞方向、曲軸方向和第三方向這3個方向施加10g的加速度載荷，阻尼比為0.03，評估螺栓所受應(yīng)力情況.[5]

3分析結(jié)果

汽車發(fā)電機(jī)前后蓋連接螺栓一般采用8.8級的M5螺栓.按照等級規(guī)格該螺栓的抗拉強(qiáng)度為800 MPa，屈服強(qiáng)度為640 MPa.按照文獻(xiàn)[5]，承受拉壓載荷的金屬疲勞極限Sf和屈服極限Su之間的轉(zhuǎn)換關(guān)系[6]為

Sf=0.35Su

該螺栓的疲勞強(qiáng)度為224 MPa.由于連接螺栓存在預(yù)應(yīng)力，比無預(yù)應(yīng)力狀態(tài)平均應(yīng)力增加，應(yīng)力幅降低，其實(shí)際的疲勞強(qiáng)度大于224 MPa.[710]由于預(yù)應(yīng)力的存在以及對實(shí)際疲勞工況難以準(zhǔn)確描述，無法直接計算發(fā)電機(jī)螺栓實(shí)際所受應(yīng)力，故本文采用同平臺不同外徑的電機(jī)在相同邊界條件、相同工況下對比的方法評估螺栓斷裂風(fēng)險，進(jìn)而對該型號電機(jī)提出改進(jìn)方案.

3.1疲勞強(qiáng)度極限標(biāo)準(zhǔn)的獲得

選擇同平臺其他型號發(fā)電機(jī).該發(fā)電機(jī)已經(jīng)應(yīng)用多年，沒有發(fā)生螺栓斷裂情況，故選擇該款發(fā)電機(jī)裝配在1/2發(fā)動機(jī)缸體上，基于模態(tài)疊加法進(jìn)行諧響應(yīng)分析，獲得螺栓上承受的最大應(yīng)力，以此應(yīng)力值作為應(yīng)用在該平臺上相同工況下的發(fā)電機(jī)螺栓的疲勞強(qiáng)度極限.將該發(fā)電機(jī)命名為I型發(fā)電機(jī)，其結(jié)構(gòu)見圖1.由圖1可以看出，該模型中1號螺栓的安裝位置處于掛角上.

首先進(jìn)行模態(tài)計算，1階模態(tài)頻率為178.56 Hz，模態(tài)振型為發(fā)電機(jī)沿曲軸方向的前后擺動.2階模態(tài)頻率為275.85 Hz，模態(tài)振型為電機(jī)沿活塞方向的上下擺動.3階模態(tài)頻率是348.17 Hz，模態(tài)振型為發(fā)電機(jī)沿曲軸方向擺動（第三方向），見圖2.

基于模態(tài)疊加法進(jìn)行諧響應(yīng)計算.在3個方向（曲軸方向、活塞方向和第三方向）分別施加10g加速度激勵.結(jié)合模態(tài)參與因子分析，最大應(yīng)力發(fā)生在活塞方向激勵302 Hz即發(fā)電機(jī)的3階模態(tài)時，其應(yīng)力計算結(jié)果見圖3.結(jié)合模態(tài)振型可知：1號螺栓的應(yīng)力集中由發(fā)電機(jī)尾部的上下擺動所引起的剪切造成；1號螺栓的螺栓孔部位與發(fā)電機(jī)前蓋掛腳的加強(qiáng)筋相連，使得螺栓螺紋部位可位移量極小，螺栓中部所承受的剪切力相比螺栓2大很多.此時1號和2號螺栓的應(yīng)力分別為239.9和189.04 MPa，所以確定以240 MPa作為強(qiáng)度校核標(biāo)準(zhǔn).

3.2II型發(fā)電機(jī)原設(shè)計分析

同平臺下的II型發(fā)電機(jī)原設(shè)計見圖4，螺栓布置位置與I型發(fā)電機(jī)相同，掛角結(jié)構(gòu)也基本相同，但是由于II型發(fā)電機(jī)輸出性能提高，輸出從120 A提高到150 A，發(fā)電機(jī)定、轉(zhuǎn)子直徑以及前、后蓋直徑比I型發(fā)電機(jī)更大，質(zhì)量增加0.7 kg.II型發(fā)電機(jī)連接螺栓有可能存在斷裂風(fēng)險.

3.3改進(jìn)方案分析

結(jié)合第3.1和3.2節(jié)的分析結(jié)果可以判斷：由于1號螺栓孔與前蓋掛腳的加強(qiáng)筋直接相連，剛度過大，所以導(dǎo)致螺栓中部在承受上下擺動時嚴(yán)重應(yīng)力集中.由于發(fā)動機(jī)缸體平臺已處于應(yīng)用狀態(tài)，不可能改變缸體結(jié)構(gòu)，而采用直徑更大的螺栓，會增加設(shè)計空間、零件成本和裝配線管理成本，所以提出將4個小螺栓的布置位置沿逆時針方向旋轉(zhuǎn)10°的改進(jìn)方案，使得4個小螺栓均盡可能遠(yuǎn)離掛角加強(qiáng)筋部位，減小應(yīng)力集中，且對產(chǎn)品改動較小，改進(jìn)方案設(shè)計模型見圖6.

采用相同方法和標(biāo)準(zhǔn)對改進(jìn)方案進(jìn)行諧響應(yīng)分析，螺栓應(yīng)力分布見圖7.1號螺栓應(yīng)力降低到233.89 MPa，低于強(qiáng)度極限標(biāo)準(zhǔn)240 MPa，2號螺栓所受應(yīng)力為230.46 MPa，雖然所受應(yīng)力增大，但仍在強(qiáng)度極限標(biāo)準(zhǔn)范圍內(nèi).1號和2號螺栓均處于安全范圍內(nèi)，理論上解決原設(shè)計1號螺栓存在斷裂風(fēng)險的問題.

3.4改進(jìn)方案校核

在設(shè)計先期通過改進(jìn)設(shè)計，該型發(fā)電機(jī)可通過理論計算；在后期，該改進(jìn)發(fā)電機(jī)也能通過振動臺振動耐久試驗和整車試驗，證明該理論方法的合理性和正確性.

4結(jié)束語

該案例運(yùn)用ANSYS對發(fā)電機(jī)進(jìn)行諧響應(yīng)仿真計算，對連接螺栓的應(yīng)力分布進(jìn)行分析，從已經(jīng)應(yīng)用的發(fā)電機(jī)中獲得強(qiáng)度極限標(biāo)準(zhǔn)，并運(yùn)用該標(biāo)準(zhǔn)對新發(fā)電機(jī)上存在潛在風(fēng)險的螺栓提出改進(jìn)方案.該方案通過調(diào)整連接螺栓相對于發(fā)電機(jī)本身和發(fā)動機(jī)的布置位置來降低螺栓應(yīng)力集中，使得螺栓應(yīng)力處于安全范圍內(nèi).新方案可以很好地應(yīng)用于發(fā)動機(jī)平臺，且可通過振動臺試驗和整車試驗.

在設(shè)計先期，通過運(yùn)用計算機(jī)輔助工程分析及ANSYS軟件，在疲勞強(qiáng)度難以確定的情況下，仍然可以指導(dǎo)產(chǎn)品設(shè)計，使得螺栓既符合螺栓疲勞斷裂極限，同時優(yōu)化產(chǎn)品開發(fā)流程，節(jié)省成本，為發(fā)電機(jī)連接螺栓的設(shè)置提供方法，指導(dǎo)發(fā)電機(jī)設(shè)計.

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（編輯武曉英）