駱翠芳，陳國強，孫晶晶

濰柴動力股份有限公司 發(fā)動機技術研究院，山東 濰坊 261061

0 引言

有限元分析已成為產品研發(fā)過程中必不可少的工具，在校核產品設計方案、改進產品設計及提高產品強度和壽命等方面發(fā)揮重要作用[1]，有限元分析結合計算機輔助工程 (computer aided engineering，CAE)技術可快速找到問題原因，針對性地進行結構優(yōu)化，從而縮短產品開發(fā)周期[2]。CAE分析軟件眾多，其中Abaqus是國際上公認的最先進的大型通用非線性有限元分析軟件之一，廣泛應用于機械制造、航空航天、汽車交通、土木工程等領域[3-5]。Femfat軟件是一款高效的疲勞分析軟件，包括Basic、Max、Lab及Results Manager等模塊，能夠對不同受力狀態(tài)零部件提供合適的疲勞壽命預測方案，與Abaqus軟件有良好的接口[6]。

空壓機支架是柴油機的關鍵支撐件之一，其可靠性直接影響整個空壓機的正常使用及性能，在柴油機設計階段對空壓機支架進行有限元分析非常必要[7]。本文中采用Abaqus軟件對空壓機支架進行模態(tài)、強度及連接可靠性計算，采用Femfat分析軟件對空壓機支架進行高周疲勞性能分析，根據計算結果對空壓機支架結構進行優(yōu)化，確?？諌簷C支架的可靠性。

1 仿真分析流程與有限元模型

空壓機支架計算分析流程如圖1所示，首先根據實際情況建立空壓機支架三維模型，利用前處理軟件進行網格劃分生成有限元模型，支架的仿真評估主要采用靜穩(wěn)態(tài)方法，從以下4方面校核設計是否符合要求：1)模態(tài)分析評估；2)靜強度計算評估；3)高周疲勞強度計算評估；4)連接可靠性評估。若支架系統(tǒng)的模態(tài)評估結果不滿足規(guī)范要求，需要進行結構改進，提升系統(tǒng)的固有頻率，直至系統(tǒng)模態(tài)滿足要求之后，再進行支架強度、疲勞及連接可靠性的校核[8]。

原支架模型中，空壓機通過支架固定在機體上，張緊輪固定在空壓機支架上，為有效簡化模型，建立計算用空壓機支架三維有限元模型包括空壓機支架、空壓機、機體、張緊輪和連接螺栓，如圖2所示。利用Simlab軟件對該有限元模型進行網格劃分和相應的連接處理，結構體網格均采用修正的四面體二階單元以提高求解精度；對機體剖切面進行x、y、z方向約束，除螺紋聯(lián)接以外，其他各部件接觸面建立相應的接觸對[9]。

圖1 空壓機支架有限元分析流程圖

圖2 空壓機支架有限元模型

2 有限元分析及優(yōu)化

2.1 模態(tài)

空壓機支架所承受的載荷主要來自固定螺栓傳遞的發(fā)動機工作過程產生的振動以及空壓機自身振動[10]。當發(fā)動機產生的激勵頻率與支架固有頻率接近時，支架會產生共振現象，造成支架結構破壞，影響空壓機的正常工作。通過模態(tài)分析可以得到系統(tǒng)每階次的固有振動特性、阻尼比和模態(tài)振型，避免發(fā)動機在常用工況下產生共振[11]。

表1 空壓機支架前3階模態(tài)頻率及振型

a)1階 b)2階 c)3階 圖3 空壓機支架各階次模態(tài)振型

本文中從空壓機系統(tǒng)的振動特性出發(fā)，通過有限元分析，得到空壓機支架模態(tài)情況。坐標系采用發(fā)動機系統(tǒng)的默認設置：原點設定在發(fā)動機飛輪殼后端面與曲軸軸線的交點；x軸正向為沿曲軸軸線方向，由飛輪端指向自由端；z軸正向為豎直向上;y軸正向遵循右手螺旋法則。前3階模態(tài)頻率及振型描述如表1所示，模態(tài)振型如圖3所示。

一般規(guī)定輔助支架系統(tǒng)模態(tài)的一階固有頻率應大于柴油機點火激振頻率的1.2倍[12]。柴油機的點火激振頻率

(1)

式中：n為發(fā)動機轉速，i為發(fā)動機氣缸數,τ為發(fā)動機沖程數。

該發(fā)動機為4缸4沖程，轉速為3200 r/min。經計算，該發(fā)動機的點火激勵頻率為106.1 Hz?？諌簷C支架系統(tǒng)第1階模態(tài)頻率為128.0 Hz，未避開共振風險，不滿足整車噪聲、振動、聲振粗糙度(noise，vibration，harshness，NVH)可靠性設計要求[13]。

拓撲優(yōu)化相比于尺寸優(yōu)化和形狀優(yōu)化具有更多的設計自由度，可獲得較大的設計空間，故對該空壓機支架模態(tài)不滿足要求處進行拓撲優(yōu)化計算[14]，主要改動底部加強筋走向，考慮實際裝配情況、工藝，拓撲優(yōu)化過程如圖4所示。

對拓撲優(yōu)化結構重新進行CAD構造，優(yōu)化后空壓機支架結構模型如圖5所示。

a) 正面筋分布 b)側面筋分布 圖4 空壓機支架拓撲優(yōu)化

圖5 優(yōu)化后空壓機支架結構模型

表2 改進后空壓機支架前3階模態(tài)頻率及振型

結構改進后進行模態(tài)分析，前3階模態(tài)頻率及振型描述如表2所示。由表2可知，系統(tǒng)第1階模態(tài)頻率為131 Hz，滿足NVH可靠性設計要求。

2.2 靜強度

空壓機支架系統(tǒng)靜強度分析主要考核支架在靜載荷狀態(tài)下是否滿足設計要求。靜強度分析過程中采用連接螺栓的最大預緊力，支架振動主要來源于發(fā)動機的振動激勵，是其所受加速度沖擊載荷的主要來源。施加x、y、z正負6個方向15g(g為重力加速度)的沖擊載荷，計算該工況下支架的應力分布，結果如圖6所示(圖中單位為MPa)。

a) 主視圖 b) 側視圖 圖6 空壓機支架Mises應力計算結果

空壓機支架材料為QT450，其抗拉屈服強度限值為310 MPa?？諌簷C支架在各方向載荷沖擊下產生的最大應力為207 MPa，低于抗拉屈服強度，螺栓孔周圍不做評價，空壓機支架靜強度滿足要求。

2.3 疲勞強度

支架在靜載荷狀態(tài)下發(fā)生破壞失效的情況很少，失效行為大多數是由整機振動產生的交變沖擊載荷引起的疲勞破壞。將空壓機支架Mises應力分析結果導入疲勞計算軟件Femfat中，通過設置材料數據、循環(huán)載荷及節(jié)點屬性等進行高周疲勞計算[15]。

空壓機支架高周疲勞計算結果如圖7所示。由圖7可知，空壓機支架最小安全系數為0.98，小于最小安全系數限值1.1。優(yōu)化空壓機支架結構，將圖7中紅色區(qū)域的加強筋增厚至10 mm，如圖8所示。計算空壓機支架加強筋增厚后的高周疲勞系數，結果如圖9所示。由圖9可知，優(yōu)化后空壓機支架最小安全系數為1.16，滿足最小安全系數限值要求。

圖7 優(yōu)化前支架高周疲勞計算結果 圖8 支架加強筋優(yōu)化結構圖 圖9 優(yōu)化后支架高周疲勞計算結果

2.4 連接可靠性

連接可靠性要求在螺柱的作用下空壓機支架與機體之間的結合面始終保持一定的壓力。校核螺栓連接可靠性時，在各向沖擊加速度和反作用扭矩工況下，要求支架通孔周邊的面壓不小于1 MPa[16]。采用最小螺栓預緊力，施加x、y、z正負6個方向15g(g為重力加速度)沖擊載荷，空壓機支架與機體接觸面面壓計算結果如圖10所示(圖中單位為MPa)。由圖10可知，在各方向加速度載荷沖擊下支架與機體接觸面間面壓均大于1 MPa，且連續(xù)無間斷，螺栓孔周圍無分離，連接可靠性滿足要求。

圖10 連接可靠性計算結果

根據有限元分析和改進方案，該空壓機支架已完成樣機開發(fā)并通過耐久試驗驗證，優(yōu)化方法準確有效,可用于指導支架類產品的正向開發(fā)設計。

3 結論

1)通過拓撲優(yōu)化改進空壓機支架結構后,系統(tǒng)第1階模態(tài)頻率為131 Hz，避開了共振頻率，滿足NVH可靠性設計要求。

2)空壓機支架在各向載荷沖擊下產生的最大應力為207 MPa，低于材料屈服強度310 MPa，滿足靜強度要求；通過支架加速度載荷沖擊試驗驗證，連接可靠性滿足要求。

3)優(yōu)化前空壓機支架最小安全系數0.98，不滿足安全系數限值；將薄弱區(qū)域加強筋增厚至10 mm，最小安全系數為1.16，滿足限值要求。