基于有限元方法的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置強(qiáng)度改進(jìn)設(shè)計(jì)_圖文

1、動(dòng)力性的同時(shí),實(shí)現(xiàn)了低油耗和低排放的目標(biāo),并且具有良好的可靠性。參考文獻(xiàn)1竇慧莉,劉忠長(zhǎng),李駿,閏濤.電控多點(diǎn)噴射天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)的開發(fā).燃燒科學(xué)與技術(shù),2006(12-3:257262.2Takeshi Matsunaga,等.新4.0L V6汽油機(jī)的開發(fā).國(guó)外內(nèi)燃機(jī),2008(3:710.3Luckert P,Waltner A,等.Mercedes-Benz 公司新V6直接噴射汽油機(jī).國(guó)外內(nèi)燃機(jī),2007(6:16.4Krebs R ,Szengel R,等.采用汽油直接噴射和復(fù)合增壓的Volkswagen 新型汽油機(jī)-第二部分:增壓、燃燒和控制.國(guó)外內(nèi)燃機(jī),2007(4:15.5周龍保,劉

2、巽俊,高宗英.內(nèi)燃機(jī)學(xué).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1999.(責(zé)任編輯學(xué)林修改稿收到日期為2010年10月6日。觹基金項(xiàng)目:吉林省重大專項(xiàng)(20086004。通訊作者:史文庫(kù),男,教授,博士生導(dǎo)師,E-mail:shiwk基于有限元方法的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置強(qiáng)度改進(jìn)設(shè)計(jì)*姜莞1史文庫(kù)1滕騰2王清國(guó)2(1.吉林大學(xué)汽車動(dòng)態(tài)模擬國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室;2.中國(guó)第一汽車集團(tuán)公司技術(shù)中心【摘要】為解決某車輛發(fā)動(dòng)機(jī)懸置橡膠撕裂破壞問題,建立了該發(fā)動(dòng)機(jī)懸置的有限元模型,計(jì)算所得懸置的垂向剛度與試驗(yàn)結(jié)果基本吻合,驗(yàn)證了該模型的有效性。靜態(tài)模型和動(dòng)態(tài)模型計(jì)算結(jié)果表明,橡膠墊內(nèi)部應(yīng)力集中出現(xiàn)在受力面轉(zhuǎn)角處。對(duì)懸置模型進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn),并

3、對(duì)改進(jìn)前、后的試件進(jìn)行了剛度測(cè)量試驗(yàn)和疲勞壽命試驗(yàn)。結(jié)果表明,改進(jìn)后發(fā)動(dòng)機(jī)懸置垂向靜剛度比原懸置降低了7.5%;靜剛度變化率和壓縮永久變形量分別為規(guī)定限值的32%和6%。主題詞:發(fā)動(dòng)機(jī)懸置強(qiáng)度改進(jìn)設(shè)計(jì)有限元方法中圖分類號(hào):U464文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼:A 文章編號(hào):1000-3703(201101-0020-05Strength Enhancement Design of Engine Mount based on FEMJiang Wan 1,Shi Wenku 1,Teng Teng 2,Wang Qingguo 2(1.State Key Laboratory of Automobile Dyna

4、mical Simulation,Jilin University;2.FAW Group Corporation R &D Center 【Abstract 】To solve the problem of rubber tearing and damage of some vehicle engine mount,finite element (FEmodel of engine mount was built,the calculated mount vertical stiffness was roughly identical with the test data,provi

5、ng validity of this model.The computation of static model and dynamic model show that the internal stress of the rubber pad concentrates at the corner of the stress -bearing surface.Structure of the mount model is modified,and stiffness measurement and fatigue durability test were made to the test p

6、iece before and after the modification.The results show that after modification,the vertical static stiffness is reduced by 7.5%compared with the original mount;static stiffness variation rate and permanent deformation after compression are 32%and 6%of the specified limit value.Key words :Engine,Mou

7、nt strength,Modification design,FEM1前言發(fā)動(dòng)機(jī)懸置不僅支撐發(fā)動(dòng)機(jī),還起著衰減發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)、限制發(fā)動(dòng)機(jī)過大位移的重要作用。懸置軟墊的失效會(huì)導(dǎo)致多方面的不利影響甚至嚴(yán)重后果1,所以有必要對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)懸置進(jìn)行分析研究,找到破壞發(fā)生的原因,進(jìn)而進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)以提高其使用壽命。有限元方法(FEM 在車輛工程領(lǐng)域的應(yīng)用越來越廣泛,為各種橡膠件的仿真與設(shè)計(jì)提供了有力工具。國(guó)內(nèi)一些專家研究了橡膠件的靜剛度值、彈性模量、靜態(tài)變形等靜態(tài)特性25;還有一些國(guó)內(nèi)外專家,通過建立橡膠隔振器動(dòng)態(tài)特性模型,在動(dòng)態(tài)行為以及動(dòng)靜比特性、預(yù)測(cè)動(dòng)態(tài)剛度等方面進(jìn)行了研究69。橡膠零件的性能受其外形尺寸、受

8、力狀態(tài)等因素影響。文獻(xiàn)1對(duì)直列六缸發(fā)動(dòng)機(jī)的矩形橡膠隔振器進(jìn)行強(qiáng)度分析;文獻(xiàn)10將某輕型貨車的前懸置簡(jiǎn)化為圓柱形橡膠隔振器進(jìn)行研究;文獻(xiàn)11分析了橡膠純剪試件的變形與撕裂。基于上述研究,以某14t 車輛匹配柴油發(fā)動(dòng)機(jī)懸置為研究對(duì)象,建立了懸置的三維模型,應(yīng)用有限元軟件ABAQUS 進(jìn)行仿真模擬,進(jìn)而分析影響其強(qiáng)度、導(dǎo)致破壞的因素,據(jù)此對(duì)懸置進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)。2發(fā)動(dòng)機(jī)懸置有限元模型2.1本構(gòu)關(guān)系發(fā)動(dòng)機(jī)懸置中的橡膠材料屬于超彈性材料,具有很大的非線性、各向同性、體積近似不可壓縮的性質(zhì),其本構(gòu)關(guān)系通常采用應(yīng)變能密度W (單位體積內(nèi)儲(chǔ)存的應(yīng)變能來表示。有限元軟件中提供了各種應(yīng)變能函數(shù)模型,如多項(xiàng)式形式的模型

9、、Ogden 材料模型、Van-der-Waals 材料模型等12。從懸置上切割下橡膠材料試樣,進(jìn)行單軸拉壓試驗(yàn)。利用試驗(yàn)數(shù)據(jù),在ABAQUS 中選擇各種應(yīng)變能函數(shù)模型應(yīng)用最小二乘法擬合,得到本構(gòu)關(guān)系曲線及相應(yīng)的材料常數(shù)。仿真曲線與試驗(yàn)數(shù)據(jù)均示于圖1。圖1最小二乘法擬合得到的本構(gòu)關(guān)系曲線其中二階多項(xiàng)式模型的曲線與試驗(yàn)曲線最接近,因此選擇這種材料模型,其應(yīng)變能函數(shù)由多項(xiàng)式模型13截?cái)喽A冪級(jí)數(shù)得到(假設(shè)橡膠完全不可壓縮,即材料常數(shù)D =O :W =Ni +j =1C ij (I 1-3i(I 2-3j(1式中,I 1、I 2為以主伸長(zhǎng)量表示的偏應(yīng)變不變量,I 1=21+22+23,I 2=21+

10、22+23;N 為材料參數(shù),N 越高越精確,但過高的N 容易導(dǎo)致擬合困難,一般只要得到足以覆蓋研究變形區(qū)域的數(shù)據(jù)即可;與溫度相關(guān)的材料參數(shù)C 10=0.433626892,C 01=0.293425719,C 20=3.962517644×10-3,C 11=0.168588521,C 02=-0.109192768。2.2建立模型本文發(fā)動(dòng)機(jī)懸置(圖2包含金屬內(nèi)護(hù)圈、金屬外護(hù)圈,以及硫化于內(nèi)、外護(hù)圈之間的橡膠軟墊。對(duì)該懸置用CATIA 建立三維模型(圖3a ,再導(dǎo)入Hy -permesh 中作一定簡(jiǎn)化并劃分網(wǎng)格。最后將Hyper -mesh 中的模型導(dǎo)入ABAQUS 建立有限元分析(

11、FEA 模型(圖3b 。橡膠墊定義成橡膠材料、8節(jié)點(diǎn)雜交線性單元C3D8H ;將內(nèi)圈、外圈定義成金屬材料、8節(jié)點(diǎn)線性單元C3D8。實(shí)際三向載荷是由發(fā)動(dòng)機(jī)固定螺栓穿過懸置中心通孔,其螺栓錐形面?zhèn)鬟f到懸置內(nèi)圈錐形面的。為模擬結(jié)構(gòu)的實(shí)際受載狀態(tài),在懸置模型上端面中心取一控制點(diǎn),并在該點(diǎn)和內(nèi)護(hù)圈錐形面之間設(shè)耦合約束。三向集中力作用在控制點(diǎn)上,間接施加到懸置上。圖2發(fā)動(dòng)機(jī)懸置示意(a 幾何模型(b 有限元模型圖3發(fā)動(dòng)機(jī)懸置的幾何模型及有限元模型3發(fā)動(dòng)機(jī)懸置有限元計(jì)算結(jié)果及分析應(yīng)用ABAQUS 對(duì)FEA 模型計(jì)算得到仿真結(jié)果。驗(yàn)證所建立的模型是否有效,主要考察由仿真得到的懸置垂向剛度與試驗(yàn)測(cè)得的垂向剛度誤

12、差。因?yàn)?個(gè)方向的載荷中,垂向力遠(yuǎn)大于水平橫、縱向力,而且垂向剛度是非常重要的設(shè)計(jì)參數(shù)。本文該誤差約為3.07%,因此認(rèn)為模型精確有效。3.1靜態(tài)模型計(jì)算結(jié)果如圖2,懸置橡膠墊的開裂失效出現(xiàn)在其與金屬的邊界處,并且有徑向斷裂貫穿軟墊內(nèi)、外側(cè),底302520151050-5-10-15-0.500.51.0 1.52.0 2.53.0 3.54.0 4.51階多項(xiàng)式模型2階多項(xiàng)式模型Marlow 模型1階ogden 模型2階ogden 模型3階ogden 模型VAN_DER_WAALS 模型試驗(yàn)曲線名義應(yīng)變名義應(yīng)力/M P a部端面的環(huán)形槽中還出現(xiàn)密集的小裂紋。由于破壞主要發(fā)生在懸置件的橡膠部分

13、,因此將橡膠軟墊作為研究對(duì)象。取單元應(yīng)變比能(SENER 、Mises 應(yīng)力作為評(píng)價(jià)橡膠疲勞壽命的指標(biāo)。過橡膠墊軸線取垂向剖面,如圖4a 和4b 顯示了SENER 和Mises 應(yīng)力的云圖。此外xz 向切應(yīng)力S 23和z 向正應(yīng)力S 33的應(yīng)力集中較嚴(yán)重,它們計(jì)算結(jié)果分別如圖4c 和圖4d 所示。上述各種指標(biāo)的極值出現(xiàn)的位置在圖4中圈出。ABAQUS 軟件的場(chǎng)變量輸出為單元積分點(diǎn)上的值,對(duì)其進(jìn)行外推和平均才得到節(jié)點(diǎn)值。本文選擇先外推再對(duì)插值結(jié)果進(jìn)行平均的方式,該方法取值偏大,作為工程分析結(jié)果更安全。圖4圖例中“Avg :75%”表示對(duì)插值結(jié)果采用75%的默認(rèn)平均閾值。(a SENER(b Mi

14、ses 應(yīng)力(c 切應(yīng)力S 23(d 正應(yīng)力S 33圖4橡膠軟墊靜態(tài)應(yīng)力云圖3.2動(dòng)態(tài)模型計(jì)算結(jié)果零件的主要失效形式是疲勞,而疲勞主要是在循環(huán)載荷產(chǎn)生的交變應(yīng)力作用下引起的。由于隔振橡膠件靜、動(dòng)態(tài)特性的不同,因此這兩種狀態(tài)下的有限元模型是分別建立的。在靜態(tài)載荷之上,再對(duì)懸置施加正弦循環(huán)載荷。使用ABAQUS/Explicit 進(jìn)行顯式動(dòng)態(tài)分析,得到循環(huán)載荷作用下本文考慮的各種指標(biāo)的云圖,如圖5所示。由圖5可見,交變載荷下懸置的應(yīng)力應(yīng)變分布與靜態(tài)一致,但受力及變形情況更為惡劣。(a SENER(b Mises 應(yīng)力(c 切應(yīng)力S 23(d 正應(yīng)力S 33圖5橡膠軟墊動(dòng)態(tài)應(yīng)力云圖3.3結(jié)果分析如圖

15、4a 、圖4b 、圖4c 所示,在內(nèi)外圈倒角處金屬界面附近的橡膠材料存在應(yīng)力集中,SENER 也很大。橡膠墊的SENER 、Mises 應(yīng)力和切應(yīng)力S 23的分布情況較為一致,只是其中S 23在軟墊左右側(cè)反對(duì)+2.872×10-1+2.394×10-1+1.915×10-1+1.437×10-1+9.584×10-2+4.799×10-2+1.480×10-4-4.770×10-2-9.554×10-2-1.434×10-1-1.912×10-1-2.391×10-1-2.8

16、69×10-1切應(yīng)力S 23/MPa (Avg :75%+1.365×10-1+4.586×10-2-4.479×10-2-1.354×10-1-2.261×10-1-3.167×10-1-4.074×10-1-4.981×10-1-5.887×10-1-6.794×10-1-7.700×10-1-8.607×10-1-9.513×10-1正應(yīng)力S 23/MPa (Avg :75%+2.016×10-1+7.642×10-2-4.877

17、×10-2-1.740×10-1-2.991×10-1-4.243×10-1-5.495×10-1-6.747×10-1-7.999×10-1-9.251×10-1-1.050-1.175-1.301正應(yīng)力S 33/MPa (Avg :75%SENER/kJ ·m -3(Avg :75%+7.845×10-2+7.191×10-2+6.537×10-2+5.884×10-2+5.230×10-2+4.576×10-2+3.923×10-

18、2+3.269×10-2+2.616×10-2+1.962×10-2+1.308×10-2+6.547×10-3+1.019×10-5Mises 應(yīng)力/MPa (Avg :75%+8.244×10-1+7.564×10-1+6.884×10-1+6.205×10-1+5.525×10-1+4.845×10-1+4.165×10-1+3.486×10-1+2.806×10-1+2.126×10-1+1.447×10-1+7.66

19、9×10-2+8.715×10-3切應(yīng)力S 23/MPa (Avg :75%+4.407×10-1+3.672×10-1+2.938×10-1+2.204×10-1+1.470×10-1+7.353×10-2+1.071×10-4-7.332×10-2-1.467×10-1-2.202×10-1-2.936×10-1-3.670×10-1-4.404×10-1SENER/kJ ·m -3(Avg :75%+3.524×10-2

20、+3.231×10-2+2.937×10-2+2.643×10-2+2.350×10-2+2.056×10-2+1.762×10-2+1.469×10-2+1.175×10-2+8.814×10-3+5.877×10-3+2.941×10-3+4.275×10-6+5.609×10-1+5.147×10-1+4.684×10-1+4.222×10-1+3.760×10-1+3.297×10-1+2.835×

21、10-1+2.373×10-1+1.910×10-1+1.448×10-1+9.858×10-2+5.234×10-2+6.107×10-3Mises 應(yīng)力/MPa (Avg :75%稱分布。如圖4d的S33云圖,軟墊頂端所受壓力非常大,與外圈連接處的橡膠墊邊緣尤其是底端卻存在正應(yīng)力區(qū),這是由于懸置內(nèi)圈相對(duì)外圈向下移動(dòng),橡膠墊局部變形引起拉應(yīng)力集中所致。防振橡膠的拉伸和剪切許用應(yīng)力均只有壓縮許用應(yīng)力的約1/314,故其抗拉、抗剪能力比抗壓能力小很多。圖4c橢圓區(qū)域內(nèi)應(yīng)力集中處的S23值超過剪切許用應(yīng)力,而軟墊上端的正應(yīng)力S33超過許用

22、壓應(yīng)力,見圖4d。在正應(yīng)力、切應(yīng)力和應(yīng)變的綜合作用下,在內(nèi)外圈倒角處橡膠材料受力狀況比較惡劣,成為結(jié)構(gòu)的疲勞源。由圖5看出,交變載荷下本文各指標(biāo)的極值點(diǎn)與圖4中靜態(tài)時(shí)是一致的,說明結(jié)構(gòu)中內(nèi)外圈倒角處這兩個(gè)區(qū)域一直是應(yīng)力集中域,是結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的薄弱點(diǎn),撕裂最初可能由這兩個(gè)區(qū)域產(chǎn)生,并向外擴(kuò)展至上、下端面處。圖4d中軟墊下端的S33超過許用拉應(yīng)力,由圖5d知此處交變應(yīng)力尤其大,推斷是下端密集小裂紋形成的原因。4懸置改進(jìn)要降低整個(gè)橡膠部分的應(yīng)力水平,首先就要降低應(yīng)力集中處的應(yīng)力水平。該懸置兼具圓錐形、剪切形橡膠隔振器的特征,軟墊中有切應(yīng)力存在且數(shù)值較大,表明錐形結(jié)構(gòu)使垂向載荷轉(zhuǎn)化為壓力和剪力相結(jié)合。基于

23、上述分析及有限元計(jì)算結(jié)果,對(duì)懸置模型采取下述改進(jìn)。4.1內(nèi)圈的改進(jìn)本方案加大懸置錐形受力面與軸線的夾角(下文簡(jiǎn)稱錐面角,分別提出錐面角為45°、50°、55°、60°的方案1方案4(原件錐面角約為40°,對(duì)各改進(jìn)方案建模并在ABAQUS中運(yùn)算。對(duì)各方案仿真結(jié)果進(jìn)行后處理,得到錐面角對(duì)各指標(biāo)的影響如圖6所示?？芍髦笜?biāo)的極值的絕對(duì)值均與錐面角成反比,可見在一定范圍內(nèi),加大錐面角可改善受力和變形狀況。方案3、4雖然改善顯著,但其垂向剛度改變過大,而改進(jìn)方案要保證懸置的垂向剛度與原懸置一致,顯然方案1、2滿足這一要求。4.2外圈的改進(jìn)為進(jìn)一步降低軟墊

24、的應(yīng)力水平,選擇應(yīng)力應(yīng)變水平較小的方案2(錐面角為50°,再針對(duì)外圈形狀進(jìn)行改進(jìn)得到方案5方案7,圖7所示,對(duì)其進(jìn)行有限元計(jì)算并分析,將本文各指標(biāo)極值列于表1。(aSENER與Mises應(yīng)力(b應(yīng)力圖6各指標(biāo)與錐面角關(guān)系(a原懸置(b方案5(c方案6(d方案7圖7方案5方案7有限元模型與原懸置比較表 1各方案應(yīng)力應(yīng)變量極值由表1可見,方案5方案7軟墊內(nèi)部應(yīng)力應(yīng)變情況均有所緩解,意味著橡膠軟墊整體應(yīng)力、應(yīng)變也隨之降低,懸置強(qiáng)度相對(duì)增加。但方案5、7剛度變化較大;方案6的剛度在可接受范圍內(nèi),在滿足功能、布置要求的同時(shí),能明顯降低橡膠軟墊疲勞源處的應(yīng)力,使得橡膠軟墊強(qiáng)度相對(duì)來說提高,軟墊斷

25、裂的可能降低。因此最終確定采用方案6。此外由表1還可推論:厚度對(duì)圓錐形軟墊的影響并不是單調(diào)的,甚至某些情況下厚度還和強(qiáng)度成反比。-0.2-0.4-0.6-0.8-1.04045505560錐面角/(°S33S23應(yīng)力/MPa方案SENER/kJ·m-3Mises應(yīng)力/MPa S33/MPa S23/MPa20.03200.5338-0.9151-0.269150.02430.4635-0.6786-0.234760.02730.4923-0.8185-0.255970.02360.4570-0.7638-0.23650.080.070.060.050.040.030.020

26、.010.660.640.620.600.580.560.540.520.504045505560錐面角/(°SENER/kJ·m-3SENERMises應(yīng)力Mises應(yīng)力/MPa5試驗(yàn)驗(yàn)證對(duì)改進(jìn)前、后的試件進(jìn)行了剛度測(cè)量試驗(yàn)結(jié)果表明,改進(jìn)后發(fā)動(dòng)機(jī)懸置垂向靜剛度比原懸置降低7.5%,在可接受范圍內(nèi)。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)懸置軟墊進(jìn)行了疲勞壽命試驗(yàn),懸置軸向疲勞壽命試驗(yàn)臺(tái)架如圖8所示。根據(jù)懸置軟墊總成在實(shí)車上的實(shí)際安裝狀態(tài)設(shè)計(jì)試驗(yàn)夾具,并將懸置試件通過試驗(yàn)夾具安裝在試驗(yàn)臺(tái)上,由作動(dòng)器對(duì)其施加相應(yīng)的載荷。試驗(yàn)設(shè)備為MTS零部件試驗(yàn)系統(tǒng)。載荷為F=1340±2680(N、試驗(yàn)頻率f=

27、3Hz、試驗(yàn)終止疲勞壽命100萬(wàn)次。最后計(jì)算試件的靜剛度變化率K%、壓縮永久變形量S,如果試驗(yàn)結(jié)果滿足K20%、S3mm且懸置軟墊不發(fā)生剝離、龜裂和發(fā)粘現(xiàn)象,那么懸置軟墊試件就可以滿足使用要求。圖8懸置軸向疲勞壽命試驗(yàn)臺(tái)架發(fā)動(dòng)機(jī)懸置軟墊總成臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果如下:試件臺(tái)架試驗(yàn)的疲勞壽命達(dá)到100萬(wàn)次終止時(shí),指標(biāo)K 約為規(guī)定數(shù)值的32%、S僅為規(guī)定數(shù)值的6%,且橡膠未發(fā)生剝離、龜裂和發(fā)粘現(xiàn)象,如圖9。因此認(rèn)為該發(fā)動(dòng)機(jī)懸置軟墊可以滿足使用要求,其強(qiáng)度顯著提高。(a頂視(b底視圖9疲勞壽命試驗(yàn)終止后懸置照片6結(jié)束語(yǔ)運(yùn)用有限元軟件分析發(fā)動(dòng)機(jī)懸置并進(jìn)行強(qiáng)度改進(jìn)設(shè)計(jì),相關(guān)驗(yàn)證試驗(yàn)表明,懸置改進(jìn)后能夠保證樣件剛度

28、變化不大,而強(qiáng)度得到顯著提高。本文假設(shè)該發(fā)動(dòng)機(jī)懸置滿足生產(chǎn)要求,實(shí)際上橡膠件的強(qiáng)度還與生產(chǎn)工藝如金屬骨架的前處理、粘接劑配方、膠料的硫化工藝等因素密切相關(guān),即橡膠減振件疲勞破壞的形成因素非常復(fù)雜,還有待進(jìn)一步系統(tǒng)地揭示其規(guī)律。參考文獻(xiàn)1戴永謙,宋希庚,郭榮春,丁鋒.發(fā)動(dòng)機(jī)懸置強(qiáng)度分析.機(jī)械強(qiáng)度,2006,28(4:603606.2陳蓮,周海亭.計(jì)算橡膠隔振器靜態(tài)特性的數(shù)值分析方法.振動(dòng)與沖擊,2005,24(3:120123.3王利榮,呂振華,Hagiwara Ichiro.橡膠隔振器有限元建模技術(shù)及靜態(tài)彈性特性分析.汽車工程,2002,24(6:480 485.4Wenbin Shangguan,Zhen-Hua Lu,Jianjun Shi.Finite El-ement Analysis of Static Elastic Characteristics of the Rub