基于有限元方法的发动机悬置强度改进设计_图文

1、动力性的同时,实现了低油耗和低排放的目标,并且具有良好的可靠性。参考文献1窦慧莉,刘忠长,李骏,闰涛.电控多点喷射天然气发动机的开发.燃烧科学与技术,2006(12-3:257262.2Takeshi Matsunaga,等.新4.0L V6汽油机的开发.国外内燃机,2008(3:710.3Luckert P,Waltner A,等.Mercedes-Benz 公司新V6直接喷射汽油机.国外内燃机,2007(6:16.4Krebs R ,Szengel R,等.采用汽油直接喷射和复合增压的Volkswagen 新型汽油机-第二部分:增压、燃烧和控制.国外内燃机,2007(4:15.5周龙保,刘

2、巽俊,高宗英.内燃机学.北京:机械工业出版社,1999.(责任编辑学林修改稿收到日期为2010年10月6日。觹基金项目:吉林省重大专项(20086004。通讯作者:史文库,男,教授,博士生导师,E-mail:shiwk基于有限元方法的发动机悬置强度改进设计*姜莞1史文库1滕腾2王清国2(1.吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室;2.中国第一汽车集团公司技术中心【摘要】为解决某车辆发动机悬置橡胶撕裂破坏问题,建立了该发动机悬置的有限元模型,计算所得悬置的垂向刚度与试验结果基本吻合,验证了该模型的有效性。静态模型和动态模型计算结果表明,橡胶垫内部应力集中出现在受力面转角处。对悬置模型进行结构改进,并

3、对改进前、后的试件进行了刚度测量试验和疲劳寿命试验。结果表明,改进后发动机悬置垂向静刚度比原悬置降低了7.5%;静刚度变化率和压缩永久变形量分别为规定限值的32%和6%。主题词:发动机悬置强度改进设计有限元方法中图分类号:U464文献标识码:A 文章编号: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前言发动机悬置不仅支撑发动机,还起着衰减发动机振动、限制发动机过大位移的重要作用。悬置软垫的失效会导致多方面的不利影响甚至严重后果1,所以有必要对发动机悬置进行分析研究,找到破坏发生的原因,进而进行结构改进以提高其使用寿命。有限元方法(FEM 在车辆工程领域的应用越来越广泛,为各种橡胶件的仿真与设计提供了有力工具。国内一些专家研究了橡胶件的静刚度值、弹性模量、静态变形等静态特性25;还有一些国内外专家,通过建立橡胶隔振器动态特性模型,在动态行为以及动静比特性、预测动态刚度等方面进行了研究69。橡胶零件的性能受其外形尺寸、受

8、力状态等因素影响。文献1对直列六缸发动机的矩形橡胶隔振器进行强度分析;文献10将某轻型货车的前悬置简化为圆柱形橡胶隔振器进行研究;文献11分析了橡胶纯剪试件的变形与撕裂。基于上述研究,以某14t 车辆匹配柴油发动机悬置为研究对象,建立了悬置的三维模型,应用有限元软件ABAQUS 进行仿真模拟,进而分析影响其强度、导致破坏的因素,据此对悬置进行结构改进。2发动机悬置有限元模型2.1本构关系发动机悬置中的橡胶材料属于超弹性材料,具有很大的非线性、各向同性、体积近似不可压缩的性质,其本构关系通常采用应变能密度W (单位体积内储存的应变能来表示。有限元软件中提供了各种应变能函数模型,如多项式形式的模型

9、、Ogden 材料模型、Van-der-Waals 材料模型等12。从悬置上切割下橡胶材料试样,进行单轴拉压试验。利用试验数据,在ABAQUS 中选择各种应变能函数模型应用最小二乘法拟合,得到本构关系曲线及相应的材料常数。仿真曲线与试验数据均示于图1。图1最小二乘法拟合得到的本构关系曲线其中二阶多项式模型的曲线与试验曲线最接近,因此选择这种材料模型,其应变能函数由多项式模型13截断二阶幂级数得到(假设橡胶完全不可压缩,即材料常数D =O :W =Ni +j =1C ij (I 1-3i(I 2-3j(1式中,I 1、I 2为以主伸长量表示的偏应变不变量,I 1=21+22+23,I 2=21+

10、22+23;N 为材料参数,N 越高越精确,但过高的N 容易导致拟合困难,一般只要得到足以覆盖研究变形区域的数据即可;与温度相关的材料参数C 10=0.433626892,C 01=0.293425719,C 20=3.962517644×10-3,C 11=0.168588521,C 02=-0.109192768。2.2建立模型本文发动机悬置(图2包含金属内护圈、金属外护圈,以及硫化于内、外护圈之间的橡胶软垫。对该悬置用CATIA 建立三维模型(图3a ,再导入Hy -permesh 中作一定简化并划分网格。最后将Hyper -mesh 中的模型导入ABAQUS 建立有限元分析(

11、FEA 模型(图3b 。橡胶垫定义成橡胶材料、8节点杂交线性单元C3D8H ;将内圈、外圈定义成金属材料、8节点线性单元C3D8。实际三向载荷是由发动机固定螺栓穿过悬置中心通孔,其螺栓锥形面传递到悬置内圈锥形面的。为模拟结构的实际受载状态,在悬置模型上端面中心取一控制点,并在该点和内护圈锥形面之间设耦合约束。三向集中力作用在控制点上,间接施加到悬置上。图2发动机悬置示意(a 几何模型(b 有限元模型图3发动机悬置的几何模型及有限元模型3发动机悬置有限元计算结果及分析应用ABAQUS 对FEA 模型计算得到仿真结果。验证所建立的模型是否有效,主要考察由仿真得到的悬置垂向刚度与试验测得的垂向刚度误

12、差。因为3个方向的载荷中,垂向力远大于水平横、纵向力,而且垂向刚度是非常重要的设计参数。本文该误差约为3.07%,因此认为模型精确有效。3.1静态模型计算结果如图2,悬置橡胶垫的开裂失效出现在其与金属的边界处,并且有径向断裂贯穿软垫内、外侧,底302520151050-5-10-15-0.500.51.0 1.52.0 2.53.0 3.54.0 4.51阶多项式模型2阶多项式模型Marlow 模型1阶ogden 模型2阶ogden 模型3阶ogden 模型VAN_DER_WAALS 模型试验曲线名义应变名义应力/M P a部端面的环形槽中还出现密集的小裂纹。由于破坏主要发生在悬置件的橡胶部分

13、,因此将橡胶软垫作为研究对象。取单元应变比能(SENER 、Mises 应力作为评价橡胶疲劳寿命的指标。过橡胶垫轴线取垂向剖面,如图4a 和4b 显示了SENER 和Mises 应力的云图。此外xz 向切应力S 23和z 向正应力S 33的应力集中较严重,它们计算结果分别如图4c 和图4d 所示。上述各种指标的极值出现的位置在图4中圈出。ABAQUS 软件的场变量输出为单元积分点上的值,对其进行外推和平均才得到节点值。本文选择先外推再对插值结果进行平均的方式,该方法取值偏大,作为工程分析结果更安全。图4图例中“Avg :75%”表示对插值结果采用75%的默认平均阈值。(a SENER(b Mi

14、ses 应力(c 切应力S 23(d 正应力S 33图4橡胶软垫静态应力云图3.2动态模型计算结果零件的主要失效形式是疲劳,而疲劳主要是在循环载荷产生的交变应力作用下引起的。由于隔振橡胶件静、动态特性的不同,因此这两种状态下的有限元模型是分别建立的。在静态载荷之上,再对悬置施加正弦循环载荷。使用ABAQUS/Explicit 进行显式动态分析,得到循环载荷作用下本文考虑的各种指标的云图,如图5所示。由图5可见,交变载荷下悬置的应力应变分布与静态一致,但受力及变形情况更为恶劣。(a SENER(b Mises 应力(c 切应力S 23(d 正应力S 33图5橡胶软垫动态应力云图3.3结果分析如图

15、4a 、图4b 、图4c 所示,在内外圈倒角处金属界面附近的橡胶材料存在应力集中,SENER 也很大。橡胶垫的SENER 、Mises 应力和切应力S 23的分布情况较为一致,只是其中S 23在软垫左右侧反对+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切应力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正应力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正应力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 应力/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切应力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 应力/MPa (Avg :75%称分布。如图4d的S33云图,软垫顶端所受压力非常大,与外圈连接处的橡胶垫边缘尤其是底端却存在正应力区,这是由于悬置内圈相对外圈向下移动,橡胶垫局部变形引起拉应力集中所致。防振橡胶的拉伸和剪切许用应力均只有压缩许用应力的约1/314,故其抗拉、抗剪能力比抗压能力小很多。图4c椭圆区域内应力集中处的S23值超过剪切许用应力,而软垫上端的正应力S33超过许用

22、压应力,见图4d。在正应力、切应力和应变的综合作用下,在内外圈倒角处橡胶材料受力状况比较恶劣,成为结构的疲劳源。由图5看出,交变载荷下本文各指标的极值点与图4中静态时是一致的,说明结构中内外圈倒角处这两个区域一直是应力集中域,是结构强度的薄弱点,撕裂最初可能由这两个区域产生,并向外扩展至上、下端面处。图4d中软垫下端的S33超过许用拉应力,由图5d知此处交变应力尤其大,推断是下端密集小裂纹形成的原因。4悬置改进要降低整个橡胶部分的应力水平,首先就要降低应力集中处的应力水平。该悬置兼具圆锥形、剪切形橡胶隔振器的特征,软垫中有切应力存在且数值较大,表明锥形结构使垂向载荷转化为压力和剪力相结合。基于

23、上述分析及有限元计算结果,对悬置模型采取下述改进。4.1内圈的改进本方案加大悬置锥形受力面与轴线的夹角(下文简称锥面角,分别提出锥面角为45°、50°、55°、60°的方案1方案4(原件锥面角约为40°,对各改进方案建模并在ABAQUS中运算。对各方案仿真结果进行后处理,得到锥面角对各指标的影响如图6所示。可知各指标的极值的绝对值均与锥面角成反比,可见在一定范围内,加大锥面角可改善受力和变形状况。方案3、4虽然改善显著,但其垂向刚度改变过大,而改进方案要保证悬置的垂向刚度与原悬置一致,显然方案1、2满足这一要求。4.2外圈的改进为进一步降低软垫

24、的应力水平,选择应力应变水平较小的方案2(锥面角为50°,再针对外圈形状进行改进得到方案5方案7,图7所示,对其进行有限元计算并分析,将本文各指标极值列于表1。(aSENER与Mises应力(b应力图6各指标与锥面角关系(a原悬置(b方案5(c方案6(d方案7图7方案5方案7有限元模型与原悬置比较表 1各方案应力应变量极值由表1可见,方案5方案7软垫内部应力应变情况均有所缓解,意味着橡胶软垫整体应力、应变也随之降低,悬置强度相对增加。但方案5、7刚度变化较大;方案6的刚度在可接受范围内,在满足功能、布置要求的同时,能明显降低橡胶软垫疲劳源处的应力,使得橡胶软垫强度相对来说提高,软垫断

25、裂的可能降低。因此最终确定采用方案6。此外由表1还可推论:厚度对圆锥形软垫的影响并不是单调的,甚至某些情况下厚度还和强度成反比。-0.2-0.4-0.6-0.8-1.04045505560锥面角/(°S33S23应力/MPa方案SENER/kJ·m-3Mises应力/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锥面角/(°SENER/kJ·m-3SENERMises应力Mises应力/MPa5试验验证对改进前、后的试件进行了刚度测量试验结果表明,改进后发动机悬置垂向静刚度比原悬置降低7.5%,在可接受范围内。对发动机悬置软垫进行了疲劳寿命试验,悬置轴向疲劳寿命试验台架如图8所示。根据悬置软垫总成在实车上的实际安装状态设计试验夹具,并将悬置试件通过试验夹具安装在试验台上,由作动器对其施加相应的载荷。试验设备为MTS零部件试验系统。载荷为F=1340±2680(N、试验频率f=

27、3Hz、试验终止疲劳寿命100万次。最后计算试件的静刚度变化率K%、压缩永久变形量S,如果试验结果满足K20%、S3mm且悬置软垫不发生剥离、龟裂和发粘现象,那么悬置软垫试件就可以满足使用要求。图8悬置轴向疲劳寿命试验台架发动机悬置软垫总成台架试验结果如下:试件台架试验的疲劳寿命达到100万次终止时,指标K 约为规定数值的32%、S仅为规定数值的6%,且橡胶未发生剥离、龟裂和发粘现象,如图9。因此认为该发动机悬置软垫可以满足使用要求,其强度显著提高。(a顶视(b底视图9疲劳寿命试验终止后悬置照片6结束语运用有限元软件分析发动机悬置并进行强度改进设计,相关验证试验表明,悬置改进后能够保证样件刚度

28、变化不大,而强度得到显著提高。本文假设该发动机悬置满足生产要求,实际上橡胶件的强度还与生产工艺如金属骨架的前处理、粘接剂配方、胶料的硫化工艺等因素密切相关,即橡胶减振件疲劳破坏的形成因素非常复杂,还有待进一步系统地揭示其规律。参考文献1戴永谦,宋希庚,郭荣春,丁锋.发动机悬置强度分析.机械强度,2006,28(4:603606.2陈莲,周海亭.计算橡胶隔振器静态特性的数值分析方法.振动与冲击,2005,24(3:120123.3王利荣,吕振华,Hagiwara Ichiro.橡胶隔振器有限元建模技术及静态弹性特性分析.汽车工程,2002,24(6:480 485.4Wenbin Shangguan,Zhen-Hua Lu,Jianjun Shi.Finite El-ement Analysis of Static Elastic Characteristics of the Rub