基于有限元方法的发动机悬置强度改进设计概要Word下载.docx
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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（201101-0020-05
StrengthEnhancementDesignofEngineMountbasedonFEM
JiangWan1,ShiWenku1,TengTeng2,WangQingguo2
（1.StateKeyLaboratoryofAutomobileDynamicalSimulation,JilinUniversity;
2.FAWGroupCorporationR&
DCenter
【Abstract】Tosolvetheproblemofrubbertearinganddamageofsomevehicleenginemount,finiteelement（FE
modelofenginemountwasbuilt,thecalculatedmountverticalstiffnesswasroughlyidenticalwiththetestdata,provingvalidityofthismodel.Thecomputationofstaticmodelanddynamicmodelshowthattheinternalstressoftherubberpadconcentratesatthecornerofthestress-bearingsurface.Structureofthemountmodelismodified,andstiffnessmeasurementandfatiguedurabilitytestweremadetothetestpiecebeforeandafterthemodification.Theresultsshowthataftermodification,theverticalstaticstiffnessisreducedby7.5%comparedwiththeoriginalmount;
staticstiffnessvariationrateandpermanentdeformationaftercompressionare32%and6%ofthespecifiedlimitvalue.
Keywords:
Engine,Mountstrength,Modificationdesign,FEM
1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[2~5];
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[6~9]。
橡胶零件的性能受其外形尺寸、受力状态等因素影响。
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、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=N
i+j=1
ΣCij（I1-3i
（I2-3
j
（1
式中,I1、I2为以主伸长量λ表示的偏应变不变量,I1
=λ2
1+λ2
2+λ2
3,I2=λ2
3;
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C10=0.433626892,C01=0.293425719,C20=
3.962517644×
10-3,C11=0.168588521,C02=-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（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
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
-0.50
0.5
1.01.5
2.02.5
3.03.5
4.04.5
1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/MP
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,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S23和z向正应力S33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。
（aSENER
（bMises应力
（c切应力S23
（d正应力S33
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。
图5
橡胶软垫动态应力云图
3.3结果分析
如图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S23的分布情况较为一致,只是其中S23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×
10-1-2.869×
10-1
切应力S23/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×
正应力S23/MPa（Avg:
+2.016×
10-1+7.642×
10-2-4.877×
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S33/MPa（Avg:
SENER/kJ·
m-3（Avg:
+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×
10-2+3.269×
10-2+2.616×
10-2+1.962×
10-2+1.308×
10-2+6.547×
10-3+1.019×
10-5
Mises应力/MPa（Avg:
+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+7.669×
10-2+8.715×
10-3
+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×
+3.524×
10-2+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×
10-1+2.373×
10-1+1.910×
10-1+1.448×
10-1+9.858×
10-2+5.234×
10-2+6.107×
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1/3[14],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
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
-1.0
4045505560
锥面角/（°
S33S23
应
力
/
M
P
方案SENER
/kJ·
m-3
Mises应力
/MPaS33/MPaS23/MPa
20.03200.5338-0.9151-0.2691
50.02430.4635-0.6786-0.2347
60.02730.4923-0.8185-0.2559
70.02360.4570-0.7638-0.2365
0.08
0.07
0.06
0.05
0.04
0.03
0.02
0.01
0.66
0.64
0.62
0.60
0.58
0.56
0.54
0.52
0.50
S
E
N
R
k
J
·
m
-
SENER
i
s
e
5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=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ΔK%、压缩永久变形量ΔS,如果试验结果满足ΔK≤20%、ΔS≤3mm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ΔK约为规定数值的32%、ΔS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。
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（责任编辑学林修改稿收到日期为2010年10月16日。
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