发电机支架断裂分析.docx

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发电机支架断裂分析

发电机支架断裂分析

作者：

上汽通用五菱技术中心梁静强

摘要：

针对某发动机在实际使用和台架性能实验中其发电机支架的固定螺栓发生断裂的现象，本文对发电机支架系统进行了整车路试振动测试实验，同时结合有限元模态分析计算，找到了发生故障的原因。

根据计算分析结果提出了支架结构改进方案。

关键词：

振动断裂有限元模态分析

1前言

支架作为发动机的相关附件在运行中都会产生一定的振动，加上发动机本身的振动，因此支架系统工作时受到的外部较大的激励，其本身的刚度与结构合理性对自身的可靠性耐久性，以及系统的振动噪声性能都有很大的影响。

某发动机在实际使用和台架性能实验中，发现其发电机支架的固定螺栓发生断裂，在进一步的对该车型多个随机样车进行现场检测时，发现所有样机在发动机转速为4000～4500rpm之间时，发电机支架存在强烈的振动。

针对此现象，本文借助Lms.Test.lab和有限元分析方法进行了深入的探讨。

认为造成这种振动的主要原因来源于两个方面：

一是存在异常的激励源，二是存在不良的结构或系统动态特性，且二者同时存在。

2支架断裂实验分析

对于该问题的处理，本文首先对该款发动机台架上对发动机的支架进行了振动测试。

2.1实验样件准备、传感器布置

将同款型号的发动机连同出故障的同型号支架装配到整车上，然后分别在缸体、支架、发电机、压缩机分别布置一个三向的加速度传感器，如图所示：

图1加速度传感器安装图

2.2坐标轴定义

本文坐标轴按整车坐标系定义：

X轴由车头指向车尾；Y轴由主驾座指向副驾座；Z轴由车底指向车顶；如图所示：

图2坐标系定义示意图

2.3实验工况

本文的分析由于时间急促，仅选择在公司的试车道进行路试，路试的工况为将油门全开，将发动机转速从1000rpm均匀提升到6000rpm，采样间隔为25转，带宽设为0~1024Hz，分辨率为1Hz。

2.4实验结果

测试结果得到发动机转速从1000rpm均匀提升到6000rpm的振动信息，其中各测点的overall加速度振幅如图所示。

图3各测点overall加速度振幅图

由图可见，在1458rpm,1779rpm,2134rpm,4318rpm转速下均有支架振动过大的情况存在。

其中，发电机x方向和压缩机x方向振动较大较典型。

单独对发电机和压缩机的x方向分析其colormap图（如图），对于发电机x方向colormap图，可见在97.43Hz,142Hz和255~370Hz附近明显存在共振的现象；对于压缩机的x方向，也同样在97.43Hz,142Hz和255~370Hz附近存在共振现象。

图4发电机x方向colormap图

图5压缩机x方向colormap图

3支架模态分析

针对以上测试结果，怀疑支架系统刚度不够，在发动机的激振频率范围内25Hz~200Hz，存在着共振点。

为了确认并对该支架系统进行改进，本文用有限元方法对该支架系统进行了模态分析。

3.1有限元模型的建立

本文利用Hypermesh软件划分网格，由于支架底板和调节支架为钣金件，厚度都为4mm，本文划分底板为片体网格，对发电机模型进行简化，使其质量和转动惯量与实物测量数据一致，另外将压缩机用质量点表示，填入实测质量值和转动惯量值。

螺栓处通过rbe2连接，最终模型如图所示：

图6原支架系统有限元模型

图7原支架系统第一阶模态应力及振型图

3.2计算结果

模型建好后，提交Nastran进行正交模态计算，提取前三阶模态如表所示：

表1原支架系统模态频率表

其中第一阶模态振型如图7所示。

图中颜色深浅表示的是模态应力，可见在支架底板的中部应力较大。

4结果分析及措施改进

由以上的实验和有限元分析来看，有限元模态分析结果基本符合实验现象，由于前两阶固有频率比较低，处在发动机的激振频率范围内，因此引起了支架系统的共振。

在模态仿真分析中，固定支架第一阶固有频率为100Hz，这与实验结果colormap图4图5中的142.19Hz非常接近，说明支架确实在该频率下存在共振现象。

同时，该频率所对应的发动机转速为4500rpm左右，从实验结果overall加速度振幅图可见，在4318rpm处确实也处在振幅过高的现象，由此可知，螺栓断裂非常可能的原因就是支架系统刚度不足，导致其一阶频率只有142.19Hz，落在发动机的激振频率范围内。

解决的办法就是提高刚度，使支架的第一阶固有频率大于200Hz。

要提高结构的刚度，最简单而方便的办法就是加筋。

从图7所示的模态振型图上可看出，支架底板的中部应力较大，应该在此处加加强筋。

又由于该阶模态的振型是X方向左右晃动，对于底板来说就是就是按如图8所示的交叉方向扭转，说明在该方向上刚度较差，第一阶模态是由于该方向上的刚度小而引起的。

为了提高该阶模态频率，可在该方向上加加强筋。

图8支架底板模态应力图

表2改进后支架系统模态频率表

对原发电机支架底板进行改进，加上交叉筋，并用改进后的支架底板代替原来的底板，重新建立有限元模型，如图9所示，对其重新进行正交模态计算，得到如表2所示支架的模态频率。

其第一阶模态振型图如图10所示，其振型与改进前基本一致。

图9改进支架系统有限元模型

图10改进支架系统第一阶模态应力及振型图

由结果可见，支架系统频率大大提高了，已经离开了发动机的激振频率范围，但离发动机的激振频率200Hz任然非常近，一般而言，离激振频率越远，避振效果越好，这些有待今后改进。

同时，从模态应力分布来看，原来支架底板中部的红色区域得到了非常好的改善，应力被均匀的分布到了周围区域。

对改进后的系统进行了发动机台架实验，目前没发现异常磨损和支架断裂的现象。

5结论

本文通过整车路试振动测试实验，推断发电机支架刚度过低。

利用有限元模态分析，进一步确认了问题发生的原因，并根据计算分析结果提出了支架系统的改进意见。

参考文献

[1]吴炎庭,袁卫平,内燃机噪声振动与控制,北京:

机械工业出版社,2005.5

[2]康展权,汽车工程手册-设计篇,北京:

人民交通出版社,2001.5

[3]陈晓梅,模态分析在动力总成开发中的应用.[吉林大学汽车工程学院硕士学位论文],吉林:

吉林大学,2007

[4]熊伟,邓兆祥等,汽车发电机-压缩机支架断裂发生机理及控制措施重庆大学学报,2003

（2）（end）