基于有限元方法的发动机悬置强度改进设计概要.docx

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基于有限元方法的发动机悬置强度改进设计概要

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

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3

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5周龙保,刘巽俊,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（201101-0020-05

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

1+λ2

2+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

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。

（aSENER

（bMises应力

（c切应力S23

（d正应力S33

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+4.586×10-2-4.479×10-2-1.354×10-1-2.261×10-1-3.167×10-1-4.074×10-1-4.981×10-1-5.887×10-1-6.794×10-1-7.700×10-1-8.607×10-1-9.513×10-1

正应力S23/MPa（Avg:

75%

+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:

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+3.923×10-2+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:

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+7.669×10-2+8.715×10-3

切应力S23/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+1.071×10-4-7.332×10-2-1.467×10-1-2.202×10-1-2.936×10-1-3.670×10-1-4.404×10-1

SENER/kJ·m-3（Avg:

75%

+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+6.107×10-3

Mises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1/3[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

a

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

4045505560

锥面角/（°

S

E

N

E

R

/

k

J

·

m

-

3

SENER

Mises应力

M

i

s

e

s

应

力

/

M

P

a

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。