某发动机惰轮支架设计应用

付友，童向荣，马文亮，李慧军，由毅，冯擎峰

(吉利汽车研究院，浙江杭州311228)

0 引言

某发动机为匹配整车电子助力转向系统 (EPS)，对前端轮系进行了重新开发，轮系示意图如图1所示。为了节约成本和平台通用化，惰轮采用供应商现有产品，仅开发了惰轮支架。详细地介绍了惰轮支架的整个开发过程以及试验验证中出现断裂失效的优化方法等内容，为后续类似发动机零部件的设计开发积累了宝贵经验。

1 设计开发阶段

1.1 布置边界分析

设计一个零部件，首先要分析清楚该零部件的功用、使用位置、装配配合零部件、配合尺寸的限定、周边零部件布置间隙等问题。

新开发轮系布置计算完成后，惰轮中心位置已确定，轮系布置图如图2所示。

惰轮支架配合安装固定在气缸体与正时链罩之间支撑惰轮，为了避免改变原来的设计结构，增加零部件新模具投入，惰轮支架与原机械式液压助力转向泵安装方式一致。惰轮支架安装位置及周边零部件如图3、4所示。

1.2 惰轮支架结构设计

惰轮支架的布置边界分析完成后，下面就是支架结构的建模设计。根据装配位置及惰轮位置限定，惰轮支架采用基本结构 (如图5)，基准轴A－1为惰轮安装中心，A－2/3为惰轮支架装配轴中心，三轴形成等腰三角形，结构稳定性较好。

如图6所示，惰轮支架受到轮系传递给惰轮的径向载荷F和装配螺栓施加的预载荷压力F1和F2，F1与F2大小相等，方向相反，与F在方向上垂直，初步分析图中B区域受力应变趋势较大，因此在B区域设计了加强筋结构。

根据三轴定位、初步的受力分析及与惰轮的配合安装，将惰轮支架其余结构设计完整，完整惰轮支架设计三维数模如图7所示。

1.3 惰轮支架材料

支架类零部件一般采用铸铁 (GB/T 1348-2009)和压铸铝合金 (GB/T 15115-2009)，两种材料的应用均较广泛。发动机零部件工作环境一般都比较恶劣，外围零部件设计一般要求耐腐蚀性，且随着发动机零部件轻量化的设计趋势，综合考虑采用压铸铝合金，选定牌号为YL112，此种材料具有好的铸造性能和力学性能、抗热裂性能好、易切削加工、质量轻等特点。

1.4 惰轮支架强度计算分析

采用有限元分析方法，对发动机惰轮支架进行静强度与疲劳强度计算，以评估惰轮支架的强度是否满足设计要求，分析使用软件 Altair Hypermesh 9.0、Abaqus 6.10 －1［1］。

1.4.1 建立模型

根据既定的分析方案构建惰轮支架系统的有限元分析模型，包括:缸体 (切片)、正时罩盖 (切片)、惰轮及其支架、连接螺栓等。网格类型主要采用二阶四面体单元 (C3D10M)，其中共包含二阶四面体单元68 992个和127 167个节点 (如图8所示)。

1.4.2 材料属性

有限元分析需引入分析模型中各零部件的材料属性，查找相应零部件材料的标准，材料属性如表1所示。

表1 主要部件的材料属性

1.4.3 静强度分析边界条件

静强度分析模型的参考型坐标系为:发动机后端指向前段为正X向，下端指向上端为正Z向，遵循右手定则。各装配贴合面设定为Tie约束，断面设定为全约束，在沿坐标轴方向上，分别施以15g的惯性加速度作用，分析模型边界如图9所示。

轮系动态载荷模拟参数见图10，由图可知，惰轮 (IDL1)动态载荷模拟最大值为1 200N。

1.4.4 静强度分析结果?

作为此次分析的惰轮支架，在计算所考虑的各个静载荷工况下的应力分布云图如图11—13所示。

由以上静应力分析结果可知，惰轮支架在所考虑的计算工况下，支架的应力水平均低于其材料的屈服极限 (σs=140 MPa)，满足静强度设计要求。

1.4.5 疲劳强度分析结果

惰轮支架在工作过程中所受的载荷，通常是在不断变化的 (如振动载荷与波动的皮带力作用)而非静态力作用，因此需要考察其支架在变载荷交替作用下的疲劳强度，以求评估更贴近实际工作条件。考察惰轮支架的高周疲劳强度时，分别以3组工况载荷组合 (X正负方向加速度;Y正负方向加速度;Z正负方向加速度)作为交变载荷进行疲劳安全因子的计算，再求出3组疲劳工况安全因子的最小值云图。疲劳计算所采用材料的疲劳属性及考虑的疲劳影响因素如图14所示。

综合3组载荷组合工况，惰轮支架最小疲劳安全因子分布云图 (如图15)所示。

在计算所考虑的工况组合条件下，最小疲劳安全因子为1.04，该点位于接触边界点上，属于应力虚高位置，可不予关注。其余区域疲劳安全因子均大于建议值1.4的要求 (图15)，满足疲劳强度设计要求。

该分析结果是在对3D几何模型做了一定离散化基础上，以及特定的工况载荷条件下得出的;此外，疲劳计算精度还有赖于材料的疲劳特性参数 (图14)的准确性。

2 试验验证

设计已完成，有限元分析评估也满足要求，具体惰轮支架的设计能否满足相关的性能要求，需要以试验验证为准。样件制造采用与设计材料相同的铸铝块，利用数控加工的方式制造，此方式的优点是制造加工方便，周期短，无需开发模具，首批样件状态如图16所示。

2.1 试验方法

惰轮支架和惰轮装配完成以后，将组件装配到试验发动机上，进行交变负荷循环耐久试验。使用的发动机为进行800 h循环负荷台架试验发动机，循环负荷耐久试验每循环40 min，试验运行1 200个循环，共计800 h，试验循环工况如图17所示。

2.2 试验结果

当试验进行到200 h时，检查发现惰轮支架出现断裂失效，惰轮支架第一次设计判定失败，断裂位置如图18所示。

3 断裂分析及优化结果

3.1 断裂分析

如图19所示，对照断裂位置和有限元分析安全因子云图，断裂区域安全因子均处于1.8以上，有限元分析结论中判定安全因子为1.04区域处于应力虚高的结论无误，断裂不处于该区域，而重新按定义的边界条件进行计算分析，两次结果相同，据此判定有限元分析边界输入条件有误。

为了查找原因，对边界条件进行重新校对，发现其中惰轮动态载荷属模拟数值，其余边界条件均根据相关标准引用，而模拟数值本身误差较大，为查明负载的准确大小，对轮系动态载荷进行了实际测量，惰轮实际负载为1 750N，远高于模拟数值，将实际负载引入有限元计算分析，结果安全因子仅为1.28，低于建议值1.4，导致断裂位置应力集中，在交变振动较强的工况下，惰轮支架容易发生疲劳断裂。

3.2 优化方案及结果

为了避免形成应力集中造成惰轮支架断裂，对第一方案安全因子低的区域进行了重新设计，加大了此处的圆角，且将加强筯结构去除，采用大圆弧结构 (图19红色区域处)，对惰轮支架的结构进行了重新设计调整，设计模型如图19所示。

模型修改完成，再按正确的边界条件对惰轮支架新方案进行有限元强度分析，分析结果如图20所示，图中红色区域的最大压应力为42.95 MPa，远小于材料的屈服极限，其安全因子为2.1，远远大于建议值1.4。按新模型重新制做机加样件试验验证，新方案顺利通过发动机台架800 h循环耐久试验，据此下达开模指令，进行工装样件的制造。惰轮支架的工装样件随发动机应用于整车上，顺利通过整车3万公里道路试验，惰轮支架达到批产应用的条件，整个开发阶段结束。

4 总结

惰轮支架的设计开发，首先应详细分析布置情况和边界条件;设计模型时优先考虑应变趋势较大区域，对该区域结构进行加强;首版模型设计完成后，对模型进行有限元分析，评估各结构的安全因子，分析通过后进行样件试制验证;验证中采用标准化的发动机循环耐久，试验条件充足，试验可靠性较高;其中设计开发过程中出现的断裂失效问题在于对理论分析的过度依赖，模拟的载荷条件与实际存在差异。

通过对惰轮支架从设计到试验验证，再到失效优化的介绍，详细的说明了惰轮支架的整个开发过程，为后续类似发动机零部件的设计积累了宝贵经验。

【1】庄茁.ABAQUS非线性有限元分析与实例［M］.北京:科学出版社，2005.