基于ANSYS的汽车发电机连接螺栓布局设计优化

胡山凤　孙罕

摘要：

针对汽车发电机连接螺栓经常出现的应力集中问题，用ANSYS对发电机连接螺栓在实际工况下的应力情况进行模态分析和谐响应分析.分析已量产的相同设计接口的产品，设定螺栓的疲劳强度.在不增加成本，且不对发电机本身结构做较大改动的前提下，采用旋转连接螺栓整体分布的策略，使新设计的连接螺栓符合设定的疲劳强度.该方案在实际运用中已经得到验证.

关键词：

汽车发电机； 螺栓； 疲劳强度； 模态分析； 模态叠加法； 谐响应分析

中图分类号： U463.6

文献标志码： B

Abstract：

In order to solve the stress concentration problem on the connecting bolts of automotive alternator， the modal analysis and harmonics response analysis is performed by ANSYS under actual working load. The fatigue strength of connecting bolts is set based on the analysis of a mass produced alternator with the same fixation. By rotating the distribution of connecting bolts， the newly designed alternator bolts meet the fatigue strength requirement without increasing cost and with less change of alternator design. The scheme is verified by actual application.

Key words：

automotive alternator； bolt； fatigue strength； modal analysis； modal superposition method； harmonic response analysis

0引言

车用发电机是汽车供电的主要功能零件，位于发动机前端轮系中，在汽车怠速和运行时保证整车的供电需求并及时给汽车电池充电，在发电机工作过程中主要承受来自发动机的振动激励.如果发电机设计不合理，前、后盖的连接螺栓会出现断裂事故，导致发动机前端轮系失效.若采用直径更大的螺栓，将增加发电机设计空间，同时增加发电机成本，在生产线装配过程中也容易出现混料.因此，对发电机前、后盖连接螺栓实际工况中的应力分布情况进行分析研究，在发电机设计前期优化设计降低螺栓应力很有必要.本文对120 A发电机与150 A发电机的设计进行对比，预测150 A发电机连接螺栓存在的设计风险，进而给出优化方案.

1谐响应分析

谐响应分析是用于确定线性结构在承受已知按正弦规律变化载荷时稳态响应的一种技术.由经典力学理论[1]可知，物体的动力学通用方程为

Mx¨+Cx·+Kx=F（t） （1）

式中：M为质量矩阵；C为阻尼矩阵；K为刚度矩阵；x为位移矢量；F（t）为力矢量；x·为速度矢量；x¨为加速度矢量.

谐响应分析中，式（1）右侧为

F=F0cos ωt （2）

基于模态叠加法的谐响应分析，其基础是结构的各阶特征模态，而且载荷的主要频率应该在所提取的频率范围内，确保对载荷精确描述.

2分析参数及方法

2.1材料参数

发电机前后端盖和发动机缸体材料设定为铝合金，爪极、轴、螺栓设定为结构钢，定子铁芯和绕线采用等效方法自定义材料，其他零部件以集中质量的形式添加到相应位置.定子铁芯和绕线的等效方法有很多，有时需要考虑定子叠片和绕线的各向异性所带来的影响[24].本文采用法雷奥公司内部的等效参数.铝合金和结构钢的材料参数见表1.

2.2分析方法

由于发电机通过挂角安装在发动机机体上，发动机运转时会对发电机产生激振，所以通过谐响应分析评估发电机应力分布情况.固定发动机缸体边界，发电机各零部件之间进行相应的约束连接，计算发电机约束模态，提取2 000 Hz以内的模态.基于模态叠加法进行谐响应分析，对发电机活塞方向、曲轴方向和第三方向这3个方向施加10g的加速度载荷，阻尼比为0.03，评估螺栓所受应力情况.[5]

3分析结果

汽车发电机前后盖连接螺栓一般采用8.8级的M5螺栓.按照等级规格该螺栓的抗拉强度为800 MPa，屈服强度为640 MPa.按照文献[5]，承受拉压载荷的金属疲劳极限Sf和屈服极限Su之间的转换关系[6]为

Sf=0.35Su

该螺栓的疲劳强度为224 MPa.由于连接螺栓存在预应力，比无预应力状态平均应力增加，应力幅降低，其实际的疲劳强度大于224 MPa.[710]由于预应力的存在以及对实际疲劳工况难以准确描述，无法直接计算发电机螺栓实际所受应力，故本文采用同平台不同外径的电机在相同边界条件、相同工况下对比的方法评估螺栓断裂风险，进而对该型号电机提出改进方案.

3.1疲劳强度极限标准的获得

选择同平台其他型号发电机.该发电机已经应用多年，没有发生螺栓断裂情况，故选择该款发电机装配在1/2发动机缸体上，基于模态叠加法进行谐响应分析，获得螺栓上承受的最大应力，以此应力值作为应用在该平台上相同工况下的发电机螺栓的疲劳强度极限.将该发电机命名为I型发电机，其结构见图1.由图1可以看出，该模型中1号螺栓的安装位置处于挂角上.

首先进行模态计算，1阶模态频率为178.56 Hz，模态振型为发电机沿曲轴方向的前后摆动.2阶模态频率为275.85 Hz，模态振型为电机沿活塞方向的上下摆动.3阶模态频率是348.17 Hz，模态振型为发电机沿曲轴方向摆动（第三方向），见图2.

基于模态叠加法进行谐响应计算.在3个方向（曲轴方向、活塞方向和第三方向）分别施加10g加速度激励.结合模态参与因子分析，最大应力发生在活塞方向激励302 Hz即发电机的3阶模态时，其应力计算结果见图3.结合模态振型可知：1号螺栓的应力集中由发电机尾部的上下摆动所引起的剪切造成；1号螺栓的螺栓孔部位与发电机前盖挂脚的加强筋相连，使得螺栓螺纹部位可位移量极小，螺栓中部所承受的剪切力相比螺栓2大很多.此时1号和2号螺栓的应力分别为239.9和189.04 MPa，所以确定以240 MPa作为强度校核标准.

3.2II型发电机原设计分析

同平台下的II型发电机原设计见图4，螺栓布置位置与I型发电机相同，挂角结构也基本相同，但是由于II型发电机输出性能提高，输出从120 A提高到150 A，发电机定、转子直径以及前、后盖直径比I型发电机更大，质量增加0.7 kg.II型发电机连接螺栓有可能存在断裂风险.

3.3改进方案分析

结合第3.1和3.2节的分析结果可以判断：由于1号螺栓孔与前盖挂脚的加强筋直接相连，刚度过大，所以导致螺栓中部在承受上下摆动时严重应力集中.由于发动机缸体平台已处于应用状态，不可能改变缸体结构，而采用直径更大的螺栓，会增加设计空间、零件成本和装配线管理成本，所以提出将4个小螺栓的布置位置沿逆时针方向旋转10°的改进方案，使得4个小螺栓均尽可能远离挂角加强筋部位，减小应力集中，且对产品改动较小，改进方案设计模型见图6.

采用相同方法和标准对改进方案进行谐响应分析，螺栓应力分布见图7.1号螺栓应力降低到233.89 MPa，低于强度极限标准240 MPa，2号螺栓所受应力为230.46 MPa，虽然所受应力增大，但仍在强度极限标准范围内.1号和2号螺栓均处于安全范围内，理论上解决原设计1号螺栓存在断裂风险的问题.

3.4改进方案校核

在设计先期通过改进设计，该型发电机可通过理论计算；在后期，该改进发电机也能通过振动台振动耐久试验和整车试验，证明该理论方法的合理性和正确性.

4结束语

该案例运用ANSYS对发电机进行谐响应仿真计算，对连接螺栓的应力分布进行分析，从已经应用的发电机中获得强度极限标准，并运用该标准对新发电机上存在潜在风险的螺栓提出改进方案.该方案通过调整连接螺栓相对于发电机本身和发动机的布置位置来降低螺栓应力集中，使得螺栓应力处于安全范围内.新方案可以很好地应用于发动机平台，且可通过振动台试验和整车试验.

在设计先期，通过运用计算机辅助工程分析及ANSYS软件，在疲劳强度难以确定的情况下，仍然可以指导产品设计，使得螺栓既符合螺栓疲劳断裂极限，同时优化产品开发流程，节省成本，为发电机连接螺栓的设置提供方法，指导发电机设计.

参考文献：

[1]浦广益. ANSYS Workbench基础教程与实例详解[M]. 北京： 中国水利水电出版社， 2013： 239244.

[2]LONG S A， ZHU Z Q， HOWE D. Vibration behaviour of stators of switched reluctance motors[J]. IEEE ProceedingsElectric Power Applications， 2001， 148（3）： 257264. DOI： 10.1049/ipepa：20010255.

[3]TANG Z， PILLAY P， OMEKANDA A M， et al. Youngs modulus for laminated machine structures with particular reference to switched reluctance motor vibrations[J]. IEEE Transactions on Industry Applications， 2004， 40（3）： 748754. DOI：10.1109/tia.2004.827460.

[4]SUN J， FENG H， ZHU C. Identification of laminated core and windings physical parameters[EB/OL].（ 20150119）[20161001]. http：//ieeexplore.ieee.org/document/7013726/. DOI： 10.1109/ICEMS.2014.7013726.

[5]高耀东， 张玉宝， 任学平， 等. 有限元理论及ANSYS应用[M]. 北京： 电子工业出版社， 2016： 341345.

[6]陈传尧. 疲劳与断裂[M]. 武汉： 华中科技大学出版社， 2002： 1921.

[7]SCHIJVE J. Fatigue of structures and materials[M]. Berlin： Springer Science & Business Media， 2008： 511518.

[8]HUDGINS A， JAMES B. Fatigue of threaded fasteners[EB/OL]. （20140831）[20160701]. https：//zh.scribd.com/document/297167557/AstmFatigueofThreadedFasteners.

[9]郭卫凡， 唐文良. 螺栓联接的预紧力与疲劳强度的讨论[J]. 科技视界， 2013， 23： 6566.

GUO W F， TANG W L. A Discussion of effect of preload on bolt joint fatigue strength[J]. Science & Technology Vision， 2013， 23： 6566.

[10]欧阳卿. 高强螺栓受力及疲劳性能研究[D]. 湖南： 湖南大学， 2013.

（编辑武晓英）