某柴油机飞轮壳轻量化改进及有限元分析

王雪莉

(上海柴油机股份有限公司，上海 200438)

0 引言

随着国Ⅵ排放标准的实行，可以通过降低整车重量来减小汽车排放和油耗[1]。柴油机作为动力总成的核心，其重量占比较大。目前，主要通过采用蠕墨铸铁、复合材料及合金材料代替灰铸铁材料来实现整车轻量化设计，其中铝合金抗拉强度高、加工性能好、密度比铁低、性价比高，因而被广泛应用。

上柴E系列柴油机多采用铸铁零部件，如齿轮室、飞轮壳等零部件，这些零部件的总重量超过80 kg。据调查，在国内市场上压铸铝飞轮壳已被广泛使用，如东风、五十铃、大众[2]。因此计划将飞轮壳、齿轮室的材料由灰铸铁HT250更改为压铸铝ADC12。相关零部件的结构或是安装位置也相应进行调整：例如齿轮室上对应的空压泵、油道位置调整，齿轮室与飞轮壳定位销孔位置、油底壳固定螺栓孔调整，柴油机左右支承面的形状和宽度调整。

飞轮壳安装于变速箱与机体之间，内置飞轮总成，外接空压泵、启动电机等。常被用作后悬置系统的安装点，在结构上承载柴油机及变速箱的部分重量[3]。若飞轮壳设计不合理、安装调试不当，会引发飞轮壳开裂从而造成柴油机损坏。飞轮壳开裂的原因归结为二点：(1)当外部环境过于恶劣，在极端冲击载荷的作用下造成飞轮壳局部应力集中，超过材料屈服极限后产生塑性变形；(2)在往复循环载荷的作用下引起的疲劳破坏。因此在产品设计阶段，校核飞轮壳的结构静强度、疲劳强度，分析飞轮壳的应力分布非常重要。

1 飞轮壳后端面静态弯矩分析

当柴油机机体、齿轮室、飞轮壳等后端面的静态弯矩过大时，会导致悬置失效，从而导致机体、飞轮壳破裂。悬置系统能有效避免柴油机在行驶过程中个别部位因承载过大而损坏。因此要求柴油机机体后端面、飞轮壳后端面的静态弯矩必须低于柴油机技术参数表的极限值[4]。该悬置系统布置采用A+B四点悬置，采用橡胶隔振以提高高频隔振能力。该动力总成悬置结构，前悬置固定在柴油机机体上，结构为平置式；后悬置支架固定在变速箱后端两侧斜上方，结构为悬挂斜置式，动力总成布置如图1所示。

图1 动力总成悬置布置示意图

其中，We为柴油机总成质心，Wt为变速箱总成质心，R1为前悬置支撑中心，R2为后悬置支撑中心，R3为辅助支撑中心，以柴油机的前悬置支撑点为旋转中心，力矩平衡方程：

We·L1+Wt·L4=R1·L3+R3·L5

(1)

动力总成的受力平衡方程：

We+Wt=R1+R2+R3

(2)

则飞轮壳后端面的静态弯矩方程：

Mx=R2·L6+R3·L8-Wt·L7

(3)

由于该动力总成没有辅助支承，则R3=0。通过计算可得，飞轮壳与变速箱端面的静态扭矩为1 800 N·m，飞轮壳与齿轮室端面的静态扭矩为2 238 N·m，柴油机齿轮室与机体端面的静态扭矩为2 352 N·m，除飞轮壳与变速箱端面外其他端面的静态弯矩均超过极限值1 993 N·m。即各端面所受弯矩均超出极限许用弯矩值，飞轮壳有开裂风险，需要进行优化。

2 整体组件有限元计算模型

2.1 实体模型及有限元模型

首先，用PRO/E建立三维实体模型如图2所示，模型包括机体、齿轮室、缸盖、飞轮壳、变速器壳体、悬置支架以及连接螺栓、空压泵、启动电机等。其中柴油机曲轴方向为x轴，气缸方向为y轴，z轴垂直纸面向外。然后利用SimLab、Hypermesh等有限元前处理软件划分网格，建立有限元计算模型，如图3所示。

图2 三维实体模型

图3 三维有限元计算模型

为提高运算精度，飞轮壳网格采用二阶四面体单元(C3D10M)，针对壳体的薄弱部位如加强筋底部、后悬置支架连接处附近等位置进一步细化。同时为减少网格数量，提高运算速度，机体、缸盖、变速箱壳体等支撑辅助部件，除零部件间的接触面外，像圆角等细小特征可忽略，网格可适当粗略划分。

2.2 材料参数

飞轮壳的材料为压铸铝ADC12，弹性模量为71 000 MPa，泊松比取为0.31，抗拉强度为260 MPa，抗弯屈服强度为200.5 MPa，具体材料属性见表1。

表1 零件材料属性

2.3 边界、载荷设置

2.3.1 螺栓预紧力

飞轮壳通过9个M 10的螺栓固定在齿轮室上，12个M 12的螺栓穿过齿轮室安装固定在机体上，后端面通过12个M 10的螺栓与变速箱壳体相连。柴油机机体与前悬置支架由8个M 14的螺栓连接固定；飞轮壳与后悬置支架由8个M 16的螺栓连接固定。为避免被连接件的承压面被压溃，要求螺栓预紧力不得超过屈服预紧力的85%。所有螺栓拧紧工艺均采用扭矩法，计算各螺栓轴向预紧力见表2。

表2 各螺栓轴向预紧力

2.3.2 载荷

经测量可到，柴油机质心位置为(377.3，-21.5，172)，质量为1 140 kg；变速箱质心位置为(-498.7，4.23，17.4),质量为299 kg。建立柴油机悬置系统模型，柴油机前悬置轴向刚度(X)为1 090 N/mm，横向刚度(Y)为272 N/mm，垂直方向刚度(Z)为850 N/mm；后悬置轴向刚度(X)为2 740 N/mm，横向刚度(Y)为390 N/mm，垂直方向刚度(Z)为1 350 N/mm。

2.4 分析步及边界设置

分别对装配力加螺栓预紧力、X正向加速度、X反向加速度、Y正向加速度、Y反向加速度、Z正向加速度、Z反向加速度、第一档最大扭矩、倒挡最大扭矩、误操作等10个工况进行分析。该系列柴油机设计的最大输出扭矩为2 600 N·m，变速箱的第一档最大速比为14.09，倒挡最大速比为12.96。

接触面设置：变速箱法兰与飞轮壳后端面、前悬置支架与机体侧面、飞轮壳侧面与后悬置支架、齿轮室与机体和飞轮壳的接触面均设置为small sliding、可分离，摩擦系数设置为0.15；螺栓与螺栓孔接触面采用Tie绑定。为简化模型，柴油机质量补偿质心与柴油机、变速箱质量补充质心与变速箱壳体刚性耦合，设置RP点与变速箱后端面Coupling连接，便于施加扭矩载荷；同时悬置支架固定面与悬置中心点Coupling耦合，且前后悬置均为点对点的弹性连接，设置相应的弹簧刚度。

边界约束：前后悬置固定中心共四点的自由度被全约束，如图4所示。

图4 边界条件的施加图

3 飞轮壳仿真结果分析

3.1 飞轮壳应力结果分析

铝合金材料是有一定的延伸率、屈服点，但塑性变形不明显的弹塑性材料。在进行强度评价时，采用材料的Mises应力评价，要求其低于ADC12的抗弯屈服强度200.5 MPa。若超过抗弯屈服，则分析其最大主应力是否超过ADC12的抗弯屈服强度200.5 MPa，及最小主应力是否超过抗压屈服极限小于ADC12的抗压强度250 MPa。

仿真分析结果表明，前7个工况下飞轮壳整体的应力分布相似，应力值相差不大，Z反向应力最大；但后3个工况的应力数值明显增大，尤其是误操作工况下的飞轮壳，如图5所示。最大Mises主应力为198.593 MPa小于ADC12的抗弯屈服200.5 MPa，应力较大部分位置相似，如图6所示。综上所述，飞轮壳的结构应力结果满足评价要求，可以进一步分析疲劳强度。

图5 飞轮壳各工况下的应力云图

图6 飞轮壳局部应力图

3.2 飞轮壳疲劳强度分析

疲劳安全系数等于极限载荷与许用载荷的比值，数值越大越安全。将应力结果导入FEMFAT疲劳分析软件中计算飞轮壳的疲劳安全系数，评估飞轮壳的疲劳性能[5]。误操作工况是极限冲击工况，不属于疲劳分析的范畴。

铝合金的材料属性值，对于铸铝材料ADC12，分二种情况：基体材料(机加工区域)和边界层(非机加工区域)。ADC12属于高压铸造，表面在高压力的作用下产生一定的塑性变形，表面进一步细化，即非加工面的孔隙率明显较小，材料的伸长率、抗拉强度、耐压性等性能明显提高[6]。因此，在分析非加工面的疲劳强度时，需将疲劳属性提高50%，如图7所示。

图7 ADC12材料海格图

飞轮壳的疲劳安全系数云图(如图8所示)。忽略螺栓孔位置，飞轮壳的最小高周疲劳安全系数为0.904于安全标准1.1，该飞轮壳的疲劳安全系数危险点与静强度分析结果的薄弱点一致，不满足结构强度要求，需要进行优化。

4 改进与优化

4.1 飞轮壳后端面静态弯矩优化

为改善动力总成悬置系统各端面的静态弯矩，优化动力总成悬置系统的受力分布。新的动力总成布置将后悬置安装位置由变速箱的后端部更改为安装在飞轮壳两侧，轴向移动547 mm，如图9所示。

图9 动力系统悬置分布图

通过计算可得，飞轮壳与变速箱端面的静态扭矩为1 461 N·m，柴油机飞轮壳与齿轮室端面的静态扭矩为1 144 N·m，柴油机齿轮室与机体端面的静态扭矩为852 N·m，优化后的动力总成悬置系统各端面的静态弯矩均小于极限值1 993 N·m，悬置系统结构明显改善，降低了飞轮壳开裂风险。

4.2 优化后应力结果

改变悬置分布结构后的铸铝飞轮壳的仿真结果表明，前7个工况，整体应力值明显低，仍是Z反向应力最大，后3个工况的应力值较之前的飞轮壳而言明显增大，尤其误操作工况(如图10所示)。应力值较大的区域移动到飞轮壳与后悬置支架螺栓安装孔附近，飞轮壳的最大Mises主应力为176 MPa小于ADC12的抗弯屈服200.5 MPa，优化的飞轮壳应力值明显降低，同样满足应力评价要求(如图11所示)。

图10 优化后飞轮壳各工况下的应力分布

图11 优化后飞轮壳局部应力图

通过疲劳安全系数云图可知，优化后飞轮壳的最小疲劳安全系数为1.643，大于1.1，强度疲劳明显改善(如图12所示)。

综上所述，该飞轮壳各项指标满足设计要求，同时该飞轮壳材料由HT250替换为ADC12，重量由60.5 kg减至23 kg，减重效果明显。

5 试验验证

按照GB/T 19055—2003《汽车柴油机可靠性试验方法》和GB/T 18297—2001《汽车柴油机性能试验方法》，对装配有优化铸铝飞轮壳的柴油机进行了500 h的耐久试验(如图13所示)。拆机后，飞轮壳未发现裂纹等异常情况，满足技术要求。

图13 柴油机台架耐久试验图

6 结论

将某柴油机飞轮壳的材料由灰铸铁HT250改进为压铸铝ADC12。铸铝飞轮壳顺利通过500 h耐久考核台架试验，减重37.5 kg，轻量化改进效果明显，满足技术要求。

(1)通过仿真分析得到飞轮壳整体的应力分布，最大Mises主应力均小于ADC12的抗弯屈服200.5 MPa，但是飞轮壳局部疲劳安全系数较低。

(2)通过改变悬置系统的结构布置，将后悬置安装位置由变速箱的后端部前移安装在飞轮壳两侧，飞轮壳的最小疲劳安全系数由0.904提高至1.643。优化后各端面的静态弯矩均小于极限值1 993 N·m，降低了飞轮壳开裂的风险。