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在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中，惰輪支架作為惰輪質(zhì)量和皮帶力等載荷的主要承載部件，其模態(tài)、強(qiáng)度和安全因數(shù)等必須滿足相關(guān)的設(shè)計(jì)要求，否則將會(huì)引起前端輪系損壞。應(yīng)用有限元分析方法進(jìn)行結(jié)構(gòu)風(fēng)險(xiǎn)預(yù)測(cè)，能夠縮短研發(fā)周期，降低研發(fā)成本，已成為工程行業(yè)研發(fā)分析廣泛應(yīng)用的主要手段［1-2］。

由于柴油機(jī)的整車(chē)布局發(fā)生了變化，筆者因此重新設(shè)計(jì)了惰輪支架，采用有限元分析方法，建立惰輪支架的有限元分析模型，應(yīng)用 ABAQUS軟件［3-5］進(jìn)行應(yīng)力分析，應(yīng)用 FEMFAT軟件進(jìn)行疲勞安全因數(shù)校核［6］，并根據(jù)計(jì)算結(jié)果優(yōu)化惰輪支架結(jié)構(gòu)［7-8］。

1 有限元建模

1.1 有限元模型

惰輪支架系統(tǒng)的有限元模型如圖1所示，由機(jī)體、惰輪支架、兩個(gè)惰輪和四個(gè)連接螺栓等部件組成。筆者應(yīng)用HyperMesh軟件［9］對(duì)模型進(jìn)行二維網(wǎng)格劃分，并生成四面體非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，共計(jì)254 684個(gè)實(shí)體單元。為了提高計(jì)算精度，對(duì)系統(tǒng)中的惰輪支架網(wǎng)格進(jìn)行了細(xì)化，惰輪支架有限元模型如圖2所示。為了減少計(jì)算量，對(duì)機(jī)體進(jìn)行切割，保留部分建模。惰輪支架通過(guò)M10連接螺栓固定在機(jī)體上，兩個(gè)惰輪通過(guò)連接螺栓固定在惰輪支架上。

▲圖1 惰輪支架系統(tǒng)有限元模型

▲圖2 惰輪支架有限元模型

1.2 材料性能參數(shù)

惰輪支架系統(tǒng)零件的材料及屬性見(jiàn)表1。

1.3 邊界條件及載荷定義

惰輪支架系統(tǒng)模型的參考坐標(biāo)系如下：發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪端指向自由端為正Z向，下端指向上端為正Y向，遵循右手定則。在機(jī)體的X軸、Y軸和Z軸方向添加全約束邊界條件，限制六個(gè)自由度。連接螺栓處添加螺栓載荷，大小為32 kN。最終邊界條件和螺栓載荷定義如圖3所示。惰輪支架與機(jī)體接觸面采用摩擦接觸定義，其它接觸面建立綁定約束。惰輪除了受到重力外，還會(huì)受到皮帶力，因此創(chuàng)建耦合約束，在惰輪的中心點(diǎn)處添加皮帶力載荷，如圖4所示。

2 有限元計(jì)算結(jié)果

2.1 模態(tài)分析

應(yīng)用ABAQUS軟件進(jìn)行模態(tài)求解，得到惰輪支架系統(tǒng)的前三階固有頻率，見(jiàn)表2。惰輪支架系統(tǒng)一階固有頻率為326 Hz，高于發(fā)動(dòng)機(jī)最高空車(chē)轉(zhuǎn)速下的1.2倍點(diǎn)火激勵(lì)頻率（116.8 Hz），不會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象，因此模態(tài)分析結(jié)果為滿足設(shè)計(jì)要求。

表1 零件材料與屬性

▲圖3 邊界條件及螺栓載荷定義

▲圖4 接觸定義

表2 惰輪支架系統(tǒng)前三階固有頻率

2.2 靜強(qiáng)度分析

結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)的基本原則是結(jié)構(gòu)應(yīng)確保承受各種運(yùn)行載荷時(shí)具有必要的承載能力，一般的靜強(qiáng)度要求為構(gòu)件產(chǎn)生的靜應(yīng)力不大于材料的許用應(yīng)力。確定許用應(yīng)力時(shí)通常以屈服極限為基準(zhǔn)，使結(jié)構(gòu)變形處于彈性范圍之內(nèi)，其強(qiáng)度可靠性通過(guò)安全因數(shù)予以保障［10-11］。應(yīng)用ABAQUS軟件進(jìn)行靜強(qiáng)度分析，施加螺栓預(yù)緊力、皮帶力和沿坐標(biāo)軸方向的15g靜力沖擊載荷。對(duì)惰輪支架進(jìn)行應(yīng)力分析，在各沖擊方向下惰輪支架應(yīng)力最大值見(jiàn)表3。在X軸正向沖擊方向下存在應(yīng)力最大值365 MPa，應(yīng)力分布云圖如圖5所示。惰輪支架使用的材料抗拉強(qiáng)度為 450 MPa，屈服強(qiáng)度為 310 MPa。惰輪支架的應(yīng)力最大值超過(guò)了材料的屈服極限，零件將會(huì)發(fā)生塑性變形，靜強(qiáng)度不滿足設(shè)計(jì)要求，因而需要優(yōu)化惰輪支架的結(jié)構(gòu)。

表3 惰輪支架應(yīng)力最大值

2.3 高周疲勞分析

以ABAQUS軟件計(jì)算得到的應(yīng)力結(jié)果為輸入，結(jié)合惰輪支架的材料屬性、零件表面粗糙度、材料統(tǒng)計(jì)規(guī)律等，應(yīng)用FEMFAT軟件對(duì)惰輪支架進(jìn)行高周疲勞計(jì)算，存活率設(shè)定為99.9%，得到惰輪支架在設(shè)定工況下的高周疲勞安全因數(shù)云圖，如圖6所示。

▲圖5 X軸正向沖擊方向下應(yīng)力分布云圖

圖6中標(biāo)記區(qū)域疲勞壽命較低，高周疲勞安全因數(shù)存在最小值2.07，大于惰輪支架高周疲勞安全因數(shù)許用值（1.1），所以該惰輪支架的高周疲勞安全因數(shù)滿足設(shè)計(jì)要求。

▲圖6 高周疲勞安全因數(shù)分布云圖

3 優(yōu)化設(shè)計(jì)及校核

3.1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

根據(jù)計(jì)算結(jié)果，對(duì)惰輪支架進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。惰輪支架的橫截面由原先的矩形改為L(zhǎng)形，有效地加大了抗彎截面模量，提高了惰輪支架的彎曲剛度。兩個(gè)惰輪基座的高度相應(yīng)縮短，減小了彎曲變形。同時(shí)，對(duì)下方的惰輪基座添加兩個(gè)加強(qiáng)筋，充分改善了惰輪基座的抗拉強(qiáng)度，如圖 7、圖8所示。

▲圖7 優(yōu)化后惰輪支架背面

▲圖8 優(yōu)化后惰輪支架正面

3.2 結(jié)構(gòu)強(qiáng)度校核

應(yīng)用ABAQUS軟件對(duì)優(yōu)化后的惰輪支架進(jìn)行模態(tài)計(jì)算和強(qiáng)度校核，惰輪支架系統(tǒng)前三階固有頻率見(jiàn)表4。對(duì)比優(yōu)化前的惰輪支架系統(tǒng)固有頻率，一階模態(tài)提高了121 Hz，這說(shuō)明優(yōu)化后的惰輪支架剛度明顯提高。

靜強(qiáng)度分析結(jié)果見(jiàn)表 5，優(yōu)化后的惰輪支架應(yīng)力最大值明顯減小，強(qiáng)度明顯增強(qiáng)，在Y軸負(fù)向沖擊方向下應(yīng)力最大值為283 MPa，小于材料的屈服極限（310 MPa），滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。應(yīng)力分布云圖如圖9所示。

應(yīng)用FEMFAT軟件校核優(yōu)化后的惰輪支架高周疲勞安全因數(shù)，其分布云圖如圖10所示，標(biāo)記區(qū)域存在最小值2.24，較優(yōu)化前略微提高，滿足設(shè)計(jì)要求。

表4 優(yōu)化后惰輪支架系統(tǒng)前三階固有頻率

表5 優(yōu)化后惰輪支架應(yīng)力最大值

4 結(jié)論

筆者在零部件開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)階段，采用有限元分析方法及時(shí)發(fā)現(xiàn)了惰輪支架強(qiáng)度不滿足設(shè)計(jì)要求，根據(jù)計(jì)算結(jié)果對(duì)惰輪支架結(jié)構(gòu)進(jìn)行了合理優(yōu)化。經(jīng)分析，優(yōu)化后的惰輪支架各方面性能均得到明顯改善，滿足了設(shè)計(jì)要求。

應(yīng)用有限元分析方法可以有效避免生產(chǎn)設(shè)計(jì)的盲目性，縮短開(kāi)發(fā)周期，節(jié)約開(kāi)發(fā)成本，可以為產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

▲圖9 優(yōu)化后Y軸負(fù)向沖擊方向下應(yīng)力分布云圖

▲圖10 優(yōu)化后高周疲勞安全因數(shù)分布云圖