基于整車誤用工況的發動機懸置支架結構優化研究

郭紹良，李進超，熊 飛，周鑫美，李玉發

(廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣州 511434)

2016191

基于整車誤用工況的發動機懸置支架結構優化研究

郭紹良，李進超，熊 飛，周鑫美，李玉發

(廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣州 511434)

某款乘用車在開發過程中，發動機懸置支架在整車誤用試驗工況下發生斷裂。通過對斷口進行宏觀分析，初步判斷懸置支架系因誤用工況下承受載荷過大而發生快速斷裂。本文中通過建立整車車輛動力學模型，以模擬誤用試驗工況，獲取懸置支架的載荷并進行結構強度校核。分析結果顯示該工況下，懸置支架強度不滿足要求且分析結構危險位置同試驗實際發生斷裂位置一致。最后，基于該誤用工況和懸置強度校核常用的28種工況對懸置支架進行拓撲優化設計，制作優化設計方案樣件經過搭載實車試驗沒有發生斷裂。本文的研究，為發動機懸置支架的強度性能設計提供了重要的參考。

發動機懸置支架；車輛動力學；有限元分析；拓撲優化

前言

動力總成是汽車的主要振源之一，懸置系統作為連接動力總成和車架之間的重要零件，除了要在各個工況下支撐動力總成，還需要良好的隔振性能。懸置系統一般包括橡膠襯套和金屬支架，金屬支架起支撐動力總成并傳遞振動的作用，而橡膠襯套主要起隔振作用[1]。金屬支架對振動的傳遞有重要影響，因此金屬支架的剛度和模態都要滿足一定要求。金屬支架對動力總成起支撐作用，需要足夠的強度，在動力總成一些極端工況時，仍能提供足夠的支撐，而不會發生斷裂。

在懸置系統的開發過程中，需要對懸置支架的強度進行校核。行業內使用較多校核懸置支架的工況有28種[2]，如表1所示。在開發某款乘用車的懸置系統時，懸置支架結構如圖1所示，該支架經過28種工況的校核沒有問題，而在整車誤用試驗中發生如圖2所示的斷裂。觀察支架的斷口如圖3所示，無明顯疲勞輝紋，整個斷裂以快速斷裂為主，螺栓孔附近的斷面能看到“人”字花紋樣，并指向斷裂源。斷口組織細密，未發現明顯的夾砂、縮孔和氣孔等鑄造缺陷，并對懸置支架化學成分檢測如表2所示，滿足JIS H5302—2000標準對材料ADC12的要求，故初步判斷斷裂原因為懸置支架承受過大的載荷[3]。

表1 動力總成懸置系統工況

圖1 懸置支架

圖2 斷裂的懸置支架

圖3 支架斷口

%

本文中以懸置支架斷裂的整車誤用工況為出發點，認為除了通過28種工況進行懸置支架校核外，還需根據整車實際的使用工況，增加對懸置支架的校核。通過建立整車車輛動力模型開展誤用試驗工況模擬分析，獲取該工況的載荷來校核懸置支架，并進行相應的優化，以解決懸置支架斷裂問題，為后續車輛懸置設計開發積累寶貴經驗。

1 動力學誤用工況模擬與載荷獲取

1.1 整車仿真模型建立

為建立適合本文中進行整車誤用工況模擬的多體模型，在Adams/Car中里建立整車動力學仿真分析模型，再在Adams/View中建立相應的障礙物和碰撞約束，驅動車輛以一定的速度通過障礙物，分析動力總成左懸置的受力。

在Adams/Car中建立整車模型，包括前后懸架系統、車身、動力總成、轉向系、制動系和輪胎等子系統，每個子系統都按照實車的硬點、質量和轉動慣量等物理參數建模，其中發動機和變速器控制策略采用實際ECU策略建模。整車模型及實車如圖4所示，其中前懸架為雙叉臂獨立懸架，后懸架為多連桿獨立懸架。

圖4 整車動力學仿真模型及實車

根據實車試驗通過的障礙物尺寸在Adams/View中建立相應障礙物，如圖5所示。該障礙物為一斜坡，車輛以一定的速度駛上斜坡，并繼續向前行駛，建立路面與車輛底盤的接觸以獲得接觸碰撞力。

圖5 路面

1.2 整車仿真模型驗證

由于整車模型為全物理參數建模，為驗證整車仿真模型的準確性，本文中采用與樣車操穩試驗數據對照的方法對模型進行標定和校驗，通過仿真模型計算結果與實車試驗數值的對比分析，證實仿真模型的有效性，使其達到此次研究所要求的精度。

根據研究需求選擇穩態定半徑(轉向盤左轉)試驗進行整車模型驗證，試驗測試如圖6所示。穩態定半徑工況代表車輛一種穩定的轉彎狀態，車輛以固定的轉彎半徑轉彎行駛，車速逐漸增加到達最大側向加速度為止。該工況代表了車輛的基本操縱性能，主要反映車輛穩態響應特性。 穩態定半徑一般選取車輛穩態不足轉向度和穩態側傾梯度為評價指標。穩態側傾梯度用車身側傾角同側向加速度曲線的斜率來表示，如圖7所示。穩態不足轉向度用轉向盤轉角同側向加速度曲線斜率來表示，如圖8所示。通過圖7和圖8對比結果可以看出整車操穩仿真和試驗曲線較一致，驗證了模型的準確性。

圖6 試驗傳感器的安裝

1.3 仿真分析結果

在Adams/View中控制車輛以50km/h的車速通過斜坡，仿真結果顯示，車輛通過斜坡后前輪先著地后，向前行駛了一小段距離，同時車身繼續向下俯沖，由于車身前傾較大，前副車架與地面發生碰撞，如圖9所示，經檢查實車說明仿真結果與試驗結果一致，如圖10所示。

圖7 穩態側傾梯度

圖8 穩態不足轉向度

圖9 左懸置受力最大時刻

圖10 試驗情況

在這個過程中，左懸置所受的垂向力如圖11所示。第1個較大的波峰，左懸置受17kN的力，這是車輛沖上斜坡時產生的；第2個波峰左懸置受38kN的力，是車輛落地后前副車架與地面發生碰撞時車身產生較大的加速度，由于動力總成的慣性力，此時懸置受力最大。

圖11 左懸置垂向力受力圖

2 拓撲優化設計

2.1 拓撲優化數學模型

結構拓撲優化包括連續體結構和離散結構的拓撲優化。連續體拓撲優化的主要方法是將設計區域劃分成有限單元，根據一定的算法將一部分區域刪除，形成帶孔的連續體，以實現拓撲優化。連續體的結構拓撲優化目前應用較多的是變密度法、均勻化法和漸進結構優化方法[4]。拓撲優化在汽車零部件的設計中使用較多，可避免傳統優化時的盲目性，并減少重復建模的工作量，可快速找到優化方案。

本文中應用的是變密度法。變密度法以每個單元的相對密度作為設計變量，基于材料的各向同性，以連續變量密度函數的形式表達單元相對密度與材料彈性模量之間的關系，這種函數關系是人為假定的，程序實現簡單，計算效率高。

變密度中常用的差值模型有固體各向同性懲罰微結構模型(solid isotropic microstructure with penalization，SIMP)和材料屬性的合理近似模型(rational approximation of material properties，RAMP)。本文中采用SIMP模型，通過引入懲罰因子對中間密度值進行懲罰，使中間密度值向0和1兩端聚集，以得到較好的優化結果。在給定的位移邊界與載荷條件下，線彈性結構基于SIMP方法的拓撲優化模型[5-6]為

設材料模型為

ρ(x)=xeρ0

(1)

(2)

則拓撲優化模型為

(3)

(4)

KU=F(0

(5)

式中：ρ和ρ0為均質實體密度、均質實體的密度矩陣；E和E0為均質實體彈性模量、均質實體的彈性矩陣；C(x)為結構總柔度；U和F為位移矢量、力矢量；k0和K為單元剛度矩陣、總體剛度矩陣；ue為單元位移矢量；xe，xmin和xmax為單元的相對密度、單元密度下限(取0.01)、單元密度上限(取1)；V0，ve和Vaim為結構初始體積、優化后單元體積、優化后結構體積，m3；Vmax為體積約束條件；p為懲罰因子；N為結構離散單元總數；f為優化體積系數。

變密度法以單元的相對密度xe為拓撲優化設計變量，把結構的拓撲優化問題轉換為求解材料的最優分布問題。在選擇拓撲優化算法時，由于優化準則算法收斂速度快，迭代次數少，而且適用于復雜模型，故本文中應用優化準則算法求解SIMP的數學模型。

2.2 原方案強度校核

根據懸置支架的邊界條件和載荷，建立懸置支架的有限元模型。由于懸置支架與動力總成支架接觸，并通過螺栓壓緊到一起，且本文中懸置支架開裂位置為螺栓孔附近，為得到較準確的螺栓孔附近的應力，故不能采用剛性單元代替螺栓來連接兩個支架，本文中通過建立螺栓的實體模型進行分析，以得到螺栓孔附近的準確應力結果。螺栓采用六面體單元建模，單元類型為C3D8，3個螺栓共5 685個單元。懸置支架采用2階四面體單元，單元類型為C3D10，劃分成66 397個單元。螺栓、懸置支架和動力總成支架之間建立接觸關系，并在螺栓內部施加預緊力。在動力總成支架的3個螺栓孔上建立固定約束，并在懸置中心點加載載荷，如圖12所示。需建立2個載荷步，第1個載荷步先施加3個螺栓的預緊力，把懸置支架壓緊到動力總成支架上；第2個載荷步再施加誤用工況懸置支架的載荷。

圖12 有限元建模

計算結果如圖13所示。該工況下最大應力309MPa，材料斷裂強度為253MPa，故該工況下懸置支架存在斷裂風險。應力最大處位于螺栓孔內側邊緣，對比圖3可知，應力最大處與斷口分析斷裂源位置相一致。可見整車動力學仿真模型對該工況的仿真及有限元計算與試驗結果相一致，基本找到懸置斷裂的原因。

圖13 強度分析結果

2.3 拓撲優化

通過整車動力學仿真誤用工況和有限元強度分析，確定了懸置支架斷裂的原因，由于載荷過大，懸置支架螺栓孔附近強度不足，超過材料斷裂強度，故需對懸置支架進行優化，本文中采用變密度法進行拓撲優化。在Hypermesh的Optistruct模塊中實現拓撲優化，其中需定義3個優化要素：設計區域、目標函數和約束條件。

拓撲優化對設計區域的選擇是比較敏感的，優化區域的設置會直接影響到優化的結果。在空間允許的前提下，應盡量選擇較大的設計區域。故把懸置支架的有孔區域進行填充，如圖14所示。因橡膠硫化區域不進行變更，螺栓孔附近為保證螺栓壓緊時有良好的接觸效果，故兩個部分定義為非優化區域。

圖14 優化區域定義

進行拓撲優化時，根據零部件的具體工藝和其他要求，需要考慮優化后零件的工藝性，保證零部件工藝的可行性[7]。懸置支架采用鑄鋁工藝，需考慮零件的最小和最大結構尺寸、對稱、拔模的角度和方向等，故懸置支架拓撲優化模型設置[8-9]如下。

優化目標：懸置支架柔度最小。

優化約束：優化區域的體積分數<60%，最大應力<220MPa。

制造約束：最小單元尺寸>4mm，拔模方向為整車Z軸負向。

拓撲優化的有限元模型如圖15所示，對動力總成支架的3個螺栓孔進行固定約束，懸置支架與動力總成支架之間通過剛性單元rbe2進行連接，在懸置支架彈性中心施加載荷38kN[10]。

圖15 拓撲優化模型

在Hypermesh的Optistruct模塊中對拓撲優化模型進行求解，得到偽密度為0.6～1.0的云圖，可根據圖16進行懸置支架的詳細設計。

圖16 0.6以上偽密度云圖

2.4 優化結果分析

基于圖16拓撲優化偽密度云圖，對懸置支架進行結構重新設計，如圖17所示。然后對該支架進行整車誤用工況的強度校核，最大應力230MPa，如圖18所示，小于材料抗拉強度，滿足設計要求。

圖17 重新設計的懸置支架

圖18 優化后的強度分析結果

為較全面地校核優化后的懸置支架強度性能，再次用28工況進行強度分析，結果如表3所示。最大應力為68.7MPa，比整車誤用工況最大應力小很多，再次驗證28工況不能代表所有的汽車使用工況，而整車誤用工況作為補充，對懸置支架的強度提出更高的要求，同時驗證了拓撲優化后的懸置支架滿足28工況的強度要求。

表3 28工況分析結果 MPa

3 試驗驗證

3.1 臺架試驗驗證

臺架試驗可在較短的時間內驗證零部件的部分性能，并可控制試驗環境，且便于控制試驗進度和觀察試驗結果。故懸置支架設計完成后，先進行臺架耐久試驗。其中Z向耐久試驗臺架如圖19所示，經過臺架試驗驗證，懸置支架無開裂發生，說明懸置支架滿足基本的耐久性能。

圖19 懸置支架臺架試驗

3.2 整車道路試驗

除了做零部件級別的臺架試驗外，還需將零部件搭載到整車上進行整車可靠性試驗。整車可靠性試驗由多種路面組成，其中一部分路面如圖20所示。此外，整車還需要做驅動耐久試驗，這個試驗主要考察動力系統。試驗中包含一些極限工況，同時這也是對懸置支架的強度和耐久性能的考察。

圖20 部分道路試驗路面

為驗證拓撲優化的新結構的強度性能，裝配優化后的懸置支架再次進行整車誤用試驗，如圖21所示。試驗驗證懸置支架無斷裂，說明整車動力學模型的仿真和拓撲優化設計是有效的。

圖21 整車誤用試驗

4 結論

本文中從懸置支架斷裂的實際工況出發，用車輛動力學仿真模型模擬該工況，根據解算出的載荷優化懸置支架，最終解決支架斷裂問題，得到如下結論。

(1)常用校核懸置支架強度的28種工況包含了車輛基本的使用工況，但一些整車誤用工況未包含在內，在做懸置設計時，應根據車輛設計的使用工況，對校核工況進行一定調整。

(2)為得到某些工況下懸置的受力情況，可通過整車動力學仿真模型模擬分析實際工況，進而得到懸置的載荷。這個過程中要對整車動力學模型進行驗證，以保證載荷解算的準確性。

(3)懸置支架優化作為典型的連續體結構優化，采用變密度法進行拓撲優化，可快速得到較理想的優化結果，優化后需進行相應的校核分析和試驗驗證。

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A Research on Structure Optimization of Engine Mount Bracket Based on Misuse Working Condition

Guo Shaoliang, Li Jinchao, Xiong Fei, Zhou Xinmei & Li Yufa

AutomotiveEngineeringInstitute,GuangzhouAutomobileGroupCo.,Ltd.,Guangzhou511434

In the development process of a passenger car, its engine mount bracket was broken under a misuse working condition. According to a preliminary judgment by macroscopic fractography, the rapid break of mounting bracket is caused by overloading in misuse condition. Based on this, a vehicle dynamics model is built to simulate the misuse condition, with the load on the bracket obtained and a corresponding structural strength check conducted. The results reveal that the mounting bracket does not meet the strength requirements, and the bracket risky position by analysis is consistent with that really happened. Finally a topology optimization is performed on the bracket with both misuse condition and 28 conditions for strength check commonly used. A sample part of optimized scheme for the bracket is produced and installed on real vehicle for field test with no break happened again. The research provides important references for the strength design of engine mount bracket.

engine mount bracket; vehicle dynamics; FEA; topology optimization

原稿收到日期為2016年7月4日，修改稿收到日期為2016年8月8日。