重型柴油機(jī)EGR支架的輕量化改進(jìn)研究*

解衛(wèi)華，洪 洋，趙國(guó)江

(1.臺(tái)州科技職業(yè)學(xué)院 汽車(chē)與信息工程學(xué)院，浙江 臺(tái)州 318020；2.浙江邦得利環(huán)保科技股份有限公司，浙江 臺(tái)州 317000)

0 引 言

為了滿足嚴(yán)格的排放法規(guī)，重型柴油機(jī)普遍采用EGR(廢氣再循環(huán))技術(shù)，可有效降低NOx排放。文獻(xiàn)[1]研究了氣體流速對(duì)廢氣再循環(huán)(EGR)冷卻器微粒污染的影響；嚴(yán)永華[2]對(duì)EGR的耐高溫性以及高低壓控制策略進(jìn)行了研究；文獻(xiàn)[3]對(duì)EGR效率對(duì)部分負(fù)荷預(yù)混低溫燃燒影響進(jìn)行了分析。

重型柴油機(jī)EGR支架需要較高的強(qiáng)度，以滿足柴油機(jī)工況要求。同時(shí)，為了降低運(yùn)營(yíng)成本，重型柴油機(jī)EGR支架需要進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)于汽車(chē)零部件的輕量化進(jìn)行了廣泛研究。何海濤等[4]基于整體車(chē)架模態(tài)分析了懸置支架，并進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)；袁廷輝[5]采用多目標(biāo)優(yōu)化方法對(duì)汽車(chē)尾門(mén)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)；國(guó)外企業(yè)對(duì)汽車(chē)下擺臂進(jìn)行了形狀優(yōu)化分析[6]；吳成平等[7]對(duì)新能源汽車(chē)3種前艙支架設(shè)計(jì)方案進(jìn)行了對(duì)比分析；廖君[8]對(duì)電動(dòng)轎車(chē)車(chē)身進(jìn)行了輕量化優(yōu)化[9]，分析了彎曲和扭轉(zhuǎn)情況下優(yōu)化變量的靈敏度；朱國(guó)華[10]對(duì)電動(dòng)車(chē)復(fù)合材料車(chē)身骨架進(jìn)行了多尺度分析；王登峰[11]對(duì)轎車(chē)懸架進(jìn)行了多目標(biāo)輕量化優(yōu)化。

本文將以某重型柴油機(jī)EGR支架為研究對(duì)象，使用有限元分析的方法，對(duì)EGR整體模態(tài)與高加速度下的應(yīng)力情況進(jìn)行分析，并對(duì)EGR支架進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，以降低支架局部應(yīng)力，提升EGR整體模態(tài)。

1 原EGR支架與輕量化要求

本文所研究的某重型柴油機(jī)排量13 L，最高轉(zhuǎn)速2 200 r/min，為直列六缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，搭載的EGR如圖1所示。

圖1 某重型柴油機(jī)EGR

EGR由冷卻器、支架、卡箍組成，冷卻器總長(zhǎng)761 mm，芯體使用18根高換熱率的板翅式冷卻管，冷卻器充滿水時(shí)總質(zhì)量為12.5 kg，支架總質(zhì)量為3.1 kg，卡箍厚度為2 mm，EGR整體質(zhì)量約16 kg。

根據(jù)該重型柴油機(jī)的轉(zhuǎn)速、沖程、缸數(shù)及材料的相關(guān)屬性，輕量化改進(jìn)要求如下：

(1)EGR整體質(zhì)量小于15 kg;

(2)EGR一階模態(tài)避開(kāi)110±20%Hz，其余各階大于250 Hz；

(3)在XYZ三向28G加速度下EGR支架的最大應(yīng)力≤152 MPa。

2 有限元分析與結(jié)果

2.1 有限元分析

根據(jù)該重型柴油機(jī)EGR幾何模型，筆者使用ANSA軟件進(jìn)行網(wǎng)格劃分，對(duì)卡箍進(jìn)行簡(jiǎn)化處理，使用殼單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，同時(shí)將冷卻器假設(shè)成實(shí)體，質(zhì)量平均分布，與支架一起使用四面體風(fēng)格進(jìn)行劃分，有限元網(wǎng)格模型網(wǎng)格數(shù)約7.6×105。

將EGR有限元網(wǎng)格導(dǎo)入ABAQUS，在冷卻器、支架、卡箍?jī)蓛芍g設(shè)置綁定約束，完全固定支架的8個(gè)螺栓孔，設(shè)置4個(gè)分析步，分別求解EGR整體模態(tài)、XYZ三向在28G重力加速度下的應(yīng)力分布，其中，Y向?yàn)橹亓Ψ较颉?/p>

EGR支架材料為壓鑄鋁合金ADC12，密度為2 820 kg/m3，泊松比為0.33，彈性模量為70 GPa。

2.2 分析結(jié)果

該柴油機(jī)EGR整體模態(tài)分析結(jié)果如表1所示。

表1 EGR整體模態(tài)分析結(jié)果

由表1中可知：EGR整體一階模態(tài)為100 Hz，位于(110±20%)Hz以內(nèi)，易與發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)生共振，不滿足設(shè)計(jì)要求。

一階模態(tài)振型以X軸為中心軸前后擺動(dòng)，EGR支架未能充分限制EGR整體擺動(dòng)，如圖2所示。

圖2 EGR整體一階模態(tài)

重型柴油機(jī)在物流運(yùn)輸過(guò)程中，路況復(fù)雜，加速度較高，需要進(jìn)行XYZ三向加速度應(yīng)力分析。

本研究分別分析XYZ三向在28G加速度下的應(yīng)力情況，其中Y向?yàn)橹亓Ψ较颍治鼋Y(jié)果如表2所示。

表2 高加速度下支架最大應(yīng)力

根據(jù)JIS H 5302-2000《鋁合金壓鑄件》，壓鑄鋁合金ADC12抗拉強(qiáng)度為228 MPa，安全系數(shù)取1.5，最大應(yīng)力應(yīng)小于152 MPa。

由表2可知：在三向28G加速度下，支架最大應(yīng)力為在202 MPa，超過(guò)設(shè)計(jì)要求，最大應(yīng)力發(fā)生在Y向28G加速度下螺栓位處，如圖3箭頭所示。

圖3 Y向28G加速度下應(yīng)力云圖

3 EGR支架輕量化改進(jìn)

根據(jù)原支架分析結(jié)果和設(shè)計(jì)要求，確定EGR支架輕量化改進(jìn)目標(biāo)如下：

(1)將EGR原支架質(zhì)量從3.1 kg減少到小于2.1 kg;

(2)將EGR整體一階模態(tài)從100 Hz提升到大于(110+20%)Hz，即132 Hz；

(3)在Y向28G加速度下EGR支架最大應(yīng)力從202 MPa降至小于152 MPa。

為了達(dá)到以上輕量化改進(jìn)目標(biāo)，結(jié)合分析EGR整體模態(tài)與三向高加速度下分析結(jié)果，EGR支架輕量化改進(jìn)如下：

(1)由于剛度貢獻(xiàn)大的支架底板與加強(qiáng)筯剛度不足，同時(shí)加強(qiáng)筯距固定螺栓孔距離較遠(yuǎn)，EGR支架未能充分限制EGR前后擺動(dòng)，故將支架底板和加強(qiáng)筋進(jìn)行加厚，從原來(lái)8 mm增加到11 mm，并調(diào)整加強(qiáng)筋位置到螺旋孔處；

(2)Y向28G加速度下螺栓位處應(yīng)力普遍大于135 MPa，應(yīng)力最大為202 MPa，超過(guò)設(shè)計(jì)要求，因此本研究在螺栓孔加凸臺(tái)，增加螺栓孔整體受力面積，減少在支架螺栓處的局部應(yīng)力；

(3)原支架底板在各加強(qiáng)筋之間應(yīng)力值均小于50 MPa，遠(yuǎn)低于設(shè)計(jì)要求152 MPa，剛度貢獻(xiàn)小，屬于冗余部分，可進(jìn)行去除，從而降低無(wú)效重量；

(4)支架側(cè)板處與EGR之間的接觸面積較大，導(dǎo)致側(cè)板應(yīng)力均小于50 MPa，可進(jìn)行部分去除，故將支架側(cè)板進(jìn)行減薄，從原來(lái)8 mm減少至3 mm。

根據(jù)以上EGR整體模態(tài)振型，與針對(duì)高加速度下的局部應(yīng)力分析，本文對(duì)原EGR支架進(jìn)行輕量化改進(jìn)。

改進(jìn)前后的重型柴油機(jī)EGR支架如圖4所示。

圖4 重型柴油機(jī)EGR支架模型

輕量化改進(jìn)后，EGR支架質(zhì)量從3.1 kg減少到2.0 kg，支架質(zhì)量下降35.5%；EGR整體質(zhì)量從16 kg減少到14.9 kg，質(zhì)量減少6.9%。由此可見(jiàn)，EGR輕量化效果明顯[12]。

4 輕量化方案評(píng)估

4.1 EGR整體模態(tài)

本文對(duì)EGR支架輕量化方案進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格類(lèi)型與原方案一致，網(wǎng)格數(shù)約為6.9×105，使用相同的約束與邊界進(jìn)行有限元分析。

有限元分析得到輕量化EGR整體模態(tài)結(jié)果如表3所示。

表3 輕量化EGR整體模態(tài)結(jié)果

由表3可知：輕量化改進(jìn)后，EGR整體一階模態(tài)可達(dá)143 Hz，一階模態(tài)提升43%，滿足避開(kāi)(110±20%)Hz的設(shè)計(jì)要求；其余各階模態(tài)均有一定幅度的提升。

EGR整體一階模態(tài)的振型仍為沿X軸擺動(dòng)，如圖5所示。

4.2 高加速度應(yīng)力分析

在三向28G加速度下，輕量化改進(jìn)后EGR支架的最大應(yīng)力如表4所示。

圖5 EGR整體一階模態(tài)

表4 高加速度下輕量化支架最大應(yīng)力

方向支架最大應(yīng)力/MPa應(yīng)力降幅/(%)X向4.22.3Y向7762Z向3541

由表4中可知：輕量化EGR支架應(yīng)力最大值仍發(fā)生在Y向，最大值為77 MPa，較同一工況下原EGR支架的202 MPa減少了62%；Y軸向剛度增加明顯，在X向和Z向的最大應(yīng)力分別減少2.3%和41%。以上均滿足安全系數(shù)為1.5時(shí)，最大應(yīng)力小于152 MPa的設(shè)計(jì)要求。

Y軸28G加速度下應(yīng)力云圖如圖6所示。

圖6 Y軸28G加速度下應(yīng)力云圖

Y向最大應(yīng)力發(fā)生位置與原方案一致，如圖6箭頭所示。

本文根據(jù)EGR支架輕量化方案制做了樣件，樣件順利通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架耐久試驗(yàn)與實(shí)際裝車(chē)路試。

5 結(jié)束語(yǔ)

本文采用有限元方法，分析了某重型柴油機(jī)EGR整體模態(tài)和XYZ三向高加速度下支架應(yīng)力情況，并對(duì)

支架進(jìn)行了輕量化改進(jìn)；根據(jù)分析結(jié)果對(duì)支架剛度貢獻(xiàn)大處進(jìn)行了局部加強(qiáng)與調(diào)整，從而對(duì)支架進(jìn)行了輕量化改進(jìn)。

研究結(jié)果表明：支架改進(jìn)方案較原方案質(zhì)量下降35.5%，EGR整體模態(tài)上升43%；高加速度下的最大應(yīng)力下降62%。可見(jiàn)，EGR支架輕量化效果明顯，達(dá)到了設(shè)計(jì)要求；并且樣件也順利通過(guò)了相關(guān)試驗(yàn)。