某輕卡發動機懸置支座強度性能分析

曾發發

（江鈴汽車股份有限公司，江西 南昌330001）

1 引言

懸置支座是汽車動力系統的主要部件，其通過螺栓安裝在車架縱梁上，再通過壓縮式橡膠懸置固定發動機與變速箱，其主要作用是抑制外力對動力系統的偏移，同時減弱發動機傳遞到車架的振動。當車輛行駛在凹坑路面時，懸置支座將受到不同的激勵和振動，若設計不合理，其容易產生失效風險，直接影響車輛的安全性和舒適性，因此其強度性能必須滿足設計要求。為了校核某輕卡發動機懸置支座的強度性能，采用有限元方法建立其網格模型，基于典型工況對其進行強度仿真分析，得到了其應力分布，評估其風險。

2 有限元分析原理

有限元分析原理是首先將系統連續的區域離散化成若干個單元，然后進行進行單元力學特性分析，再進行等效節點力計算和建立平衡方程，最后進行節點位移的求解和單元應力的計算。系統的平衡方程是基于力學平衡條件和加載邊界條件將每個網格單元重新組合，力與位移的關系為[1-2]：

式（1）中：f為結構的載荷列陣；K為結構的剛度矩陣；q為結構節點的位移列陣。

3 建立有限元模型

某輕卡發動機懸置支座包括前懸置支座（連接發動機）和后懸置支座（連接變速箱），前懸置支座屬于鑄造件，后懸置支座屬于鈑金件。將其前后懸置支座均導入有限元前處理軟件Hypermesh[3-4]中，首先對其表面進行清理和簡化，然后采用尺寸為3 mm 的殼單元對前懸置支座的表面進行網格劃分，生成四面體單元，采用六面體單元建立橡膠墊模型，并設置其剛度屬性，同前懸置支座進行共節點處理，再抽取后懸置支座的中性面，同樣采用尺寸為3 mm 的四邊形單元對其進行離散化處理，其橡膠墊也采用六面體建模。發動機和變速箱的質量為320 kg，通過采用Mass 點模擬其重量屬性。懸置支座的材料為SAPH400，其彈性模量為21 000 MPa，泊松比為0.3，密度為7 850 kg/m3，屈服極限值為255 MPa，建立相應的材料屬性并賦予各個部件，以此建立懸置支座有限元模型，如圖1 所示。

圖1 懸置支座有限元模型

4 強度性能分析

4.1 強度分析工況

輕卡的典型工況主要分為：①垂跳工況。垂向加載3.5g重力場，驗證車輛在坑洼路面行駛時，懸置支座的垂向抗變形能力。②制動工況。縱向加載1.0g 重力場，驗證懸置支座的縱向抗彎曲能力。③轉彎工況。橫向加載1.0g 重力場，驗證懸置支座的橫向抗扭轉能力。基于懸置支座有限元模型，采用Nastran 軟件[5-6]約束前后懸置支座與車架螺栓安裝孔的所有自由度，對其進行強度性能仿真分析。

4.2 強度分析結果

垂跳工況前后懸置支座的應力云圖分別如圖2 和圖3 所示，由圖2 可知，前懸置支座的最大應力為186.2 MPa，位于其左下板倒角處，強度安全系數為1.37，低于材料屈服值。由圖3 可知，后懸置支座的最大應力為150.2 MPa，位于其右上板螺栓孔處，強度安全系數為1.7，小于材料極限值。

制動工況前后懸置支座的應力云圖分別如圖4 和圖5 所示，由圖4 可知，前懸置支座的最大應力為123.5 MPa，位于其左下板倒角處，強度安全系數為2.06，低于材料許用值。由圖5 可知，后懸置支座的最大應力為51.3 MPa，位于其左上板螺栓孔處，強度安全系數為4.97，遠小于材料極限值。

圖2 垂跳工況前懸置支座的應力云圖

圖3 垂跳工況后懸置支座的應力云圖

圖4 制動工況前懸置支座的應力云圖

圖5 制動工況后懸置支座的應力云圖

轉彎工況前后懸置支座的應力云圖分別如圖6 和圖7 所示，由圖6 可知，前懸置支座的最大應力為160.5 MPa，位于其左下板螺栓孔處，強度安全系數為1.59，小于材料屈服值。由圖7 可知，后懸置支座的最大應力為96.6 MPa，位于其左上板螺栓孔處，強度安全系數為2.64，仍然低于于材料極限值。

綜上所述，該輕卡發動機懸置支座在三種極限工況下的應力均低于材料屈服值，其安全系數均高于工程要求值（1.2），符合強度性能要求。

圖6 轉彎工況前懸置支座的應力云圖

圖7 轉彎工況后懸置支座的應力云圖

5 結論

基于有限元分析原理建立發動機懸置支座網格模型，約束螺栓安裝孔的所有自由度，分析其垂跳工況、制動工況與轉彎工況的強度性能，得到其最大應力值分別為186.2 MPa、123.5 MPa 和160.5 MPa，其安全系數均高于目標值，滿足強度性能要求，具有較強的工程意義，同時為結構的優化設計提供了參考和借鑒。