基于有限元的汽车发动机摇臂体结构分析

基于有限元的汽车发动机摇臂体结构分析
张珂;袁子洲;朱塞佩.郑;麦克斯.韦科利
【摘要】根据某款汽车发动机配气机构的摇臂工作性能要求,利用Solidworks设计了以板料冲压成形作为主要制造工艺的摇臂体结构模型,对摇臂的工况和受力情况进行分析,并利用Ansvs对摇臂体进行受力分析、模态分析和疲劳寿命分析,验证了冲压件产品结构设计合理性,为摇臂体结构的进一步设计优化及制造过程中的冲压成形提供指导和参考.
【期刊名称】《机械制造与自动化》
【年(卷),期】2015(044)006
【总页数】4页(P97-99,106)
【关键词】配气机构;摇臂;冲压结构;有限元分析
【作者】张珂;袁子洲;朱塞佩.郑;麦克斯.韦科利
【作者单位】兰州理工大学材料科学与工程学院,甘肃兰州730050;兰州理工大学材料科学与工程学院,甘肃兰州730050;武汉东方骏驰精密制造有限公司,湖北武汉430223;武汉东方骏驰精密制造有限公司,湖北武汉430223
【正文语种】中文
【中图分类】U464.134
摇臂是发动机配气机构中重要的零部件之一，其功用是将推杆或凸轮传来的运动和作用力，改变方向传给气门，使其开启。

摇臂在摆动过程中承受很大的弯矩，因此应有足够的强度和刚度以及较小的质量[1]。

为保证汽车发动机配气机构的进气和
排气功能的可靠性及安全性，摇臂体设计时应满足强度和刚度要求，因此应对摇臂体进行应力和应变分析。

疲劳破坏是工程结构和机械失效的主要原因之一，引起疲劳失效的交变载荷的峰值往往远低于静态断裂分析估算出来的“安全载荷”。

因此，承受交变载荷的零部件的疲劳强度和寿命预测是汽车生产企业迫切需要解决的问题[2]。

摇臂在传递运动
和作用力的过程中承受交变载荷，极易产生微观裂纹，并逐步扩展而形成宏观裂纹，造成失效。

所以，对摇臂体进行疲劳寿命预测具有重要意义。

某款发动机配气机构采用端支点式顶置凸轮轴结构，摇臂一端为支点，摇臂中心与凸轮轴接触。

这种形式配气机构在摇臂端支点处采用液压挺杆来消除气门间隙。

摇臂为带滚子轴承结构，摇臂体性能要求较高，采用16MnCr5材料制作，表面进行碳氮共渗处理。

摇臂体目前坯料成型有压铸、板料冲压、冷挤压等方法。

根据要求和企业生产实际，选用板料冲压成形工艺，运用Solidworks进行结构设计，厚度取3 mm的板料，摇臂及摇臂体结构见图1。

配气机构的摇臂工作情况如图2所示。

在发动机工作过程中，凸轮轴顺时针旋转
运动，驱动凸轮运转。

当凸轮突出部位逐渐接触滚子轴承时，迫使摇臂以液压挺杆头部球面中心为端支点，向下摆动，摇臂体的另一端逐步推动气门杆，将气门打开，气门杆部设置有气门弹簧。

当凸轮运转到轮廓最高点接触滚子轴承时，摇臂运动到最低点，气门完全打开，此时凸轮对摇臂滚子轴承推动力最大，气门弹簧也压缩到最大，其反作用力通过气门杆作用在摇臂体上。

此后凸轮继续运转，轮廓也逐渐回落，摇臂在气门弹簧的弹性回复下回位，气门逐步上升，直至凸轮运动到基圆状态时，气门完全关闭。

凸轮轴旋转一周，配气结构完成进气和排气过程。

配气机构为消除气门因热胀冷缩产生的气门间隙现象采用液压挺杆机构，所以凸轮在基圆状态时，摇臂在气门弹簧和液压挺杆的作用下，始终与凸轮处于紧密接触，因此摇臂在工作过程中，没有承受着无冲击的交变载荷。

具有此机构的发动机噪声小，零件使
用寿命相对较长。

运用Ansys-Workbench进行有限元分析。

因摇臂的滚子轴承组件不是主要考虑
对象，为提高分析效率，仅对摇臂体做有限元分析。

摇臂体材料为16MnCr5钢，弹性模量E=2.11×1011Pa，泊松比μ=0.28，屈服强度为1 187MPa,许用应力为810 MPa。

将三维模型导入Ansys中，选用四面体实体单元进行网格划分，并细化局部突变
处网格，建立有限元模型，有限元模型共有165 586个单元，114 157个节点，
如图3所示。

4.1 静强度分析
在凸轮轴的旋转运动中，当凸轮轮廓最高点接触摇臂滚子轴承时，摇臂承受的载荷最大，而在凸轮基圆位置时，摇臂承受的载荷相对较小，因此摇臂体的静态分析只需模拟摇臂处于承受最大载荷时的工况即可。

此时载荷条件为凸轮推力
F1=5 100N，气门弹簧反作用力F2=2 600N。

在Ansys中对模型进行加载，在
摇臂体与滚子轴承销轴接触处和液压挺杆头部接触处施加“无摩擦支撑”约束，然后进行求解。

计算得到的摇臂体等效应力云图如图4所示。

可以看出，最大应力
出现在摇臂体的U型口与滚子轴承销轴接触处(见图4中标识)，数值为754MPa，低于材料的屈服强度和结构许用应力，因而满足要求。

摇臂体总变形云图如图5所示，最大变形量出现在摇臂体的尾部边角(见图5中标识)，数值为0.09mm，满足设计要求。

4.2 模态分析
模态分析就是研究在无阻尼自由振动情况下系统的自由振动，用于确定结构的振动特性。

固有频率和主振型是振动系统的自然属性，是承受动态载荷结构设计中的重要参数。

根据模态分析理论，低阶频率下的振动对结构的影响最大[3]。

因此对于
摇臂体结构只需分析有预应力状态下的前6阶模态，即在静力学分析的结果基础
上计算结构的固有频率和振型，模态分析计算结果如表1所示，振型云图如图6
所示。

发动机的最大设计转速为6 750r/min，因曲轴与凸轮轴的转速比为2:1，则凸轮
轴的最高转速为3 375r/min，由此可知摇臂的振动频率范围：0～56.25 Hz。

由表1可知摇臂体的前6阶固有频率最小为97.3Hz，远大于发动机的工作振动频率，因此这种摇臂体结构在工作中不会发生共振现象，满足工程设计要求。

在静强度分析结果的基础上，根据S-N曲线和载荷谱对摇臂体进行疲劳寿命分析。

材料的S-N曲线实验测定十分耗资费力，因此根据经验关系式进行疲劳极限的估
算从而确定S-N曲线。

经验关系式估算S-N曲线相对保守，对分析具有一定的指导性。

对于标准材料试验的S-N曲线来说，根据材料103与106次循环的疲劳强度就可确定曲线，103次循环的疲劳强度根据经验大约等于90%的拉伸强度极限
σb，106次循环的疲劳强度(疲劳极限)等于50%的σb[4]。

根据经验公式摇臂体
材料16MnCr5钢的双对数S-N曲线如图7所示。

疲劳载荷可以分为确定性的载荷和随机载荷。

确定性载荷是载荷变化有一个确定的规律，能够用明确的数学表达式来描述，根据摇臂的受力工况可知，当发动机以一定转速旋转时，周期性承受着凸轮的推力和气门弹簧的反作用力，而且在凸轮轴的一个旋转周期内，这两个作用力都按照一定的规律减小和增大，对摇臂体的载荷谱曲线模拟如图8所示。

在Ansys材料属性中定义16MnCr5的S-N曲线，在疲劳分析模块中定义表面处理、循环加载工况、循环载荷谱，以静强度计算结果为基础，定义结构的疲劳设计寿命为2×107次，然后估算疲劳寿命、求解安全系数，计算结果如图9、图10
所示。

由图9可知，最低疲劳寿命即疲劳危险部位在摇臂体的U型口与滚子轴承销轴接
触处，与静强度计算结果相吻合，最小疲劳寿命为3.3×107次，高于设计寿命要
求，其他部位疲劳寿命均足够。

从图10可见疲劳安全系数分布都大于1，满足设计要求。

对摇臂体板料冲压件建立有限元模型，运用Ansys-Workbench有限元软件进行静强度分析、模态分析和疲劳寿命预测分析。

从计算结果可知，该款摇臂体的设计满足强度要求和最大变形量要求，最低疲劳寿命和疲劳安全系数也满足要求，验证了结构设计的合理性。

利用有限元软件进行模拟分析，可以大幅度缩短产品的设计周期，减少试验次数，降低开发成本，同时也为产品的优化设计和成形提供参考。

【相关文献】
[1] 林秉华. 最新汽车设计实用手册[M]. 哈尔滨：黑龙江人民出版社，2005.
[2] 王学平，徐燕申，等. 发动机陶瓷镶块摇臂参数化优化设计系统研究[J]. 组合机床与自动化加工技术，2004,(1):88-90.
[3] 刘丽贤，马国鹭，赵登峰. 某型电视机壳体结构动力学分析及改进[J]. 噪声与振动控制，2009,(3)：140-143.
[4] 赵卫艳. 商用车油箱支架疲劳寿命仿真分析[J]. 汽车技术，2010(6):20-21.
[5] 周益，刘放，李飞，等. 运用SolidWorks和ANSYS的磁浮列车悬浮架结构有限元分析[J]. 现代制造工程，2012,(8):17-20.
[6] 陆爽，孙明礼，丁金福，等. ANSYS Workbench13.0有限元分析从入门到精通[M]. 北京：机械工业出版社，2012.。