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摘要： 本文是基于有限元分析方法对某重卡动力总成悬置支架进行仿真分析，从模态和静强度两个方面进行校核。计算结果表明，前悬置支架满足设计要求;而后悬置支架的强度超出限值，不满足设计要求。因此，结合计算结果优化后悬置支架结构和动力总成悬置的布置方式。对优化后的动力总成悬置支架再次校核，前悬置支架和后悬置支架均满足设计要求。
Abstract： In this paper， the finite element analysis is used to simulate the powertrain mounting bracket of a heavy truck and check it from two aspects： modal and static strength. The calculation results show that the front mounting bracket meets the design requirements， while the strength of the rear mounting bracket exceeds the limit and does not meet the design requirements. Therefore， the structure of rear mounting bracket and the layout of powertrain suspension are optimized based on the calculation results. The optimized powertrain mounting bracket was checked again， and both the front mounting bracket and the rear mounting bracket meet the design requirements.
关键词： 悬置支架;有限元分析;结构优化
Key words： mounting bracket;finite element analysis;structure optimization
中图分类号：U464 文献标识码：A 文章编号：1674-957X（2021）21-0060-02
0 引言
动力总成是汽车振动和噪声的主要激振源。为了减小动力总成传递到车身的振动，一般在车身和动力总成之间设置悬置系统[1]，其主要由软垫和支架两部分组成。悬置支架作为悬置系统的重要组成部分之一，受到的载荷比较复杂。一方面，悬置支架支撑动力总成，受到较大的反作用力，同时传递作用在动力总成的力和力矩，需要足够的强度。如果悬置支架强度不足，在汽车行驶过程中会造成悬置支架断裂，严重影响安全性。另一方面，悬置支架的模态对车内振动和噪声影响很大。悬置支架的频率过低会导致在一定频率内发生共振，从而加剧车内的振动和噪声，影响整车的NVH性能。因此悬置支架的模态、强度和刚度必须满足一定的要求。文中基于有限元法，分别采用HYPERMESH[2]和ABAQUS[3]软件进行有限元模型的前后处理，对某重卡的悬置支架进行模态和结构强度分析，并针对分析结果进行优化设计。通过对比分析，优化后的悬置支架强度得到明显提高，满足各项设计要求。
1 有限元分析
动力总成悬置支架包括发动机前端左右支架（对称结构）和飞轮壳端左右支架（对称结构），为了接近实际情况，与悬置支架相连的发动机支架、飞轮壳和连接螺栓也进行建模。使用HYPERMESH进行网格划分，螺栓采用二阶六面体单元，其它部件采用二阶四面体单元。悬置支架的平均网格大小为3mm，材料为QT500，其屈服强度为320MPa，抗拉强度为500MPa。
悬置支架模态计算模型中，在悬置支架与发动机的安装螺栓孔周边建立固定约束边界条件，从而求解其约束模态。强度计算模型的参考坐标系为：发动机飞轮端指向自由端为+X方向，竖直向上为+Z方向，Y向遵循右手定则。在悬置支架与车架的安装螺栓孔周边建立固定约束边界条件。在发动机和变速箱质心位置分别创建质量单元，并分别刚性耦合到发动机支架或飞轮壳，有限元计算模型如图1所示。
2 结果分析
2.1 模态分析 对前悬置支架和后悬置支架分别求解其约束模态。前悬置支架的一阶约束模态频率为880Hz，后悬置支架的一阶约束模态频率为724Hz，均大于500Hz，满足要求，其一阶振型分别如图2所示。根据共振理论，要求发动机悬置支架的一阶模态固有频率应大于500Hz[4]。因此，在设计悬置支架时，要尽可能的提高其一阶固有频率。
2.2 静强度分析 將强度计算模型提交到Abaqus中，施加最大螺栓预紧力和6个方向的7G静应力冲击载荷，计算前、后悬置支架各冲击方向的应力分布。螺栓孔周围以及接触边沿处的强度不予评估。前悬置支架在各向冲击下的最大Mises应力为179.4MPa，低于所应用材料QT500的屈服强度的0.57倍，即184MPa，表明前悬置支架强度满足设计要求。后悬置支架在+Y方向冲击下的最大Mises应力为408.4MPa，远大于184MPa，表明后悬置支架强度不满足设计要求。后悬置支架在+Y方向冲击下的应力分布如图3所示，可见最大应力出现在后悬置支架加强筋的拐角处，零件该位置断裂的可能性是非常大的。因此，必须进行优化设计。
3 优化设计及校核
3.1 结构优化 根据后悬置支架的强度分布云图，对应力分布集中的加强筋倒角处进行优化，取消原先拐角处的沟槽，如图4所示。鉴于动力总成采用4点悬置支撑时，后悬置支架强度超出限值较多，单纯的优化后悬置支架可能仍旧无法满足强度要求。因此，在变速箱后端增加一处辅助支撑，动力总成由原先的4点悬置支撑更改为5点悬置支撑，其有限元模型如图5所示。
3.2 优化后结果 对优化后的有限元模型进行静强度分析，前悬置支架的最大Mises应力由原先的179.4MPa降低到161.4MPa，其安全性能进一步提高。后悬置支架的最大Mises应力由原先的408.4MPa降低到178.7Mpa，低于所应用材料QT500的屈服强度的0.57倍，即184MPa，表明优化后的后悬置支架强度满足设计要求，其在-Z方向的应力分布如图6所示。
4 结论
①在此次的零部件开发设计阶段，运用有限元分析手段校核动力总成悬置支架的模态和静强度，发现前悬置支架满足设计要求，后悬置支架不满足设计要求。②根据应力分布结果，优化后悬置支架结构和动力总成悬置布置方式。优化后的后悬置支架满足设计要求。
参考文献：
[1]刘显臣.汽车NVH综合技术[M].北京：机械工业出版社，2014.
[2]于开平，周传月，谭惠丰，等.Hyper Mesh从入门到精通[M].北京：科学出版社，2005.
[3]石亦平，周玉蓉.ABAQUS有限元分析实例详解[M].北京：机械工业出版社，2006.
[4]庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动—理论与应用[M].北京：北京理工大学出版社，2006.
Abstract： In this paper， the finite element analysis is used to simulate the powertrain mounting bracket of a heavy truck and check it from two aspects： modal and static strength. The calculation results show that the front mounting bracket meets the design requirements， while the strength of the rear mounting bracket exceeds the limit and does not meet the design requirements. Therefore， the structure of rear mounting bracket and the layout of powertrain suspension are optimized based on the calculation results. The optimized powertrain mounting bracket was checked again， and both the front mounting bracket and the rear mounting bracket meet the design requirements.
关键词： 悬置支架;有限元分析;结构优化
Key words： mounting bracket;finite element analysis;structure optimization
中图分类号：U464 文献标识码：A 文章编号：1674-957X（2021）21-0060-02
0 引言
动力总成是汽车振动和噪声的主要激振源。为了减小动力总成传递到车身的振动，一般在车身和动力总成之间设置悬置系统[1]，其主要由软垫和支架两部分组成。悬置支架作为悬置系统的重要组成部分之一，受到的载荷比较复杂。一方面，悬置支架支撑动力总成，受到较大的反作用力，同时传递作用在动力总成的力和力矩，需要足够的强度。如果悬置支架强度不足，在汽车行驶过程中会造成悬置支架断裂，严重影响安全性。另一方面，悬置支架的模态对车内振动和噪声影响很大。悬置支架的频率过低会导致在一定频率内发生共振，从而加剧车内的振动和噪声，影响整车的NVH性能。因此悬置支架的模态、强度和刚度必须满足一定的要求。文中基于有限元法，分别采用HYPERMESH[2]和ABAQUS[3]软件进行有限元模型的前后处理，对某重卡的悬置支架进行模态和结构强度分析，并针对分析结果进行优化设计。通过对比分析，优化后的悬置支架强度得到明显提高，满足各项设计要求。
1 有限元分析
动力总成悬置支架包括发动机前端左右支架（对称结构）和飞轮壳端左右支架（对称结构），为了接近实际情况，与悬置支架相连的发动机支架、飞轮壳和连接螺栓也进行建模。使用HYPERMESH进行网格划分，螺栓采用二阶六面体单元，其它部件采用二阶四面体单元。悬置支架的平均网格大小为3mm，材料为QT500，其屈服强度为320MPa，抗拉强度为500MPa。
悬置支架模态计算模型中，在悬置支架与发动机的安装螺栓孔周边建立固定约束边界条件，从而求解其约束模态。强度计算模型的参考坐标系为：发动机飞轮端指向自由端为+X方向，竖直向上为+Z方向，Y向遵循右手定则。在悬置支架与车架的安装螺栓孔周边建立固定约束边界条件。在发动机和变速箱质心位置分别创建质量单元，并分别刚性耦合到发动机支架或飞轮壳，有限元计算模型如图1所示。
2 结果分析
2.1 模态分析 对前悬置支架和后悬置支架分别求解其约束模态。前悬置支架的一阶约束模态频率为880Hz，后悬置支架的一阶约束模态频率为724Hz，均大于500Hz，满足要求，其一阶振型分别如图2所示。根据共振理论，要求发动机悬置支架的一阶模态固有频率应大于500Hz[4]。因此，在设计悬置支架时，要尽可能的提高其一阶固有频率。
2.2 静强度分析 將强度计算模型提交到Abaqus中，施加最大螺栓预紧力和6个方向的7G静应力冲击载荷，计算前、后悬置支架各冲击方向的应力分布。螺栓孔周围以及接触边沿处的强度不予评估。前悬置支架在各向冲击下的最大Mises应力为179.4MPa，低于所应用材料QT500的屈服强度的0.57倍，即184MPa，表明前悬置支架强度满足设计要求。后悬置支架在+Y方向冲击下的最大Mises应力为408.4MPa，远大于184MPa，表明后悬置支架强度不满足设计要求。后悬置支架在+Y方向冲击下的应力分布如图3所示，可见最大应力出现在后悬置支架加强筋的拐角处，零件该位置断裂的可能性是非常大的。因此，必须进行优化设计。
3 优化设计及校核
3.1 结构优化 根据后悬置支架的强度分布云图，对应力分布集中的加强筋倒角处进行优化，取消原先拐角处的沟槽，如图4所示。鉴于动力总成采用4点悬置支撑时，后悬置支架强度超出限值较多，单纯的优化后悬置支架可能仍旧无法满足强度要求。因此，在变速箱后端增加一处辅助支撑，动力总成由原先的4点悬置支撑更改为5点悬置支撑，其有限元模型如图5所示。
3.2 优化后结果 对优化后的有限元模型进行静强度分析，前悬置支架的最大Mises应力由原先的179.4MPa降低到161.4MPa，其安全性能进一步提高。后悬置支架的最大Mises应力由原先的408.4MPa降低到178.7Mpa，低于所应用材料QT500的屈服强度的0.57倍，即184MPa，表明优化后的后悬置支架强度满足设计要求，其在-Z方向的应力分布如图6所示。
4 结论
①在此次的零部件开发设计阶段，运用有限元分析手段校核动力总成悬置支架的模态和静强度，发现前悬置支架满足设计要求，后悬置支架不满足设计要求。②根据应力分布结果，优化后悬置支架结构和动力总成悬置布置方式。优化后的后悬置支架满足设计要求。
参考文献：
[1]刘显臣.汽车NVH综合技术[M].北京：机械工业出版社，2014.
[2]于开平，周传月，谭惠丰，等.Hyper Mesh从入门到精通[M].北京：科学出版社，2005.
[3]石亦平，周玉蓉.ABAQUS有限元分析实例详解[M].北京：机械工业出版社，2006.
[4]庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动—理论与应用[M].北京：北京理工大学出版社，2006.