基于ANSYS的汽車發電機連接螺栓布局設計優化

胡山鳳　孫罕

摘要：

針對汽車發電機連接螺栓經常出現的應力集中問題，用ANSYS對發電機連接螺栓在實際工況下的應力情況進行模態分析和諧響應分析.分析已量產的相同設計接口的產品，設定螺栓的疲勞強度.在不增加成本，且不對發電機本身結構做較大改動的前提下，采用旋轉連接螺栓整體分布的策略，使新設計的連接螺栓符合設定的疲勞強度.該方案在實際運用中已經得到驗證.

關鍵詞：

汽車發電機； 螺栓； 疲勞強度； 模態分析； 模態疊加法； 諧響應分析

中圖分類號： U463.6

文獻標志碼： B

Abstract：

In order to solve the stress concentration problem on the connecting bolts of automotive alternator， the modal analysis and harmonics response analysis is performed by ANSYS under actual working load. The fatigue strength of connecting bolts is set based on the analysis of a mass produced alternator with the same fixation. By rotating the distribution of connecting bolts， the newly designed alternator bolts meet the fatigue strength requirement without increasing cost and with less change of alternator design. The scheme is verified by actual application.

Key words：

automotive alternator； bolt； fatigue strength； modal analysis； modal superposition method； harmonic response analysis

0引言

車用發電機是汽車供電的主要功能零件，位于發動機前端輪系中，在汽車怠速和運行時保證整車的供電需求并及時給汽車電池充電，在發電機工作過程中主要承受來自發動機的振動激勵.如果發電機設計不合理，前、后蓋的連接螺栓會出現斷裂事故，導致發動機前端輪系失效.若采用直徑更大的螺栓，將增加發電機設計空間，同時增加發電機成本，在生產線裝配過程中也容易出現混料.因此，對發電機前、后蓋連接螺栓實際工況中的應力分布情況進行分析研究，在發電機設計前期優化設計降低螺栓應力很有必要.本文對120 A發電機與150 A發電機的設計進行對比，預測150 A發電機連接螺栓存在的設計風險，進而給出優化方案.

1諧響應分析

諧響應分析是用于確定線性結構在承受已知按正弦規律變化載荷時穩態響應的一種技術.由經典力學理論[1]可知，物體的動力學通用方程為

Mx¨+Cx·+Kx=F（t） （1）

式中：M為質量矩陣；C為阻尼矩陣；K為剛度矩陣；x為位移矢量；F（t）為力矢量；x·為速度矢量；x¨為加速度矢量.

諧響應分析中，式（1）右側為

F=F0cos ωt （2）

基于模態疊加法的諧響應分析，其基礎是結構的各階特征模態，而且載荷的主要頻率應該在所提取的頻率范圍內，確保對載荷精確描述.

2分析參數及方法

2.1材料參數

發電機前后端蓋和發動機缸體材料設定為鋁合金，爪極、軸、螺栓設定為結構鋼，定子鐵芯和繞線采用等效方法自定義材料，其他零部件以集中質量的形式添加到相應位置.定子鐵芯和繞線的等效方法有很多，有時需要考慮定子疊片和繞線的各向異性所帶來的影響[24].本文采用法雷奧公司內部的等效參數.鋁合金和結構鋼的材料參數見表1.

2.2分析方法

由于發電機通過掛角安裝在發動機機體上，發動機運轉時會對發電機產生激振，所以通過諧響應分析評估發電機應力分布情況.固定發動機缸體邊界，發電機各零部件之間進行相應的約束連接，計算發電機約束模態，提取2 000 Hz以內的模態.基于模態疊加法進行諧響應分析，對發電機活塞方向、曲軸方向和第三方向這3個方向施加10g的加速度載荷，阻尼比為0.03，評估螺栓所受應力情況.[5]

3分析結果

汽車發電機前后蓋連接螺栓一般采用8.8級的M5螺栓.按照等級規格該螺栓的抗拉強度為800 MPa，屈服強度為640 MPa.按照文獻[5]，承受拉壓載荷的金屬疲勞極限Sf和屈服極限Su之間的轉換關系[6]為

Sf=0.35Su

該螺栓的疲勞強度為224 MPa.由于連接螺栓存在預應力，比無預應力狀態平均應力增加，應力幅降低，其實際的疲勞強度大于224 MPa.[710]由于預應力的存在以及對實際疲勞工況難以準確描述，無法直接計算發電機螺栓實際所受應力，故本文采用同平臺不同外徑的電機在相同邊界條件、相同工況下對比的方法評估螺栓斷裂風險，進而對該型號電機提出改進方案.

3.1疲勞強度極限標準的獲得

選擇同平臺其他型號發電機.該發電機已經應用多年，沒有發生螺栓斷裂情況，故選擇該款發電機裝配在1/2發動機缸體上，基于模態疊加法進行諧響應分析，獲得螺栓上承受的最大應力，以此應力值作為應用在該平臺上相同工況下的發電機螺栓的疲勞強度極限.將該發電機命名為I型發電機，其結構見圖1.由圖1可以看出，該模型中1號螺栓的安裝位置處于掛角上.

首先進行模態計算，1階模態頻率為178.56 Hz，模態振型為發電機沿曲軸方向的前后擺動.2階模態頻率為275.85 Hz，模態振型為電機沿活塞方向的上下擺動.3階模態頻率是348.17 Hz，模態振型為發電機沿曲軸方向擺動（第三方向），見圖2.

基于模態疊加法進行諧響應計算.在3個方向（曲軸方向、活塞方向和第三方向）分別施加10g加速度激勵.結合模態參與因子分析，最大應力發生在活塞方向激勵302 Hz即發電機的3階模態時，其應力計算結果見圖3.結合模態振型可知：1號螺栓的應力集中由發電機尾部的上下擺動所引起的剪切造成；1號螺栓的螺栓孔部位與發電機前蓋掛腳的加強筋相連，使得螺栓螺紋部位可位移量極小，螺栓中部所承受的剪切力相比螺栓2大很多.此時1號和2號螺栓的應力分別為239.9和189.04 MPa，所以確定以240 MPa作為強度校核標準.

3.2II型發電機原設計分析

同平臺下的II型發電機原設計見圖4，螺栓布置位置與I型發電機相同，掛角結構也基本相同，但是由于II型發電機輸出性能提高，輸出從120 A提高到150 A，發電機定、轉子直徑以及前、后蓋直徑比I型發電機更大，質量增加0.7 kg.II型發電機連接螺栓有可能存在斷裂風險.

3.3改進方案分析

結合第3.1和3.2節的分析結果可以判斷：由于1號螺栓孔與前蓋掛腳的加強筋直接相連，剛度過大，所以導致螺栓中部在承受上下擺動時嚴重應力集中.由于發動機缸體平臺已處于應用狀態，不可能改變缸體結構，而采用直徑更大的螺栓，會增加設計空間、零件成本和裝配線管理成本，所以提出將4個小螺栓的布置位置沿逆時針方向旋轉10°的改進方案，使得4個小螺栓均盡可能遠離掛角加強筋部位，減小應力集中，且對產品改動較小，改進方案設計模型見圖6.

采用相同方法和標準對改進方案進行諧響應分析，螺栓應力分布見圖7.1號螺栓應力降低到233.89 MPa，低于強度極限標準240 MPa，2號螺栓所受應力為230.46 MPa，雖然所受應力增大，但仍在強度極限標準范圍內.1號和2號螺栓均處于安全范圍內，理論上解決原設計1號螺栓存在斷裂風險的問題.

3.4改進方案校核

在設計先期通過改進設計，該型發電機可通過理論計算；在后期，該改進發電機也能通過振動臺振動耐久試驗和整車試驗，證明該理論方法的合理性和正確性.

4結束語

該案例運用ANSYS對發電機進行諧響應仿真計算，對連接螺栓的應力分布進行分析，從已經應用的發電機中獲得強度極限標準，并運用該標準對新發電機上存在潛在風險的螺栓提出改進方案.該方案通過調整連接螺栓相對于發電機本身和發動機的布置位置來降低螺栓應力集中，使得螺栓應力處于安全范圍內.新方案可以很好地應用于發動機平臺，且可通過振動臺試驗和整車試驗.

在設計先期，通過運用計算機輔助工程分析及ANSYS軟件，在疲勞強度難以確定的情況下，仍然可以指導產品設計，使得螺栓既符合螺栓疲勞斷裂極限，同時優化產品開發流程，節省成本，為發電機連接螺栓的設置提供方法，指導發電機設計.

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（編輯武曉英）