发动机罩（共7篇）
发动机罩 篇1
1 问题描述
公司相关部门反馈某款新品SUV车型涂装后发动机罩总成变形严重,导致车身精致工艺不合格,经返工调整也不能消除故障。该问题不仅影响整车交付,甚至会延迟量产上市的时间节点。针对这一情况,特成立整改小组进行解决。
用总成检具分别检测涂装前、后的发动机罩总成,结果表明,涂装前的发动机罩总成尺寸符合要求(图1a),而涂装后的发动机罩总成变形严重,不符合尺寸要求(图1b圈处)。
2 原因分析
2.1 鱼骨图识别过程因素
采用鱼骨图(图2)从人、机、料、法、环5个方面对冲压过程和焊装过程中的影响因素进行识别和分析。
2.2 对各因素进行排查分析
2.2.1 员工包边操作
对员工包边操作过程进行排查,包括发动机罩内/外板取、放料,涂胶和包边等操作,均严格按照工艺要求执行,不存在由人员操作引起的问题。
2.2.2 包边模具
2.2.2. 1 包边模具研合率
检查包边模具正压刀镶块型面与发动机罩总成的研合率,将内、外板合件放置在下模,在外板翻边面涂上红丹粉,然后进行包边,观察外板翻边上残留的红丹粉,显示均匀度良好(图3线条加粗部位),说明包边模具研合率很均匀。
2.2.2. 2 包边模具压力
包边模具(图4)压力不足会导致发动机罩内、外板包边没有压紧,使得内、外板之间相互发生窜动,从而导致变形。将包边模具的4个导柱分别抽掉20丝厚度的垫片(图4),增加压力,确保包边时外板翻边压紧了内板。包边完成后,用手扭动发动机罩总成(图5),内、外板之间还是会发生窜动移位;跟踪后续工序,涂装后出现变形,说明包边模具压力没有问题。
2.2.3 发动机罩内、外板冲压件料边尺寸
2.2.3. 1 发动机罩内、外板冲压件料边实际尺寸
发动机罩内板、外板总检测点合格率平均值分别要求达到95%和85%。分别检测发动机罩内、外板冲压件各10件在检具上的状态(表1和表2),内板和外板的总检测点合格率平均值分别为96%和89%,符合要求。
2.2.3. 2 发动机罩内、外板冲压件料边设计尺寸
发动机罩总成的设计数模内、外板料边搭接压紧量只有1.9 mm左右,而内、外板料边的间隙却有4.1 mm左右(表1和表2),压紧量小,料边间隙大。发动机罩总成在存储、转运、匹配调整过程中受到切向力和扭转力时,内、外板就会发生相对位移,产生假性形变;焊装调整线装配发动机罩总成时,会使之与白车身匹配合格;但经过涂装高温烘烤后,发动机罩总成内板受力发生窜动,又出现变形;包边用的折边胶受热固化起到连接作用,从而使发动机罩总成的变形被固化,说明料边间隙设计数据不合理。
现场将包边好的发动机罩总成用割磨机切割,测量内、外板搭接压紧量和料边间隙,结果表明实物状态与数模状态相符(图7)。进一步确认设计的料边间隙不合理是导致变形的原因。
2.2.4 发动机罩内板焊接工艺
分别将发动机罩内板单件和焊接后的内板分总成进行蓝光扫描(图8),对比焊接前、后的内板包边位置的型面数据,数据变化量在0.5 mm以内,是没有问题的。
2.2.5 包边操作环境
2.2.5. 1 厂房
a.厂房地坪载荷:3 t/m2;
b.厂房湿度:≤90%;
c.厂房温度:-10~40℃。
2.2.5. 2 动力参数
a.压缩空气压力:0.4~0.6 MPa。
b.交流电源:(380±15%)V,(50±5%)Hz。
经验证,包边的基础环境和操作环境完全符合规范要求,没有导致发动机罩总成变形的因素。
3 整改方案
用激光切割设备将发动机罩内、外板的局部料边加长3 mm(图9圈处),进行以下3种方案的包边验证。
a.加长了料边的外板+未加长料边的内板;
加长了料边的内板未加长料边的外板;
c.加长了料边的外板+加长了料边的内板。
经焊接、包边、涂装验证后,后两种方案效果良好,不会出现发动机罩总成变形问题。但方案c改造费用大,模具改动量大,且外板加长导致内板放入外板里面进行包边的操作性变差,所以最终确定采用方案b,仅加长内板料边。
4 方案实施及验证
4.1 方案实施
对内板件要加长料边部位进行尺寸优化(图10线条加粗部位),经过多次验证,得出具体要加长的尺寸数据。
4.2 整改效果验证
按照以上优化数据修改内板模具后,压制小批量新件进行包边,再进行涂装。用总成检具对涂装后的发动机罩总成进行检测,结果表明,发动机罩总成面位置检测点均在公差范围±0.7 mm之内(图11),且趋势稳定;再经装车验证,车身精致工艺合格。整改效果非常好。
6 结束语
分析、排查了导致发动机罩总成涂装后变形的影响因素,并制定了加长发动机罩内板料边的整改方案。在验证、确认整改方案有效后,对设计方案和有关工艺进行标准化、固定化,并作为典型案例和各部门工程师分享,以规避及预防后续新品车型门盖出现类似问题。
平地机发动机罩改装升降机构 篇2
为解决这一问题,我们设计了1套独立封闭的液压升降机构。该机构可将机罩向后翻起,便于充分利用机罩让出的空间进行发动机检修和拆装。该升降机构结构简单,安装简便,升降操作省时省力。
1. 升降机构组成
发动机罩升降机构如图1所示,由机罩体、升降缸、升降缸支座(上、下各一个)、翻转支座、铰接轴、手压泵及其固定支座等组成。
1.机罩体2.升降缸上支座3.升降缸4.升降缸下支座5.翻转支座6.铰接轴7.手压泵固定支座
当需要起升机罩时,通过手压泵提供的压力油顶出升降缸活塞杆,带动机罩缓慢抬起。当到达最大行程时,机罩可开启到最方便维修的角度。机罩完全开启时的状态如图2所示。当需要机罩回落时,只需将手压泵扳到卸荷位置,机罩即可缓缓回落到机架上。
2. 力学分析及升降缸选型
(1)力学分析
机罩受重力G和升降缸推力F推在铰轴支座上的反力作用,以铰接点O为转轴,产生2个力矩,即重力力矩M重和升降缸推力产生的力矩/M缸,如图3所示。根据力矩平衡条件,机罩升起后处于平衡状态,即:
(2)升降缸选型
升降缸活塞杆伸出时的顶起力F必须能克服受到的总阻力,即:
式中:
F重——起升时要克服的机罩质量;
F摩——起升时所受到的摩擦阻力;
F背——回油腔因背压作用产生的阻力。
考虑升降缸主要满足顶起力要求,选择YTG40-215-002型升降缸,该型升降缸缸筒直径D为40 mm,活塞杆直径为32 mm,行程为320 mm,有效工作压力P为30 MPa。经试验、校核和计算,活塞杆伸出时的顶起力为:
已知发动机罩的质量W为210 kg,当发动机罩平放并开始顶起时,升降缸力臂L缸为260mm,发动机罩质心力臂L重为1 050 mm,由此得出升降缸举起发动机罩时的最小力F为8 311 N,小于所选升降缸顶起力F,完全能够满足工况要求。
3. 组装试验效果
选定升降缸后,开始准备机罩升降机构所需的零部件,包括机罩、升降缸、手压泵、撬棍、油杯、液压胶管、机罩翻转支座及铰接轴、升降缸铰接支座和储油罐等。
要使机罩、铰接轴和升降缸组成的杠杆系统省时省力,必须选择好升降缸最佳上、下铰接点位置。由于机罩为非匀质物体,质心位置并不易定准,经过几次反复,最终确定了其上、下支点位置。
将升降缸一端固定在机架上,另一端固定在机罩上。考虑到平地机选配安装前推土器时,要将手压泵固定在机架外侧的适当位置,所以将储油罐安放在机架内侧支架上。撬棍平时放在工具箱内,需抬起机罩时再拿出来使用。
发动机罩 篇3
关键词：车内噪声,声压级,发动机“哒哒哒”,噪声
引言
近年来用户对汽车的品质要求的越来越高, 而NVH (振动、噪声、粗糙度) 是体现舒适度和汽车品质的一个重要方面。某柴油车在开发过程中, 怠速时, 在车内感受到明显扰人的发动机“哒哒哒”的噪声, 严重影响客户舒适度。
本文拟采用分析实车试验数据的方法, 对该车内扰人的发动机“哒哒哒”噪声问题进行了分析, 并做出了方案解决了该问题, 达到了提升客户满意度的目的。
1、问题试验分析
该问题车所配发动机为高压共轨发动机。首先进行问题复现, 在整车上进行了怠速噪声测试分析, 试验在整车消声室内进行, 在整车上发动机前方、上方及车内驾驶员位置三个位置分别测量发动机噪声, 进行对应的频谱分析[1], 测试结果如图1所示。
通过测试发现, “哒哒哒”声的频率主要在2000Hz~7000Hz的一个宽频范围, 发动机前方和上方测点噪声数据中几个能量大的尖峰位置和车内噪声有良好的对应关系, 该噪声属于高频的范畴。
通过进一步的声源定位以及发动机结构研究发现, 该噪声主要来源于喷油器自身的针阀敲击噪声及喷油器敲击振动激励油轨产生的辐射噪声。
噪声优化的途径通常有两条[2]:
1) 主动降噪:减小或者消除噪声源;
2) 被动降噪:合理进行噪声传递路径匹配, 减小噪声在对响应端传递过程中的大小, 以达到使响应减小的目的。
针对本文噪声源即喷油器本身, 主动降噪的方法需对喷油器进行优化, 通常的方法有:
1) 优化喷油器针阀结构;
2) 通过发动机标定控制减小喷油压力, 从而减小喷油器本身的机械振动, 来达到消除噪声源的目的。
这两种方法开发周期长, 以及带来排放和可靠性一系列需要长期分析的工程开发内容。所以作为主机厂家发动机及配套附件一旦选定, 很难对其做出优化, 本文为了解决喷油器噪声问题, 决定从噪声传递路径入手, 采用上文提到的被动降噪的方法, 用一定的声学材料对噪声进行吸收和隔离。
2、发动机装饰罩声学方案设计
现代汽车的发动机装饰罩不仅具有美观装饰作用, 主要作用还有以下两点:
1) 防止引擎盖油漆加速老化, 起到隔热作用;
2) 减少发动机的声音传递到机舱外, 起到隔音作用;
因此, 发动机装饰罩的设计过程中还要考虑其NVH特性。在设计过程中对其进行声学设计是提升车辆品质的重要环节。
本文问题车原始发动机装饰罩采用塑料材料。采用的材料为PA6, 无任何的附加吸隔音材料, 对发动机及附件噪声基本无吸收和隔离, 只起到美化作用。为了解决传递至车内的喷油器及油轨辐射噪声, 需对发动机装饰罩盖进行声学材料进行吸隔声性能设计。吸隔声性能很大程度是由所采用的材料和材料的厚度密度等决定的, 经过对测试喷油器噪声能量的分析, 对比了多种材料组合后, 制定了下表1的方案。最终形成的实物样件图见下图3。
3、发动机装饰盖整车效果试验验证
为了评价方案应用到整车上是否有效果, 需要保证采用同样的问题工况, 在相同的条件下进行试验验证。
经过试验数据处理, 图4为车内噪声三维声学图[1]的对比, 左边为原始状态, 右边为发动机罩盖声学方案后状态。
可以看到在2000Hz~7000Hz的问题频率区间, 亮度明显变弱, 声音能量变小, 起到了很好的效果。同时对问题频率范围进行单独分析, 图5为车内噪声对问题频率段切片 (即只包含问题频率段) 整体声压级对比[1]。
由图5可以看出, 在问题频率区间车内噪声降低了大约3d B (A) , 车内主观基本感觉不到明显的“哒哒哒”噪声, 极大的提高了人的主观舒适程度, 达到了降低噪声和提高车辆品质的目的。
4、结语
本文利用试验分析的技术, 对发动机装饰罩进行了声学方案设计来解决怠速时车内扰人的发动机喷油器及油轨辐射噪声, 并对整车效果进行了验证, 取得了较好的效果, 对降低车内噪声提高汽车品质和舒适性具有一定的参考意义。
参考文献
[1]国家质量监督检验检疫总局, 声学计量名次术语及定义, 2005.
发动机罩 篇4
汽车安全是汽车产业的三大主题之一, 行人保护也日渐成为人们关注的热点问题。据有关资料统计, 在与行人直接相关的交通事故中17.3%的头部伤害与发动机罩相关, 因此, 合理设计发动机罩的结构与材料, 可以大大降低行人在与车辆发生碰撞时所受的伤害。
在发动机罩的设计过程中, 研究者要综合考虑安全性、刚度及轻量化等要求, 而这些要求往往是相互冲突的, 因此发动机罩的优化设计过程是一个多目标优化问题。多目标优化即是在各个目标之间反复考量, 然后找到一个最优折中方案。考虑到碰撞过程中的非线性及计算时间长的问题, 在处理多目标问题时引入近似模型, 在保证一定精度的情况下, 构造一个计算量小、计算结果与实际仿真结果相似的数学模型代替实际仿真程序, 并在优化迭代过程中不断更新模型、提高精度, 使多目标优化更快更有效地达到收敛。
作为一种常用的近似模型, Kriging[1]模型起源于地理空间统计学, 是一种估计方差最小的无偏估计模型, 具有局部估计特点, 可以较好地预估未知函数点处函数值的分布情况, 进而可以替代原有的目标函数分析模型, 在汽车零部件优化设计上具有很大的应用价值。
1 问题描述
1.1 头部冲击仿真模拟
取某轿车的发动机罩为研究对象, 主要包括内板、外板、加强板和铰链, 如图1a所示。按照欧洲EEVC/WG17[2]标准建立成人头部冲击器, 由后盖 (back plate) 、球体 (sphere) 、头皮 (skin) 及包裹在外面的空材料壳单元 (null shell) 组成, 如图1b所示。整个头锤质量为4.8kg, 头皮厚度为14mm。
参照EEVC标准, 建立的头部撞击发动机罩有限元模型如图2所示。头部冲击器与发动机罩接触时的速度为40km/h, 撞击角度为65°, 撞击点选择包络线范围 (WAD:1500~2100mm) 内靠近铰链处位置。
以头部伤害指标HIC (head injury criteria) 值作为头部损伤的评价指标:
式中, a为头部质心合成加速度;t为HIC值达到最大时的时间间隔, 在行人事故中计算值最大为15ms。
在LS-DYNA中进行模拟仿真, 得到最大加速度值为119.5m/s2, 计算所得头部损伤值 (HIC) 为1099.51, 大于法规规定的1000的安全限值。因此, 该发动机罩系统不能满足法规要求, 而且在CNCAP中得分为0, 需要进行改进设计。
1.2 灵敏度分析
为确定发动机罩各部件对头部损伤的影响程度, 对其进行灵敏度分析。灵敏度分析是指对系统性能因设计变量的变化表现出来的敏感程度的分析, 通常用导数信息来表示。在基于近似模型的优化过程中, 灵敏度是近似模型相对于设计变量的导数, 这些导数信息反映了设计变量的改变对目标函数或约束函数的影响。
本文以发动机罩内板 (t1) 、外板 (t2) 、加强板 (t3) 和铰链 (t4) 的厚度作为初始参量, 运用HIC值对其进行评价, 采用最优拉丁方法试验选择8组样本点, 构造的一阶响应面模型为
根据式 (2) , 通过响应面系数大小比较可以发现, 在各参量中, 发动机罩内板对HIC值影响最大, 基于此, 下面将对发动机罩内板进行结构及材料改进研究, 使发动机罩在满足约束条件下达到性能最优。
2 发动机罩内板改进设计
2.1 结构改进
利用拓扑优化方法在发动机罩内板上开孔挖槽改变原结构的材料布置以降低发动机罩刚度。拓扑优化即是在给定的设计区域内寻求最优材料分布。采用变密度法来定义材料的流动规律, 最常用的插值模型为固体各向同性惩罚材料插值模型 (solid isotropic material with penalization, SIMP) , 它假设设计材料的宏观弹性常量与其密度是非线性关系, 采用惩罚因子抑制介于0~1之间的单元, 寻找具有某种度量的结构材料最佳分布形式。
本文采用基于带权重的折中规划法[3], 将多工况载荷对应的多目标函数转化为单目标函数优化问题。依据SIMP密度函数插值模型, 在OP-TISTRUCT中建立弯曲和扭转两种工况下发动机罩的拓扑优化数学模型, 其表达式为
式中, ρ为单元相对密度;V、V*分别为罩板材料总体积和给定的材料体积上限;m为载荷工况总数;Ck (ρ) 为第k个工况的柔度目标函数;Ckmax、Ckmin分别为第k个工况柔度目标函数的最大值和最小值;P为惩罚因子, P=3, 用以实现对材料中间密度的惩罚。
以弯曲和扭转工况下发动机罩的加权应变能最小化为优化设计目标, 设定体积分数上限值为0.45, 施加对称约束得到的拓扑优化前后的发动机罩内板几何模型如图3所示。
2.2 模型验证
将初始模型中的发动机罩内板替换为改进后的内板, 在LS-DYNA中进行数值仿真分析。改进前后头部质心加速度曲线及碰撞力曲线对比如图4所示。
由图4可知, 头部质心加速度曲线及碰撞力曲线在内板改进后的峰值加速度及峰值碰撞力分别下降了14.8%和16.79%, 且曲线波形图基本一致, 由于外板的惯性质量产生了第一个峰值, 而后与内板接触产生了第二个峰值, 因此, 改进后的模型是合理的, 可以利用它进行下一步的多目标优化设计研究。
3 基于Kriging模型的多目标优化设计
3.1 样本点选取
以发动机罩内板、外板、加强板及铰链的厚度为设计变量t1、t2、t3、t4, 初始值分别为0.8mm、0.7mm、0.75mm、2.0mm, 根据工程上板料厚度规定选取各变量取值范围如下[4,5]:t1, t2, t3∈[0.5, 2.0]mm, t4∈[1.5, 3.0]mm。利用最优拉丁方法在整个设计空间中进行20次全局采样, 然后通过有限元计算程序LS-DYNA及OPTIST-RUCT进行仿真计算得到质量、HIC值及模态值。
3.2 Kriging近似模型
3.2.1 Kriging模型理论
Kriging模型假定的系统响应值与自变量之间的关系为
式中, f (x) 为关心的未知函数;g (x) 为以x为自变量的多项式函数, 称为确定性漂移;z (x) 为非零的随机过程, 称为涨落。
z (x) 非零过程涨落统计特征表达式为
式中, σ2为方差;R (xi, xj) 为关于样本中两个任意样本点xi、xj的相关函数;R为ns×ns维对角线为1的对称正定矩阵, 常用高斯函数作为核函数。
相比于其他传统的插值技术, Kriging模型有两方面的优点:第一, Kriging模型以已知信息的动态构造为基础, 即只使用估计点附近的某些信息;第二, Kriging模型同时具有局部和全局的统计特性, 使得其可以分析已知信息的趋势和动态。
3.2.2 Kriging模型的建立
由Kriging近似模型理论可知, 一旦样本点 (xi, yi) 确定, 无约束非线性优化器便被激活来寻求最大似然函数值θi。首先随机确定一组θi值作为初始输入, 然后求出θi相关矩阵R、, 进而可以求出R和, 并得出一个最大似然值, 该值被返回优化循环来判断是否取得最大值, 当取得最大值时, 循环终止并记录响应的θ值。由此可建立关于头部损伤值、质量及模态的Kriging近似模型fH、fma、fmo。通过求解器求得的似然函数最大值 (MLE) 和相关系数θ分别如表2、表3所示。
为检验近似模型的拟合精度, 在设计空间任意选取设计方案外的3组样本点进行仿真模型与近似模型的对比, 拟合情况如表4所示。
由表3可见, 构建的Kriging模型对质量、HIC及模态的拟合误差都控制在1.0%以内, 表明建立的近似模型可以高精度地拟合设计变量与响应之间的关系, 可以用于进行优化设计。
3.3 多目标优化
确定优化目标为:
(1) 头部损伤值HIC反应了行人头部在碰撞过程中的损伤程度, 要求越小越好[6], 根据欧洲NCAP规定, 要达到四星标准, HIC值应小于650。
(2) 考虑到车身轻量化对节能环保的重要意义, 质量要求越小越好。
(3) 模态分析的主要目的是避免结构模态与激励频率耦合时产生过大的车内噪声, 汽车行驶中因车轮不平衡引起的激励频率一般低于11Hz, 而怠速为600r/min的四缸发动机的爆发频率为20Hz, 因此, 发动机罩的固有频率应尽量避开这些激励所产生的频率。
基于以上分析, 建立的发动机罩多目标优化模型为
3.4 优化求解
传统的多目标优化方法如加权组合法、目标规划法等都是通过某种数学变换将多目标转化为单目标进行求解, 这种方法在工程应用中往往受设计人员主观因素的影响, 很难取得最优解。Deb等[7]提出的NSGA-Ⅱ多目标遗传算法, 是目前公认的求解多目标问题最有效的优化算法之一。Zitzler等[8]对MOGA (多目标遗传算法) 、NSGA (非劣分层遗传算法) 、NPGA (小组决胜遗传算法) 进行了系统的定量实验比较, 发现NSGA算法的性能是最优越的[9]。
本文利用NSGA-Ⅱ算法求解该多目标优化模型, 选定的个体总数为30, 经过100次遗传算法迭代得到多目标Pareto最优解集。
Pareto解集无论对于设计变量, 还是目标值, 都为设计人员提供了很大的设计空间, 设计者可以根据对目标的期望来选取合适的设计变量。
3.5 优化结果分析
考虑到行人安全在三个目标中影响最大, 选定内板厚度为0.7mm, 外板厚度为0.75mm, 加强板厚度为0.8mm, 铰链厚度为2.5mm, 采用数值分析的方法进行仿真计算[10,11]。
改进前的初始结构质量为20.63kg, 改进后的最优结构质量为18.99kg, 减少了7.95%;改进前的结构模态为11.81Hz, 改进后的结构模态为13.07Hz, 提高了10.67%, 使发动机罩的防振性能得以优化;初始结构在碰撞过程中的头部损伤值为1099.51, 改进后的头部损伤值为603.25, 下降了45.13%, 使其性能达到欧洲EEVC的四星标准, 对碰撞过程中的行人头部起到了更好的保护作用。
上述分析结果表明, 发动机罩内板经结构拓扑优化改进后, 不仅其系统安全性和防振性能得到提高, 而且因其结构轻量化更加节能环保。
4 结论
基于近似模型的灵敏度分析, 针对发动机罩内板的结构特点, 采用建立的Kriging近似模型并结合NSGA-Ⅱ多目标进化算法对改进后的模型进行的优化设计。优化仿真结果表明, 改进后的发动机罩HIC值下降了45.13%, 能够更好地提高轿车的行人保护性能, 同时, 质量减轻7.95%、模态值提高了10.67%, 兼顾了安全性、防振及轻量化三项指标, 为汽车发动机罩的研究设计提供了理论依据。
摘要：为提高轿车CNCAP行人保护性能, 应用拓扑优化方法对某款轿车的发动机罩内板进行结构改进, 以达到降低行人头部损伤值的目的。先以发动机罩内板、外板、加强板及铰链的壁厚为设计变量, 采用最优拉丁方法生成样本数据, 通过仿真分析, 构建了关于发动机罩质量、头部损伤值及模态的Kriging近似模型;然后利用NSGA-Ⅱ (非劣分层遗传算法) 多目标进化算法寻优求解。结果表明:改进后的发动机罩不仅安全性和防振性得到改善, 而且质量减小, 模态值提高, 实现了安全、防振及轻量化的设计目标。
关键词：发动机罩,Kriging模型,多目标优化,最优拉丁方法
参考文献
[1]Simpson T W.Kriging Models for Global Approximation in Simulation-Based Multidisciplinary Design Optimization[J].AIAA Journal, 2001, 12 (39) :2233-2241.
[2]European Enhanced Vehicle-Safety Committee.Improved Test Methods to Evaluate Pedestrian Protection Afforded by Passenger Cars[R].Brussels:EEVC Working Group 17Report, 2002.
[3]范文杰, 范子杰, 苏瑞意.汽车车架结构多目标拓扑优化方法研究[J].中国机械工程, 2008, 19 (12) :1505-1508.Fan Wenjie, Fan Zijie, Su Ruiyi.Multi-objective Topology Optimization of Automobile Frame Structure[J].China Mechanical Engineering, 2008, 19 (12) :1505-1508.
[4]廖君.车用铝合金轻量化材料[J].汽车工艺与材料, 2008 (2) :8-10.Liao Jun.Vehicle Aluminum Lightweight Materials[J].Automobile Technology&Material, 2008 (2) :8-10.
[5]冯银成.6061铝合金热变形及时效过程中的组织力学行为研究[D].长沙:湖南大学, 2010.
[6]Koki Ikeda, Hideki Ishitobi.Development of Aluminum Hood Structure for Pedestrian Protection[J].AE Paper, 2003 (1) :537-542.
[7]Deb K, Pratap A, Agarwal S, et al.A Fast and Elitist Multi-objective Genetic Algorithm:NSGA-Ⅱ[J].IEEE Transactions on Evolutionary Computation, 2002, 6 (2) :182-197.
[8]Zitzler E, Thiele L.Multi-objective Optimization Using Evolutionary Algorithms-a Comparative Case Study[J].Parallel Problem Solving from Nature-PPSNV, 1998, 4 (3) :292-301.
[9]王晓鹏.多目标优化设计中的Pareto遗传算法[J].系统工程与电子技术, 2003, 25 (12) :1558-1561.Wang Xiaopeng.Pareto Genetic Algorithm for Multi-objective Optimization Design[J].System Engineering and Electronics, 2003, 25 (12) :1558-1561.
[10]李莉, 杨济匡.汽车与行人碰撞的动力学响应仿真研究[J].计算机仿真, 2003, 20 (7) :49-51.Li Li, Yang Jikuang.Stimulation Study on Dynamic Response of Pedestrian in Vehicle Front Impact[J].Computer Simulation, 2003, 20 (7) :49-51.
发动机罩 篇5
汽车发动机罩属于开闭件,是汽车上易振动的部件,它的性能直接影响了整车的NVH性能、碰撞安全性及整车外观品质等。而汽车更是由多个总成组成,通过悬架、悬置、铰链等连接在一起,汽车的NVH性能不仅仅由这些总成各自的NVH性能决定,更重要的是这些总成之间的相互影响。为了保证某皮卡发动机罩总成的NVH性能及整车品质,在该发动机罩设计初期要求对其模态特性进行考察,对其主要承载状态的刚度,即弯曲刚度,进行评估,以保证发动机罩有合理的动态刚度和静态刚度特性。
要求该皮卡发动机罩模态频率避开动力总成怠速频率,同时避开白车身一阶频率,以保证发动机罩在整车上不会发生共振。而发动机罩在使用过程中常常会受到外载荷的作用,如人为的按压、积雪等静载荷,以及行驶过程中的振动动载荷等,进一步要求该发动机罩能抵抗一定的变形,以保证外观品质。
1、发动机罩自由模态分析
1.1模态分析的理论基础
模态分析方法提供了研究各类振动特性的一条有效途径,它能识别出结构物在某一频率范围内的各阶主要模态的特性,可以根据结构在此频段内在外部或内部各种振源作用下产生的实际振动响应。
发动机罩模态分析的最终目标是识别出系统的模态参数,为发动机罩结构动力特性的优化提供依据。而模态分析的意义在于将线性时不变系统振动微分方程组中的物理坐标变换为模态坐标,使方程组解耦,成为一组以模态坐标及模态参数描述的独立方程,坐标变换的变换矩阵为振动矩阵,其每列即为各阶振型,即模态分析是求解结构的各阶固有频率及其对应的振型。多自由度离散系统的运动微分方程为[1]:
式中:{x}为系统广义位移向量；
{f}为多自由度激振力向量;[M]为系统的质量矩阵;
[C]为系统的阻尼矩阵;[K]为系统的刚度矩阵。
固有频率是结构本身的固有特性,与外界载荷无关,所以自由模态计算没有任何边界条件。固有频率表征其结构的动态特性,是系统运动方程的特征值。发动机罩自由振动运动方程为:
[M]{x"}+[C]{x'}+[K]{x}=0 (2)
因结构的阻尼对其模态频率及振型的影响很小,可不考虑阻尼,则系统的振动方程为:
设振动方程的同步运动解为:
将式(4)代入式(3)中,即可得发动机罩系统的固有频率ωi和主振型{Hi}。
1.2发动机罩有限元模型
某皮卡发动机罩自由模态分析的数模包括发动机罩外板、内板、加强板、铰链、发动机罩锁扣,如图1所示。将三维CAD数模导入软件Hypermesh中进行几何清理,去掉较小的圆角、孔等几何特征,采用壳单元来划分网格,网格基本尺寸为10mm,发动机罩外板与内板的包边采用实际料厚的壳单元模拟,外板与内板之间的涂胶采用六面体hexa单元类型模拟,焊点用acm单元类型模拟[2]。发动机罩总成有限元模型单元数37222,三角形单元比例trias=3.5%。
发动机罩自由模态分析结果:一阶频率25.3Hz,振型是扭转,如图2所示;二阶频率45Hz,振型的内外板的局部模态。发动机罩的共振一般发生在低阶频率范围,所以重点考察一阶频率。
该皮卡动力总成怠速时转速为750r/min±50,即怠速振动频率区间为23.3Hz-26.7Hz；而白车身一阶扭转频率为40Hz。发动机罩一阶扭转频率25.3Hz远低于白车身的一阶扭转频率,但处于该皮卡动力总成怠速振动频率区间,容易发生共振,需要避开该区间。一般可以向两个方向改进优化,一个是提高该发动机罩的一阶扭转频率,另一个就是降低该发动机罩的一阶扭转频率,但考虑到提高一阶扭转频率后,还需要考虑开空调时动力总成怠速时转速的提升,所以选择通过降低一阶扭转频率来避开共振区间,同时还需注意一阶扭转频率不可降低过多,以免发动机罩刚性不足。
1.3基于模态分析的内板优化改进
发动机罩外造型已经冻结,对外板进行更改较困难,最好的方式就是通过更改发动机罩内板来降低其一阶扭转频率[3]。方案一:将发动机罩内板中间筋的宽度减小20mm,同时将内板上贯穿的凹槽加深3mm,如图3所示。
方案一自由模态分析结果:一阶频率23.8Hz,二阶频率42Hz,振型均没有发生变化。
方案一的一阶扭转频率降低了1.5Hz,说明改进方向是正确的,但依然处于动力总成怠速振动频率区间23.3Hz-26.7Hz,还需继续改进。
方案二:在方案一的基础上,将发动机罩内板中间的加强筋宽度减小8mm;将整个发动机罩折弯槽的深度加深3mm,同时将中间两段折弯槽上移至加强筋汇合处,如图4所示。
方案二自由模态分析结果:一阶频率22.4Hz,二阶频率38.6Hz,振型均没有发生变化。
方案二的一阶扭转频率避开了动力总成怠速振动频率区间,且与竞品发动机罩一阶扭转频率22.5Hz相当,就发动机罩模态分析而言,达到了设计要求。
2、发动机罩弯曲刚度分析
考核发动机罩在垂向方向上的整体弯曲刚度。在发动机罩左铰链轴心处约束自由度12346,右铰链轴心处约束自由度1346,约束左右橡胶垫块自由度3,并在发动机罩外板几何中心75X75mm范围内加载150N的均布力,如图5所示。
图6为发动机罩弯曲刚度位移云图,计算结果见表一:
方案二的弯曲刚度比原数模降低了7.5%,而竞品弯曲刚度为53N/mm,方案二弯曲刚度比竞品降低了3%,考虑材料的性能及冲压制造工艺的影响,认为方案二的弯曲刚度达到设计要求。
3、发动机罩模态测试
振动模态是弹性结构固有的、整体的特性。在静止状态下,对发动机罩进行敲打激励,测量激振力与响应并进行双通道快速傅里叶变换分析,得到任意两点间的导纳函数,通过对该导纳函数的拟合识别出发动机罩的模态参数,这就是发动机罩模态测试原理。采用LMS公司模态测试设备SPECTRAL ACQUISTION采集软件测试各测点三向频响函数,模态参数识别采用LMS公司MODEL ANSLYSIS分析软件中的模态分析软件POLYMAX分析,LMS测试设备的模态向量容差为2%,固有频率容差为1%,模态阻尼容差为5%。
在发动机罩上贴上振动加速度传感器如图7所示,选取两个激振点进行比较测试:发动机罩的中部和右上角位置,用激振锤敲击激振点[4],测试结果如图8、9所示。
由图8和图9可以看出发动机罩的一阶模态频率为22.3Hz,二阶模态频率为37.9Hz。表二为发动机罩模态分析与模态测试的结果比较,两者误差小于3%,说明所建立的仿真模型很好的反映了结构的实际振动特性。
模态测试的结果比仿真结果略小,发动机罩模态分析是单独对发动机罩总成进行的仿真,而模态测试则是在整车装配状态下对发动机罩总成进行的测试,发动机罩与白车身铰链连接处的刚度对模态测试结果有影响,因此测试结果偏低。
4、结论
本文对某皮卡发动机罩进行自由模态分析,发现其一阶扭转模态25.3Hz处于该皮卡动力总成怠速振动频率区间,为了避免产生共振,对发动机罩内板进行优化改进,改进后的发动机罩一阶扭转模态为22.4Hz,避免了与其动力总成怠速时产生共振。同时对该发动机罩进行模态测试,测试结果与仿真分析结果误差在3%以内,证明了该发动机罩仿真模型的正确性。
该皮卡发动机罩弯曲刚度比竞品低3%,在样车进行商品信息评价时顺利通过外观品质评价;在后续的整车路试中,该皮卡没有出现发动机罩振动过大、开裂、凹陷等问题。在新车型开发过程中,对发动机罩进行模态分析和弯曲刚度分析的方法已经成为开发流程中的一个重要环节。
摘要：对某皮卡发动机罩进行模态分析,要求避开共振区间,同时具有一定的弯曲刚度。对该发动机罩内板进行改进优化,对优化后的发动机罩进行弯曲刚度分析,分析结果满足设计要求。在整车上进行发动机罩模态测试,测试结果与分析结果误差在5%以内,证明了该发动机罩仿真模型的正确性;同时在后续的整车路试中,该发动机罩没有出现振动、开裂、凹陷等问题,进一步说明了该发动机罩分析方法的正确性。
关键词：皮卡发动机罩,模态分析,模态测试,弯曲刚度
参考文献
[1]傅志方,华宏星.模态分析理论与应用.上海交通大学出版社,2000.
[2]于开平,周传月,谭惠丰等.HyperMesh从入门到精通[M].科学出版社,20005.
[3]石琴,卢利平.基于有限元分析的发动机罩拓扑优化设计[J].机械设计与制造,2009(6):31-33.
发动机罩 篇6
关键词：铝合金,优化设计,发动机罩
0引言
发动机罩位于汽车车身前部,作为车身覆盖件的重要部分,常作为汽车零部件轻量化的研究对象之一。 其中内罩板主要承载模型受到的各种外来力,起到保证发动机罩整体力学性能的作用。随着有限元仿真技术的发展,设计者可以借助计算机软件模拟出发动机罩能遇到的任何一种环境工况,并可在指定的约束条件和设计目标下,设计出理论上最符合设计目标的模型。
铝合金材料作为近年来热门的材料之一,具有密度小、强度高等特点,在发动机罩上的应用也越来越多。综合现在铝合金在国内外的应用情况,本文将运用铝合金材料对发动机罩内罩板展开优化设计研究, 并分析铝合金模型在保证力学性能的同时带来的轻量化效果。
1发动机罩原模型及初始模型提取
本文中,发动机罩原模型参考日产朗逸旗下某标杆车整车模型的发动机罩模型(见图1),材料采用钢材,依据GMW美国通用汽车行业A级车性能标准设计,力学性能良好。将标杆车发动机罩模型的包络线提取出来,创建发动机罩的初始模型(见图2)后展开内罩板的优化设计。初始模型上保留标杆车的部分特征线,附属的加强板及锁钩继续沿用标杆车模型。
2基于拓扑优化和形貌优化的优化设计方法
设计中将以内罩板作为优化设计对象,设计目标是使模型符合力学性能要求,并通过合理的结构减轻模型的质量。分析采用的铝合金材料参数同标杆车的钢材料参数对比见表1。
结构优化分析中,其基本要素可以用数学模型表达如下:
其中:G(x)为不等式约束函数;H (x)为等式约束函数;xl和xu分别为设计变量的上限值和下限值。
拓扑优化和形貌优化是结构优化方法中常见的方法之一。拓扑优化是通过在合适位置进行材料的删减,以达到优化目标;形貌优化则通过在设计区域内产生节点扰动来生成加强筋,通过改变模型的形状以达到优化目标。两种优化方法的基本要素见表2。
优化设计过程中,将模拟发动机罩常见的6种工况,每种工况均有对应的约束和载荷设置。通过约束住模型的最大变形量来保证模型不超过指定的最大刚度值。最大变形 量的位置 以及约束 上限值可 参照GMW通用设计中的性能标准设置,按照标准在指定位置添加约束以及相应载荷。标准工况的具体设置见图3。图3中,约束点用三角形标示,数字1、2、3代表约束住X、Y、Z轴的移动自由度,4、5、6代表约束住X、Y、Z轴的转动自由度;载荷用箭头表示。
因拓扑优化和形貌优化方法的设计变量及优化过程不同,为了让模型在一次分析中接近结构最优解,将采用拓扑优化和形貌优化相结合的分析方法,在基本参数设置中定义内罩板上两个设计变量,即拓扑优化设计变量单元密度值、形貌优化设计变量形状变量值。 优化过程中内罩板上将同时进行两种优化,计算出符合目标的最优化模型。其中形貌优化关系到加强筋的分布,而加强筋本身具有不同的截面结构,为了研究加强筋形状对模型带来的影响,在形貌优化中需对加强筋截面做对比分析。
参考其他车的发动机罩及汽车零部件上的加强筋截面形状,形貌优化中将对矩形、半圆形和梯形等3种截面进行分析,对比其带来的效果。根据内罩板的尺寸及内罩板与外罩板之间的间距,合理确定加强筋截面的具体尺寸参数,具体数值见图4,其中截面的厚度预设为2mm。
经Hyperbeam软件分析,3种截面自身的截面性质见表3。
由于初始模型结构尚未成型,优化设计前无法确定其内板和外板间粘胶的连接位置,为了保证优化顺利进行,采用如下方法来设置发动机罩初始模型:参照汽车制造业发动机罩厚度的一般标准值,将外罩板的厚度预设为1.2 mm,内罩板作为一个片体暂不设厚度。将两板之间的空腔内填充铝合金材料实体,此时内罩板仅仅相当于填充实体的一包络面。优化过程中以填充实体作为优化对象,优化结束后,发生结构变化的填充实体将作为内罩板,原内罩板则作为一个包络面予以删除。然后根据内罩板结构在合适位置添加粘胶与外罩板连接,并添加加强板及锁钩部件。最后在内、外板边界上生成翻边后完成优化设计过程。
相关优化设置 在Hypermesh软件的Optistruct板块中完成,按表2中基本要素设置好设计变量、设计约束及设计目标后提交运算。软件将针对3种加强筋截面的模型展开三次优化过程分析,生成结果文件后导入Hyperview中查看最优化材料分布和加强筋分布效果云图,见图5。
从图5中可以看出,材料的缩减趋势范围为中间部分左右对称的4个区域,另外加强筋的分布区域比较散乱,可以选取起筋连续的区域放置加强筋。按照结果对应修改内罩板结构,删减部分材料以及合理分布加强筋,并将内罩板的厚度设置为1.2 mm。完成后对模型进行力学性能校验,检查其性能是否达到要求,校验结果见表4。
由3种截面的力学性能分析结果可看出:矩形截面的力学性能最好,梯形截面次之;由于加强筋自身体积不大,所以不同的截面形状给模型带来的影响有限, 所以分析后的模型的刚度值均相差不大。考虑到矩形的加强筋冲压成型有一定难度,故截面选取常见且冲压工艺成熟的梯形。为了进一步减轻模型质量,可以在加强筋周围挖去部分材料形成小孔洞,再将加强板和锁钩结构与模型连接,完成整个优化过程,结果见图6。
对优化后模型再次进行力学性能校验,并同标杆车的力学性能进行比较,结果见表5。
6种工况的刚度值中除开 模型的锁 钩刚度较 差外,其余均和标杆车相差不大,有部分刚度值超过了标杆车。为了让模型的综合力学性能都能达到要求,还需对模型进行调整,单独提高模型的锁钩刚度。
3模型力学性能调整
为了不影响其他刚度值,力学性能优化调整的分析对象设定为从标杆车上沿用的锁钩,通过拓扑优化来寻找合适的锁钩结构,提高锁钩刚度。优化设置时, 以锁钩工况 为优化环 境,变形量上 限设置同 样参考GMW通用性能标准。通过对锁钩进行分析,寻找满足锁钩刚度要求的结构。
优化过程结束后,将结果文件导入Hyperview查看材料分布效果云图(见图7),并参照云图效果修改锁钩结构。修改过程中需考虑制造工艺性并保证结构的合理性,完成设计后的锁钩由两块冲压件焊接形成。 经检验,改进后的锁钩刚度值由原来的97.51N/mm提高到502.56N/mm,超过了标杆车模型,达到了力学性能要求。
经过以上优化设计和相关调整,得到了一个力学性能优良的发动机罩内罩板模型。借助优化设计方法及铝合金 材料应用,得到的发 动机罩模 型的质量 为14.56kg,比标杆车模型减轻21.4%,轻量化效果明显。
4总结
发动机罩 篇7
1 现状调查
1.1 问题
车身A、B调整线反馈某发动机罩铰链与前围板上安装板干涉,出现发动机罩在打开与关闭的过程中无法正常使用的现象;经过涂装喷漆后,铰链与钣金干涉,导致钣金油漆被碰伤或者脱落,影响油漆的质量。问题如图1所示。
1.2 问题频次
小组成员统计2011年6月第2周发动机罩铰链与前围板干涉问题发生的频次,数据见表1。
从表1可以看出,发动机罩铰链与前围板干涉问题占总缺陷的59.76%,且干涉发生的频次高居95%,是一个高频发生的问题,严重影响到客户的满意度,急需解决。
2 原因分析
经过小组成员的讨论、调查、试验和分析,从人、机、料、法4个方面入手,对发动机罩铰链与前围板干涉问题进行分析,如图2所示。
如图2所示,小组确认了共有5个可能导致发动机罩铰链与前围板干涉末端的原因:①上安装板零件尺寸不合;②上安装板零件焊接位置偏差;③员工未按标准化操作;④发动机罩铰链安装位置偏差;⑤发动机罩铰链尺寸不合。
3 问题产生的根本原因
经过验证确定上安装板零件尺寸不合、上安装板零件焊接位置偏差是问题产生的根本原因;员工未按标准化操作、发动机罩铰链安装位置偏差、发动机罩铰链尺寸不合不是问题产生的根本原因。
3.1 上安装板零件尺寸不合
通过查询数模发现,前围板上安装板上的发动机罩铰链避让孔下端到铰链的间隙值仅为2.4 mm,设计间隙太小,零件制造过程中有尺寸偏差,装配过程有位置偏差,极易造成干涉(如图3所示)。
3.2 上安装板零件焊接位置偏差
通过对前围板上安装处的CMM进行分析可知(如图4、表2所示),前围板上安装板X方向左边往后偏离了2.0 mm、右边往前偏离了2.0 mm,上安装板偏差后会导致发动机罩铰链与上安装板之间的间隙变小,容易出现干涉现象。
4 对策制定
针对问题产生的根本原因制定相应对策(见表3)。
5 对策实施
5.1 加大上安装边避让孔长度方向尺寸
供应商修整上安装边零件的冲压模具,把上安装板上的发动机罩铰链避让孔往下端延伸4 mm (如图5所示)。
效果跟踪:零件更改后,统计发动机罩铰链与前围板干涉发生频次,发现发动机罩与前围板干涉发生的频次下降到9.64%。
5.2 调整上安装板零件定位工装
要求供应商调整上安装板零件定位工装:上安装板左边定位X方向往前调整2.0 mm,右边往后调整2.0 mm (见表4)。
6 效果检查
更改后实车状态回顾,如图6、图7所示。
经过与车间工程师确认,更改后基本再无发动机罩铰链与前围板干涉问题发生。
7 结论及经验总结
(1)通过对发动机罩铰链与前围板匹配问题进行研究,采用头脑风暴的方式找到导致问题的主要原因,制定行之有效的解决措施,从而解决了发动机罩铰链与前围板干涉问题。
(2)对于新车型,汽车设计时,发动机罩铰链与前围板之间的间隙不宜过小,需要达到10～15 mm,设计间隙越小,对车身的制造精度要求越高。微车的供应商和主机厂的制造精度偏低。
(3)汽车结构设计时,尽量减小铰链臂的曲率,尽量避免将铰链限制在一个封闭的空间里,同时尽量采用敞开式结构,设计上就不会再出现该问题,可以在一定程度上规避出现干涉的风险。
摘要：文章对某微车发动机罩铰链与前围板匹配问题进行了研究,匹配问题主要表现为干涉。针对该问题进行调查,找出了产生问题的原因,并制定了行之有效的解决方案。实车状态回顾和干涉频率检查显示所采取的措施非常有效,从根本上解决了发动机罩铰链与前围板匹配干涉的问题。