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中图分类号：TG506 文献标识码：A 文章编号：1009-914X（2018）28-0027-01
1引言
随着有限元理论日益完善、成熟，有限元分析法成为一种内容丰富、应用广泛并且实用有效的分析手段，如今在汽车产品开发设计中，广泛的应用有限元分析法来提高产品的开发能力。通过分析计算，可大幅度的提高产品的性能及设计质量，缩短开发周期，降低大量实验开发费用，并可提前避免一些产品投放市场初期经常出现的质量问题。
2 有限元模型的建立
运用UG软件建立支架的有限元模型，包括结构构思，通过点、线、面、体等建立三维模型，然后进行实体网格划分，施加边界条件和载荷，通过UG后处理模块求解计算，得到结果，进行分析。
2.1三维模型的建立
在某轻卡柴油机前悬置支架设计时采用托式元宝梁结构，相对于传统插式结构，装配方便，避开车架内侧，给管路线束等留下足够的空间，元宝梁中间通过管梁相连接，可有效地防止车架变形，发动机下沉，同时可降低发动机支架的振动。
2.2 网格划分
划分网格是建立有限元模型的一个重要环节，所划分的网格关系到有限元分析的规模、速度、精度以及计算的成败。在静力强度分析时，如果仅计算结构的变形，网格数量可以少一些。如果计算应力，则需在精度要求相同的情况下选取相对较多的网格。
在UG软件中将三维数模由建模环境切换为高级仿真，新建FEM和仿真文件，选择NX NASTRAN求解器，分析类型为结构，解决方案类型设置为SEMODES 103-响应仿真。在fem1文件中划分网格，在支架划分网格时，网格大小为5mm，进行整体智能网格划分，在重点关心的区域进行人工控制网格划分，以便有限元计算结果更符合实际情况。有限元网格模型如图 3所示，单元总数共22654个，单元节点总数共45923个。
设置零部件材料，本支架采用汽车大梁钢510L，弹性模量206GPa，屈服强度355MPa，抗拉强度510MPa，泊松比0.27，密度7850Kg/m3。
2.3建立边界条件与载荷
在轻卡整车模型中动力总成的受力示 意图如图4所示，R1，R2分别为前后悬置对动力总成的垂直方向支撑力，G1为R1的反作用力，F1，F2分别为发动机前悬置支架对发动机的垂直支撑力，发动机悬置支架对发动机的法向支撑力与水平面的夹角为48°
发动机总重量288Kg，变速箱总重量88Kg，L1=60mm，L2=55mm，L3=735mm
由静力矩平衡公式R2*L3=M1*L1+M2*（L3-L2）
和静力平衡公式R1+R2=M1+M2 可知前支架反力R1、R2
發动前悬置支架对发动机的支撑力R2=[M1*L1+M2*（L3-L2）]/L3=1028N
发动前后支架对发动机的支撑力R1=M1+M2-R2=2657N
G1=|R1|=2657N
支架左右两侧受到的力大小为|F1|=|F2|=G1/（2*sin48°）=1788N
支架安装时，左右两侧与车架连接处由四组螺栓螺母固定，发动机通过缓冲垫固定在支架斜支撑面上，对支架本身而言，主要为支撑斜面承受来自发动机的重力，冲击力，由于车辆在行驶过程中，会承受道路颠簸、冲击、汽车制动及转向时所产生的动负荷，本文模拟校核车辆为载货轻卡，冲击加速度值±4g，在sim1文件中对有限元模型施加4倍重力的冲击载荷，则发动机支架受到的压力为F=4*|F1|=7152N
支架两侧通过四组螺栓固定在车架上，在校核时对固定孔处添加固定约束，使其在各个方向的自由度均为0。
由于该发动机支架不是一个单一的零部件，由支撑板，加强筋，弯管梁通过焊接组成，但是在三维模型中，各个零部件都是单个的体，因此对各零部件相连的地方设置面对面粘合，可使连接处的约束与实际更加接近。
2.4求解计算
采用 NX NASTRAN 求解器进行求解， 分析类型为结构分析， 求解类型为静力分析。 同时在编辑求解对话框中设置输出结果的要求， 其它参数采用系统默认。 求解结束后对结果进行输出，对结果进行加载后直接运用 UG 的后处理模块即可进行结果分析。
3静力强度分析
结构静力分析用来分析由于稳态外载荷引起的系统或部件的位移、应力、应变和力， 适合于求解惯性及阻尼的时间相关作用对结构影响并不显著的问题，能够分析稳态的惯性力和能够被等效为静载荷的随时间变化的载荷作用下结构响应问题。本文对发动机支架进行有限元静力分析，确定其强度。
4结论
通过对发动机悬置支架有限元模型进行加载、求解，最终得出其位移变形云图如图 6所示， 应力云图如图2所示。从图 1可以看出支架的最大位移位于支架受作用力处的最末端，越往靠近固定点的地方位移值越小，最大位移值为0.510mm，在发动机支架安装在车架上的4组固定螺栓孔处的位移值最小。从位移等值线图可知，在车辆受4倍加速度冲击状态时，该支架的位移量很小，可判断在此受力状况下是稳定可靠的。从图2可以看出，该发动机悬置支架所受最大应力为230.72MPa，发生发动机支架安装在车架下翼面上的4组固定螺栓孔位置处，而在发动机悬置支架外端、支撑面及管梁应力最小，整体情况较好，加载后4倍加速度冲击状态下，支架所受最高应力230.72MPa，小于510L材料的屈服应力355MPa，由此可见该发动机悬置支架设计方案基本符合要求。通过以上的计算分析，可以基本掌握发动机支架受静力时的结构强度，为进一步改进发动机支架结构提供了必要基础。
参考文献
1.郭荣、章桐《汽车动力总成悬置系统》同济大学出版社
2.过学讯、邓亚东 《汽车设计》 人民交通出版社
3.靖娟、王友华基于 UG 的发动机支架强度分析[D]江西：江西蓝天学院.2011
1引言
随着有限元理论日益完善、成熟，有限元分析法成为一种内容丰富、应用广泛并且实用有效的分析手段，如今在汽车产品开发设计中，广泛的应用有限元分析法来提高产品的开发能力。通过分析计算，可大幅度的提高产品的性能及设计质量，缩短开发周期，降低大量实验开发费用，并可提前避免一些产品投放市场初期经常出现的质量问题。
2 有限元模型的建立
运用UG软件建立支架的有限元模型，包括结构构思，通过点、线、面、体等建立三维模型，然后进行实体网格划分，施加边界条件和载荷，通过UG后处理模块求解计算，得到结果，进行分析。
2.1三维模型的建立
在某轻卡柴油机前悬置支架设计时采用托式元宝梁结构，相对于传统插式结构，装配方便，避开车架内侧，给管路线束等留下足够的空间，元宝梁中间通过管梁相连接，可有效地防止车架变形，发动机下沉，同时可降低发动机支架的振动。
2.2 网格划分
划分网格是建立有限元模型的一个重要环节，所划分的网格关系到有限元分析的规模、速度、精度以及计算的成败。在静力强度分析时，如果仅计算结构的变形，网格数量可以少一些。如果计算应力，则需在精度要求相同的情况下选取相对较多的网格。
在UG软件中将三维数模由建模环境切换为高级仿真，新建FEM和仿真文件，选择NX NASTRAN求解器，分析类型为结构，解决方案类型设置为SEMODES 103-响应仿真。在fem1文件中划分网格，在支架划分网格时，网格大小为5mm，进行整体智能网格划分，在重点关心的区域进行人工控制网格划分，以便有限元计算结果更符合实际情况。有限元网格模型如图 3所示，单元总数共22654个，单元节点总数共45923个。
设置零部件材料，本支架采用汽车大梁钢510L，弹性模量206GPa，屈服强度355MPa，抗拉强度510MPa，泊松比0.27，密度7850Kg/m3。
2.3建立边界条件与载荷
在轻卡整车模型中动力总成的受力示 意图如图4所示，R1，R2分别为前后悬置对动力总成的垂直方向支撑力，G1为R1的反作用力，F1，F2分别为发动机前悬置支架对发动机的垂直支撑力，发动机悬置支架对发动机的法向支撑力与水平面的夹角为48°
发动机总重量288Kg，变速箱总重量88Kg，L1=60mm，L2=55mm，L3=735mm
由静力矩平衡公式R2*L3=M1*L1+M2*（L3-L2）
和静力平衡公式R1+R2=M1+M2 可知前支架反力R1、R2
發动前悬置支架对发动机的支撑力R2=[M1*L1+M2*（L3-L2）]/L3=1028N
发动前后支架对发动机的支撑力R1=M1+M2-R2=2657N
G1=|R1|=2657N
支架左右两侧受到的力大小为|F1|=|F2|=G1/（2*sin48°）=1788N
支架安装时，左右两侧与车架连接处由四组螺栓螺母固定，发动机通过缓冲垫固定在支架斜支撑面上，对支架本身而言，主要为支撑斜面承受来自发动机的重力，冲击力，由于车辆在行驶过程中，会承受道路颠簸、冲击、汽车制动及转向时所产生的动负荷，本文模拟校核车辆为载货轻卡，冲击加速度值±4g，在sim1文件中对有限元模型施加4倍重力的冲击载荷，则发动机支架受到的压力为F=4*|F1|=7152N
支架两侧通过四组螺栓固定在车架上，在校核时对固定孔处添加固定约束，使其在各个方向的自由度均为0。
由于该发动机支架不是一个单一的零部件，由支撑板，加强筋，弯管梁通过焊接组成，但是在三维模型中，各个零部件都是单个的体，因此对各零部件相连的地方设置面对面粘合，可使连接处的约束与实际更加接近。
2.4求解计算
采用 NX NASTRAN 求解器进行求解， 分析类型为结构分析， 求解类型为静力分析。 同时在编辑求解对话框中设置输出结果的要求， 其它参数采用系统默认。 求解结束后对结果进行输出，对结果进行加载后直接运用 UG 的后处理模块即可进行结果分析。
3静力强度分析
结构静力分析用来分析由于稳态外载荷引起的系统或部件的位移、应力、应变和力， 适合于求解惯性及阻尼的时间相关作用对结构影响并不显著的问题，能够分析稳态的惯性力和能够被等效为静载荷的随时间变化的载荷作用下结构响应问题。本文对发动机支架进行有限元静力分析，确定其强度。
4结论
通过对发动机悬置支架有限元模型进行加载、求解，最终得出其位移变形云图如图 6所示， 应力云图如图2所示。从图 1可以看出支架的最大位移位于支架受作用力处的最末端，越往靠近固定点的地方位移值越小，最大位移值为0.510mm，在发动机支架安装在车架上的4组固定螺栓孔处的位移值最小。从位移等值线图可知，在车辆受4倍加速度冲击状态时，该支架的位移量很小，可判断在此受力状况下是稳定可靠的。从图2可以看出，该发动机悬置支架所受最大应力为230.72MPa，发生发动机支架安装在车架下翼面上的4组固定螺栓孔位置处，而在发动机悬置支架外端、支撑面及管梁应力最小，整体情况较好，加载后4倍加速度冲击状态下，支架所受最高应力230.72MPa，小于510L材料的屈服应力355MPa，由此可见该发动机悬置支架设计方案基本符合要求。通过以上的计算分析，可以基本掌握发动机支架受静力时的结构强度，为进一步改进发动机支架结构提供了必要基础。
参考文献
1.郭荣、章桐《汽车动力总成悬置系统》同济大学出版社
2.过学讯、邓亚东 《汽车设计》 人民交通出版社
3.靖娟、王友华基于 UG 的发动机支架强度分析[D]江西：江西蓝天学院.2011