發動機支架輕量化設計

賀軒

摘要：根據項目要求，對某船用柴油發動機支架進行輕量化設計。首先確定支架輕量化方案，然后運用有限元分析軟件，建立發動機支架有限元模型，對支架的模態、靜強度、接觸面滑移量、疲勞進行分析。計算結果表明，該輕量化支架設計合理，能滿足使用要求，支架成功減重40.6%。

Abstract： According to the requirements of the project， the lightweight design of a marine diesel engine bracket was carried out. Firstly， the lightweight scheme of the bracket was determined. Then， finite element analysis software was used to establish the finite element model of the engine bracket， and the mode， static strength， slip amount of contact surface and fatigue of the bracket were analyzed. The results show that the design of the lightweight bracket is reasonable and can meet the use requirements， and the weight of the bracket has been reduced by 40.6%.

關鍵詞：發動機支架;輕量化設計;有限元分析

Key words： engine bracket;lightweight design;finite element analysis

中圖分類號：TK403? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻標識碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?   ? ? ? 文章編號：1674-957X（2021）01-0011-03

0? 引言

在船舶發動機系統中，發動機支架屬于重要零件，其可靠性直接關系到整個發動機系統能否正常運行。發動機支架工作環境惡劣，失效形式通常為整機振動產生交變沖擊載荷引起疲勞破壞。傳統的設計過于保守，導致支架重量過大，在保證可靠性的基礎上，降低支架的重量，可以減少材料成本，提高收益，創造經濟價值。

本文以某船用柴油發動機支架為例，根據輕量化項目要求，對支架進行輕量化設計。通過有限元分析軟件，分析發動機支架的模態、靜強度、接觸面滑移量和疲勞，判斷輕量化支架是否滿足使用要求。

1? 有限元模型建立

1.1 發動機支架建模

某柴油發動機支架原結構如圖1所示，采用Q355B熱軋鋼板焊接而成，底板厚度28mm，肋板厚度50mm，重量25.1kg，該支架基于經驗設計，支架過于笨重。支架承受發動機的交變沖擊載荷，為避免焊接處失效破壞，肋板設計的特別厚;底板為了加工方便，留有許多無用的邊角。對比國內外中速柴油發動機支架，幾乎都采用鑄件，其結構簡單、外型美觀、重量輕、成本低。

本次發動機支架輕量化新結構如圖2所示，改焊接件為鑄件。支架與機體連接的螺栓為重要零件，該螺栓連接到主軸承蓋，不允許輕易改動，所以支架輕量化設計時，要保持螺栓孔和銷孔安裝位置、螺栓連接長度不變;輕量化支架為鑄件，無焊縫影響，可以大幅減小肋板厚度;根據支架的受力特點和鑄造工藝，去掉底部和側面的無用邊角，兩端肋板靠近邊緣;底板中間挖空，螺栓孔處增加小肋板，減小重量又不降低強度。支架底部厚度25mm，側面和肋板厚度17mm，材料為HT250，重量14.9kg，新支架比原方案減重40.6%。

1.2 有限元模型

力求仿真分析接近實際情況，有限元模型除了支架外，還應包括與之相連的零部件，支架系統如圖3所示，主要有臺架、發動機支架、機體、螺栓、墊圈、螺母、銷。有限元模型采用二階10節點四面體單元C3D10M，支架網格基準尺寸為10mm，機體和臺架網格基準尺寸為40mm，采用自由網格劃分方式，網格數量180萬左右，如圖4所示。

2? 計算設置

2.1 材料參數

計算模型中需要定義各零部件的材料參數，其中機體為簡化模型，其密度取當量密度值[1]，詳細參數見表1所示。

2.2 接觸

發動機支架系統中存在大量接觸關系，支架與機體、支架與臺架、螺栓頭與支架、螺栓頭與臺架、墊片與支架采用面-面小滑移接觸，摩擦系數取0.2;螺栓與機體、螺栓與墊圈、螺栓與螺母采用面-面綁定接觸，無摩擦。

2.3 約束與載荷

兩個臺架底面采用全約束，限制六個方向的自由度。螺栓施加預緊力，見表2。分析發動機支架模態、靜強度、接觸滑移、疲勞時，載荷設置有所不同，計算載荷步見表3。模態是材料的固有屬性，只需設置約束和螺栓預緊力，不用施加載荷;滑移計算時螺栓施加最小預緊力，六個方向重力加速度;靜強度、疲勞強度計算時，螺栓施加最大預緊力，六個方向重力加速度。

3? 有限元計算結果

3.1 模態計算結果

柴油機激振頻率：

式中：n為發動機轉速，r/min;i為氣缸數;t為沖程數[1]。傳統設計缺乏對發動機激振的考慮，支架長期工作在共振狀態，導致疲勞應力幅增大，加速支架失效[2]。為避免發生共振，要求支架系統的最低頻率大于柴油機激振頻率1.2的倍，某4沖程6缸柴油機額定轉速為1000r/min，所以支架系統的一階固有頻率應大于60Hz。

模態是機械結構的固有振動特性，每個模態都具有特定的固有頻率和模態振型，支架模態計算結果如表4所示，前四階模態振型如圖5所示。一階模態中機體沿Z軸擺動，系統最大變形出現在機體頂部，最大變形量為1.01mm，一階模態頻率為62.13Hz，高于60Hz限值要求，避開了共振風險，滿足設計要求。

3.2 靜強度計算結果

施加六個方向重力加速度，發動機支架的最大主應力如圖6所示。不考慮螺栓孔周邊位置的應力奇異現象[3]，支架最大應力發生在螺栓孔承壓邊緣處，最大應力為208.9MPa，小于材料的抗拉強度，滿足靜強度要求。

3.3 滑移計算結果

滑移量主要是考察支架與機體接觸面的磨損情況，接觸面滑移是由支架受到交變沖擊載荷引起的。接觸面之間的總滑移量：

式中：CSLIP1為接觸面1方向的相對滑移量;CSLIP2為接觸面2方向的相對滑移量;單位均為mm。根據AVL推薦標準，一般要求接觸面總滑移量小于10，滑移量過大會產生磨損，影響零部件疲勞壽命。

圖7是支架與機體接觸面的滑移量云圖，頂部螺栓孔和中間銷孔處滑移量最小，底部兩側邊滑移量較大，最大滑移量為9，滿足滑移量要求。

3.4 疲勞計算結果

零部件破壞大多數是由疲勞引起的，支架承受復雜的交變載荷，屬于高周疲勞范疇，采用基于S-N曲線的方法計算。一般要求疲勞安全系數大于1.1，疲勞安全系數計算公式為：

將有限元計算結果導入疲勞分析軟件中，設置計算材料、載荷、節點屬性、影響參數等，進行分析計算。發動機支架疲勞計算結果如圖8所示，忽略螺栓孔、銷孔邊緣處的奇異現象，最小疲勞系數出現在螺栓孔與肋板相交處，為1.21，大于疲勞安全系數限值1.1，滿足疲勞強度要求。

4? 結論

發動機輕量化支架的模態、靜強度、接觸面滑移量、疲勞計算結果均滿足評價標準，因此該支架滿足使用要求。新支架比原方案重量減少10.2kg，減重40.6%，其結構簡單、重量輕、成本低。

參考文獻：

[1]尹曉青，柳海濤，邰強娟，等.船用增壓器系統模態分析及優化[J].內燃機與動力裝置，2019，36（04）：85-88.

[2]張杰，王勇，鄭國世，等.發動機附件支架疲勞失效分析與結構優化設計[J].內燃機，2017（03）：28-33.

[3]樸紅花，許濤，阮仁宇.機油泵支架有限元分析[J].汽車實用技術，2018（15）：107-108.