基于ANSYS與VDI 2230的發(fā)動(dòng)機(jī)支架分析與改進(jìn)

胡春陽(yáng)，李戈操，張 巖，趙娟娟，吳小峰，王以陽(yáng)

(安徽合力股份有限公司，安徽 合肥 230601)

0 引言

叉車發(fā)動(dòng)機(jī)支架是重要的發(fā)動(dòng)機(jī)安裝支撐件，與車架上的支架相配合，共同承受來自發(fā)動(dòng)機(jī)的各種載荷的作用，包括發(fā)動(dòng)機(jī)自身的重力、振動(dòng)載荷以及各種復(fù)雜工況下的沖擊載荷[1,2]。因此，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)支架的強(qiáng)度有很高的要求。

不同款發(fā)動(dòng)機(jī)的支架安裝螺栓孔位置尺寸存在差異，因此叉車在匹配新發(fā)動(dòng)機(jī)時(shí)通常需要重新設(shè)計(jì)發(fā)動(dòng)機(jī)支架以與發(fā)動(dòng)機(jī)匹配。某叉車在匹配新發(fā)動(dòng)機(jī)后，新設(shè)計(jì)的發(fā)動(dòng)機(jī)支架在強(qiáng)化試驗(yàn)時(shí)出現(xiàn)了斷裂損壞的問題。除支架損壞外，發(fā)動(dòng)機(jī)的安裝螺栓也發(fā)生了斷裂。本文以該發(fā)動(dòng)機(jī)支架為研究對(duì)象，通過有限元法分析校核其強(qiáng)度，結(jié)合德國(guó)標(biāo)準(zhǔn)VDI 2230進(jìn)行螺栓強(qiáng)度計(jì)算校核[3，4]，尋找產(chǎn)生問題的原因，并對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，以解決支架斷裂損壞的問題。

1 發(fā)動(dòng)機(jī)支架及安裝螺栓有限元分析與校核

某發(fā)動(dòng)機(jī)支架損壞情況如圖1所示。

圖1 某發(fā)動(dòng)機(jī)支架損壞情況

1.1 仿真分析模型建立

有限元仿真分析軟件使用ANSYS Workbench，為了使分析結(jié)果盡可能準(zhǔn)確，要求仿真模型盡可能與實(shí)際保持一致，減少不必要的簡(jiǎn)化，為此，在分析模型中包括了發(fā)動(dòng)機(jī)的幾何模型。由于發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)支架具有影響的主要為連接位置，為了簡(jiǎn)化分析模型，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)模型進(jìn)行了切割，只保留發(fā)動(dòng)機(jī)和支架連接位置及附近的殼體，然后使用長(zhǎng)條形平板將它們連接起來，來模擬發(fā)動(dòng)機(jī)。

分析模型中還包括安裝螺栓并考慮螺栓預(yù)緊力，螺栓使用簡(jiǎn)化模型，簡(jiǎn)化方法為：螺紋段簡(jiǎn)化為光滑圓柱，直徑為螺紋的小徑，螺栓頭部也簡(jiǎn)化為光滑圓柱，直徑為螺栓頭部用于壓緊的圓形端面直徑，相應(yīng)地將發(fā)動(dòng)機(jī)殼體上的配合螺栓孔也簡(jiǎn)化為直徑為螺紋小徑的光滑圓孔。

發(fā)動(dòng)機(jī)支架直接使用原始結(jié)構(gòu)不做幾何簡(jiǎn)化，使用ANSYS中Spaceclaim軟件將支架裝配體組合成為一個(gè)零件，同時(shí)添加倒角以模擬焊縫。

模型中，發(fā)動(dòng)機(jī)切割殼體零件與連接板之間建立綁定接觸，螺栓與發(fā)動(dòng)機(jī)殼體零件的螺紋孔之間建立綁定接觸，其他可動(dòng)位置建立摩擦接觸，摩擦因數(shù)取0.15。

模型中發(fā)動(dòng)機(jī)殼體網(wǎng)格大小設(shè)為8 mm，發(fā)動(dòng)機(jī)支架網(wǎng)格大小設(shè)為3.8 mm，連接螺栓及墊圈的網(wǎng)格大小設(shè)為2 mm，螺栓及墊圈使用六面體單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，其他使用四面體單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，最終得到的網(wǎng)格單元數(shù)為212 812、節(jié)點(diǎn)數(shù)為400 316。

分析考慮的工況為靜態(tài)載荷工況，載荷考慮發(fā)動(dòng)機(jī)及變速箱的重力，取4倍動(dòng)載系數(shù)[5]。由于分析中考慮螺栓預(yù)緊力，分析模型中設(shè)置2個(gè)載荷步，第一載荷步用來施加螺栓預(yù)緊力，第二載荷步用來施加發(fā)動(dòng)機(jī)及變速箱重力。最終得到的發(fā)動(dòng)機(jī)支架約束加載模型如圖2所示。

1.2 發(fā)動(dòng)機(jī)支架強(qiáng)度分析結(jié)果與校核

求解得到的原發(fā)動(dòng)機(jī)支架應(yīng)力云圖如圖3和圖4所示。發(fā)動(dòng)機(jī)支架材質(zhì)為Q235B，屈服強(qiáng)度為235 MPa。由圖3和圖4可知：最大應(yīng)力位于螺栓孔位置，為壓應(yīng)力，不作考慮；發(fā)動(dòng)機(jī)支架在三個(gè)螺栓孔位置附近都有較大范圍的應(yīng)力超過了材料屈服強(qiáng)度，局部最大應(yīng)力達(dá)到492.9 MPa，可見發(fā)動(dòng)機(jī)支架自身強(qiáng)度不能滿足使用要求，需要進(jìn)行加強(qiáng)。

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)支架約束加載模型 圖3 原發(fā)動(dòng)機(jī)支架應(yīng)力云圖1 圖4 原發(fā)動(dòng)機(jī)支架應(yīng)力云圖2

1.3 安裝螺栓強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果與校核

VDI 2230是公認(rèn)的計(jì)算高強(qiáng)度螺栓連接的德國(guó)標(biāo)準(zhǔn)，本文以該標(biāo)準(zhǔn)為計(jì)算依據(jù)，結(jié)合使用標(biāo)準(zhǔn)的Part 1和Part 2兩部分中的內(nèi)容，以螺栓的幾何尺寸、特性參數(shù)以及分析結(jié)果中提取的螺栓所受反力和反力矩作為初始條件，計(jì)算得到發(fā)動(dòng)機(jī)支架下方安裝螺栓的應(yīng)力及幾個(gè)安全系數(shù)[6，7]，詳見表1。

表1 依據(jù)VDI 2230計(jì)算得到的原發(fā)動(dòng)機(jī)支架下方螺栓強(qiáng)度結(jié)果

說明：VDI 2230計(jì)算校核高強(qiáng)度螺栓通常考慮表1中的4個(gè)安全系數(shù)，其中R8工作應(yīng)力校核螺栓受靜載荷時(shí)是否發(fā)生塑性變形，R9交變應(yīng)力校核螺栓受循環(huán)載荷時(shí)是否發(fā)生疲勞損壞，計(jì)算時(shí)載荷循環(huán)次數(shù)取值3萬次，R10表面壓強(qiáng)校核受靜載荷時(shí)接觸面是否壓縮變形，R12抗滑移安全余量校核接觸面之間是否產(chǎn)生相對(duì)滑移。

標(biāo)準(zhǔn)中要求R8、R9和R10的安全系數(shù)不小于1，R12的安全系數(shù)不小于1.2。由表1可以看出，發(fā)動(dòng)機(jī)支架下方螺栓的R8安全系數(shù)不滿足要求，R9在循環(huán)次數(shù)取3萬次時(shí)基本滿足要求，當(dāng)循環(huán)次數(shù)更多時(shí)則不滿足要求。因此可以得出結(jié)論，發(fā)動(dòng)機(jī)支架下方螺栓自身的強(qiáng)度不滿足要求。

結(jié)合發(fā)動(dòng)機(jī)支架自身的應(yīng)力結(jié)果以及螺栓計(jì)算的安全系數(shù)可以看出，發(fā)動(dòng)機(jī)支架及螺栓強(qiáng)度都不足，都需要進(jìn)行加強(qiáng)。

發(fā)動(dòng)機(jī)支架應(yīng)力結(jié)果中大應(yīng)力位置與實(shí)際發(fā)生損壞的位置存在一定差異。由于該發(fā)動(dòng)機(jī)支架的三個(gè)螺栓孔在上下方向的距離相比常規(guī)支架減小較多，而螺栓規(guī)格沒有相應(yīng)提升，分析結(jié)果顯示螺栓的R8工作應(yīng)力安全系數(shù)過低，結(jié)合實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)支架損壞的形式，在此推測(cè)實(shí)際使用中是下方的螺栓先發(fā)生松動(dòng)甚至斷裂，繼而導(dǎo)致支架在上方螺栓孔位置發(fā)生斷裂損壞。

2 結(jié)構(gòu)改進(jìn)與校核

2.1 結(jié)構(gòu)改進(jìn)方法

基于對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)支架損壞原因的判斷，除了需要改進(jìn)發(fā)動(dòng)機(jī)支架自身的強(qiáng)度外，支架安裝螺栓的強(qiáng)度同樣需要改進(jìn)。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)支架的改進(jìn)方式是增加板的厚度、增大板的尺寸，而對(duì)于螺栓的改進(jìn)可以通過以下兩種方式：①換用更高強(qiáng)度等級(jí)的螺栓；②增加螺栓數(shù)量。由于之前計(jì)算得到的原結(jié)構(gòu)螺栓R8工作應(yīng)力的安全系數(shù)為0.729，與滿足要求的安全系數(shù)1差異太大，使用方式1改進(jìn)，安全系數(shù)難有較大的提升，很可能仍然不滿足要求；使用方式2改進(jìn)，則可以顯著改善螺栓安全系數(shù)，而且還會(huì)帶來另一個(gè)好處：當(dāng)增加螺栓數(shù)量時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)支架需要加大，相當(dāng)于進(jìn)行了加強(qiáng)。綜上所述，最終確定的結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案為：將發(fā)動(dòng)機(jī)支架安裝螺栓數(shù)量由3個(gè)改為4個(gè)，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)支架的彎折板和筋板進(jìn)行加厚，尺寸加大，修改其與發(fā)動(dòng)機(jī)配合位置的形狀以布置4個(gè)螺栓安裝孔。改進(jìn)后的支架三維模型如圖5所示。

2.2 改進(jìn)結(jié)構(gòu)發(fā)動(dòng)機(jī)支架強(qiáng)度分析與校核

對(duì)改進(jìn)后的發(fā)動(dòng)機(jī)支架重新建模分析，得到的應(yīng)力分析結(jié)果如圖6和圖7所示，相比原結(jié)構(gòu)應(yīng)力明顯改善，支架最大應(yīng)力仍然位于螺栓孔位置，為壓應(yīng)力，不作考慮，其他位置大應(yīng)力比材料屈服強(qiáng)度稍大，由于大應(yīng)力位置存在應(yīng)力奇異，難以獲得準(zhǔn)確應(yīng)力值，因此無法準(zhǔn)確評(píng)價(jià)，本文以改進(jìn)結(jié)構(gòu)的強(qiáng)化試驗(yàn)結(jié)果作為最終評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)。

2.3 改進(jìn)結(jié)構(gòu)安裝螺栓強(qiáng)度計(jì)算與校核

再次使用VDI 2230計(jì)算下方螺栓的安全系數(shù)，得到R8工作應(yīng)力安全系數(shù)為1.09，滿足要求，R9交變應(yīng)力在載荷循環(huán)次數(shù)取值130萬次時(shí)的安全系數(shù)為1.02，相比原結(jié)構(gòu)明顯改善。

改進(jìn)后的支架搭載到整車中，再次進(jìn)行強(qiáng)化試驗(yàn)，沒再出現(xiàn)問題。結(jié)合對(duì)比改進(jìn)前、后所作的分析，以試驗(yàn)結(jié)果作為驗(yàn)證，證明使用有限元分析校核發(fā)動(dòng)機(jī)支架強(qiáng)度以及使用VDI 2230標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算校核螺栓強(qiáng)度是可行的、準(zhǔn)確可靠的。

圖5 改進(jìn)發(fā)動(dòng)機(jī)支架三維模型 圖6 改進(jìn)發(fā)動(dòng)機(jī)支架應(yīng)力云圖1 圖7 改進(jìn)發(fā)動(dòng)機(jī)支架應(yīng)力云圖2

3 結(jié)束語

德國(guó)標(biāo)準(zhǔn)VDI 2230為螺栓校核提供了可行、可靠的方法，將其與有限元法相結(jié)合，不僅可以校核結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，還可以校核螺栓強(qiáng)度，能很好地應(yīng)用于包含螺栓連接的機(jī)械結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析。

本文以某叉車發(fā)動(dòng)機(jī)支架為研究對(duì)象，解決支架在強(qiáng)化試驗(yàn)中斷裂損壞的問題。首先使用ANSYS Workbench對(duì)原支架結(jié)構(gòu)進(jìn)行了有限元分析，結(jié)果表明支架自身強(qiáng)度不足；再使用VDI 2230標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算安裝螺栓的多種安全系數(shù)，結(jié)果表明下方螺栓的強(qiáng)度也不足，分析結(jié)果與強(qiáng)化試驗(yàn)結(jié)果吻合。

針對(duì)支架與下方安裝螺栓強(qiáng)度都不足的問題，給出合理的結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案，一方面對(duì)支架進(jìn)行加強(qiáng)，一方面增加安裝螺栓數(shù)量。改進(jìn)后支架自身強(qiáng)度明顯改善，螺栓強(qiáng)度滿足要求。最終改進(jìn)結(jié)構(gòu)順利通過強(qiáng)化試驗(yàn)，證明了改進(jìn)結(jié)構(gòu)的可行性，也驗(yàn)證了分析結(jié)果的準(zhǔn)確性。