某重型柴油機一體式運輸支架故障分析及優(yōu)化

徐稼航，高新貝，袁 帥

（濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261000）

重型柴油機作為工程機械、漁船、商用車的動力來源而被廣泛應(yīng)用，2010年中國共產(chǎn)銷重型柴油機100萬臺，2018年產(chǎn)銷重型柴油機110萬臺[1]。作為重型柴油機生產(chǎn)和出口大國，為了降低運輸成本和進行批量化運輸，重型柴油機在出口過程中通常是完成整機裝配后采用海運進行運輸，運輸支架通常只在柴油機運輸過程中發(fā)揮作用，并且是一個可重復(fù)利用的部件，重型柴油機通常通過運輸支架連接發(fā)動機懸置支架和包裝箱底板，從而將重型柴油機固定在包裝箱中，來有效隔離運輸過程中地面向重型柴油機傳遞的震動，防止重型柴油機在運輸過程中發(fā)生碰撞。與陸運不同，在海運過程中，由于船舶在風浪中會發(fā)生搖蕩運動，由此產(chǎn)生的慣性力和離心力遠遠大于陸運過程中，同時因為重型柴油機的結(jié)構(gòu)尺寸和重量較大，重型柴油機運輸支架在海運中受到的載荷方向多變，數(shù)值較大，因此，需要設(shè)計強度、面壓、滑移等符合要求的運輸支架，以確保重型柴油機在復(fù)雜多變的海運過程中的安全完整。

本文原故障一體式重型柴油機運輸支架被用于陸運運輸，并且可用于重復(fù)使用，在使用過程中未出現(xiàn)明顯故障，但在此運輸支架用于出口的航運過程中時，市場反饋發(fā)生了重型柴油機滑落的現(xiàn)象。

本文運用Hypermesh、Abaqus綜合分析重型柴油機運輸支架強度、面壓、滑移量等數(shù)據(jù)，結(jié)合已有的支架類有限元分析方法[2-3]，找出運輸支架發(fā)生柴油機滑落的原因，同時現(xiàn)用的一體式運輸支架由于需要焊接部位較多，成本較高，本文基于市場的需要和成本考慮，新設(shè)計了一種一體式運輸支架優(yōu)化方案并進行了有限元分析驗證。經(jīng)由有限元分析軟件Abaqus計算表明，新設(shè)計的一體式的運輸支架靜強度可以滿足使用要求，螺栓面壓以及運輸支架與發(fā)動機支架見的滑移量也均滿足設(shè)計要求，同時成本經(jīng)市場預(yù)算得到了有效降低。

1 運輸支架故障現(xiàn)象及仿真分析

1.1 故障現(xiàn)象及網(wǎng)格劃分

在海運運輸過程中，出現(xiàn)重型柴油機滑落故障，故障問題如下：重型柴油機運輸支架與發(fā)動機支架之間的螺栓彎曲斷裂，柴油機脫開，與包裝箱底板連接部位發(fā)生變形。初步分析認為是在海運過程中，船舶受風浪影響產(chǎn)生橫搖，運輸支架抵御左右方向沖擊的能力不足，柴油機與運輸支架上端連接處發(fā)生滑移，導(dǎo)致連接螺栓斷裂，同時運輸支架與包裝箱底板連接處由于底板較薄，在發(fā)生重型柴油機掉落時無法抵抗沖擊，發(fā)生變形開裂。

以故障件重型柴油機運輸支架為研究對象，利用Hypermesh完成故障件的網(wǎng)格劃分，細化應(yīng)力集中區(qū)域網(wǎng)格，故障件運輸支架系統(tǒng)模型如圖1所示，各零部件的主要參數(shù)如表1所示。

圖1 故障件運輸支架模型

表1 運輸支架系統(tǒng)材料屬性表

1.2 計算步、邊界條件及接觸建立

對于故障件運輸支架，仿真計算建立了包括強度計算步1，通過施加螺栓力小預(yù)緊力幫助計算收斂；強度計算步2，根據(jù)螺栓等級及尺寸得到的最大螺栓預(yù)緊力；強度計算步3～8，向整體結(jié)構(gòu)施加六向沖擊加速度載荷，其中X向、Y向采用極端工況下±1g（g為重力加速度）的加速度載荷，Z方向采用±2g（g為重力加速度）的加速度載荷[4]，坐標系以Abaqus所示坐標系為參考，根據(jù)不同零部件間的連接方式，進行相關(guān)接觸設(shè)置，模型接觸定義如圖2所示。

圖2 接觸定義

由于運輸支架底部固定在包裝箱上，與包裝箱處于相對靜止狀態(tài)，因此邊界設(shè)定為Encastre邊界條件，約束運輸支架底部螺栓孔周邊節(jié)點所有的自由度，重型柴油機機體等效為質(zhì)量點的形式。

1.3 仿真結(jié)果分析

重型柴油機運輸支架材料為Q235，屈服極限為235 MPa，抗拉極限為390 MPa，各向沖擊下運輸支架仿真計算結(jié)果如表2所示。

表2 運輸支架及懸置支架在各向沖擊下的應(yīng)力值

由表2可知，運輸支架在各向沖擊工況下產(chǎn)生的最大Mises應(yīng)力值為221.70 MPa，低于所應(yīng)用材料QT450的屈服極限310 MPa，靜強度滿足設(shè)計要求；運輸支架底盤在各向沖擊工況下產(chǎn)生的最大Mises應(yīng)力值為183.69 MPa，低于所應(yīng)用材料45# 的屈服極限355 MPa，靜強度滿足設(shè)計要求。運輸支架在左向（+Y向）沖擊工況下的應(yīng)力值較大，其在左向沖擊下應(yīng)力分布云圖如圖3所示。

圖3 左向沖擊工況下運輸支架Mises應(yīng)力分布云圖

運輸支架與發(fā)動機支架之間通過一組10.9級的M16螺栓連接，從面壓結(jié)果來看，螺栓孔附近的面壓分布不均勻連續(xù)，從滑移量計算結(jié)果來看，運輸支架與發(fā)動機支架之間接觸面間的滑移量最大值為0.67 mm，大于0.1 mm的限值要求，螺栓連接可靠性不滿足設(shè)計要求。滑移量分布云圖如圖4所示。

圖4 接觸面滑移量云圖

2 優(yōu)化方案及有限元分析

2.1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

從有限元結(jié)果分析，運輸支架發(fā)生重型柴油機掉落的原因是由于滑移使螺栓彎曲斷裂，現(xiàn)場反饋的螺栓彎曲斷裂也驗證了計算結(jié)論，因此，優(yōu)化設(shè)計的思路為在保證運輸支架強度的基礎(chǔ)上，減小運輸支架與發(fā)動機支架間的滑移量。

針對滑移量超限進行優(yōu)化，首先使用方鋼代替原為槽鋼的運輸支架立柱，保留運輸支架腹板并添加側(cè)板，由底盤的有限元結(jié)果分析，底板在各向沖擊工況下產(chǎn)生的最大Mises應(yīng)力值為183.69 MPa，遠低于限值要求，因此，出于成本考慮降低底板鋼材厚度，優(yōu)化后的運輸支架成本由940元降低到880元，優(yōu)化后的外形結(jié)構(gòu)圖和有限元模型如圖5所示。

圖5 優(yōu)化后支架外形結(jié)構(gòu)圖及有限元模型

2.2 仿真校核

對優(yōu)化后的運輸支架使用Abaqus進行有限元分析，優(yōu)化前后的發(fā)動機支架和運輸支架在各向沖擊下應(yīng)力計算結(jié)果如表3所示。

表3 優(yōu)化前后支架在各向沖擊下的應(yīng)力值

根據(jù)有限元計算結(jié)果可得，運輸支架在各向沖擊工況下產(chǎn)生的最大Mises應(yīng)力值為172.81 MPa，低于所應(yīng)用材料Q235-A的屈服極限235 MPa，靜強度滿足設(shè)計要求。Mises應(yīng)力分布云圖如圖6所示。

圖6 運輸支架及懸置支架Mises應(yīng)力分布云圖

對新設(shè)計運輸支架進行面壓、滑移量分析，滑移分布云圖如圖7所示。根據(jù)有限元分析結(jié)果，新設(shè)計運輸支架在螺栓孔附近區(qū)域均勻、連續(xù)、無間斷，運輸支架與發(fā)動機支架接觸面間的滑移量最大值為0.026 mm，低于0.1 mm的限值要求，滿足設(shè)計要求，優(yōu)化前后滑移量對比如表4所示。

圖7 運輸支架與懸置支架接觸面間滑移量云圖

表4 優(yōu)化前后最大滑移量 單位：mm

3 結(jié)論

從以上有限元分析可知，發(fā)動機掉落故障的原因是由于滑移使螺栓彎曲斷裂，符合現(xiàn)場反饋情況，重型柴油機運輸支架與發(fā)動機支架的滑移量由原方案的0.67 mm降低為0.026 mm，最大應(yīng)力由原方案的221.7 MPa，降低為204.08 MPa，滿足安全限值的要求。從性能上考慮，優(yōu)化后的一體式運輸支架性能遠好于原方案，從零部件成本考慮，優(yōu)化方案成本由940元降低到880元。在以后進行新零部件設(shè)計時，應(yīng)綜合考慮零部件成本、疲勞極限等參數(shù)，避免浪費和疲勞破壞限值的發(fā)生。