发动机支架轻量化设计

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发动机支架轻量化设计

贺轩HE Xuan

（重庆潍柴发动机有限公司，重庆402262）

（Chongqing Weichai Engine Co.，Ltd.，Chongqing 402262，China）

摘要：根据项目要求，对某船用柴油发动机支架进行轻量化设计。首先确定支架轻量化方案，然后运用有限元分析软件，建立发动机支架有限元模型，对支架的模态、静强度、接触面滑移量、疲劳进行分析。计算结果表明，该轻量化支架设计合理，能满足使用要求，支架成功减重40.6%。

关键词：发动机支架；轻量化设计；有限元分析

0 引言

在船舶发动机系统中，发动机支架属于重要零件，其可靠性直接关系到整个发动机系统能否正常运行。发动机支架工作环境恶劣，失效形式通常为整机振动产生交变冲击载荷引起疲劳破坏。传统的设计过于保守，导致支架重量过大，在保证可靠性的基础上，降低支架的重量，可以减少材料成本，提高收益，创造经济价值。

本文以某船用柴油发动机支架为例，根据轻量化项目要求，对支架进行轻量化设计。通过有限元分析软件，分析发动机支架的模态、静强度、接触面滑移量和疲劳，判断轻量化支架是否满足使用要求。

1 有限元模型建立1.1 发动机支架建模

某柴油发动机支架原结构如图1 所示，采用Q355B热轧钢板焊接而成，底板厚度28mm，肋板厚度50mm，重量25.1kg，该支架基于经验设计，支架过于笨重。支架承受发动机的交变冲击载荷，为避免焊接处失效破坏，肋板设计的特别厚；底板为了加工方便，留有许多无用的边角。对比国内外中速柴油发动机支架，几乎都采用铸件，其结构简单、外型美观、重量轻、成本低。

本次发动机支架轻量化新结构如图2 所示，改焊接件为铸件。支架与机体连接的螺栓为重要零件，该螺栓连接到主轴承盖，不允许轻易改动，所以支架轻量化设计时，要保持螺栓孔和销孔安装位置、螺栓连接长度不变；轻量化支架为铸件，无焊缝影响，可以大幅减小肋板厚度；根据支架的受力特点和铸造工艺，去掉底部和侧面的无用边角，两端肋板靠近边缘；底板中间挖空，螺栓孔处增加小肋板，减小重量又不降低强度。支架底部厚度25mm，侧面和肋板厚度17mm，材料为HT250，重量14.9kg，新支架比原方案减重40.6%。

图1 发动机支架原结构

图2 发动机支架轻量化新结构

1.2 有限元模型

力求仿真分析接近实际情况，有限元模型除了支架外，还应包括与之相连的零部件，支架系统如图3 所示，主要有台架、发动机支架、机体、螺栓、垫圈、螺母、销。有限元模型采用二阶10 节点四面体单元C3D10M，支架网格基准尺寸为10mm，机体和台架网格基准尺寸为40mm，采用自由网格划分方式，网格数量180 万左右，如图4 所示。

图3 某柴油发动机支架系统装配模型

2 计算设置2.1 材料参数

计算模型中需要定义各零部件的材料参数，其中机体为简化模型，其密度取当量密度值[1]，详细参数见表1 所示。

图4 发动机支架系统有限元模型

表1 材料特性参数

2.2 接触

发动机支架系统中存在大量接触关系，支架与机体、支架与台架、螺栓头与支架、螺栓头与台架、垫片与支架采用面-面小滑移接触，摩擦系数取0.2；螺栓与机体、螺栓与垫圈、螺栓与螺母采用面-面绑定接触，无摩擦。

2.3 约束与载荷

两个台架底面采用全约束，限制六个方向的自由度。螺栓施加预紧力，见表2。分析发动机支架模态、静强度、接触滑移、疲劳时，载荷设置有所不同，计算载荷步见表3。模态是材料的固有属性，只需设置约束和螺栓预紧力，不用施加载荷；滑移计算时螺栓施加最小预紧力，六个方向重力加速度；静强度、疲劳强度计算时，螺栓施加最大预紧力，六个方向重力加速度。

表2 螺栓预紧力

表3 计算载荷步

3 有限元计算结果3.1 模态计算结果

式中：n 为发动机转速，r/min；i 为气缸数；t 为冲程数[1]。传统设计缺乏对发动机激振的考虑，支架长期工作在共振状态，导致疲劳应力幅增大，加速支架失效[2]。为避免发生共振，要求支架系统的最低频率大于柴油机激振频率1.2 的倍，某4 冲程6 缸柴油机额定转速为1000r/min，所以支架系统的一阶固有频率应大于60Hz。

模态是机械结构的固有振动特性，每个模态都具有特定的固有频率和模态振型，支架模态计算结果如表4 所示，前四阶模态振型如图5 所示。一阶模态中机体沿Z 轴摆动，系统最大变形出现在机体顶部，最大变形量为1.01mm，一阶模态频率为62.13Hz，高于60Hz 限值要求，避开了共振风险，满足设计要求。

表4 支架模态计算结果

图5 前四阶模态振型图

3.2 静强度计算结果

施加六个方向重力加速度，发动机支架的最大主应力如图6 所示。不考虑螺栓孔周边位置的应力奇异现象[3]，支架最大应力发生在螺栓孔承压边缘处，最大应力为208.9MPa，小于材料的抗拉强度，满足静强度要求。

图6 发动机支架最大主应力云图

3.3 滑移计算结果

滑移量主要是考察支架与机体接触面的磨损情况，接触面滑移是由支架受到交变冲击载荷引起的。接触面之间的总滑移量：

式中：CSLIP1 为接触面1 方向的相对滑移量；CSLIP2为接触面2 方向的相对滑移量；单位均为mm。根据AVL推荐标准，一般要求接触面总滑移量小于10，滑移量过大会产生磨损，影响零部件疲劳寿命。

图7 是支架与机体接触面的滑移量云图，顶部螺栓孔和中间销孔处滑移量最小，底部两侧边滑移量较大，最大滑移量为9，满足滑移量要求。

图7 支架与机体接触面滑移量云图

3.4 疲劳计算结果

零部件破坏大多数是由疲劳引起的，支架承受复杂的交变载荷，属于高周疲劳范畴，采用基于S-N 曲线的方法计算。一般要求疲劳安全系数大于1.1，疲劳安全系数计算公式为：

式中：σb 为抗拉强度；σ-1 为疲劳强度极限；σm 为平均应力；σa 为平均应力修正前的应力幅。

将有限元计算结果导入疲劳分析软件中，设置计算材料、载荷、节点属性、影响参数等，进行分析计算。发动机支架疲劳计算结果如图8 所示，忽略螺栓孔、销孔边缘处的奇异现象，最小疲劳系数出现在螺栓孔与肋板相交处，为1.21，大于疲劳安全系数限值1.1，满足疲劳强度要求。

图8 发动机支架疲劳安全系数云图

4 结论

发动机轻量化支架的模态、静强度、接触面滑移量、疲劳计算结果均满足评价标准，因此该支架满足使用要求。新支架比原方案重量减少10.2kg，减重40.6%，其结构简单、重量轻、成本低。