某重型柴油机一体式运输支架故障分析及优化

徐稼航，高新贝，袁 帅

（潍柴动力股份有限公司，山东 潍坊 261000）

重型柴油机作为工程机械、渔船、商用车的动力来源而被广泛应用，2010年中国共产销重型柴油机100万台，2018年产销重型柴油机110万台[1]。作为重型柴油机生产和出口大国，为了降低运输成本和进行批量化运输，重型柴油机在出口过程中通常是完成整机装配后采用海运进行运输，运输支架通常只在柴油机运输过程中发挥作用，并且是一个可重复利用的部件，重型柴油机通常通过运输支架连接发动机悬置支架和包装箱底板，从而将重型柴油机固定在包装箱中，来有效隔离运输过程中地面向重型柴油机传递的震动，防止重型柴油机在运输过程中发生碰撞。与陆运不同，在海运过程中，由于船舶在风浪中会发生摇荡运动，由此产生的惯性力和离心力远远大于陆运过程中，同时因为重型柴油机的结构尺寸和重量较大，重型柴油机运输支架在海运中受到的载荷方向多变，数值较大，因此，需要设计强度、面压、滑移等符合要求的运输支架，以确保重型柴油机在复杂多变的海运过程中的安全完整。

本文原故障一体式重型柴油机运输支架被用于陆运运输，并且可用于重复使用，在使用过程中未出现明显故障，但在此运输支架用于出口的航运过程中时，市场反馈发生了重型柴油机滑落的现象。

本文运用Hypermesh、Abaqus综合分析重型柴油机运输支架强度、面压、滑移量等数据，结合已有的支架类有限元分析方法[2-3]，找出运输支架发生柴油机滑落的原因，同时现用的一体式运输支架由于需要焊接部位较多，成本较高，本文基于市场的需要和成本考虑，新设计了一种一体式运输支架优化方案并进行了有限元分析验证。经由有限元分析软件Abaqus计算表明，新设计的一体式的运输支架静强度可以满足使用要求，螺栓面压以及运输支架与发动机支架见的滑移量也均满足设计要求，同时成本经市场预算得到了有效降低。

1 运输支架故障现象及仿真分析

1.1 故障现象及网格划分

在海运运输过程中，出现重型柴油机滑落故障，故障问题如下：重型柴油机运输支架与发动机支架之间的螺栓弯曲断裂，柴油机脱开，与包装箱底板连接部位发生变形。初步分析认为是在海运过程中，船舶受风浪影响产生横摇，运输支架抵御左右方向冲击的能力不足，柴油机与运输支架上端连接处发生滑移，导致连接螺栓断裂，同时运输支架与包装箱底板连接处由于底板较薄，在发生重型柴油机掉落时无法抵抗冲击，发生变形开裂。

以故障件重型柴油机运输支架为研究对象，利用Hypermesh完成故障件的网格划分，细化应力集中区域网格，故障件运输支架系统模型如图1所示，各零部件的主要参数如表1所示。

图1 故障件运输支架模型

表1 运输支架系统材料属性表

1.2 计算步、边界条件及接触建立

对于故障件运输支架，仿真计算建立了包括强度计算步1，通过施加螺栓力小预紧力帮助计算收敛；强度计算步2，根据螺栓等级及尺寸得到的最大螺栓预紧力；强度计算步3～8，向整体结构施加六向冲击加速度载荷，其中X向、Y向采用极端工况下±1g（g为重力加速度）的加速度载荷，Z方向采用±2g（g为重力加速度）的加速度载荷[4]，坐标系以Abaqus所示坐标系为参考，根据不同零部件间的连接方式，进行相关接触设置，模型接触定义如图2所示。

图2 接触定义

由于运输支架底部固定在包装箱上，与包装箱处于相对静止状态，因此边界设定为Encastre边界条件，约束运输支架底部螺栓孔周边节点所有的自由度，重型柴油机机体等效为质量点的形式。

1.3 仿真结果分析

重型柴油机运输支架材料为Q235，屈服极限为235 MPa，抗拉极限为390 MPa，各向冲击下运输支架仿真计算结果如表2所示。

表2 运输支架及悬置支架在各向冲击下的应力值

由表2可知，运输支架在各向冲击工况下产生的最大Mises应力值为221.70 MPa，低于所应用材料QT450的屈服极限310 MPa，静强度满足设计要求；运输支架底盘在各向冲击工况下产生的最大Mises应力值为183.69 MPa，低于所应用材料45# 的屈服极限355 MPa，静强度满足设计要求。运输支架在左向（+Y向）冲击工况下的应力值较大，其在左向冲击下应力分布云图如图3所示。

图3 左向冲击工况下运输支架Mises应力分布云图

运输支架与发动机支架之间通过一组10.9级的M16螺栓连接，从面压结果来看，螺栓孔附近的面压分布不均匀连续，从滑移量计算结果来看，运输支架与发动机支架之间接触面间的滑移量最大值为0.67 mm，大于0.1 mm的限值要求，螺栓连接可靠性不满足设计要求。滑移量分布云图如图4所示。

图4 接触面滑移量云图

2 优化方案及有限元分析

2.1 结构优化

从有限元结果分析，运输支架发生重型柴油机掉落的原因是由于滑移使螺栓弯曲断裂，现场反馈的螺栓弯曲断裂也验证了计算结论，因此，优化设计的思路为在保证运输支架强度的基础上，减小运输支架与发动机支架间的滑移量。

针对滑移量超限进行优化，首先使用方钢代替原为槽钢的运输支架立柱，保留运输支架腹板并添加侧板，由底盘的有限元结果分析，底板在各向冲击工况下产生的最大Mises应力值为183.69 MPa，远低于限值要求，因此，出于成本考虑降低底板钢材厚度，优化后的运输支架成本由940元降低到880元，优化后的外形结构图和有限元模型如图5所示。

图5 优化后支架外形结构图及有限元模型

2.2 仿真校核

对优化后的运输支架使用Abaqus进行有限元分析，优化前后的发动机支架和运输支架在各向冲击下应力计算结果如表3所示。

表3 优化前后支架在各向冲击下的应力值

根据有限元计算结果可得，运输支架在各向冲击工况下产生的最大Mises应力值为172.81 MPa，低于所应用材料Q235-A的屈服极限235 MPa，静强度满足设计要求。Mises应力分布云图如图6所示。

图6 运输支架及悬置支架Mises应力分布云图

对新设计运输支架进行面压、滑移量分析，滑移分布云图如图7所示。根据有限元分析结果，新设计运输支架在螺栓孔附近区域均匀、连续、无间断，运输支架与发动机支架接触面间的滑移量最大值为0.026 mm，低于0.1 mm的限值要求，满足设计要求，优化前后滑移量对比如表4所示。

图7 运输支架与悬置支架接触面间滑移量云图

表4 优化前后最大滑移量 单位：mm

3 结论

从以上有限元分析可知，发动机掉落故障的原因是由于滑移使螺栓弯曲断裂，符合现场反馈情况，重型柴油机运输支架与发动机支架的滑移量由原方案的0.67 mm降低为0.026 mm，最大应力由原方案的221.7 MPa，降低为204.08 MPa，满足安全限值的要求。从性能上考虑，优化后的一体式运输支架性能远好于原方案，从零部件成本考虑，优化方案成本由940元降低到880元。在以后进行新零部件设计时，应综合考虑零部件成本、疲劳极限等参数，避免浪费和疲劳破坏限值的发生。