高迎賓，張 宇，張 超，王攀峰

（濰柴動力股份有限公司 國際業(yè)務(wù)協(xié)同部，山東濰坊 261061）

0 前言

船舶零部件由于設(shè)計不合理，可靠性不過關(guān)造成的產(chǎn)品質(zhì)量問題普遍存在。在船舶發(fā)動機(jī)發(fā)電系統(tǒng)中，發(fā)電機(jī)支架作為核心部件發(fā)電機(jī)的重要支撐，其可靠性和疲勞耐久性直接關(guān)系到整個發(fā)動機(jī)系統(tǒng)能否正常運(yùn)行。通常人們通過試驗方法和模擬計算分析的方法來確定零部件的可靠性和疲勞強(qiáng)度。一般的零部件試驗周期比較長，費(fèi)用貴，消耗的人力物力大，不能滿足零部件試驗高效率的要求。隨著計算機(jī)技術(shù)水平的不斷提高和計算速度的不斷加快，各種功能更加強(qiáng)大和計算精度更高的仿真軟件也在不斷的更新，CAE軟件作為在科研和實際研發(fā)生產(chǎn)中重要的結(jié)構(gòu)仿真分析工具有著廣泛的應(yīng)用，其計算精度和工作效率也有了很大提高，CAE軟件已經(jīng)廣泛應(yīng)用到了科研和實際產(chǎn)品設(shè)計當(dāng)中。東北林業(yè)大學(xué)的孔慶華等通過CAE軟件對發(fā)動機(jī)支架的強(qiáng)度進(jìn)行了分析研究，為進(jìn)一步改進(jìn)發(fā)動機(jī)支架的結(jié)構(gòu)設(shè)計提供了必要的理論依據(jù)[1]；江淮汽車集團(tuán)股份有限公司的張波基于ABAQUS軟件對發(fā)動機(jī)懸置支架進(jìn)行了模態(tài)以及強(qiáng)度疲勞分析，預(yù)測了支架的NVH性能和強(qiáng)度性能[2]。山東華宇工學(xué)院的張坤等通過Ansys軟件對自卸車發(fā)動機(jī)支架進(jìn)行了有限元結(jié)構(gòu)分析，得出了支架在實際工況中的最大應(yīng)力和變形分布，驗證了該支架的可靠性[3]。發(fā)動機(jī)支架主要對發(fā)動機(jī)起了支撐固定的作用，而發(fā)電機(jī)支架是對整個發(fā)電機(jī)系統(tǒng)進(jìn)行支撐固定，它們的結(jié)構(gòu)及應(yīng)力分布都有著很大不同，本文通過CAE軟件對新設(shè)計發(fā)電機(jī)支架進(jìn)行模態(tài)、強(qiáng)度、疲勞等多個方面進(jìn)行了更加全面的分析，為發(fā)電機(jī)支架以及相似發(fā)動機(jī)零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計提供了可靠依據(jù)。

本文利用強(qiáng)大的前處理軟件Hypermesh，對發(fā)電機(jī)、發(fā)電機(jī)支架整個系統(tǒng)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，導(dǎo)入結(jié)構(gòu)仿真分析軟件ABAQUS進(jìn)行模態(tài)、強(qiáng)度和面壓滑移計算分析，并利用FEMFAT進(jìn)行了疲勞分析，為校驗設(shè)計的可行性以及為設(shè)計方案的改進(jìn)提供了可靠依據(jù)。

1 有限元模型

1.1 發(fā)電機(jī)系統(tǒng)建模

船舶發(fā)動機(jī)及發(fā)電機(jī)支架模型如圖1所示，發(fā)電機(jī)支架重量為5.95 kg，材料為Q235A，支架材料屬性如表1所示。

圖1 支架模型

表1 發(fā)電機(jī)支架材料屬性表

通過Hypermesh網(wǎng)格劃分前處理軟件，對發(fā)電機(jī)支架系統(tǒng)模型進(jìn)行了網(wǎng)格劃分，齒輪室、支架、發(fā)電機(jī)、張緊輪均采用二階四面體單元，螺栓采用二階五面體單元。分析件發(fā)電機(jī)支架平均網(wǎng)格大小為3 mm，其他部件平均網(wǎng)格大小為4~7 mm.如圖2所示，整個有限元模型共有707 269個網(wǎng)格，182 382個節(jié)點(diǎn)。

圖2 有限元模型

1.2 載荷、邊界條件及載荷定義

載荷及邊界條件定義如圖3所示。模態(tài)計算時，不施加載荷；強(qiáng)度計算時，螺栓施加預(yù)緊力（螺栓公稱直徑8 mm，強(qiáng)度級10.9級，預(yù)緊力大小18 750 N），六個方向分別施加15倍的重力加速度沖擊載荷，張緊輪與發(fā)電機(jī)皮帶輪施加皮帶力。模型接觸定義如圖4所示。模態(tài)計算時，各接觸面均采用Tie連接；應(yīng)力應(yīng)變計算時，發(fā)電機(jī)支架與齒輪室接觸面采用摩擦接觸定義，張緊輪與發(fā)電機(jī)皮帶輪采用coupling約束，其余接觸面采用Tie連接。

圖3 邊界條件定義

圖4 接觸定義

2 有限元計算結(jié)果分析

2.1 模態(tài)分析

對發(fā)電機(jī)支架系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)計算，模態(tài)計算結(jié)果如表2所示。

表2 發(fā)電機(jī)支架系統(tǒng)前四階約束模態(tài)

發(fā)電機(jī)支架系統(tǒng)一階模態(tài)為161.7 Hz，振型如圖5所示，一階模態(tài)高于柴油機(jī)最高空車轉(zhuǎn)速（最高空車轉(zhuǎn)速為2 310 r/min，柴油機(jī)為六缸機(jī)）下點(diǎn)火激勵頻率的1.2倍，即138.6 Hz，避開了共振風(fēng)險。從模態(tài)計算結(jié)果來看，發(fā)電機(jī)支架滿足設(shè)計要求。

圖5 一階振型

2.2 強(qiáng)度分析

對螺栓施加預(yù)緊力，張緊輪和發(fā)電機(jī)皮帶輪施加皮帶力，六個方向分別施加15倍的重力加速度載荷后，發(fā)電機(jī)支架的應(yīng)力計算結(jié)果如表3所示。

表3 發(fā)電機(jī)支架在各向沖擊下的最大Mises應(yīng)力值

發(fā)電機(jī)支架在各向載荷沖擊下產(chǎn)生的最大應(yīng)力值為61.6 MPa，低于材料屈服強(qiáng)度極限235 MPa，靜強(qiáng)度滿足發(fā)電機(jī)支架的設(shè)計要求，如圖6所示。

圖6 Mise應(yīng)力分布云圖

2.3 面壓、滑移量及疲勞分析

發(fā)電機(jī)支架與齒輪室之間通過螺栓連接，螺栓施加預(yù)緊力，對各接觸面進(jìn)行面壓、滑移量計算。在各向載荷沖擊下支架與齒輪室接觸面間面壓連續(xù)無間斷，面壓滿足設(shè)計要求。面壓分布云圖如圖7所示；螺栓在預(yù)緊力作用下，支架與齒輪室接觸面滑移量最大值為0.008 mm，小于滑移量限值0.01 mm，滑移量滿足設(shè)計要求，如圖8所示。

圖7 面壓分布云圖

圖8 滑移量分布云圖

如圖9所示，發(fā)電機(jī)支架高周疲勞安全系數(shù)最小值為1.539，高于限值1.1，高周疲勞滿足設(shè)計要求。

圖9 高周疲勞安全系數(shù)分布云圖

3 結(jié)論

（1）應(yīng)用Abaqus軟件對發(fā)電機(jī)支架進(jìn)行有限元計算，結(jié)果表明：在發(fā)動機(jī)常用轉(zhuǎn)速工況下，發(fā)電機(jī)支架系統(tǒng)不會發(fā)生共振，發(fā)電機(jī)支架在15倍的重力加速度沖擊載荷工況下，發(fā)電機(jī)支架強(qiáng)度滿足設(shè)計要求，發(fā)電機(jī)支架與齒輪室接觸面間，面壓連續(xù)且滑移量小。

（2）發(fā)電機(jī)支架最大應(yīng)力點(diǎn)出現(xiàn)在支架側(cè)肋與支架底座的接觸處，不同方向沖擊載荷下，最大值出現(xiàn)的具體位置也不相同。發(fā)電機(jī)支架高周疲勞安全系數(shù)的最小值滿足限值要求，滿足設(shè)計要求。