某船用柴油機(jī)發(fā)電機(jī)支架系統(tǒng)仿真計(jì)算分析

高迎賓，張 宇，張 超，王攀峰

（濰柴動(dòng)力股份有限公司 國(guó)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(jì)不合理，可靠性不過(guò)關(guān)造成的產(chǎn)品質(zhì)量問(wèn)題普遍存在。在船舶發(fā)動(dòng)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(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)能否正常運(yùn)行。通常人們通過(guò)試驗(yàn)方法和模擬計(jì)算分析的方法來(lái)確定零部件的可靠性和疲勞強(qiáng)度。一般的零部件試驗(yàn)周期比較長(zhǎng)，費(fèi)用貴，消耗的人力物力大，不能滿足零部件試驗(yàn)高效率的要求。隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)水平的不斷提高和計(jì)算速度的不斷加快，各種功能更加強(qiáng)大和計(jì)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(shí)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(jì)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(shí)際產(chǎn)品設(shè)計(jì)當(dāng)中。東北林業(yè)大學(xué)的孔慶華等通過(guò)CAE軟件對(duì)發(fā)動(dòng)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(dòng)機(jī)支架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(duì)發(fā)動(dòng)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(cè)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(guò)Ansys軟件對(duì)自卸車發(fā)動(dòng)機(jī)支架進(jìn)行了有限元結(jié)構(gòu)分析，得出了支架在實(shí)際工況中的最大應(yīng)力和變形分布，驗(yàn)證了該支架的可靠性[3]。發(fā)動(dòng)機(jī)支架主要對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)起了支撐固定的作用，而發(fā)電機(jī)支架是對(duì)整個(gè)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(guò)CAE軟件對(duì)新設(shè)計(jì)發(fā)電機(jī)支架進(jìn)行模態(tài)、強(qiáng)度、疲勞等多個(gè)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(dòng)機(jī)零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供了可靠依據(jù)。

本文利用強(qiáng)大的前處理軟件Hypermesh，對(duì)發(fā)電機(jī)、發(fā)電機(jī)支架整個(gè)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(jì)算分析，并利用FEMFAT進(jìn)行了疲勞分析，為校驗(yàn)設(shè)計(jì)的可行性以及為設(shè)計(jì)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(dòng)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(guò)Hypermesh網(wǎng)格劃分前處理軟件，對(duì)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(gè)有限元模型共有707 269個(gè)網(wǎng)格，182 382個(gè)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(jì)算時(shí)，不施加載荷；強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，螺栓施加預(yù)緊力（螺栓公稱直徑8 mm，強(qiáng)度級(jí)10.9級(jí)，預(yù)緊力大小18 750 N），六個(gè)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(jì)算時(shí)，各接觸面均采用Tie連接；應(yīng)力應(yīng)變計(jì)算時(shí)，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(jì)算結(jié)果分析

2.1 模態(tài)分析

對(duì)發(fā)電機(jī)支架系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)計(jì)算，模態(tài)計(jì)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(lì)頻率的1.2倍，即138.6 Hz，避開(kāi)了共振風(fēng)險(xiǎn)。從模態(tài)計(jì)算結(jié)果來(lái)看，發(fā)電機(jī)支架滿足設(shè)計(jì)要求。

圖5 一階振型

2.2 強(qiáng)度分析

對(duì)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(gè)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(jì)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(jì)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(guò)螺栓連接，螺栓施加預(yù)緊力，對(duì)各接觸面進(jìn)行面壓、滑移量計(jì)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(wú)間斷，面壓滿足設(shè)計(jì)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(jì)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(jì)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(duì)發(fā)電機(jī)支架進(jìn)行有限元計(jì)算，結(jié)果表明：在發(fā)動(dòng)機(jī)常用轉(zhuǎn)速工況下，發(fā)電機(jī)支架系統(tǒng)不會(huì)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(jì)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(jì)要求。