（南車玉柴四川發(fā)動機(jī)股份有限公司，資陽641301）

一種船用柴油機(jī)增壓器支架的設(shè)計(jì)

羅威，陳世江，葉文彪

（南車玉柴四川發(fā)動機(jī)股份有限公司，資陽641301）

介紹了某船用柴油機(jī)增壓器支架的設(shè)計(jì)。在考慮到滿足功能要求、材料選擇、空間布置等關(guān)鍵的基礎(chǔ)上最終確定了增壓器支架的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)，并通過有限元計(jì)算優(yōu)化和驗(yàn)證了增壓器支架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。

船用柴油機(jī)增壓器支架有限元計(jì)算

1 概述

某船用柴油機(jī)是根據(jù)南車玉柴四川發(fā)動機(jī)股份有限公司與用戶簽署的采購合同，在原有的12Ⅴ280柴油機(jī)的基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)的。為了不更改增壓系統(tǒng)，新的柴油機(jī)增壓器支架需要完全重新設(shè)計(jì)。增壓器支架是連接增壓器與柴油機(jī)機(jī)體的零件，不僅要承受2個增壓器的重量，還要受到機(jī)體和增壓器振動的影響，工作狀況惡劣[1]。因此該支架的力學(xué)性能對發(fā)動機(jī)的使用壽命有重要影響。在設(shè)計(jì)過程中應(yīng)對其關(guān)注。

2 增壓器支架的設(shè)計(jì)

2.1結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

由于柴油機(jī)機(jī)體和增壓器支架的連接接口基本固定，因此增壓器支架的輪廓也相應(yīng)確定[2]。在充分考慮外部所允許的增壓器支架空間大小因素后，通過對支架的外形接口、減重、美觀進(jìn)行不斷地修改細(xì)化，最終形成該增壓器支架的初步三維模型，見圖1。

圖1 增壓器支架三維模型

根據(jù)柴油機(jī)總體要求，增壓器支架布置在柴油機(jī)的輸出端。增壓器支架通過螺栓與機(jī)體連接成一個整體，在支架的頂面左右對稱布置2只增壓器。增壓器支架的位置見圖2。

2.2材料確定

由于新設(shè)計(jì)的增壓器支架成八字形，且2只重約1噸的增壓器斜放在支架上，導(dǎo)致支架不僅要承受重力和振動的影響，還要受到較大的彎矩和扭矩，工作狀況十分惡劣。鑄鐵、鑄鋼、鋼結(jié)構(gòu)都無法很好地滿足要求。故支架選用機(jī)械性能、鑄造性能較好的球墨鑄鐵，材料確定為QT500-7，其主要力學(xué)性能見表1。

圖2 增壓器支架位置

表1 QT500-7力學(xué)性能參數(shù)

3 增壓器支架有限元計(jì)算

3.1網(wǎng)格劃分

首先，利用AutodeskⅠnventor軟件對增壓器支架進(jìn)行三維實(shí)體建模，然后在ALGOR軟件中進(jìn)行網(wǎng)格劃分[3]。為使計(jì)算經(jīng)濟(jì)可行，綜合考慮計(jì)算結(jié)果的精度要求，在分析過程中，對不影響增壓器支架計(jì)算的特征做了簡化處理。網(wǎng)格采用四面體單元，網(wǎng)格大小6 mm，局部作加密處理。劃分好的網(wǎng)格共有單元2 490 741個，節(jié)點(diǎn)504 239個。在ALGOR中按表1定義材料參數(shù)。增壓器支架有限元分析流程如圖3所示。

圖3 增壓器支架有限元計(jì)算流程

3.2載荷及約束

增壓器支架通過螺栓與機(jī)體連接，所以在增壓器支架機(jī)體連接端螺栓孔處約束6個自由度。在增壓器重心處垂向施加6 g沖擊載荷（垂向工況），縱向、橫向分別施加4 g沖擊載荷（分別為縱向工況和橫向工況）[4]。垂向工況加載模型如圖4所示。

圖4 垂向工況增壓器支架的載荷及約束

3.3計(jì)算結(jié)果

增壓器支架各工況的有限元計(jì)算結(jié)果如表2所示。增壓器支架材料的屈服強(qiáng)度為320 MPa，安全系數(shù)取2，計(jì)算得到材料的許用應(yīng)力為160 MPa。最大應(yīng)力出現(xiàn)在垂向工況，為310.9 MPa，位于機(jī)體右下端連接螺栓孔處；縱向、橫向工況最大應(yīng)力分別為268.5 MPa和233.8 MPa。3種工況的最大應(yīng)力都已超過許用應(yīng)力，需要針對性的加以優(yōu)化。3種工況的最大變形都小于目標(biāo)值1 mm，滿足要求。垂向工況時的應(yīng)力和應(yīng)變?nèi)鐖D5和圖6所示。

表2 增壓器支架各工況有限元計(jì)算結(jié)果

4 增壓器支架結(jié)構(gòu)優(yōu)化

找到增壓器支架的薄弱點(diǎn)后，對增壓器支架支撐面及兩側(cè)肋板進(jìn)行了加強(qiáng)優(yōu)化，如圖7所示。優(yōu)化后增壓器支架各工況的有限元計(jì)算結(jié)果如表3所示。最大應(yīng)力仍出現(xiàn)在垂向工況，為141.9 MPa，相較于原始方案下降了54.4%；縱向、橫向工況最大應(yīng)力分別為127.4 MPa和122.9 MPa。3種工況的最大應(yīng)力均低于許用應(yīng)力160 MPa，3種工況的最大變形都小于目標(biāo)值1mm。優(yōu)化方案能夠滿足使用要求。垂向工況時的應(yīng)力和應(yīng)變?nèi)鐖D8和圖9所示。

圖5 增壓器支架垂向工況應(yīng)力分布

圖6 增壓器支架垂向工況應(yīng)變分布

圖7 優(yōu)化后的增壓器支架三維模型

表3 優(yōu)化后增壓器支架各工況有限元計(jì)算結(jié)果

5 結(jié)論

經(jīng)過對該船用柴油機(jī)增壓器支架的設(shè)計(jì)和有限元計(jì)算可以得到如下結(jié)論：

（1）根據(jù)柴油機(jī)機(jī)體和增壓器支架的連接接口，并考慮到與其他部件的干涉等問題，設(shè)計(jì)出了最初的增壓器支架。

圖8 優(yōu)化后的增壓器支架垂向工況應(yīng)力分布

圖9 優(yōu)化后的增壓器支架垂向工況應(yīng)變分布

（2）通過有限元計(jì)算，發(fā)現(xiàn)初始設(shè)計(jì)方案最大應(yīng)力為310.9 MPa，遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于許用應(yīng)力160 MPa，存在屈服風(fēng)險(xiǎn)，需要優(yōu)化。

（3）通過結(jié)構(gòu)優(yōu)化，增壓器支架的最終最大應(yīng)力相較于原始方案下降了54.4%，為141.9 MPa，小于許用應(yīng)力160 MPa；3種工況的最大變形都小于目標(biāo)值1 mm，故滿足使用要求。

1張保成，蘇鐵熊，張林仙.內(nèi)燃機(jī)動力學(xué)[M].北京：國防工業(yè)出版社，2009.

2桑翌鑫.多功能新型R12V280ZJ型柴油機(jī)增壓器支架的研制[J].中國科技信息，2013（3）.

3寇曉東，唐可，田彩軍.ALGOR結(jié)構(gòu)分析高級教程[M].北京：清華大學(xué)出版社，2008.

4許江濤.增壓器支架的沖擊響應(yīng)分析[J].科技風(fēng)，2010（6）.

Design of Turbocharger Bracket of a Marine Diesel Engine

Luo Wei,Chen Shijiang，Ye Wenbiao
（YCSR Sichuan Engine CO.,Ltd.,Ziyang 641301,China）

Design of the turbocharger bracket of a marine diesel engine is introduced.The bracket structure was ultimately determined with the consideration of functional requirements,material selection, space layout and other key points.The bracket structure design was optimized and verified by finite element calculation.

marine diesel engine,turbocharger bracket,finite element calculation

10.3969/j.issn.1671-0614.2014.04.002

來稿日期：2014-08-21

羅威（1987-），男，工程師，主要研究方向?yàn)閮?nèi)燃機(jī)零部件CAE仿真分析。