王 奎，張瓊宇，朱小平，胡祝昌

（1.中船動(dòng)力研究院有限公司，上海200129；2.上海柴油機(jī)股份有限公司，上海200438）

某船用低速柴油機(jī)機(jī)座推力側(cè)改進(jìn)設(shè)計(jì)

王 奎1，張瓊宇1，朱小平1，胡祝昌2

（1.中船動(dòng)力研究院有限公司，上海200129；2.上海柴油機(jī)股份有限公司，上海200438）

某型船用低速柴油機(jī)在研發(fā)過程中，需要確定機(jī)座推力側(cè)詳細(xì)設(shè)計(jì)模型。通過采用動(dòng)力學(xué)軟件計(jì)算載荷，然后進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析，結(jié)果發(fā)現(xiàn)由于軸向推進(jìn)力的作用，機(jī)座推力側(cè)隔板圓角處應(yīng)力值偏大，不能滿足強(qiáng)度要求。為了提高推力側(cè)的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，采用修改橫隔板尺寸參數(shù)和增加肋板的方法來降低危險(xiǎn)區(qū)域應(yīng)力分布，經(jīng)過分析可知，改進(jìn)后的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度得到很大的提高，滿足設(shè)計(jì)要求。

機(jī)座推力側(cè)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度改進(jìn)設(shè)計(jì)

1 引言

船用低速柴油機(jī)在船舶推進(jìn)的工作過程中提供動(dòng)力輸出，推進(jìn)力通過螺旋槳及軸系來進(jìn)行傳遞，最終傳遞到機(jī)座，由機(jī)座推力側(cè)進(jìn)行支撐［1，2］。因此，需要對(duì)機(jī)座推力側(cè)進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的分析，以確保機(jī)座可以承受該推力的作用。

在某型低速柴油機(jī)設(shè)計(jì)過程中，初步設(shè)計(jì)的模型在進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析時(shí)發(fā)現(xiàn)：由于軸向推進(jìn)力的作用，機(jī)座橫隔板圓角處出現(xiàn)較大區(qū)域的屈服，不能滿足強(qiáng)度要求，需要進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)。根據(jù)結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布的情況，在關(guān)鍵位置處增加肋板，并修改隔板板厚以及增加材料，然后對(duì)改進(jìn)后的機(jī)座進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，校核機(jī)座推力側(cè)的強(qiáng)度。

2 動(dòng)力學(xué)計(jì)算

本文采用動(dòng)力學(xué)軟件Virtual Engine建立整機(jī)的動(dòng)力學(xué)模型。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)，即缸徑、沖程、缸數(shù)、點(diǎn)火順序等在軟件中進(jìn)行設(shè)置，建立起活塞、活塞銷、連桿、曲軸、飛輪等剛體模型，并創(chuàng)建各零件之間的相互關(guān)系，建立的模型如圖1所示。然后根據(jù)爆發(fā)壓力計(jì)算出各處的受力以及振動(dòng)情況，包括軸承載荷、活塞力、曲軸振動(dòng)等。本文計(jì)算機(jī)座推力側(cè)的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，主要提取各主軸承的載荷作為靜力學(xué)的加載條件。

機(jī)座的初步設(shè)三維模型如圖2所示，推力側(cè)的軸承編號(hào)如圖中所示，推力側(cè)最外側(cè)為第8檔主軸承，推力軸承放置在第7檔和第8檔主軸承之間，在計(jì)算推力側(cè)的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度時(shí)要考慮相鄰第6檔主軸承的影響。正向推進(jìn)時(shí)，由螺旋槳通過軸系傳遞過來的軸向推力主要作用在第7檔主軸承處，壓力作用在相應(yīng)正向推力塊與機(jī)座相接觸的地方。反向推進(jìn)時(shí)，軸向推力主要作用在第8檔主軸承處，壓力作用在相應(yīng)反向推力塊與機(jī)座相接觸的地方。

圖1 Virtual Engine動(dòng)力學(xué)模型

圖2 機(jī)座NX模型

將動(dòng)力學(xué)計(jì)算得到的推力側(cè)第6檔、第7檔和第8檔主軸承力進(jìn)行提取，在不同曲軸轉(zhuǎn)角下的各主軸承合力幅值如圖3所示。從圖中可以看出，第6檔主軸承載荷幅值最大，其次為第7檔主軸承的載荷，第8檔主軸承載荷幅值最小，并且幅值變化在這3檔主軸承中也很小。

在船舶正常行駛過程中，螺旋槳推力經(jīng)過軸系傳遞到機(jī)座的推力側(cè)，并通過推力軸承作用到相應(yīng)的軸承座上。正向推進(jìn)時(shí)，軸向推力通過推力軸承作用到第7檔主軸承座上。因此在危險(xiǎn)工況選取時(shí)，應(yīng)考慮第7檔主軸承的載荷工況，第7檔主軸承豎直X方向和水平Y(jié)方向的載荷如圖4所示。在以下的計(jì)算工況中，分別選取其水平方向分力最大和豎直方向分力最大以及合力幅值最大作為結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算的危險(xiǎn)工況。

圖3 推力側(cè)主軸承載荷

圖4 第7檔主軸承載荷

3 機(jī)座推力側(cè)有限元計(jì)算

3.1 有限元模型及材料

計(jì)算中對(duì)機(jī)座的推力側(cè)進(jìn)行有限元建模，模型主要包括貫穿螺栓、氣缸體、機(jī)架、主軸承座、機(jī)座外側(cè)、主軸承蓋、主軸承蓋螺栓、上下軸瓦等，有限元模型見圖5。模型中，螺栓組件和軸瓦采用六面體單元，其余部件采用四面體單元，單元數(shù)約104萬個(gè)，節(jié)點(diǎn)數(shù)約184萬個(gè)，單元類型分別為C3D8I和C3D10M。

圖5 機(jī)座推力側(cè)有限元模型

推力側(cè)計(jì)算中各零件賦予不同的材料屬性，各零部件的材料屬性見表1。

3.2 載荷和工況

3.2.1 載荷

表1 材料屬性

機(jī)座推力側(cè)的載荷主要包括自身的重力、主軸瓦過盈裝配、貫穿螺栓和主軸承蓋螺栓的預(yù)緊力、主軸承載荷和軸向推進(jìn)力作用［3～5］。

（1）重力：整機(jī)在工作過程中承受自身重力作用，在計(jì)算過程中加載豎直向下的重力加速度，以模擬模型所受的重力載荷。

（2）軸瓦過盈裝配：根據(jù)軸瓦安裝要求，上、下軸瓦在安裝過程中，兩側(cè)有0.33 mm的過盈量，在計(jì)算過程中采用接觸過盈來模擬上、下軸瓦間的過盈裝配。

（3）螺栓預(yù)緊力：在裝配過程中對(duì)貫穿螺栓和主軸承蓋螺栓進(jìn)行預(yù)緊裝配，貫穿螺栓預(yù)緊力為900 kN，主軸承蓋螺栓預(yù)緊力為800 kN。

（4）主軸承載荷：通過提取動(dòng)力學(xué)計(jì)算得到各主軸承處的載荷，將其通過余弦力的形式加載到各軸承軸瓦的內(nèi)表面，軸瓦的外表面與機(jī)座和主軸承端蓋定義接觸，模擬出曲軸主軸頸的軸承力作用。第6檔～第8檔主軸承軸瓦余弦力加載如圖6所示。

圖6 主軸承余弦力加載

（5）軸向推力：發(fā)動(dòng)機(jī)在推進(jìn)過程中，承受由螺旋槳傳遞過來的推力作用。該軸向推力通過推力軸承傳遞到發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)座上，推力軸承通過推力塊進(jìn)行軸向力的傳遞。該發(fā)動(dòng)機(jī)軸向推力約為1 201 kN，通過推力塊作用到機(jī)座壓力面上的均布?jí)毫s為15.4 MPa。

3.2.2 工況選取

根據(jù)動(dòng)力學(xué)計(jì)算結(jié)果，選取第7檔主軸承X和Y方向載荷最大值出現(xiàn)的時(shí)刻以及幅值最大的時(shí)刻為計(jì)算的危險(xiǎn)工況點(diǎn)。

在計(jì)算中考慮到發(fā)動(dòng)機(jī)正向推進(jìn)和反向推進(jìn)兩種過程。正向推進(jìn)時(shí)，推進(jìn)力通過推力塊作用在第7檔主軸承座上；反向推進(jìn)時(shí)，推進(jìn)力通過推力塊作用在第8檔主軸承座上。由于第8檔主軸承載荷相對(duì)較小并且幅值變化也很小，考慮到第7檔主軸承載荷的影響，反向危險(xiǎn)工況的選取仍然根據(jù)第7檔主軸承載荷進(jìn)行選取。

各載荷工況的選取如表2所示，工況1/5為第7檔主軸承載荷幅值最大（同時(shí)也是X正值最大），工況2/6為第7檔主軸承Y方向正值最大，工況3/7為第7檔主軸承Y方向負(fù)值最大，工況4/8為第7檔主軸承X方向負(fù)值最大。其中工況1～4為正向推進(jìn)的四個(gè)工況，工況5～8為反向推進(jìn)的四個(gè)工況。

表2 載荷工況選?。ǖ?檔主軸承）

圖7 工況3：第7檔軸承處應(yīng)力

圖8 工況2：位移

3.3 計(jì)算結(jié)果

3.3.1 正向推進(jìn)計(jì)算結(jié)果

在正向推進(jìn)時(shí)，工況3下的等效應(yīng)力結(jié)果如圖7所示。由于軸向推力以及主軸承載荷等的作用下，在隔板圓角處出現(xiàn)最大等效應(yīng)力429.2 MPa。工況2下的軸向位移結(jié)果如圖8所示。可見，在第7檔主軸承處最大軸向位移為2.0 mm。隔板圓角處的等效應(yīng)力以及第7檔位置主軸承處的軸向位移值偏大，不能滿足設(shè)計(jì)要求。

3.3.2 反向推力計(jì)算結(jié)果

在反向推進(jìn)時(shí)，工況7時(shí)第8檔主軸承的等效應(yīng)力和軸向位移分別如圖9、圖10所示。在軸向推力以及主軸承載荷等的作用下，在隔板圓角處出現(xiàn)最大等效應(yīng)力389.8 MPa，最大軸向位移為2.1 mm?？梢姡舭鍒A角處的等效應(yīng)力以及第8檔主軸承處的軸向位移值偏大，不能滿足設(shè)計(jì)要求。

基于以上分析結(jié)果，隔板圓角處的等效應(yīng)力以及主軸承處的軸向位移值偏大，現(xiàn)采用修改隔板參數(shù)，將上方水平的板厚增加并且增加圓角處材料。另外，增加傾斜和豎直方向的肋板來增加結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度，以減小隔板圓角處的應(yīng)力分布以及主軸承處的軸向位移量。修改后的隔板以及增加的肋板如圖11所示，通過重新計(jì)算得到模型的應(yīng)力結(jié)果以及主軸承座位移結(jié)果。

圖9 工況7：第8檔軸承處應(yīng)力

圖10 工況7：位移

圖11 修改橫隔板及肋板

3.4 結(jié)果分析與討論

改進(jìn)前后隔板圓角處等效應(yīng)力對(duì)比如圖12所示。可以看出，修改隔板參數(shù)和增加肋板后，隔板圓角處的應(yīng)力分布有了很大的改善，最大等效應(yīng)力值都有了很大幅度的降低，平均降幅為53.4%。在反向推進(jìn)工況4時(shí)，等效應(yīng)力最大降幅為56.7%?？梢娡ㄟ^在薄弱區(qū)域修改隔板以及增加肋板能很好地增加結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度，減少最大應(yīng)力。

圖12 隔板圓角處應(yīng)力結(jié)果對(duì)比

主軸承座軸向最大位移值對(duì)比如圖13所示。可以看出，修改隔板參數(shù)和增加肋板后，軸向位移情況有了很大的改善。最大軸向位移值都有了很大幅度的降低，平均降幅為39.4%。在正向推進(jìn)工況1時(shí)，軸向位移值最大降幅為43.2%。可見通過在整體結(jié)構(gòu)薄弱區(qū)域修改隔板參數(shù)以及增加肋板，能很好地增加結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度，減少最大位移值。

圖13 軸向（Y）位移

4 總結(jié)

（1）機(jī)座推力側(cè)原設(shè)計(jì)模型在軸向推力的作用下出現(xiàn)較大的軸向變形，并且在隔板圓角區(qū)域出現(xiàn)較大的應(yīng)力，不能滿足設(shè)計(jì)要求。

（2）通過在強(qiáng)度薄弱區(qū)域修改橫隔板尺寸參數(shù)和增加肋板，能大幅度減小結(jié)構(gòu)的軸向位移，并且降低危險(xiǎn)圓角處的等效應(yīng)力，改進(jìn)后的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度得到很大的提高。

（3）通過數(shù)值模擬方法能夠有效地指導(dǎo)設(shè)計(jì)，對(duì)研發(fā)設(shè)計(jì)過程有很好的預(yù)判作用，為結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了很好的參考作用。

［1］方峰.船用柴油機(jī)安裝工藝的優(yōu)化［J］.青島遠(yuǎn)洋船員學(xué)院學(xué)報(bào)，2011，32（4）：27-31.

［2］強(qiáng)玉哲.R6160ZC新款柴油機(jī)的研制與開發(fā)［J］.江蘇船舶，2003，20（5）：19-20，23.

［3］劉利軍，吳朝暉，李帆等.Abaqus在船用柴油機(jī)研發(fā)中的應(yīng)用［J］.計(jì)算機(jī)輔助工程，2013，22（z2）：252-259.

［4］高衛(wèi)娟.船用柴油機(jī)機(jī)體動(dòng)態(tài)應(yīng)力分析方法研究［D］.武漢理工大學(xué)，2010.

［5］石秀勇，李國(guó)祥，胡玉平等.基于特征建模的船用柴油機(jī)機(jī)體強(qiáng)度有限元分析［J］.船舶工程，2006，28（6）.

The Improved Design of the Bedplate Thrust Side of Low-Speed Marine Diesel Engine

Wang Kui1，Zhang Qiongyu1，Zhu Xiaoping1，Hu Zhuchang2
（1.China Shipbuilding Power Engineering Institute Co.，Ltd，Shanghai 200129，China；2.Shanghai Diesel Engine Co.，Ltd，Shanghai 200438，China）

In the process of research and development of a new type of low-speed marine diesel engine，the detailed layout of the thrust side of the bedplate needs to be determined.The load conditions were chosen via the dynamic software，and the structure strength analysis was performed，the results showed that due to the axial thrust，the stress value of diaphragm fillet exceeded the yield stress.In order to increase the structure strength of the thrust side，the diaphragm size parameters were modified and ribs were added reduce the stress distribution in the weak areas.After improvement，the structure strength of the thrust side has been greatly improved which met the design requirements.

bedplate thrust side，structural strength，Improved design

10.3969/j.issn.1671-0614.2015.04.008

來稿日期：2015-07-07

王奎（1988），男，助理工程師，主要研究方向?yàn)榘l(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及疲勞分析。