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R180型柴油机机体三面镗孔组合机床实践
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大功率柴油机机体疲劳设计的研究73
ＳＨＩＰＥＮＧＩＮＥＥⅪＮＧ；Ｖｏｌ２９Ｓｕｐｐｌｅｍｅｎｔ２２００７船舶工程；大功率柴油机机体疲劳设计的研究；孙丽萍１，王生武１，林鹏１，张健１，吴昌华１，王；（１大连交通大学，２大连机车车辆有限公司）；摘要：柴油机承受的是交变负荷，其强度是疲劳强度问；虑到当转速一定时，柴油机一个循环内工作负荷的变化；命影响最大，于是本文只做机体额定工况下的动力响应；也就
ＳＨＩＰＥＮＧＩＮＥＥⅪＮＧＶｏｌ２９Ｓｕｐｐｌｅｍｅｎｔ２２００７船舶工程总第２９卷，２００７年增刊２大功率柴油机机体疲劳设计的研究孙丽萍１，王生武１，林鹏１，张健１，吴昌华１，王平２（１大连交通大学，２大连机车车辆有限公司）摘要：柴油机承受的是交变负荷，其强度是疲劳强度问题。本文提出了确定机体疲劳寿命的一个新方法。考虑到当转速一定时，柴油机一个循环内工作负荷的变化规律也是一定的，而额定工况下机体应力对其疲劳寿命影响最大，于是本文只做机体额定工况下的动力响应计算，并以此代替动应力的测试，其它工况忽略不计，也就是以相对寿命的计算代替绝对寿命的计算，既避免了危险点疲劳应力的测试，又节省了大量的计算工作。本文以１６Ｖ２４０ＺＪＤ柴油机机体为例，用上述办法进行了疲劳设计，求出了其相对疲劳寿命，并提出了结构改进措施，将相对寿命提高９０％以上。关键词：柴油机机体；动力响应计算；疲劳设计；相对寿命中图分类号：ＴＫ４２文献标识码：Ａ文章编号：１０００―６９８２（２００７）Ｚ２―００６３－０４Ｓｔｕｄｙｏｆｆａｔｉｇｕｅｄｅｓｉｇｎｏｆｈｉｇｈ―ｐｏｗｅｒｄｉｅｓｅｌｅｎｇｉｎｅｂｏｄｙＳＵＮＬｉ－ｐｉｎｇ１，ＷＡＮＧＳｈｅｎｇ～＂ＷＵ，ＬＩＮＰｅｎｇ１，ＺＨＡＮＧＪｉａｎｌ，ＷＵＣｈａｎｇ－ｈｕａｌ，ＷＡＮＧＰｉｎ９２（１ＤａｌｉａｎＪｉａｏｔｏｎｇＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，２ＤａｌｉａｎＬｏｃｏｍｏｔｉｖｅａｎｄＲｏｌｌＳｔｏｃｋＷｏｒｋｓ）Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｌｏａｄｓｄｉｅｓｅｌｅｎｇｉｎｅｂｅａｒｉｎｇｉｓｓｔｒｅｓｓａｌｔｅｒｎａｔｉｏｎａｎｄｔｈｅｈａｒｄｎｅｓｓｉｓｔｈｅｆａｔｉｇｕｅｉｎｔｒｏｄｕｃｅｓａｓｔｒｅｎｇｔｈ．ＴｈｉｓａｒｔｉｃｌｅｎｅｗｗａｙｔｏｄｅｔｅｒｍｉｎｅｂｏｄｙｆａｔｉｇｕｅｌｉｆｅＣｏｎｓｉｄｅｒｅｄｗｈｅｎｔｈｅｒｏｔａｔｉｏｎａｌｓｐｅｅｄｉｓｃｏｎｓｔａｎｔ，ｔｈｅｍｕｔａｔｉｖｅｏｎｅｒｅｇｕｌａｒｉｔｙｏｆｏｐｅｒａｔｉｎｇｌｏａｄｉｓｕｎａｌｔｅｒｅｄｉｎｇｒｅａｔｅｓｔｃｙｃｌｅｏｆｄｉｅｓｅｌｅｎｇｉｎｅａｎｄｔｈｅｓｔｒｅｓｓｉｎｒａｔｅｄｃｏｎｄｉｔｉｏｎｔｏｍａｋｅｔｈｅｔｈｅｐｏｗｅｒｉｍｐａｃｔｔｏｆａｔｉｇｕｅｌｉｆｅ，ＳＯｔｈｉｓｐａｐｅｒｃａｌｃｕｌａｔｅｄｐｏｗｅｒｒｅｓｐｏｎｓｅｉｎｒａｔｅｄｃｏｎｄｉｔｉｏｎｏｔｈｅｒｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓＩｎｏｔｈｅｒｗｏｒｄｓ，ｔｏｔａｋｅｒｅｐｌａｃｅｒｅｓｐｏｎｓｅｔｅｓｔ，ｉｇｎｏｒｉｎｇａｂｓｏｌｕｔｅｔｈｅｃｏｍｐａｒａｔｉｖｅｌｉｆｅｔｉｍｅｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎｒｅｐｌａｃｅｏｆｌｉｆｅｔｉｍｅｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ，ｎｏｔｏｎｌｙａｖｏｉｄｔｈｅｔｅｓｔｏｆｆａｔｉｇｕｅｓｔｒｅｓｓｏｆｐｅｒｉｌｐｏｉｎｔｂｕｔａｌｓｏｒｅｔｒｅｎｃｈｌｏｔｓｏｆｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ．Ｔｈｉｓａｒｔｉｃｌｅｔａｋｅｔｈｅ１６Ｖ２４０ＺＪＤｄｉｅｓｅｌｅｎｇｉｎｅｂｏａｙｆｏｒｅｘａｍｐｌｅ，ｃｏｍｐｌｅｔｅｔｈｅｆａｔｉｇｕｅｄｅｓｉｇｎｂｙｔｈｅｗａｙｌｉｆｅｏｆａｂｏｖｅｐａｒａｇｒａｐｈ，ｏｂｔａｉｎｅｄｔｈｅｆａｔｉｇｕｅｌｉｆｅｔｉｍｅ，ｐｒｅｓｅｎｔｅｄｔｈｅｉｍｐｒｏｖｅｄｍｅａｓｕｒｅｓ，ｐｒｏｌｏｎｇｔｈｅｃｏｍｐａｒａｔｉｖｅｔｉｍｅｏｖｅｒ９０％．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｄｉｅｓｅｌｅｎｇｉｎｅｂｏｄｙ，ｐｏｗｅｒｒｅｓｐｏｎｓｅｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ，ｆａｔｉｇｕｅｄｅｓｉｇｎ，ｃｏｍｐａｒａｔｉｖｅｌｉｆｅｔｉｍｅ１问题的提出自从上世纪六十年代有限单元法产生以来，立即在各行各业的设计领域得到了应用，极大地提高了各种工程设施、结构以及机器零部件的强度与刚度的计算精度，缩短了试制周期，节省了耗费。大功率柴油机作为在国民经济中举足轻重、而且应用最广泛的动力机械，当然也不例外，在设计中也广泛采用有限单元法计算零部件的位移和应力。但是在当时有限元法还处在起步阶段，从理论到算法都在发展，计算机的水平也不高，所以用有限元法计算的基本上都是结构的静力分析问题。柴油机承受的是交变负荷，其强度是疲劳强度问题，而用有限元法计算只能做静强度分析，计算柴油机工作的一个或几个瞬时。所以用有限元静力计算对柴油机工作进行仿真精度是比较差的，效益远不如航空、土建等领域明显。疲劳强度理论由来已久。经典的疲劳强度计算方法，是先求出ｏｍａｘ和ｏ－ｍｉｎ，再据以计算应力幅｛５ａ和平均应力锄，然后用Ｇｏｏｄｍａｎ图评价疲劳强度。这样的疲劳强度计算还没有涉及疲劳寿命的概念，只有疲劳强度足够与不够的问题。疲劳强度足够意味着循环次数可达无限次。有限元法出现后ｏ－ｍａｘ和ｏｍｉｎ的计算精度提高了，疲劳强度的计算更精确了。但用有限元法按静力模型求出的ｏ／ｎａｘ和ｏｍｉｎ，不能考虑交变负荷的动力放大效应，也不能考虑不同转速下ｏｍａｘ和ｏｍｉｎ的变化，对计算精度仍有一定程度的影响。随着近年来计算和试验技术的飞速发展，确定结构疲劳寿命的方法渐趋成熟，这就是用Ｍｉｎｅｒ准则。关于Ｍｉｎｅｒ准则的理论，在关于结构疲劳强度的教科书中都有详细的介绍，这里不再赘述。在使用Ｍｉｎｅｒ准则时，为了确定危险点，需要先对结构进行详细的有限元计算，然后对应力高的区域贴应变片，测出应力一时间历程曲线，再用雨流法对应力一时间历程进行统计处理，最后结合危险点处试样的Ｓ―Ｎ曲线，求出疲劳寿命。１６Ｖ２４０ｚＪＤ型大功率机车柴油机制造出来后一６３―经多年的使用，发现机体Ｖ型夹角以上部位各缸与横拉螺栓的螺母的装配平面，都按连续体处理。内侧板的加强肋下部时有裂纹产生。显然，这是另外，只对产生爆发的４个气缸的上述４种配合疲劳强度问题，需要在结构上予以改进，以便延表面按接触问题模拟，其余１２个气缸的配合表面长其使用寿命。都按连续体模拟。由于裂纹产生部位位于机体内部，贴应变片１６Ｖ２４０ＺＪＤ机体装配结构静力计算的有限不方便，工厂提出，希望能从解决实际问题角度元模型示于图ｌ。此模型共包括２６６２３７个节点，考虑，尽量简化疲劳寿命计算办法，最好能不进３５０９９９个单元，１１９３６个接触点对。模型中大多行动应力测试。考虑到柴油机与一般机器不同，数单元的边长为３０ｍｍ。对于着重评价的内侧板它不但在一个工作循环内承受按一定规律变化的部位的单元边长为４ｒａｍ。交变负荷，而且在工况变化时作用的交变负荷值也发生相应的变化，但不同转速下载荷的变化规律是相似的，而以额定工况下的交变负荷值为最大。显然，额定工况下交变负荷的作用对柴油机疲劳寿命的影响最大。如果只求柴油机的相对疲劳寿命，可以只取额定工况下的应力一时间历程曲线作为计算的依据，这就避免了不同转速下动应力的测试问题。从另一方面看，如果网格划分得足够细，可以用动力响应计算的结果来代替实图ｌ１６Ｖ２４０ＺＪＤ机体装配结构静力计算的有限元模型测，这干脆绕过了试验，大大简化了疲劳寿命的由于第４、５、１２、１３缸处于机体的中部，计算。这篇文章就以１６Ｖ２４０ＺＪＤ柴油机机体为挠度最大，它们爆发时工作条件最恶劣，静力计例，利用其额定工况动力响应的计算结果，求出算选取这４个缸爆发的瞬时作为计算工况。原结构的相对疲劳寿命，再对结构进行疲劳设计，作用载荷是从１６Ｖ２４０ＺＪＥ型柴油机动力学提高疲劳寿命。计算报告中取值施加的。计算共考虑了以下７种２机体的静力分析载荷：１）作用在各缸盖上的气体力：按各气缸的１６Ｖ２４０ＺＪＤ型柴油机机体是铸焊结构，结构发火次序、按均布力施加在各缸盖火焰板下侧。极其复杂。而裂纹产生部位在机体上部，离缸套２）由各气缸内连杆传来的气体力和活塞连以及缸盖螺栓固定部位不远，曲轴又是主要的受杆组往复惯性力的合力以及曲轴相应各部分的惯力件，所以计算模型中必须把缸盖、缸套、曲轴性力：施加在曲轴各单拐的相应部位。等部件全都计入。计算时先对机体、曲轴、缸盖、３）计算工况下各气缸的活塞侧压力：按均缸套等各部件进行实体造型，然后再进行拼装。布力施加在各相应气缸套内侧的相应位置。从分析角度看，机体计算之所以复杂，一方４）按接触联接的第４、５、１２、１３缸四组缸面固然因为其结构复杂，另一方面则因为在模型盖螺栓（２４个），通过施加过盈量来模拟预紧力。中必须考虑机体与曲轴、缸盖、缸套和各种螺栓对剩余的十二组缸盖螺栓，利用虎克定律，根据等零部件的配合关系。机体计算是一个带有大量螺栓的预伸长量计算出螺栓的预紧力，按相向作待定边界的复杂结构的接触问题。用的均布力，施加于缸盖螺栓同缸盖顶板以及机１６Ｖ２４０ＺＪＤ机体计算模型中考虑了下列几体项板联接处。种配合表面的接触关系：１）各气缸套与各气缸盖５）机体的主轴承螺栓预紧力：利用虎克定的接触；２）各缸盖螺栓螺母下平面与缸盖顶板上律根据螺栓的预伸长量算出预紧力数值，按相向平面的接触；３）各气缸套凸肩与机体项板上平面作用的均布力施加于主轴承盖和主轴承座中主轴的接触：４）曲轴各主轴颈与主轴瓦的接触。承螺母孑Ｌ的相应部位。为了确保计算精度，同时又尽量减小计算工６）机体的横拉螺栓预紧力：也是算出螺栓作量，计算模型中对机体下部远离应力关心部位预紧力，再按均布力施加到相应部位。处的配合表面，像主轴瓦与主轴承座的配合表面、７）主发电机的工作反力：按照１６Ｖ２４０ＺＪＥ主轴承盖与主轴承座的配合表面以及主轴承螺栓型柴油机的技术参数，在连接箱与电机联接的相?－－――６４－－――应部位施加电机反扭矩（标定功率３６８０ｋｗ）。等计算结果稳定了，再把最后循环终止时刻的参３机体的动力响应计算数作为初始参数进行动力响应计算。计算实践表明，至少要进行３个工作循环计算之后才能进行机体动力响应计算的有限元模型中没有考动力响应计算。虑各个部件装配的接触问题，缸盖、缸套与机体认为是一体。曲轴与机体利用刚性单元进行联接。４１６Ｖ２４０Ｚ皿机体结构的改进机体上所有的螺栓都忽略不计，但在螺栓联接相１）机体原结构应部位施加螺栓预紧力。由于动力响应计算的工１６Ｖ２４０ｚ巾机体是铸焊结构，为了使纵向内作量远比静力计算为大，机体模型中除了把关键侧板能更好地承受从上顶板传来的力，在每一个部位网格细化为５ｍｍ左右，其余部位尽量增大气缸范围内的内侧板与上顶板之间都焊有两块三网格尺寸至３５～５０ｍｍ，这样既保证了精度，又角形肋板。柴油机经过数年的运用，内侧板在与提高计算效率。机体模型主要采用实体单元和平三角形肋板下端部的焊接部位有一些产生了裂壳单元。实体单元全部采用四节点四面体单元，纹，而且１６个气缸内侧板的同样部位都有裂纹产平壳单元大多数采用四边形单元。生。这说明机体的疲劳寿命不够，需要在结构上采取加强的措施。２）改进方案ｌ考虑到裂纹之所以产生，必然是断裂部位有拉应力。如果在各个气缸范围内气缸套的外侧，均布地增加４个螺栓，将上项板与缸套下支承板联接起来，螺栓上再施加预紧力，便可在内侧板上增加压应力，从而减小其拉应力。但是这个方案对机体的改动比较大，特别对既有机体，实现比较费事。图２１６Ｖ２４０ＺＪＤ柴油机机体动力响应计算的有限元模型３）改进方案２．１６Ｖ２４０ＺＪＤ型柴油机机体动力响应计算的从疲劳分析角度考虑，内侧板在与三角形肋有限元模型示于图２。此模型共包括１１４４８６个节板下端部的焊接部位产生了裂纹，很可能是三角点，２８２６０５个单元。形肋板刚度过大所致，减小肋板刚度将减小裂纹动力响应计算的载荷随时间变化而变化，时产生处的应力。因此可以采用打磨的办法，将肋间步长通常取为５¨１００，但螺栓预紧力是不变板的斜边磨成向内凹的曲线，这个方案实现比较的。动力响应计算的载荷如下：容易。１）按柴油机示功图和发火次序把作用在各缸盖上的气体力分别分解成各自的水平分量和垂直分量，并按均布力施加在各缸盖火焰板下侧；２）把作用在曲轴上的、由连杆传来的气体力和活塞连杆组往复惯性力以及曲轴各部分惯性力等综合产生的法向力分解成水平分量和垂直分量，施加在曲轴相应部位；３）各缸盖螺栓的预紧力通过换算施加到相应部位；４）机体各主轴承螺栓和横拉螺栓的预紧力图３改进方案２的肋板与其有限元模型通过换算施加到相应部位。对原结构的静力计算结果表明，较高的最大进行动力响应计算时必须要给定初始条件。主应力发生在三个部位：上顶板与内侧板的联接通常都以各节点在计算开始时的位移、速度和加焊缝处（主要是在同一缸两肋板之间部分）、上顶速度等于零作为初始条件。这显然不能真实反映板与肋板顶部的联接焊缝处以及内侧板与肋板下实际情况。因此至少需要进行几个工作循环计算，端部的焊接部位，其中第三个部位的应力最大，一６５―那里也正是产生断裂的区域。大的最大主应力产生位置均与原结构相同，也产两个改进方案的计算结果表明，与原结构相生在第１２缸靠近输出端肋板的正下方部位，节点比，机体的应力分布规律基本上没有什麽变化，２处的最大主应力值仍是这个区域中最大值。动但高应力值都有明显的下降。力响应计算求出的节点ｌ、２、３处的最大的最大下面将机体原结构和两种改进方案的静力主应力数值分别为５７．３ＭＰａ，６５．９ＭＰａ和计算求出的最高应力点的应力列于表中：６４．６ＭＰａ，比原结构有较大幅度下降。表不同方案下应力集中点的各种应力的比较作为示例，在图５中给出机体改进方案２额最大主应力最小主应力ＶｏｎＭｉｓｅｓ应力定工况的最大主应力一时间历程曲线。（ＭＰａ）（ＭＰａ）（ＭＰａ）根据机体的动力响应计算结果，参考危险点原结构５６．８７７．１７４５．６６处试样的Ｓ―Ｎ曲线，用雨流法对应力一时间历改进方案ｌ４７．８５６．３３３８．２３程进行统计处理，再利用Ｍｉｌｌｅｒ准则便可求得机改进方案２４４．１１４．７６３６．５２体的相对疲劳寿命。计算表明，改进方案２比原从上表数据可以清楚地看出，对原有的三角结构的相对疲劳寿命提高９７．２％。形肋板进行打磨，可以使得应力集中现象得到较好的缓解，应力值有了大幅的降低；而且工艺过程相对简单。从静力计算结果可以判断，改进方案２是结构改进的最佳方案。为了减小计算工作量，下面只对原结构和改进方案２进行相应动力响应分析以及疲劳寿命预测。引似缈萄ｆ机体额定工况动力响应计算的结果根据静力计算分析，原结构中第１２缸靠近输出端肋板的正下方部位最大主应力值最大，即ｏＴ?ｍ?‘６●ｅｏｎ廿?，０１１３４９２１图４中节点ｌ、节点２和节点３位置，其中节点２图５改进方案２节点２处最大主应力一时间历程曲线处的最大主应力值是这个区域中最大值。５结论额定工况下交变负荷的作用对柴油机疲劳寿命的影响最大。如果只求柴油机的相对疲劳寿命，可以只取额定工况下的应力一时间历程曲线作为计算的依据，也就是说，可以用额定工况下动力响应计算的结果来代替动应力测试。针对１６Ｖ２４０ＺＪＤ柴油机机体的原结构、改滋进方案ｌ和改进方案２的静力计算结果表明，在疲劳寿命评价关键区域内改进方案ｌ和２中的最大主应力的最大值比原结构分别下降１５．９％和２２．４％。再综合考虑工艺性，改进方案２比改进图４第１２缸三角形肋板处的危险位置方案ｌ更合理。从相对疲劳寿命的角度看，改进对机体原结构额定工况的动力响应计算结方案２的寿命比原结构提高９７．２％。果表明，最大主应力的最大值发生的位置和静力计算相同，即仍为节点１、２、３，其数值分别为参考文献６１．５７６ＭＰａ，７５．２６９ＩＶＩ－Ｐａ和７４．８３３ＭＰａ，比静力［１］吴昌华，机车与柴油机弹塑性接触分析，铁道出版计算明显增加。社，２００７【２】大连交通大学，１６Ｖ２４０ＺＪＤ柴油机机体疲劳强度计根据对改进方案２的静力和动力分析，其最算报告，２００６―６６―大功率柴油机机体疲劳设计的研究作者：作者单位：孙丽萍， 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