某船用低速柴油机机座推力侧改进设计

王 奎，张琼宇，朱小平，胡祝昌

（1.中船动力研究院有限公司，上海200129；2.上海柴油机股份有限公司，上海200438）

某船用低速柴油机机座推力侧改进设计

王 奎1，张琼宇1，朱小平1，胡祝昌2

（1.中船动力研究院有限公司，上海200129；2.上海柴油机股份有限公司，上海200438）

某型船用低速柴油机在研发过程中，需要确定机座推力侧详细设计模型。通过采用动力学软件计算载荷，然后进行结构强度分析，结果发现由于轴向推进力的作用，机座推力侧隔板圆角处应力值偏大，不能满足强度要求。为了提高推力侧的结构强度，采用修改横隔板尺寸参数和增加肋板的方法来降低危险区域应力分布，经过分析可知，改进后的设计结构强度得到很大的提高，满足设计要求。

机座推力侧结构强度改进设计

1 引言

船用低速柴油机在船舶推进的工作过程中提供动力输出，推进力通过螺旋桨及轴系来进行传递，最终传递到机座，由机座推力侧进行支撑［1，2］。因此，需要对机座推力侧进行结构强度的分析，以确保机座可以承受该推力的作用。

在某型低速柴油机设计过程中，初步设计的模型在进行结构强度分析时发现：由于轴向推进力的作用，机座横隔板圆角处出现较大区域的屈服，不能满足强度要求，需要进行结构改进。根据结构应力分布的情况，在关键位置处增加肋板，并修改隔板板厚以及增加材料，然后对改进后的机座进行强度计算，校核机座推力侧的强度。

2 动力学计算

本文采用动力学软件Virtual Engine建立整机的动力学模型。根据发动机参数，即缸径、冲程、缸数、点火顺序等在软件中进行设置，建立起活塞、活塞销、连杆、曲轴、飞轮等刚体模型，并创建各零件之间的相互关系，建立的模型如图1所示。然后根据爆发压力计算出各处的受力以及振动情况，包括轴承载荷、活塞力、曲轴振动等。本文计算机座推力侧的结构强度，主要提取各主轴承的载荷作为静力学的加载条件。

机座的初步设三维模型如图2所示，推力侧的轴承编号如图中所示，推力侧最外侧为第8档主轴承，推力轴承放置在第7档和第8档主轴承之间，在计算推力侧的结构强度时要考虑相邻第6档主轴承的影响。正向推进时，由螺旋桨通过轴系传递过来的轴向推力主要作用在第7档主轴承处，压力作用在相应正向推力块与机座相接触的地方。反向推进时，轴向推力主要作用在第8档主轴承处，压力作用在相应反向推力块与机座相接触的地方。

图1 Virtual Engine动力学模型

图2 机座NX模型

将动力学计算得到的推力侧第6档、第7档和第8档主轴承力进行提取，在不同曲轴转角下的各主轴承合力幅值如图3所示。从图中可以看出，第6档主轴承载荷幅值最大，其次为第7档主轴承的载荷，第8档主轴承载荷幅值最小，并且幅值变化在这3档主轴承中也很小。

在船舶正常行驶过程中，螺旋桨推力经过轴系传递到机座的推力侧，并通过推力轴承作用到相应的轴承座上。正向推进时，轴向推力通过推力轴承作用到第7档主轴承座上。因此在危险工况选取时，应考虑第7档主轴承的载荷工况，第7档主轴承竖直X方向和水平Y方向的载荷如图4所示。在以下的计算工况中，分别选取其水平方向分力最大和竖直方向分力最大以及合力幅值最大作为结构强度计算的危险工况。

图3 推力侧主轴承载荷

图4 第7档主轴承载荷

3 机座推力侧有限元计算

3.1 有限元模型及材料

计算中对机座的推力侧进行有限元建模，模型主要包括贯穿螺栓、气缸体、机架、主轴承座、机座外侧、主轴承盖、主轴承盖螺栓、上下轴瓦等，有限元模型见图5。模型中，螺栓组件和轴瓦采用六面体单元，其余部件采用四面体单元，单元数约104万个，节点数约184万个，单元类型分别为C3D8I和C3D10M。

图5 机座推力侧有限元模型

推力侧计算中各零件赋予不同的材料属性，各零部件的材料属性见表1。

3.2 载荷和工况

3.2.1 载荷

表1 材料属性

机座推力侧的载荷主要包括自身的重力、主轴瓦过盈装配、贯穿螺栓和主轴承盖螺栓的预紧力、主轴承载荷和轴向推进力作用［3～5］。

（1）重力：整机在工作过程中承受自身重力作用，在计算过程中加载竖直向下的重力加速度，以模拟模型所受的重力载荷。

（2）轴瓦过盈装配：根据轴瓦安装要求，上、下轴瓦在安装过程中，两侧有0.33 mm的过盈量，在计算过程中采用接触过盈来模拟上、下轴瓦间的过盈装配。

（3）螺栓预紧力：在装配过程中对贯穿螺栓和主轴承盖螺栓进行预紧装配，贯穿螺栓预紧力为900 kN，主轴承盖螺栓预紧力为800 kN。

（4）主轴承载荷：通过提取动力学计算得到各主轴承处的载荷，将其通过余弦力的形式加载到各轴承轴瓦的内表面，轴瓦的外表面与机座和主轴承端盖定义接触，模拟出曲轴主轴颈的轴承力作用。第6档～第8档主轴承轴瓦余弦力加载如图6所示。

图6 主轴承余弦力加载

（5）轴向推力：发动机在推进过程中，承受由螺旋桨传递过来的推力作用。该轴向推力通过推力轴承传递到发动机机座上，推力轴承通过推力块进行轴向力的传递。该发动机轴向推力约为1 201 kN，通过推力块作用到机座压力面上的均布压力约为15.4 MPa。

3.2.2 工况选取

根据动力学计算结果，选取第7档主轴承X和Y方向载荷最大值出现的时刻以及幅值最大的时刻为计算的危险工况点。

在计算中考虑到发动机正向推进和反向推进两种过程。正向推进时，推进力通过推力块作用在第7档主轴承座上；反向推进时，推进力通过推力块作用在第8档主轴承座上。由于第8档主轴承载荷相对较小并且幅值变化也很小，考虑到第7档主轴承载荷的影响，反向危险工况的选取仍然根据第7档主轴承载荷进行选取。

各载荷工况的选取如表2所示，工况1/5为第7档主轴承载荷幅值最大（同时也是X正值最大），工况2/6为第7档主轴承Y方向正值最大，工况3/7为第7档主轴承Y方向负值最大，工况4/8为第7档主轴承X方向负值最大。其中工况1～4为正向推进的四个工况，工况5～8为反向推进的四个工况。

表2 载荷工况选取（第7档主轴承）

图7 工况3：第7档轴承处应力

图8 工况2：位移

3.3 计算结果

3.3.1 正向推进计算结果

在正向推进时，工况3下的等效应力结果如图7所示。由于轴向推力以及主轴承载荷等的作用下，在隔板圆角处出现最大等效应力429.2 MPa。工况2下的轴向位移结果如图8所示。可见，在第7档主轴承处最大轴向位移为2.0 mm。隔板圆角处的等效应力以及第7档位置主轴承处的轴向位移值偏大，不能满足设计要求。

3.3.2 反向推力计算结果

在反向推进时，工况7时第8档主轴承的等效应力和轴向位移分别如图9、图10所示。在轴向推力以及主轴承载荷等的作用下，在隔板圆角处出现最大等效应力389.8 MPa，最大轴向位移为2.1 mm。可见，隔板圆角处的等效应力以及第8档主轴承处的轴向位移值偏大，不能满足设计要求。

基于以上分析结果，隔板圆角处的等效应力以及主轴承处的轴向位移值偏大，现采用修改隔板参数，将上方水平的板厚增加并且增加圆角处材料。另外，增加倾斜和竖直方向的肋板来增加结构的强度，以减小隔板圆角处的应力分布以及主轴承处的轴向位移量。修改后的隔板以及增加的肋板如图11所示，通过重新计算得到模型的应力结果以及主轴承座位移结果。

图9 工况7：第8档轴承处应力

图10 工况7：位移

图11 修改横隔板及肋板

3.4 结果分析与讨论

改进前后隔板圆角处等效应力对比如图12所示。可以看出，修改隔板参数和增加肋板后，隔板圆角处的应力分布有了很大的改善，最大等效应力值都有了很大幅度的降低，平均降幅为53.4%。在反向推进工况4时，等效应力最大降幅为56.7%。可见通过在薄弱区域修改隔板以及增加肋板能很好地增加结构的强度，减少最大应力。

图12 隔板圆角处应力结果对比

主轴承座轴向最大位移值对比如图13所示。可以看出，修改隔板参数和增加肋板后，轴向位移情况有了很大的改善。最大轴向位移值都有了很大幅度的降低，平均降幅为39.4%。在正向推进工况1时，轴向位移值最大降幅为43.2%。可见通过在整体结构薄弱区域修改隔板参数以及增加肋板，能很好地增加结构的强度，减少最大位移值。

图13 轴向（Y）位移

4 总结

（1）机座推力侧原设计模型在轴向推力的作用下出现较大的轴向变形，并且在隔板圆角区域出现较大的应力，不能满足设计要求。

（2）通过在强度薄弱区域修改横隔板尺寸参数和增加肋板，能大幅度减小结构的轴向位移，并且降低危险圆角处的等效应力，改进后的设计结构强度得到很大的提高。

（3）通过数值模拟方法能够有效地指导设计，对研发设计过程有很好的预判作用，为结构的优化设计提供了很好的参考作用。

［1］方峰.船用柴油机安装工艺的优化［J］.青岛远洋船员学院学报，2011，32（4）：27-31.

［2］强玉哲.R6160ZC新款柴油机的研制与开发［J］.江苏船舶，2003，20（5）：19-20，23.

［3］刘利军，吴朝晖，李帆等.Abaqus在船用柴油机研发中的应用［J］.计算机辅助工程，2013，22（z2）：252-259.

［4］高卫娟.船用柴油机机体动态应力分析方法研究［D］.武汉理工大学，2010.

［5］石秀勇，李国祥，胡玉平等.基于特征建模的船用柴油机机体强度有限元分析［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

来稿日期：2015-07-07

王奎（1988），男，助理工程师，主要研究方向为发动机结构强度及疲劳分析。