基于ANSYS與VDI 2230的發動機支架分析與改進

胡春陽，李戈操，張 巖，趙娟娟，吳小峰，王以陽

(安徽合力股份有限公司，安徽 合肥 230601)

0 引言

叉車發動機支架是重要的發動機安裝支撐件，與車架上的支架相配合，共同承受來自發動機的各種載荷的作用，包括發動機自身的重力、振動載荷以及各種復雜工況下的沖擊載荷[1,2]。因此，對發動機支架的強度有很高的要求。

不同款發動機的支架安裝螺栓孔位置尺寸存在差異，因此叉車在匹配新發動機時通常需要重新設計發動機支架以與發動機匹配。某叉車在匹配新發動機后，新設計的發動機支架在強化試驗時出現了斷裂損壞的問題。除支架損壞外，發動機的安裝螺栓也發生了斷裂。本文以該發動機支架為研究對象，通過有限元法分析校核其強度，結合德國標準VDI 2230進行螺栓強度計算校核[3，4]，尋找產生問題的原因，并對其進行結構改進，以解決支架斷裂損壞的問題。

1 發動機支架及安裝螺栓有限元分析與校核

某發動機支架損壞情況如圖1所示。

圖1 某發動機支架損壞情況

1.1 仿真分析模型建立

有限元仿真分析軟件使用ANSYS Workbench，為了使分析結果盡可能準確，要求仿真模型盡可能與實際保持一致，減少不必要的簡化，為此，在分析模型中包括了發動機的幾何模型。由于發動機對支架具有影響的主要為連接位置，為了簡化分析模型，對發動機模型進行了切割，只保留發動機和支架連接位置及附近的殼體，然后使用長條形平板將它們連接起來，來模擬發動機。

分析模型中還包括安裝螺栓并考慮螺栓預緊力，螺栓使用簡化模型，簡化方法為：螺紋段簡化為光滑圓柱，直徑為螺紋的小徑，螺栓頭部也簡化為光滑圓柱，直徑為螺栓頭部用于壓緊的圓形端面直徑，相應地將發動機殼體上的配合螺栓孔也簡化為直徑為螺紋小徑的光滑圓孔。

發動機支架直接使用原始結構不做幾何簡化，使用ANSYS中Spaceclaim軟件將支架裝配體組合成為一個零件，同時添加倒角以模擬焊縫。

模型中，發動機切割殼體零件與連接板之間建立綁定接觸，螺栓與發動機殼體零件的螺紋孔之間建立綁定接觸，其他可動位置建立摩擦接觸，摩擦因數取0.15。

模型中發動機殼體網格大小設為8 mm，發動機支架網格大小設為3.8 mm，連接螺栓及墊圈的網格大小設為2 mm，螺栓及墊圈使用六面體單元劃分網格，其他使用四面體單元劃分網格，最終得到的網格單元數為212 812、節點數為400 316。

分析考慮的工況為靜態載荷工況，載荷考慮發動機及變速箱的重力，取4倍動載系數[5]。由于分析中考慮螺栓預緊力，分析模型中設置2個載荷步，第一載荷步用來施加螺栓預緊力，第二載荷步用來施加發動機及變速箱重力。最終得到的發動機支架約束加載模型如圖2所示。

1.2 發動機支架強度分析結果與校核

求解得到的原發動機支架應力云圖如圖3和圖4所示。發動機支架材質為Q235B，屈服強度為235 MPa。由圖3和圖4可知：最大應力位于螺栓孔位置，為壓應力，不作考慮；發動機支架在三個螺栓孔位置附近都有較大范圍的應力超過了材料屈服強度，局部最大應力達到492.9 MPa，可見發動機支架自身強度不能滿足使用要求，需要進行加強。

圖2 發動機支架約束加載模型 圖3 原發動機支架應力云圖1 圖4 原發動機支架應力云圖2

1.3 安裝螺栓強度計算結果與校核

VDI 2230是公認的計算高強度螺栓連接的德國標準，本文以該標準為計算依據，結合使用標準的Part 1和Part 2兩部分中的內容，以螺栓的幾何尺寸、特性參數以及分析結果中提取的螺栓所受反力和反力矩作為初始條件，計算得到發動機支架下方安裝螺栓的應力及幾個安全系數[6，7]，詳見表1。

表1 依據VDI 2230計算得到的原發動機支架下方螺栓強度結果

說明：VDI 2230計算校核高強度螺栓通常考慮表1中的4個安全系數，其中R8工作應力校核螺栓受靜載荷時是否發生塑性變形，R9交變應力校核螺栓受循環載荷時是否發生疲勞損壞，計算時載荷循環次數取值3萬次，R10表面壓強校核受靜載荷時接觸面是否壓縮變形，R12抗滑移安全余量校核接觸面之間是否產生相對滑移。

標準中要求R8、R9和R10的安全系數不小于1，R12的安全系數不小于1.2。由表1可以看出，發動機支架下方螺栓的R8安全系數不滿足要求，R9在循環次數取3萬次時基本滿足要求，當循環次數更多時則不滿足要求。因此可以得出結論，發動機支架下方螺栓自身的強度不滿足要求。

結合發動機支架自身的應力結果以及螺栓計算的安全系數可以看出，發動機支架及螺栓強度都不足，都需要進行加強。

發動機支架應力結果中大應力位置與實際發生損壞的位置存在一定差異。由于該發動機支架的三個螺栓孔在上下方向的距離相比常規支架減小較多，而螺栓規格沒有相應提升，分析結果顯示螺栓的R8工作應力安全系數過低，結合實際發動機支架損壞的形式，在此推測實際使用中是下方的螺栓先發生松動甚至斷裂，繼而導致支架在上方螺栓孔位置發生斷裂損壞。

2 結構改進與校核

2.1 結構改進方法

基于對發動機支架損壞原因的判斷，除了需要改進發動機支架自身的強度外，支架安裝螺栓的強度同樣需要改進。對發動機支架的改進方式是增加板的厚度、增大板的尺寸，而對于螺栓的改進可以通過以下兩種方式：①換用更高強度等級的螺栓；②增加螺栓數量。由于之前計算得到的原結構螺栓R8工作應力的安全系數為0.729，與滿足要求的安全系數1差異太大，使用方式1改進，安全系數難有較大的提升，很可能仍然不滿足要求；使用方式2改進，則可以顯著改善螺栓安全系數，而且還會帶來另一個好處：當增加螺栓數量時，發動機支架需要加大，相當于進行了加強。綜上所述，最終確定的結構改進方案為：將發動機支架安裝螺栓數量由3個改為4個，對發動機支架的彎折板和筋板進行加厚，尺寸加大，修改其與發動機配合位置的形狀以布置4個螺栓安裝孔。改進后的支架三維模型如圖5所示。

2.2 改進結構發動機支架強度分析與校核

對改進后的發動機支架重新建模分析，得到的應力分析結果如圖6和圖7所示，相比原結構應力明顯改善，支架最大應力仍然位于螺栓孔位置，為壓應力，不作考慮，其他位置大應力比材料屈服強度稍大，由于大應力位置存在應力奇異，難以獲得準確應力值，因此無法準確評價，本文以改進結構的強化試驗結果作為最終評價標準。

2.3 改進結構安裝螺栓強度計算與校核

再次使用VDI 2230計算下方螺栓的安全系數，得到R8工作應力安全系數為1.09，滿足要求，R9交變應力在載荷循環次數取值130萬次時的安全系數為1.02，相比原結構明顯改善。

改進后的支架搭載到整車中，再次進行強化試驗，沒再出現問題。結合對比改進前、后所作的分析，以試驗結果作為驗證，證明使用有限元分析校核發動機支架強度以及使用VDI 2230標準計算校核螺栓強度是可行的、準確可靠的。

圖5 改進發動機支架三維模型 圖6 改進發動機支架應力云圖1 圖7 改進發動機支架應力云圖2

3 結束語

德國標準VDI 2230為螺栓校核提供了可行、可靠的方法，將其與有限元法相結合，不僅可以校核結構強度，還可以校核螺栓強度，能很好地應用于包含螺栓連接的機械結構強度分析。

本文以某叉車發動機支架為研究對象，解決支架在強化試驗中斷裂損壞的問題。首先使用ANSYS Workbench對原支架結構進行了有限元分析，結果表明支架自身強度不足；再使用VDI 2230標準計算安裝螺栓的多種安全系數，結果表明下方螺栓的強度也不足，分析結果與強化試驗結果吻合。

針對支架與下方安裝螺栓強度都不足的問題，給出合理的結構改進方案，一方面對支架進行加強，一方面增加安裝螺栓數量。改進后支架自身強度明顯改善，螺栓強度滿足要求。最終改進結構順利通過強化試驗，證明了改進結構的可行性，也驗證了分析結果的準確性。