焊接油底殼開裂問題研究及優(yōu)化設(shè)計

張志權(quán)，李寒寒，寧娜，張磊，劉冰

(濰柴動力股份有限公司，濰坊 261000)

0 引言

油底殼作為發(fā)動機潤滑系統(tǒng)的一部分，主要用于貯存、收集發(fā)動機運行中的機油。由于大功率柴油機用途多變，市場容量較小，所以適合單件化、多樣化生產(chǎn)的焊接工藝是制造大功率柴油機油底殼的最佳選擇。但由于大功率柴油機爆發(fā)壓力高、振動劇烈，且機油容量要求大，極易導(dǎo)致在油底殼焊縫處產(chǎn)生微裂紋，進而迅速擴展導(dǎo)致油底殼開裂。因此，焊接式油底殼的設(shè)計結(jié)構(gòu)和焊接質(zhì)量愈來愈得到關(guān)注和重視。

目前國內(nèi)外對焊接式油底殼焊縫的研究較少。其中李超等研究了液位和結(jié)構(gòu)對油底殼可靠性的影響[1]；蔡達威等研究了焊接質(zhì)量和油底殼共振對油底殼失效的影響[2]；李際剛等通過改進油底殼內(nèi)部隔板的結(jié)構(gòu)來解決油底殼開裂問題[3]。但是，目前國內(nèi)外對焊接式油底殼的對比分析及仿真評價方面的介紹較少。

某大型柴油機油底殼在試驗過程中焊縫位置出現(xiàn)開裂，為此，通過對該油底殼進行結(jié)構(gòu)改進設(shè)計及焊接工藝優(yōu)化來降低焊縫處的應(yīng)力幅，滿足使用要求。本文通過對比改進前后2種油底殼的結(jié)構(gòu)設(shè)計、仿真結(jié)果及試驗驗證來介紹對大型油底殼的結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案和優(yōu)化過程。

1 油底殼改進前后結(jié)構(gòu)介紹

某大型發(fā)動機油底殼因在試驗過程中焊縫位置出現(xiàn)開裂而改進。原方案的油底殼主體均采用5 mm厚的低碳鋼板沖壓成型，中間擋板采用4 mm厚的低碳鋼板與油底殼側(cè)壁和底部焊接，如圖1所示；改進方案在原方案的基礎(chǔ)上，在油底殼內(nèi)腔的側(cè)壁上焊接了40 mm×40 mm×5 mm的角鋼作為加強筋，如圖2所示。

圖1 原方案油底殼橫向剖視和縱向剖視圖

圖2 改進方案油底殼橫向剖視和縱向剖視圖

就油底殼的剛度而言，2種油底殼在結(jié)構(gòu)設(shè)計方面就體現(xiàn)了不同的設(shè)計理念。

原方案的油底殼縱向剖視圖呈“凸”字形，而且中間擋板相距1 000 mm，間距較大，設(shè)計初衷是利用柔性油底殼抵消來自柴油機的振動。從成型和焊接工藝角度來講，原方案油底殼深度不超過油底殼的開口寬度，能夠整體沖壓成型；但受成型工藝限制，只有油底殼凸字形框架部分可以沖壓，其余部分必須焊接，如前后端、頂部的厚端板及中間擋板(見圖1)。由于在油底殼A-B-C段內(nèi)側(cè)無法增加焊接支撐，或者只能采用半盲焊的方式焊接加強筋，焊接質(zhì)量無法保證；而且油底殼的橫截面比較復(fù)雜，焊接和退火等因素造成的油底殼變形對焊縫的作用機理更加復(fù)雜多變，給油底殼的可靠性增加了不確定性。

改進方案的油底殼縱向剖視(見圖2)呈 “U”形，結(jié)構(gòu)較為簡單，中間擋板相鄰之間的間距減小為450 mm，與布置在側(cè)壁上的橫向加強筋將側(cè)壁大平面分割成小區(qū)域，以提高側(cè)壁剛度。底部還采用厚度為15 mm鋼板，不僅為油底殼預(yù)熱裝置提供支撐，還可以提高油底殼底部的剛度。雖然改進后油底殼深度大于開口寬度，無法一體沖壓成型，但是有充足的施焊空間，能夠有效保證焊接部位的焊接質(zhì)量。

2 油底殼焊縫評價準則

現(xiàn)有的校核方法只對油底殼整體進行模態(tài)、強度計算，無法有效評價焊接油底殼焊縫處的安全性。而油底殼焊縫危險點一般位于焊縫的焊趾處，焊縫的失效模式也多為疲勞斷裂，故需要對所有焊接部位進行疲勞校核。油底殼安裝在柴油機上，其受載荷情況隨柴油機工況的改變而變化。焊縫的疲勞類型屬于變幅疲勞，將其折算為等效常幅疲勞[4]，按以下公式進行評價：

(1)

(2)

式中：Δσe為變幅疲勞的等效應(yīng)力幅，MPa；∑ni為以應(yīng)力循環(huán)次數(shù)表示的油底殼預(yù)期使用壽命，取值107；ni為預(yù)期壽命內(nèi)應(yīng)力幅達到Δσi的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)；[Δσ]為許用應(yīng)力幅，MPa；c為應(yīng)力系數(shù)，對角焊縫結(jié)構(gòu)，取值0.41×1012；β為指數(shù)參數(shù)，對角焊縫結(jié)構(gòu)，取值3；n為循環(huán)次數(shù)。

3 仿真計算及試驗驗證結(jié)果

3.1 仿真計算結(jié)果

油底殼上不同部位的載荷(即振動激勵)是不一樣的。為了簡化計算并保證計算結(jié)果更接近實際情況，本文將油底殼分成不同段，如C1、C2、…C6(見圖3)，以各段中間點處的實測振動數(shù)據(jù)，作為各段的振動載荷進行仿真計算。對原方案與改進方案油底殼進行瞬態(tài)動力學仿真計算，得出改進前后的中間擋板焊接處的應(yīng)力幅，以此來評價油底殼焊縫是否安全。

圖3 油底殼施加載荷情況

3.1.1 原方案油底殼

原方案油底殼中只有3處擋板，根據(jù)油底殼計算結(jié)果應(yīng)力云圖可知，擋板與側(cè)壁焊接位置的應(yīng)力幅值較高，提取焊縫周圍應(yīng)力幅插值后得到焊縫焊趾處的應(yīng)力幅值。以2#擋板為例，焊縫處的應(yīng)力云圖如圖4所示。

圖4 原方案油底殼中間擋板焊縫應(yīng)力云圖

同理可得到其余2處中間擋板的應(yīng)力幅，結(jié)果如表1所示。

表1 原方案油底殼擋板焊縫處應(yīng)力幅計算結(jié)果

結(jié)果顯示原方案油底殼中1#和2#擋板應(yīng)力幅均超出許用應(yīng)力幅，而3#擋板應(yīng)力幅雖低于許用應(yīng)力幅，但是已接近限值，存在斷裂風險。

為找出擋板應(yīng)力幅超出評價限值原因，對油底殼內(nèi)擋板位移情況進行分析，仿真結(jié)果如圖5所示。

圖5 油底殼危險工況下的位移云圖

結(jié)果顯示原方案油底殼Y向位移最大，即在約束Y方向時所產(chǎn)生的應(yīng)力幅最大。主要原因為油底殼Y方向約束較少導(dǎo)致開合，建議在油底殼側(cè)壁增加加強筋并增加油底殼底部的整體剛度。

3.1.2 改進后油底殼

改進后油底殼內(nèi)部有5處擋板，擋板位置及編號如圖6所示。

圖6 改進后油底殼擋板位置及編號

同理根據(jù)上述步驟，可以得出改進后油底殼的應(yīng)力幅，結(jié)果如表2所示。

表2 改進后油底殼應(yīng)力幅仿真計算結(jié)果

由上述仿真結(jié)果可以看出，改進后的油底殼各處的應(yīng)力幅均遠小于許用值，比較安全，但仍需整機試驗驗證。另外，建議將擋板與油底殼處的焊接方式由斷續(xù)焊接改為周向焊接，提升焊接強度；并將相鄰焊縫間距離控制在15 mm以上(見圖7)，防止焊接發(fā)熱區(qū)域相互影響而產(chǎn)生多余內(nèi)應(yīng)力。

圖7 擋板處焊縫間隙及相鄰焊縫距離控制

3.2 試驗驗證

對油底殼進行振動測試。測點位置在油底殼側(cè)壁的中部和靠近中部2擋板焊接部位，如圖8所示。油底殼各測點振動烈度見表3。

圖8 油底殼振動測點位置

由表3可見，改進后油底殼在焊接擋板部位的振動烈度較原油底殼降低了約30%，改進效果明顯。同時，改進后的油底殼搭載了發(fā)動機整機及整車進行試驗驗證，未出現(xiàn)擋板焊接處開裂、油底殼漏油等故障，表明改進措施有效。

表3 油底殼振動烈度

4 結(jié)論

焊接油底殼設(shè)計時，除了油量校核、強度計算及模態(tài)分析之外，同時還應(yīng)注意以下幾點：

1)焊接油底殼設(shè)計尺寸較大時，需要通過加強筋將大平面分隔為450 mm×450 mm小平面，以提高油底殼壁面的局部剛度。

2)油底殼設(shè)計完成后，應(yīng)對油底殼進行瞬態(tài)動力學計算，所有焊縫處的應(yīng)力幅應(yīng)≤28 MPa。