焊接油底殼開裂問題研究及優化設計

張志權，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

油底殼作為發動機潤滑系統的一部分，主要用于貯存、收集發動機運行中的機油。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壓力高、振動劇烈，且機油容量要求大，極易導致在油底殼焊縫處產生微裂紋，進而迅速擴展導致油底殼開裂。因此，焊接式油底殼的設計結構和焊接質量愈來愈得到關注和重視。

目前國內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構對油底殼可靠性的影響[1]；蔡達威等研究了焊接質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部隔板的結構來解決油底殼開裂問題[3]。但是，目前國內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開裂，為此，通過對該油底殼進行結構改進設計及焊接工藝優化來降低焊縫處的應力幅，滿足使用要求。本文通過對比改進前后2種油底殼的結構設計、仿真結果及試驗驗證來介紹對大型油底殼的結構優化方案和優化過程。

1 油底殼改進前后結構介紹

某大型發動機油底殼因在試驗過程中焊縫位置出現開裂而改進。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壁和底部焊接，如圖1所示；改進方案在原方案的基礎上，在油底殼內腔的側壁上焊接了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種油底殼在結構設計方面就體現了不同的設計理念。

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段內側無法增加焊接支撐，或者只能采用半盲焊的方式焊接加強筋，焊接質量無法保證；而且油底殼的橫截面比較復雜，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，結構較為簡單，中間擋板相鄰之間的間距減小為450 mm，與布置在側壁上的橫向加強筋將側壁大平面分割成小區域，以提高側壁剛度。底部還采用厚度為15 mm鋼板，不僅為油底殼預熱裝置提供支撐，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量。

2 油底殼焊縫評價準則

現有的校核方法只對油底殼整體進行模態、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力幅，MPa；∑ni為以應力循環次數表示的油底殼預期使用壽命，取值107；ni為預期壽命內應力幅達到Δσi的應力循環次數；[Δσ]為許用應力幅，MPa；c為應力系數，對角焊縫結構，取值0.41×1012；β為指數參數，對角焊縫結構，取值3；n為循環次數。

3 仿真計算及試驗驗證結果

3.1 仿真計算結果

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據，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動力學仿真計算，得出改進前后的中間擋板焊接處的應力幅，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，根據油底殼計算結果應力云圖可知，擋板與側壁焊接位置的應力幅值較高，提取焊縫周圍應力幅插值后得到焊縫焊趾處的應力幅值。以2#擋板為例，焊縫處的應力云圖如圖4所示。

圖4 原方案油底殼中間擋板焊縫應力云圖

同理可得到其余2處中間擋板的應力幅，結果如表1所示。

表1 原方案油底殼擋板焊縫處應力幅計算結果

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

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

圖5 油底殼危險工況下的位移云圖

結果顯示原方案油底殼Y向位移最大，即在約束Y方向時所產生的應力幅最大。主要原因為油底殼Y方向約束較少導致開合，建議在油底殼側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

同理根據上述步驟，可以得出改進后油底殼的應力幅，結果如表2所示。

表2 改進后油底殼應力幅仿真計算結果

由上述仿真結果可以看出，改進后的油底殼各處的應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)，防止焊接發熱區域相互影響而產生多余內應力。

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動機整機及整車進行試驗驗證，未出現擋板焊接處開裂、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 結論

焊接油底殼設計時，除了油量校核、強度計算及模態分析之外，同時還應注意以下幾點：

1)焊接油底殼設計尺寸較大時，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)油底殼設計完成后，應對油底殼進行瞬態動力學計算，所有焊縫處的應力幅應≤28 MPa。