尹曉青，吳明華，康衛(wèi)超，王繼勇，楊金鋒

濰柴重機(jī)股份有限公司，山東 濰坊 261108

0 引言

汽車、國防、航天等工業(yè)的高速發(fā)展對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的安全性和可靠性提出了越來越高的要求。噴油泵傳動(dòng)軸制約發(fā)動(dòng)機(jī)的正常工作，而噴油泵傳動(dòng)軸防護(hù)罩又保護(hù)噴油泵傳動(dòng)軸的正常運(yùn)行，對(duì)噴油泵傳動(dòng)軸正常工作至關(guān)重要[1-2]。但是由于防護(hù)罩設(shè)計(jì)、使用環(huán)境惡劣或操作不規(guī)范等問題，市場上防護(hù)罩出現(xiàn)了諸如斷裂等很多問題，防護(hù)罩損壞還可引起發(fā)動(dòng)機(jī)異響、減震器漏油、發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力不足、發(fā)動(dòng)機(jī)漏機(jī)油、發(fā)動(dòng)機(jī)無法啟動(dòng)、噴油泵凸輪軸斷裂、噴油泵內(nèi)漏等其他問題[3]。因此，防護(hù)罩的設(shè)計(jì)改進(jìn)和正確使用顯得尤為重要。

某船用柴油機(jī)噴油泵傳動(dòng)軸防護(hù)罩發(fā)生斷裂故障，故障圖片如圖1所示。

本文中運(yùn)用Hypermesh、Abaqus以及Femfat等仿真軟件，對(duì)該斷裂傳動(dòng)軸防護(hù)罩進(jìn)行模態(tài)、強(qiáng)度以及疲勞計(jì)算，找出斷裂原因，提出優(yōu)化方案并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，以期解決防護(hù)罩?jǐn)嗔褑栴}，使發(fā)動(dòng)機(jī)正常工作，并為解決其他防護(hù)罩共振提供參考方案。

1 噴油泵傳動(dòng)軸防護(hù)罩?jǐn)嗔压收戏抡娣治?/h2>

1.1 三維仿真模型

為更好地模擬仿真和對(duì)比試驗(yàn)結(jié)果，結(jié)合發(fā)動(dòng)機(jī)本身零部件結(jié)構(gòu)及模態(tài)可操作性，以某8缸柴油機(jī)噴油泵傳動(dòng)軸防護(hù)罩為研究對(duì)象，開展仿真計(jì)算。柴油機(jī)的基本參數(shù)如表1所示；仿真計(jì)算的三維模型如圖2所示，模型包括機(jī)體、齒輪室罩殼、噴油泵總成、噴油泵支架、傳動(dòng)軸總成、防護(hù)罩以及連接螺栓等。

圖2 噴油泵傳動(dòng)軸防護(hù)罩簡化三維仿真模型

1.2 網(wǎng)格劃分

運(yùn)用Hypermesh軟件進(jìn)行網(wǎng)格劃分。Hypermesh是一個(gè)高效的有限元前后處理軟件，能夠建立各種復(fù)雜模型的有限元模型和有限差分模型，可高效地劃分網(wǎng)格,與多種計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)和計(jì)算機(jī)輔助工程軟件有良好的接口[4]。本文中采用C3D10M類型網(wǎng)格，該類型網(wǎng)格的計(jì)算結(jié)果準(zhǔn)確性較高[5]。對(duì)傳動(dòng)軸防護(hù)罩部件進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化，共生成277 399個(gè)網(wǎng)格，71 298個(gè)節(jié)點(diǎn)。傳動(dòng)軸防護(hù)罩簡化網(wǎng)格模型如圖3所示。

圖3 噴油泵傳動(dòng)軸防護(hù)罩簡化網(wǎng)格模型

1.3 材料屬性

噴油泵傳動(dòng)軸防護(hù)罩和機(jī)體的主要參數(shù)見表2。防護(hù)罩模型簡化后，密度按照當(dāng)量密度進(jìn)行計(jì)算[6]。

表2 傳動(dòng)軸防護(hù)罩和機(jī)體主要參數(shù)

1.4 建立載荷步和接觸

仿真共建立了螺栓力加載載荷步、模態(tài)提取載荷步、施加加速度載荷步等8個(gè)計(jì)算載荷步。在強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，螺栓加載最大螺栓預(yù)緊力，采用極端工況下的加速度載荷10g(g為重力加速度)，施加加速度時(shí)，x、y、z軸的方向以軟件所示的坐標(biāo)系為參考坐標(biāo)系，具體載荷步施加如表3所示。

表3 計(jì)算載荷步

Hypermesh采用集合、組件或單個(gè)單元號(hào)支持定義*SURFACE卡[7]，使用單個(gè)單元面定義主接觸面和從屬接觸面，共建立了9個(gè)CONTACT_PAIR和5個(gè)TIE，如圖4所示。

圖4 建立接觸示意圖

1.5 建立計(jì)算邊界和施加約束

計(jì)算模型的邊界為機(jī)體部分約束，在機(jī)體部分表面的6個(gè)方向自由度上施加約束，螺栓的螺紋與螺紋孔處的接觸面采用綁定設(shè)置，其余各接觸面采用普通接觸設(shè)置，接觸載荷施加連接螺栓預(yù)緊力，螺栓預(yù)緊力如表4所示。

表4 螺栓預(yù)緊力

1.6 仿真結(jié)果分析

1.6.1 模態(tài)

模態(tài)是結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的固有振動(dòng)特性[8]。線性系統(tǒng)的自由振動(dòng)被解耦合為N個(gè)正交的單自由度振動(dòng)系統(tǒng)，對(duì)應(yīng)系統(tǒng)的N個(gè)模態(tài)。每一個(gè)模態(tài)都具有特定的固有頻率、阻尼比和模態(tài)振型。這些模態(tài)參數(shù)可以由計(jì)算或試驗(yàn)獲得[9]。

模態(tài)計(jì)算要求系統(tǒng)的最低頻率大于激振頻率的1.2倍[10]。激振頻率f=2ni/(60τ)，其中：n為發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速，i為發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸數(shù)；τ為發(fā)動(dòng)機(jī)沖程數(shù)。根據(jù)公式計(jì)算得出該機(jī)型主機(jī)激振頻率為90 Hz，1.2倍的激振頻率為108 Hz。傳動(dòng)軸防護(hù)罩的模態(tài)仿真計(jì)算結(jié)果如圖5所示。根據(jù)圖5計(jì)算可得，防護(hù)罩的一階模態(tài)為52.65 Hz，遠(yuǎn)小于108 Hz，不滿足要求，會(huì)導(dǎo)致防護(hù)罩共振，造成防護(hù)罩部分結(jié)構(gòu)撕裂。

圖5 傳動(dòng)軸防護(hù)罩系統(tǒng)的一階模態(tài)振型圖

1.6.2 強(qiáng)度

防護(hù)罩材料為Q235，屈服極限為235 MPa，抗拉極限為390 MPa。

通過施加裝配最大螺栓預(yù)緊力和6個(gè)方向的加速度沖擊載荷，計(jì)算出傳動(dòng)軸防護(hù)罩在x+、x-、y+、y-、z+、z- 6個(gè)方向的最大靜應(yīng)力如表5所示。

表5 傳動(dòng)軸防護(hù)罩最大靜應(yīng)力 MPa

由表5可知，傳動(dòng)軸防護(hù)罩在6個(gè)方向上靜應(yīng)力均滿足要求。傳動(dòng)軸防護(hù)罩在z+方向的最大屈服應(yīng)力云圖和最大主應(yīng)力云圖如圖6、7所示(圖中單位為MPa)。

圖6 傳動(dòng)軸防護(hù)罩在z+方向的最大屈服應(yīng)力云圖 圖7 傳動(dòng)軸防護(hù)罩在z+方向的最大主應(yīng)力云圖

由圖6、7可知，防護(hù)罩在z+方向上的最大屈服應(yīng)力和最大主應(yīng)力都出現(xiàn)在防護(hù)罩的倒角處，該位置應(yīng)力集中。

1.6.3 疲勞

螺栓孔周圍不做評(píng)價(jià)，傳動(dòng)軸防護(hù)罩疲勞計(jì)算結(jié)果如圖8所示。由圖8可知：1)防護(hù)罩最小安全系數(shù)為1.341，高于許用限值1.1[11]，故防護(hù)罩疲勞強(qiáng)度滿足要求；2)最小安全系數(shù)出現(xiàn)在防護(hù)罩倒角處，與最大屈服應(yīng)力、最大主應(yīng)力出現(xiàn)在同一位置。

圖8 傳動(dòng)軸防護(hù)罩疲勞強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果云圖

綜上所述，引起傳動(dòng)軸防護(hù)罩?jǐn)嗔训闹饕驗(yàn)樵O(shè)計(jì)防護(hù)罩時(shí)螺栓孔位置布置不合理，發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)，防護(hù)罩的模態(tài)與發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行產(chǎn)生的激勵(lì)頻率重合，產(chǎn)生共振，使得傳動(dòng)軸防護(hù)罩?jǐn)嗔选?/p>

2 優(yōu)化方案

為解決傳動(dòng)軸防護(hù)罩共振問題，在原機(jī)的基礎(chǔ)上制定兩個(gè)優(yōu)化方案，并對(duì)兩方案進(jìn)行模態(tài)、強(qiáng)度和疲勞分析，選出優(yōu)選方案。

2.1 方案一

在原機(jī)模型的基礎(chǔ)上做如下改動(dòng)：1)在防護(hù)罩原來固定的基礎(chǔ)上，在齒輪室上增加2個(gè)M8固定螺栓；2)原來斷裂位置處的倒角改成倒圓角。方案一與原機(jī)結(jié)構(gòu)對(duì)比如圖9所示。

a)原機(jī) b)方案一圖9 方案一與原機(jī)結(jié)構(gòu)對(duì)比

方案一防護(hù)罩的一階模態(tài)振型如圖10所示。根據(jù)圖10計(jì)算得到方案一防護(hù)罩的最低頻率為91.257 Hz，小于108 Hz，可能會(huì)產(chǎn)生共振。防護(hù)罩最大屈服應(yīng)力和最大主應(yīng)力均出現(xiàn)在z+方向上，其中最大屈服應(yīng)力為75.2 MPa，小于屈服極限235 MPa；最大主應(yīng)力為85.1 MPa，小于抗拉極限390 MPa，均滿足要求。防護(hù)罩最小安全系數(shù)為2.2，高于1.1，故防護(hù)罩疲勞強(qiáng)度滿足要求。

圖10 方案一防護(hù)罩一階模態(tài)振型圖

2.2 方案二

在原機(jī)模型的基礎(chǔ)上改動(dòng)如下：1)在機(jī)體上增加2個(gè)M8固定螺栓；2)原來斷裂位置處的倒角改成倒圓角。方案二示意圖如圖11所示。方案二防護(hù)罩一階模態(tài)振型如圖12所示。

圖11 方案二結(jié)構(gòu)示意圖 圖12 方案二防護(hù)罩一階模態(tài)振型圖

根據(jù)圖12計(jì)算得到，改進(jìn)后模型的最低頻率為119.01 Hz，大于108 Hz，不會(huì)產(chǎn)生共振。防護(hù)罩最大屈服應(yīng)力和最大主應(yīng)力均出現(xiàn)在x+方向上，其中最大屈服應(yīng)力為74.7 MPa，小于屈服極限235 MPa；最大主應(yīng)力為76.0 MPa，小于抗拉極限390 MPa，均滿足要求。防護(hù)罩最小安全系數(shù)為2.9，高于1.1，故防護(hù)罩疲勞強(qiáng)度也滿足要求。

由于方案一中的模態(tài)小于激振頻率的1.2倍，可能會(huì)產(chǎn)生共振，因此采用方案二，并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證方案二的可行性，對(duì)運(yùn)行中的柴油機(jī)進(jìn)行試驗(yàn)測試，為使測試更加精確，結(jié)合傳動(dòng)軸防護(hù)罩實(shí)際結(jié)構(gòu)，測試布點(diǎn)布置如圖13所示。

圖13 測試點(diǎn)位置 圖14 振動(dòng)速度云圖

在高速高負(fù)荷工況下，傳動(dòng)軸位置存在不規(guī)律低頻敲擊振動(dòng)信號(hào)，幅值較大。對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，剔除敲擊信號(hào)后，進(jìn)行數(shù)據(jù)分析。根據(jù)測試結(jié)果，讀取不同轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)速度云圖，如圖14所示。

由圖14可知，不同轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)速度均小于80 mm/s，沒有產(chǎn)生共振，方案二可行。

4 結(jié)語

利用Hypermesh、Abaqus、Femfat等有限元仿真軟件，對(duì)市場反饋的有斷裂故障的某柴油機(jī)傳動(dòng)軸防護(hù)罩及相關(guān)零部件進(jìn)行仿真計(jì)算，計(jì)算結(jié)果顯示一階模態(tài)小于1.2倍的激振頻率，會(huì)產(chǎn)生共振。提出了兩種優(yōu)化方案，經(jīng)過仿真分析和試驗(yàn)驗(yàn)證，第二種優(yōu)化方案符合要求，避開激勵(lì)頻率，降低變形，達(dá)到提升零部件可靠性的目的。