主機燃油增壓泵組抗沖擊計算

陳春軒

（天恒長鷹股份有限公司，北京 100083）

0 引言

主機燃油增壓底座是泵組和船體的連接結構，也是設備的安裝基礎。底座既承受設備自重產生的靜載荷和設備運行時產生的動載荷，同時又將船體所受的沖擊載荷傳遞給設備。艦船上的沖擊載荷包括：水中非接觸性爆炸、接觸性爆炸以及由炸彈在空中爆炸或艦船自己的武器發射所產生的氣浪等[1]。與靜載荷和動載荷相比，沖擊載荷作用時間短、能量集中、造成的破壞大。由于底座所承受的沖擊力（速度、加速度）過大，使泵組設備遭到破壞；沖擊所引起的設備位移過大，使底座和泵組相連接的部分遭到破壞，導致泵組設備無法使用。由于實驗條件苛刻，國內對這方面的研究較少，僅僅停步在一些經驗公式的層面上，本文利用有限元法對泵組的沖擊進行了計算，對該類問題的求解提供了一個新思路。

1 模態分析

1.1 建模

首先將全船燃油輸送泵組用Solidworks軟件進行三維建模，如圖1所示。

圖1 主機燃油增壓泵組三維建模

因為求系統對沖擊響應的問題，屬于非線性有限元分析的范疇，選擇ANSYSworkbench進行求解，首先將利用Soildworks軟件建立的底座部分單獨提取出來，導入到ANSYSWorkbench中進行建模，并對模型作如下等效處理：

（1）保留底座，除去軸承以及軸承外圈的部分填料箱，軸承外的泵頭、聯軸器和電機可以用3個不同質量的質量點M1、M2、M3進行等效處理，簡化后的設備坐標如表1所示，M1、M2、M3的質量如表2所示。

表1 設備點名稱及坐標

表 2 M1、M2、M3 的質量

（2）泵組中的螺栓、螺母等用剛性梁來簡化。

（3）地腳下面的減震器等效成阻尼，通過ANSYS轉換等等剛度的彈簧，彈簧的剛度K=0.74*103N/mm3.

（4）網格采用角部加密的劃分方法，保證計算的精度。

最終模型如圖2所示，網格劃分如圖3所示。

圖2 主機燃油增壓泵邊界條件

圖3 主機燃油增壓泵網格

1.2 載荷的處理

在泵組計算模型中，載荷可按如下方式處理：

（1）對于底座自重，在ANSYS前處理程序中輸入設備的材料Q235A，程序便根據所輸入的單元截面形狀、實常數自動將單元載荷因子的信息計入總載荷，進行計算。

（2）安放在底座上的泵總成、設備重力，可作為集中載荷，按安放點的實際位置、質量及各位置所分擔的重力，作用于相應的節點上。

1.3 邊界約束條件

由于泵組的底座直接安裝到船體基座上，所以將底座下四個螺紋孔設為全約束狀態。

1.4 系統模態計算

系統主體結構的前6階模態振型如圖4～圖9所示，隔振裝置系統主體結構的前6階固有頻率值見表3.

圖4 一階模態

圖5 二階模態

圖6 三階模態

圖7 四階模態

圖8 五階模態

圖9 六階模態

表3 前6階固有頻率

1.5 系統模態特性分析

計算結果表明，系統第一階模態為9.74 Hz，前3階模態與設備激勵頻率（f0=950/60=15.83 Hz）錯開較多，整個系統模態錯開了設備的工作頻率或激勵方向，系統不會產生共振，滿足設計要求。

2 沖擊響應計算

2.1 隔振系統的沖擊輸入

根據GJB1060.1-91中規定水面艦船設備；設備抗沖擊等級為A級[3]。

將設備的模態質量=740.527 kg=0.74 t代入相關公式求得，激勵的加速度A0=1 797.48 m/s2.

根據標準GJB1060.1-91規定水面艦船設備各類安裝區域的設計沖擊加速度值和設計沖擊值如表3所示。

將計算完的基準加速度和基準速度值參照表4，沖擊輸入詳見表5.

表4 各類安裝區域的設計沖擊加速度值Aa和沖擊速度值Va

表5 系統沖擊譜值

2.2 隔振系統沖擊響應的特性

按照有關要求，采用了數值計算方法計算裝置的沖擊響應，參照GJB1060.1沖擊載荷輸入條件下裝置的參數如下。

2.2.1 底座強度

（1）邊界條件

按GJB1060.1的要求輸入沖擊載荷，進行瞬態邊界分析，如圖10所示。

圖10 瞬態邊界分析條件

（2）應力分析

通過圖11可以得出結論，底座與船體相連接的孔強度較為薄弱，所受應力載荷最大為186.76 MPa，但最大的強度也僅為0.158＜1，因此在沖擊條件下底座滿足強度要求。

圖11 等效應力云圖

2.2.2 設備位移

在沖擊環境下，泵的xyz方向位移變化如圖7-11所示，綜合位移變化如圖12所示。

圖12 泵x向沖擊位移變化

圖14 泵z向沖擊位移變化

表6 沖擊環境下設備質心位移

圖15 泵沖擊變化位移總曲線

圖13 泵y向沖擊位移變化

由13、14、15圖可得出沖擊環境下設備質心三個方向最大位移量，如表6所示。

根據隔振裝置沖擊計算結果可以看出，沖擊環境下泵y向位移量最大，為0.12 mm，泵總的位移量為0.15 mm滿足設計要求。

3 結論

根據主機燃油增壓泵組的設計和校核計算，可以得到以下結論：

（1）由底座強度分析云圖可以看出，底座分別與泵、電機底腳孔強度較為薄弱，但最大的強度也僅為0.158＜1，因此在沖擊條件下底座的強度滿足要求。

（2）泵沖擊位移量滿足設計要求。

（3）系統模態計算結果表明，隔振系統模態的前3階與設備激勵頻率（f0=950/60=15.83）錯開，因此整個系統模態錯開了設備的工作頻率或激勵方向，系統不會產生共振。

本文旨在指出一個分析驗證的思路，由于條件所限，難以進行大量的實驗進行驗證，僅僅通過和實際工況對比，驗證模型的準確性。