基于ANSYS Workbench的柴油機高壓油管仿真分析*

李龍 馮國勝 蘇海峰

（1.石家莊鐵道大學；2.石家莊職業技術學院）

隨著柴油機功率的不斷提升，人們對柴油機的排放也提出更高的要求，同時，各個廠家也對柴油機進行了不斷的強化，用以提高柴油機的性能。高壓油管是柴油機燃油系統必不可少的重要組成部分[1]，在使用過程中，發現高壓油管在工作一段時間后常常會出現柴油滲漏的現象，說明高壓油管出現裂紋，這就意味著柴油機不能長久正常地工作，由此造成的損失難以想象。因此，對柴油機高壓油管的強度和模態振動分析就顯得尤為重要。文章針對該情況，采用有限元靜力分析與模態分析相結合的方法，求解得到柴油機高壓油管應力最大值點和模態振動頻率，發現是由于柴油機主要激勵頻率和高壓油管固有頻率產生共振導致了油管的破裂，通過添加管夾的方式，避免了共振產生，達到了提高高壓油管使用壽命的效果，對提高整個柴油機工作壽命具有重要意義。

1 柴油機高壓油管靜力分析

柴油機高壓油管靜力分析是計算在油壓均布載荷作用下高壓油管的位移和應力，為分析油管破裂原因提供重要參考。通過SolidWorks與ANSYS的數據接口將油管模型導入ANSYSWorkbench中，以便分析油管在油壓均布載荷下的位移和應力。為在保證結果準確性的同時提高運算效率，將護套及緊固螺母部分進行簡化。

高壓油管材料為結構鋼，彈性模量為200 GPa，泊松比為0.3，體積質量為7 850 kg/m3，幾何尺寸外徑為Φ6.35mm，內徑為Φ1.8mm，油管整體模型，如圖1所示。

圖1 柴油機高壓油管三維模型圖

將模型導入Workbench中，分別對6缸油管進行靜力學分析。網格劃分是有限元分析的關鍵步驟，對計算結果的難易程度和精確度都有重要影響[2]。文章應用ANSYSWorkbench的尺寸控制法和四面體網格控制法，在保證網格質量的同時可提高運算效率，表1示出6缸高壓油管模型網格參數。

表1 6缸高壓油管模型網格參數表

邊界條件設置為：對進出口的3個自由度進行約束，油管內部施加180 MPa的均布載荷，最終得到6缸油管的靜力學位移和應力值，如表2所示。位移及應力云圖，如圖2所示。

表2 6缸高壓油管位移及應力數據表

圖2 柴油機6缸高壓油管位移及應力云圖顯示界面

2 柴油機高壓油管模型模態分析

模態分析的目的是為了檢驗高壓油管在工作時是否因與油泵頻率相同或相似而導致共振，致使油管破裂。計算得到油泵的頻率為110 Hz，根據故障件統計[3]，絕大多數故障發生在第3缸油管彎管處，因此，求解第3缸油管的固有頻率。

在計算高壓油管的固有頻率時，護套、緊固螺母對模態計算的影響較小，予以忽略。模態計算時，對進出口的3個自由度進行約束[4]，第3缸高壓油管前3階固有頻率的計算結果，如表3所示。模態振型圖，如圖3所示。

表3 柴油機第3缸高壓油管前3階的固有頻率表Hz

圖3 柴油機第3缸高壓油管前3階模態振型顯示界面

由圖3可以看出，第3缸高壓油管的1，2階次振幅最大位置均在彎管處，表3中計算結果也與油泵頻率接近，說明油管在111 Hz和154 Hz處的振動是此頻率共振所致，導致油管斷裂[5]。

3 柴油機高壓油管的振動優化

為防止油管斷裂，必須避免柴油機在正常工作范圍內產生共振。由于高壓油管的空間及形狀受很多因素限制，因此，通過施加固定夾的方式來改變其固有頻率，改進后固定夾位置，如圖4所示。

圖4 柴油機高壓油管改進后固定夾位置示意圖

對改進后的高壓油管進行模態分析，優化后的高壓油管前3階固有頻率，如表4所示。從表4可以看出，在柴油機激勵頻率下，改進后的高壓油管不會發生共振。

4 結論

靜力學求解結果顯示，第4缸高壓油管應力值最大為463 MPa，該值遠小于材料疲勞極限，由于本次采用均布載荷方式模擬高壓油管內部油壓大小，與實際情況存在差異，仍需進一步改進方案。

模態分析結果表明，柴油機主要激勵頻率和高壓油管固有頻率重合，從而使高壓油管與柴油機主要激勵力發生共振，導致油管出現裂紋。文章通過增加固定夾的方式提升油管的剛度，并改變了其固有頻率，避免了油管與柴油機激勵頻率發生共振。優化后的固定夾有效控制了油管的最大振幅，從而減少了裂紋發生的可能，對解決油管出現裂紋問題具有重要參考價值。