柴油機噴油泵傳動軸防護罩斷裂故障分析及優化

尹曉青，吳明華，康衛超，王繼勇，楊金鋒

濰柴重機股份有限公司，山東 濰坊 261108

0 引言

汽車、國防、航天等工業的高速發展對發動機的安全性和可靠性提出了越來越高的要求。噴油泵傳動軸制約發動機的正常工作，而噴油泵傳動軸防護罩又保護噴油泵傳動軸的正常運行，對噴油泵傳動軸正常工作至關重要[1-2]。但是由于防護罩設計、使用環境惡劣或操作不規范等問題，市場上防護罩出現了諸如斷裂等很多問題，防護罩損壞還可引起發動機異響、減震器漏油、發動機動力不足、發動機漏機油、發動機無法啟動、噴油泵凸輪軸斷裂、噴油泵內漏等其他問題[3]。因此，防護罩的設計改進和正確使用顯得尤為重要。

某船用柴油機噴油泵傳動軸防護罩發生斷裂故障，故障圖片如圖1所示。

本文中運用Hypermesh、Abaqus以及Femfat等仿真軟件，對該斷裂傳動軸防護罩進行模態、強度以及疲勞計算，找出斷裂原因，提出優化方案并進行試驗驗證，以期解決防護罩斷裂問題，使發動機正常工作，并為解決其他防護罩共振提供參考方案。

1 噴油泵傳動軸防護罩斷裂故障仿真分析

1.1 三維仿真模型

為更好地模擬仿真和對比試驗結果，結合發動機本身零部件結構及模態可操作性，以某8缸柴油機噴油泵傳動軸防護罩為研究對象，開展仿真計算。柴油機的基本參數如表1所示；仿真計算的三維模型如圖2所示，模型包括機體、齒輪室罩殼、噴油泵總成、噴油泵支架、傳動軸總成、防護罩以及連接螺栓等。

圖2 噴油泵傳動軸防護罩簡化三維仿真模型

1.2 網格劃分

運用Hypermesh軟件進行網格劃分。Hypermesh是一個高效的有限元前后處理軟件，能夠建立各種復雜模型的有限元模型和有限差分模型，可高效地劃分網格,與多種計算機輔助設計和計算機輔助工程軟件有良好的接口[4]。本文中采用C3D10M類型網格，該類型網格的計算結果準確性較高[5]。對傳動軸防護罩部件進行網格細化，共生成277 399個網格，71 298個節點。傳動軸防護罩簡化網格模型如圖3所示。

圖3 噴油泵傳動軸防護罩簡化網格模型

1.3 材料屬性

噴油泵傳動軸防護罩和機體的主要參數見表2。防護罩模型簡化后，密度按照當量密度進行計算[6]。

表2 傳動軸防護罩和機體主要參數

1.4 建立載荷步和接觸

仿真共建立了螺栓力加載載荷步、模態提取載荷步、施加加速度載荷步等8個計算載荷步。在強度計算時，螺栓加載最大螺栓預緊力，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，x、y、z軸的方向以軟件所示的坐標系為參考坐標系，具體載荷步施加如表3所示。

表3 計算載荷步

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

圖4 建立接觸示意圖

1.5 建立計算邊界和施加約束

計算模型的邊界為機體部分約束，在機體部分表面的6個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置，其余各接觸面采用普通接觸設置，接觸載荷施加連接螺栓預緊力，螺栓預緊力如表4所示。

表4 螺栓預緊力

1.6 仿真結果分析

1.6.1 模態

模態是結構系統的固有振動特性[8]。線性系統的自由振動被解耦合為N個正交的單自由度振動系統，對應系統的N個模態。每一個模態都具有特定的固有頻率、阻尼比和模態振型。這些模態參數可以由計算或試驗獲得[9]。

模態計算要求系統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為發動機額定轉速，i為發動機氣缸數；τ為發動機沖程數。根據公式計算得出該機型主機激振頻率為90 Hz，1.2倍的激振頻率為108 Hz。傳動軸防護罩的模態仿真計算結果如圖5所示。根據圖5計算可得，防護罩的一階模態為52.65 Hz，遠小于108 Hz，不滿足要求，會導致防護罩共振，造成防護罩部分結構撕裂。

圖5 傳動軸防護罩系統的一階模態振型圖

1.6.2 強度

防護罩材料為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緊力和6個方向的加速度沖擊載荷，計算出傳動軸防護罩在x+、x-、y+、y-、z+、z- 6個方向的最大靜應力如表5所示。

表5 傳動軸防護罩最大靜應力 MPa

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

圖6 傳動軸防護罩在z+方向的最大屈服應力云圖 圖7 傳動軸防護罩在z+方向的最大主應力云圖

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

1.6.3 疲勞

螺栓孔周圍不做評價，傳動軸防護罩疲勞計算結果如圖8所示。由圖8可知：1)防護罩最小安全系數為1.341，高于許用限值1.1[11]，故防護罩疲勞強度滿足要求；2)最小安全系數出現在防護罩倒角處，與最大屈服應力、最大主應力出現在同一位置。

圖8 傳動軸防護罩疲勞強度計算結果云圖

綜上所述，引起傳動軸防護罩斷裂的主要原因為設計防護罩時螺栓孔位置布置不合理，發動機工作時，防護罩的模態與發動機運行產生的激勵頻率重合，產生共振，使得傳動軸防護罩斷裂。

2 優化方案

為解決傳動軸防護罩共振問題，在原機的基礎上制定兩個優化方案，并對兩方案進行模態、強度和疲勞分析，選出優選方案。

2.1 方案一

在原機模型的基礎上做如下改動：1)在防護罩原來固定的基礎上，在齒輪室上增加2個M8固定螺栓；2)原來斷裂位置處的倒角改成倒圓角。方案一與原機結構對比如圖9所示。

a)原機 b)方案一圖9 方案一與原機結構對比

方案一防護罩的一階模態振型如圖10所示。根據圖10計算得到方案一防護罩的最低頻率為91.257 Hz，小于108 Hz，可能會產生共振。防護罩最大屈服應力和最大主應力均出現在z+方向上，其中最大屈服應力為75.2 MPa，小于屈服極限235 MPa；最大主應力為85.1 MPa，小于抗拉極限390 MPa，均滿足要求。防護罩最小安全系數為2.2，高于1.1，故防護罩疲勞強度滿足要求。

圖10 方案一防護罩一階模態振型圖

2.2 方案二

在原機模型的基礎上改動如下：1)在機體上增加2個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。方案二防護罩一階模態振型如圖12所示。

圖11 方案二結構示意圖 圖12 方案二防護罩一階模態振型圖

根據圖12計算得到，改進后模型的最低頻率為119.01 Hz，大于108 Hz，不會產生共振。防護罩最大屈服應力和最大主應力均出現在x+方向上，其中最大屈服應力為74.7 MPa，小于屈服極限235 MPa；最大主應力為76.0 MPa，小于抗拉極限390 MPa，均滿足要求。防護罩最小安全系數為2.9，高于1.1，故防護罩疲勞強度也滿足要求。

由于方案一中的模態小于激振頻率的1.2倍，可能會產生共振，因此采用方案二，并進行試驗驗證。

3 試驗驗證

為驗證方案二的可行性，對運行中的柴油機進行試驗測試，為使測試更加精確，結合傳動軸防護罩實際結構，測試布點布置如圖13所示。

圖13 測試點位置 圖14 振動速度云圖

在高速高負荷工況下，傳動軸位置存在不規律低頻敲擊振動信號，幅值較大。對數據進行處理，剔除敲擊信號后，進行數據分析。根據測試結果，讀取不同轉速下的振動速度云圖，如圖14所示。

由圖14可知，不同轉速下的振動速度均小于80 mm/s，沒有產生共振，方案二可行。

4 結語

利用Hypermesh、Abaqus、Femfat等有限元仿真軟件，對市場反饋的有斷裂故障的某柴油機傳動軸防護罩及相關零部件進行仿真計算，計算結果顯示一階模態小于1.2倍的激振頻率，會產生共振。提出了兩種優化方案，經過仿真分析和試驗驗證，第二種優化方案符合要求，避開激勵頻率，降低變形，達到提升零部件可靠性的目的。