張瓊宇，馬凌飛，王 奎，戎志祥

(1. 中船動(dòng)力研究院有限公司，上海 201206；2. 上海海事大學(xué) 物流工程學(xué)院，上海 201306)

中速船用柴油機(jī)噴油泵頂桿機(jī)構(gòu)導(dǎo)筒裂紋分析

張瓊宇1，馬凌飛2，王 奎1，戎志祥1

(1. 中船動(dòng)力研究院有限公司，上海 201206；2. 上海海事大學(xué) 物流工程學(xué)院，上海 201306)

利用虛擬樣機(jī)技術(shù)建立某型中速柴油機(jī)噴油泵頂桿機(jī)構(gòu)的虛擬樣機(jī)模型，對(duì)模型進(jìn)行仿真分析，得到噴油泵頂桿機(jī)構(gòu)導(dǎo)筒動(dòng)態(tài)載荷。對(duì)噴油泵頂桿機(jī)構(gòu)的導(dǎo)筒進(jìn)行有限元建模，根據(jù)側(cè)推力選取危險(xiǎn)工況后進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析，并根據(jù)強(qiáng)度分析結(jié)果進(jìn)行疲勞分析。通過(guò)分析得到以下結(jié)論：導(dǎo)筒與滾輪導(dǎo)筒間隙增大造成導(dǎo)筒側(cè)向載荷增大，最終導(dǎo)致導(dǎo)筒疲勞斷裂。

柴油機(jī)；噴油系統(tǒng)；動(dòng)力學(xué)；有限元；裂紋分析

0 引 言

傳統(tǒng)機(jī)械式燃油噴射系統(tǒng)由燃油泵頂桿機(jī)構(gòu)（驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)）、燃油泵、高壓油管和噴油器組成[1]。其工作原理大致如下：柴油機(jī)主軸通過(guò)中間齒輪系帶動(dòng)凸輪軸，凸輪軸的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)推動(dòng)噴油泵柱塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，從而對(duì)柱塞上腔的低壓燃油進(jìn)行增壓[2]。當(dāng)燃油壓力大于壓油閥的開(kāi)啟壓力時(shí)，高壓燃油就通過(guò)高壓油管向噴油器供油，高壓燃油大于噴油器開(kāi)啟壓力時(shí)，噴油器針閥打開(kāi)，進(jìn)而完成燃油噴射。燃油泵頂桿機(jī)構(gòu)主要由滾輪導(dǎo)筒座、滾輪導(dǎo)筒、滾輪、頂桿等組成。

1 燃油泵頂桿機(jī)構(gòu)故障描述

某船舶進(jìn)塢修理過(guò)程中發(fā)現(xiàn)，該船的 4 臺(tái)中速機(jī)的多個(gè)噴油泵頂桿機(jī)構(gòu)的導(dǎo)筒存在裂紋，如圖 1 所示。該船 4 臺(tái)中速機(jī)運(yùn)行時(shí)間均接近 8 000 h。隨后拆解檢查發(fā)現(xiàn)，噴油泵頂桿機(jī)構(gòu)導(dǎo)筒的裂紋均發(fā)生在導(dǎo)向槽頂部向一側(cè)擴(kuò)散，最終導(dǎo)致導(dǎo)筒斷裂，同時(shí)還發(fā)現(xiàn)導(dǎo)筒內(nèi)壁和滾輪導(dǎo)筒外壁都存在不同程度磨損情況。

經(jīng)過(guò)多方查證確定，該導(dǎo)筒內(nèi)孔直徑公差不符合設(shè)計(jì)要求，設(shè)計(jì)圖紙要求導(dǎo)筒內(nèi)孔尺寸為實(shí)際加工圖紙的尺寸為，與之配合的滾輪導(dǎo)筒尺寸設(shè)計(jì)和加工尺寸均為，所以導(dǎo)筒與滾輪導(dǎo)筒之間的間隙由設(shè)計(jì)的 0.036～0.106 mm 變?yōu)閷?shí)際加工后的 0.108～0.178 mm。根據(jù)以上情況可以推斷，由于導(dǎo)筒與滾輪導(dǎo)筒之間的間隙增大導(dǎo)致側(cè)向力增大，從而造成導(dǎo)筒和滾輪導(dǎo)筒間接觸面異常磨損，進(jìn)而導(dǎo)致間隙進(jìn)一步增大，進(jìn)入惡性循環(huán)，最終導(dǎo)致導(dǎo)筒發(fā)生疲勞斷裂。為了驗(yàn)證這種推斷，需要進(jìn)行仿真分析，確定導(dǎo)筒失效的原因。

2 燃油系統(tǒng)虛擬樣機(jī)模型

為了獲得所需的燃油泵增壓壓力隨時(shí)間（轉(zhuǎn)角）的變化曲線，為噴油泵的動(dòng)力學(xué)分析提供邊界條件，通過(guò)AMESim 一維仿真軟件構(gòu)建該機(jī)型的燃油系統(tǒng)仿真模型[3]。

該柴油機(jī)燃油系統(tǒng)的噴油器為針閥式結(jié)構(gòu)，起噴壓力設(shè)定為 30 MPa，且可通過(guò)調(diào)節(jié)噴油器彈簧的預(yù)緊力來(lái)調(diào)整起噴壓力，凸輪轉(zhuǎn)速為 260 r/min。通過(guò)AMESim 軟件構(gòu)建本機(jī)型的燃油系統(tǒng)模型如圖 2 所示。通過(guò) AMESim 仿真獲得燃油泵噴油壓力，如圖 3所示，在凸輪轉(zhuǎn)角 50° 時(shí)，油泵端壓力峰值達(dá)到215.545 MPa。

3 噴油泵頂桿機(jī)構(gòu)多體動(dòng)力學(xué)模型

3.1 動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型及輸入

利用 Adams 軟件建立噴油泵頂桿機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型，輸入條件包括柱塞泵壓力（AMESim 仿真獲得）、柱塞彈簧力和頂桿彈簧力等。在凸輪上施加相應(yīng)轉(zhuǎn)速，得到凸輪力。該力通過(guò)滾輪銷傳遞到滾輪導(dǎo)筒，再由滾輪導(dǎo)筒傳遞到導(dǎo)筒。頂桿彈簧參數(shù)及柱塞彈簧參數(shù)如表 1 所示。

表 1 彈簧參數(shù)Tab. 1 Parameter of spring

為了模擬滾輪導(dǎo)筒和導(dǎo)筒間不同間隙值的作用，利用 Adams 參數(shù)化建模功能，建立滾輪導(dǎo)筒和導(dǎo)筒的參數(shù)化模型，通過(guò)改變?cè)O(shè)計(jì)變量，模擬不同間隙的變化[4-5]。根據(jù)之前分析，設(shè)計(jì)間隙值為 0.036～0.106 mm，實(shí)際間隙值為 0.108～0.178 mm，所以建立 0.036 mm和 0.106 mm 兩檔正常間隙模型，0.178 mm 和 0.500 mm兩檔非正常間隙模型，其中 0.500 mm 為推測(cè)的非正常磨損后間隙值。

3.2 動(dòng)力學(xué)計(jì)算結(jié)果

凸輪對(duì)滾輪的載荷可分解為豎直方向（Z 向）和水平方向（X 向）。導(dǎo)筒所受載荷主要為 X 方向，并且隨凸輪升程做周期性的變化，凸輪升程、燃油泵端壓力及導(dǎo)筒水平方向載荷如圖 4 所示。導(dǎo)筒載荷在凸輪上升段和下降段均出現(xiàn)峰值，其中在燃油泵端壓力達(dá)峰值時(shí)，導(dǎo)筒載荷達(dá)到負(fù)向最大值。

通過(guò)改變?cè)O(shè)計(jì)變量，對(duì)不同間隙的動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行仿真計(jì)算，不同間隙模型對(duì)應(yīng)的導(dǎo)筒水平載荷如圖 5所示，隨著間隙增大，導(dǎo)筒所受載荷也隨之增大。

導(dǎo)筒所受載荷在凸輪升程上升階段和下降階段分別出現(xiàn) X 正向和負(fù)向最大值，如表 2 所示。

表 2 導(dǎo)筒載荷峰值Tab. 2 Peak load of guide tube

4 有限元計(jì)算

4.1 模型描述

噴油泵頂桿機(jī)構(gòu)三維 NX 模型如圖 6 所示，主要組件包含滾輪導(dǎo)筒、導(dǎo)筒、滾輪導(dǎo)筒座和滾輪銷等。

4.2 材料參數(shù)

進(jìn)行強(qiáng)度分析時(shí)需要的零件材料參數(shù)如表 3 所示。

表 3 材料機(jī)械性能參數(shù)列表Tab. 3 Parameter of materials

4.3 網(wǎng)格模型

噴油泵頂桿機(jī)構(gòu)的有限元網(wǎng)格模型如圖 7 所示，主要包括滾輪導(dǎo)筒座、導(dǎo)筒、連接螺釘和滾輪導(dǎo)筒 4個(gè)部分。導(dǎo)筒通過(guò)螺釘與滾輪導(dǎo)筒座固定。模型節(jié)點(diǎn)數(shù)為 223 064，單元數(shù)為 835 204。

4.4 邊界條件

將滾輪導(dǎo)筒座底面固定，模擬滾輪導(dǎo)筒座螺栓的固定作用。將滾輪導(dǎo)筒頂面 Z 方向固定，模擬導(dǎo)筒對(duì)滾輪導(dǎo)筒的約束作用，如圖 8 所示。同時(shí)，在滾輪導(dǎo)筒與導(dǎo)筒間建立接觸對(duì)。

4.5 載荷工況

1）連接螺釘預(yù)緊力

導(dǎo)筒通過(guò)法蘭上的一圈連接螺釘與滾輪導(dǎo)筒座相連。螺釘?shù)囊?guī)格為 M12，螺母的扳緊力矩是 54 N·m。則螺釘?shù)念A(yù)緊力為：

2）導(dǎo)筒側(cè)向力

根據(jù)動(dòng)力學(xué)計(jì)算結(jié)果，不同間隙模型均有 2 個(gè)危險(xiǎn)工況，即 X 正向載荷最大和 X 負(fù)向載荷最大。同時(shí)，在有限元計(jì)算時(shí)要考慮到螺釘預(yù)緊力作用，其中間隙值為 0.036 mm 的模型載荷工況設(shè)置如表 4 所示。

在有限元模型中將銷孔耦合到滾輪銷的中心點(diǎn)，在該點(diǎn)處施加工況 1 和工況 2 對(duì)應(yīng)的側(cè)向力，如圖 9 所示。同時(shí)為了模擬不同工況下滾輪導(dǎo)筒和導(dǎo)筒的接觸區(qū)域不同，需要在模型中根據(jù)升程的不同，移動(dòng)滾輪套筒的位置重新建立接觸對(duì)，再進(jìn)行側(cè)向力的加載。

5 計(jì)算結(jié)果及分析

5.1 應(yīng)力結(jié)果

由于不同間隙模型的工況 2 應(yīng)力均遠(yuǎn)大于工況 1，因此以更為惡劣的工況 2 的應(yīng)力結(jié)果進(jìn)行分析。由于X 方向凸輪側(cè)推力的影響，導(dǎo)筒引導(dǎo)槽倒圓處存在相應(yīng)的應(yīng)力集中，工況 2 側(cè)向力沿著 X 負(fù)方向，在引導(dǎo)槽右側(cè)圓角處出現(xiàn)較大應(yīng)力且該處應(yīng)力隨著滾輪導(dǎo)筒和導(dǎo)筒的間隙增大而增大。如圖 10 所示，間隙值為0.036 mm 時(shí)，最大 S.MISES 應(yīng)力為 51.3 MPa；間隙值為 0.106 mm 時(shí)，最大 S.MISES 應(yīng)力為 85.6 MPa；間隙值為 0.178 mm 時(shí)，最大 S.MISES 應(yīng)力為 91.1 MPa；間隙值為 0.500 mm 時(shí)，最大 S.MISES 應(yīng)力為 161.5 MPa。

表 4 載荷工況Tab. 4 Load cases of guide tube

各模型最大主應(yīng)力如圖 11 所示，間隙值為 0.036 mm時(shí)，導(dǎo)向槽圓角處的最大主應(yīng)力為 53.6 MPa；間隙值為 0.106 mm 時(shí)，導(dǎo)向槽圓角處的最大主應(yīng)力為89.3 MPa；間隙值為 0.178 mm 時(shí)，導(dǎo)向槽圓角處的最大主應(yīng)力為 95.1 MPa；間隙值為 0.500 mm 時(shí)，導(dǎo)向槽圓角處的最大主應(yīng)力為 168.6 MPa；可以看出該處圓角主要受拉應(yīng)力影響。

5.2 疲勞安全系數(shù)結(jié)果

將不同間隙模型的工況 1 和工況 2 的應(yīng)力結(jié)果導(dǎo)入疲勞分析軟件進(jìn)行疲勞安全系數(shù)計(jì)算。導(dǎo)筒的疲勞安全系數(shù)結(jié)果如圖 12 所示，相應(yīng)的最小安全系數(shù)均出現(xiàn)在導(dǎo)向槽圓角處，間隙值為 0.036 mm 時(shí)，最小安全系數(shù)為 7.9，0.106 mm 間隙模型的最小安全系數(shù)為 4.7，0.178 mm 間隙模型的最小安全系數(shù)為 4.4，0.500 mm間隙模型的最小安全系數(shù)為 2.5。

隨著滾輪導(dǎo)筒和導(dǎo)筒之間的間隙增大，導(dǎo)筒導(dǎo)向槽圓角處的疲勞安全系數(shù)減小，如圖 13 所示，當(dāng)間隙增大到 0.500 mm 時(shí)，疲勞安全系數(shù)已經(jīng)小于該零部件設(shè)計(jì)極限安全系數(shù) 3。

6 結(jié) 語(yǔ)

導(dǎo)筒與滾輪導(dǎo)筒之間的間隙增大導(dǎo)致側(cè)向力增大，從而造成導(dǎo)筒和滾輪導(dǎo)筒間接觸面異常磨損。

符合設(shè)計(jì)間隙要求的導(dǎo)筒引導(dǎo)槽圓角處最大等效應(yīng)力為 89.3 MPa，小于材料的屈服極限（165 MPa），最小安全系數(shù)為 4.7 符合零部件設(shè)計(jì)要求[6]。

實(shí)際加工的導(dǎo)筒引導(dǎo)槽圓角處最大等效應(yīng)力為95.1 MPa，雖然小于材料的屈服極限（165 MPa），但隨著磨損加劇，間隙增大到 0.5 mm 時(shí)，最大等效應(yīng)力為 168.6 MPa，超過(guò)了材料屈服極限，安全系數(shù)降低到2.5，不滿足企業(yè)內(nèi)部零部件設(shè)計(jì)要求。

[1]熊之林. 船用柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)(五) [M]. 北京: 國(guó)防工業(yè)出版社, 1982.

[2]趙倩茹, 周瑞萍, 楊紅斌, 王平. 柴油機(jī)燃油滾輪導(dǎo)筒異常磨損故障分析與研討[J]. 內(nèi)燃機(jī), 2015(3): 59-62

[3]肖岱宗. AMESim仿真技術(shù)及其在液壓元件設(shè)計(jì)和性能分析中的應(yīng)用[J]. 艦船科學(xué)技術(shù), 2007, 29(21): 142-145

[4]李增剛. ADAMS入門詳解與實(shí)例[M]. 北京: 國(guó)防工業(yè)出版社, 2010.

[5]唐文獻(xiàn), 張瓊宇, 張建. 船用柴油機(jī)配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析及滾輪改進(jìn)設(shè)計(jì)[J]. 船舶工程, 2014(4): 34-37

[6]聞邦椿. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M]. 北京: 機(jī)械工業(yè)出版社, 2010.

Crack analysis of guide tube for a marine medium speed diesel engine

ZHANG Qiong-yu1, MA Ling-fei2, WANG Kui1, RONG Zhi-xiang1
(1. China Shipbuilding Power Engineering Institute Co., Ltd, Shanghai 201206, China; 2. Logistics Engineering College, Shanghai Maritime University, Shanghai 201306, China)

On the basis of virtual prototyping technology, the virtual prototype model of a marine medium speed diesel engine fuel injection system was established, and the dynamics simulation was conducted with loading data obtained. Then, by using the finite element model of fuel injection system established in Abaqus, calculated the structural strength and fatigue of guide tube according to the results of dynamics simulation. And the main results as follows: As the clearance between guide tube and roller guide increased, the dynamic loads were trend to increase and result in the fracture of guide tube eventually.

diesel engine；fuel injection system；dynamics；FEM；crack analysis

U664.121.2

A

1672 - 7619(2017)02 - 0088 - 04

10.3404/j.issn.1672 - 7619.2017.02.018

2016 - 06 - 14；

2016 - 07 - 25

張瓊宇(1988 - )，男，助理工程師，研究方向?yàn)椴裼蜋C(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、零部件CAE分析及整機(jī)NVH分析。