周秀亞，張耀中，李孝連，王奎

某船用低速機掃氣集管單向閥有限元分析

周秀亞，張耀中，李孝連，王奎

（中船動力研究院有限公司，上海200129）

某型船用低速機在試航時發(fā)現(xiàn)，掃氣集管單向閥發(fā)生逆向凹陷，造成密封不嚴(yán)，使主機啟動和正常工作時掃氣集管內(nèi)的壓力偏低，影響主機的工作。通過采用Abaqus等有限元軟件，對單向閥模型進(jìn)行了碰撞分析和靜力學(xué)分析，結(jié)果顯示在單向閥特定工況下，最大應(yīng)力主要分布在簧片中心區(qū)域，碰撞過程中的最大應(yīng)力小于材料的屈服強度；靜態(tài)分析顯示，最大應(yīng)力位于主要分布于簧片平板中心區(qū)域，且大于材料的屈服強度。根據(jù)仿真結(jié)果提出了增大簧片厚度的優(yōu)化方案，為單向閥的設(shè)計提供一定參考。

單向閥；碰撞分析；靜態(tài)分析；優(yōu)化方案

船用低速柴油機掃氣集管的單向閥主要分為兩部分，一部分連接輔助風(fēng)機和掃氣集管，另一部分連接空冷器和掃氣集管。主機啟動階段，輔助風(fēng)機工作，連接輔助風(fēng)機的單向閥打開，進(jìn)氣，連接空冷器的單向閥關(guān)閉，保證掃氣集管內(nèi)的壓力；增壓器提供的氣體壓力達(dá)到0.1 MPa時，連接空冷器的單向閥打開，增壓器提供的壓縮空氣進(jìn)入掃氣集管，輔助風(fēng)機停機，連接輔助風(fēng)機的單向閥關(guān)閉。

某船用低速機在試航時發(fā)現(xiàn)：連接輔助風(fēng)機的單向閥發(fā)生逆向凹陷。根據(jù)對單向閥的工作過程、受力和凹陷情況，本文選取了單向閥關(guān)閉直至靜態(tài)的過程，對其進(jìn)行了動態(tài)顯示碰撞分析和靜態(tài)下的靜力學(xué)分析。

1 數(shù)學(xué)模型

1.1 碰撞分析模型

采用ABAQUS/Explicit進(jìn)行瞬態(tài)動力學(xué)分析，分析過程應(yīng)用中心差分法對運動方程進(jìn)行顯示的時間積分，應(yīng)用前一個增量步的動力學(xué)條件計算下一個增量步的動力學(xué)條件，得到結(jié)構(gòu)關(guān)于時間載荷的響應(yīng)。一個計算循環(huán)包括結(jié)點計算、單元計算和設(shè)置時間[1-4]。

（1）結(jié)點計算

動力學(xué)平衡方程：

對時間顯示積分：

（2）單元計算

根據(jù)應(yīng)變速率ε˙，計算單元應(yīng)變增量dε.

根據(jù)本構(gòu)關(guān)系計算應(yīng)力σ：σ(t+△t)=f（σ(t)，dε）.集成單元結(jié)點內(nèi)力I(t+△t).

（3）設(shè)置時間t為t+△t，返回步驟（1）.

上述式中，t為時刻，u為結(jié)點位移，u˙為結(jié)點速度，ü為結(jié)點加速度，M為結(jié)點質(zhì)量，P為所施加的外力，I為結(jié)點內(nèi)力，σ為計算應(yīng)力。

1.2 靜態(tài)分析模型

在靜態(tài)下，本文模型零件之間有接觸，屬于非線性問題，計算時，采用經(jīng)典動力學(xué)的通用計算公式：

[M]（x¨）+[C]（x˙）+[K]（x）={F（t）}

其中[M]為質(zhì)量矩陣，[C]為阻尼矩陣，[K]為剛度系數(shù)矩陣，（x）為位移矢量，{F}為力矢量。靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析中與時間無關(guān)，上述動力學(xué)方程可簡化為：

[K]（x）={F}

進(jìn)行靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析時，認(rèn)為[K]為一常量矩陣且必須是連續(xù)的，材料滿足足夠彈性和小變形。

2 單向閥有限元分析

2.1 有限元模型及材料

某型主機的掃氣集管處有大量結(jié)構(gòu)相同、邊界條件類似的單向閥組件，如圖1所示。為減少計算量，本文選取一組單向閥組件進(jìn)行有限元建模，如圖2所示。一個單向閥組件包含一個簧片、一個底座和一個軸，簧片可繞軸轉(zhuǎn)動，其工作過程：當(dāng)空冷器側(cè)壓力大于掃氣集管側(cè)壓力時，簧片繞軸轉(zhuǎn)動，直至碰到擋板，單向閥打開；當(dāng)空冷器側(cè)壓力小于掃氣集管側(cè)壓力時，簧片轉(zhuǎn)動至于底座貼合，單向閥關(guān)閉。連接輔助風(fēng)機和掃氣集管的單向閥結(jié)構(gòu)與之相似。

圖1 單向閥組件

圖2 單向閥組件關(guān)閉時的剖視圖

單向閥組件的材料參數(shù)如表1所示。

表1 單向閥組件材料參數(shù)

單向閥有限元模型如圖3所示，單元類型為C3D10M，單元數(shù)為34 782，結(jié)點數(shù)為47 053.

圖3 單向閥有限元模型

2.2 工況

單向閥的實際工作過程可能引起單向閥損壞，可分為兩段：單向閥與底座碰撞過程和單向閥靜態(tài)閉合階段。

單向閥與底座碰撞過程：增壓器提供的高壓氣體進(jìn)入掃氣集管時，輔助風(fēng)機停機，與其相連的單向閥在0.1 MPa的壓力作用下開始閉合，并與底座發(fā)生碰撞，直至關(guān)閉。計算得出，簧片在與底座碰撞前的一刻角速度為12.4 rad/s.

單向閥靜態(tài)閉合階段：主機正常工作時，掃氣集管內(nèi)的表壓達(dá)到0.3 MPa，在此壓力作用下，與輔助風(fēng)機相連的單向閥始終保持閉合狀態(tài)。

3 仿真結(jié)果及分析

3.1 碰撞仿真結(jié)果及分析

簧片在壓力的持續(xù)作用下，以12.4 rad/s的角速度撞向底座。整個碰撞過程模型的應(yīng)力分布趨勢一致：簧片的彎角處出現(xiàn)小范圍的應(yīng)力集中，簧片平板中心區(qū)域出現(xiàn)大面積應(yīng)力較大的區(qū)域。1.5 ms時的整個模型的應(yīng)力分布如圖4所示，簧片的彎角應(yīng)力集中處最大應(yīng)力為919.4 MPa.整個過程中，底座的應(yīng)力均小于93 MPa，軸的應(yīng)力均小于166 MPa，兩者的最大應(yīng)力均遠(yuǎn)小于材料的強度。

圖4 碰撞進(jìn)行1.5 ms時的應(yīng)力分布云圖

單向閥組件使用中發(fā)現(xiàn)，簧片平板處出現(xiàn)凹陷，且計算表明簧片平板處的中心區(qū)域應(yīng)力比周圍大，如圖5所示，因此，有必要對簧片平板處施以關(guān)注。

圖5 簧片平板應(yīng)力云圖

碰撞過程中平面中心區(qū)域最大應(yīng)力與時間的關(guān)系如圖6所示，由圖可知，在碰撞開始階段，平板中心區(qū)域的最大應(yīng)力隨碰撞的進(jìn)行而增大，在0.9 ms附近，最大應(yīng)力達(dá)到最大值501 MPa.隨后平板開始回彈，最大應(yīng)力逐漸減小，由于平板一直受到壓力的作用，因此回彈時，最大應(yīng)力減小的速度要小于碰撞開始碰撞時最大應(yīng)力增加的速度。

圖6 簧片平板最大應(yīng)力與碰撞時間的關(guān)系

整個碰撞過程中，由于底座是中空的，變形較大的區(qū)域均位于簧片平板中心處，如圖7所示。

圖7 簧片平板應(yīng)變云圖

簧片變形的最大值跟碰撞時間的關(guān)系如圖8所示，其變化趨勢跟簧片平板中心處最大應(yīng)力變化趨勢類似，在碰撞初期，應(yīng)變隨時間的增加而增大，在1.2 ms達(dá)到最大應(yīng)變3.53 mm后，簧片開始回彈，應(yīng)變減小。

圖8 簧片平板最大應(yīng)變與碰撞時間的關(guān)系

3.2 靜態(tài)仿真結(jié)果及分析

靜態(tài)仿真結(jié)果表明：簧片彎角處出現(xiàn)應(yīng)力集中，最大應(yīng)力為882.2 MPa，應(yīng)力集中區(qū)域較?。换善桨逯行膮^(qū)域出現(xiàn)大面積應(yīng)力較大區(qū)域，最大應(yīng)力為863.3 MPa，這是因為在壓差力的作用下，平板中心區(qū)域發(fā)生較大變形，產(chǎn)生較大應(yīng)力，如圖9、圖10所示。

圖9 單向閥組件應(yīng)力云圖

圖10 簧片平板處應(yīng)力云圖

在0.3 MPa作用下，簧片在x方向的最大位移達(dá)到了6.2 mm，如圖11所示。

圖11 單向閥組件應(yīng)變云圖

3.3 仿真結(jié)果對比

結(jié)果表明：0.1 MPa壓力作用下簧片與底座碰撞過程的最大應(yīng)力小于材料的屈服強度，簧片的最大應(yīng)變?yōu)?.53 mm.0.3 MPa壓力作用下簧片靜態(tài)過程的最大應(yīng)力大于材料的屈服強度，造成簧片的塑性變形，簧片的最大應(yīng)變?yōu)?.2 mm.

綜上所述，該機型的單向閥簧片與底座的碰撞過程不會造成簧片的塑性變形，單向閥靜態(tài)閉合的階段易導(dǎo)致單向閥的損壞。

4 優(yōu)化分析

根據(jù)單向閥實際損壞情況和仿真分析結(jié)果，本文從成本和可行性的角度提出了增大簧片厚度的優(yōu)化方案，并根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)板材厚度，選取了簧片厚度為2 mm、2.5 mm、3 mm進(jìn)行計算[5]。

簧片厚度增加，其強度增大，進(jìn)而提高簧片抵抗破壞的能力。第4部分的仿真結(jié)果表明，同等簧片厚度的情況下，靜態(tài)的最大應(yīng)力大于碰撞時的最大應(yīng)力，因此，優(yōu)化方案中僅對不同簧片厚度的模型進(jìn)行靜態(tài)分析。壓力為0.3 MPa時，不同簧片厚度的仿真結(jié)果如圖12所示。

圖120 .3 MPa壓力下，不同簧片厚度時的最大應(yīng)力

結(jié)果表明，簧片平板中心區(qū)域的最大應(yīng)力隨簧片厚度的增加而減小，簧片厚度增加到2.5 mm時，簧片平板中心區(qū)域的最大應(yīng)力明顯小于材料的屈服強度。因此，簧片厚度不應(yīng)小于2.5 mm.

5 結(jié)論

（1）單向閥組件在0.1 MPa壓力作用下碰撞過程的最大應(yīng)力小于材料屈服強度，靜態(tài)閉合狀態(tài)下，壓差為0.3 MPa時的最大應(yīng)力為863.3 MPa，超出了材料的屈服強度。

（2）增大簧片厚度增至2.5 mm，單向閥組件的最大應(yīng)力小于材料的屈服強度。

（3）利用本文方法，可根據(jù)需要對類單向閥零件的材料、結(jié)構(gòu)、張角、厚度等參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。

[1]姚鵬.基于有限元車架碰撞分析[D].武漢：武漢理工大學(xué)，2011.

[2]田寧.某SUV正面碰撞變形有限元分析[D].秦皇島：燕山大學(xué)，2011.

[3]雷正保，鐘志華.結(jié)構(gòu)碰撞分析中的動態(tài)顯式有限元方法及應(yīng)用[J].振動與沖擊，1999（3）：71-76

[4]馬曉峰.Abaqus 6.11有限元分析從入門到精通[M].北京：清華大學(xué)出版社，2013：378-414.

[5]聞邦椿.機械設(shè)計手冊第二卷[M].北京：機械工業(yè)出版社，2010：2-142.

Finite Element Analysis on Scavenge Non-valve of Low-speed Diesel Engine

ZHOU Xiu-ya，ZHANG Yao-zhong，LI Xiao-lian，WANG Kui
（China Ship Power Research Institute，Co.，Ltd.，Shanghai 200129，China）

Scavenge non-valve happened to retrorse sunken，which is found during a vessel’s trial voyage，make sealing failure and then decrease the scavenging pressure，which is need for a low-speed vessel engine to restart and work normally.Collision analysis and static analysis are made with the usage of Abaqus，results show that maximal strain distribute mainly on the center area of the flap during certain operating condition.Maximal strain in collision process is smaller than the material’s yield strength.Static analysis results also show that maximal strain distribute mainly on the center area of the flap，but its result is bigger than the material’s yield strength.On the basis of analysis results，several optimization programs are analysed，which would offer some references for the non-valve design.

non-valve；collision analysis；static analysis；optimization program

TK427

A

1672-545X（2017）07-0031-04

2017-04-11

周秀亞（1985-），男，江蘇淮安人，本科，工程師，研究方向：機械動力學(xué)。