李玉光，魏鎮(zhèn)，朱宇龍，鄭石兵，張鵬

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某船用高壓油泵殼體的動(dòng)態(tài)特性分析

李玉光1，魏鎮(zhèn)1，朱宇龍1，鄭石兵2，張鵬2

（1.大連大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，遼寧 大連 116622； 2.船舶與海洋工程動(dòng)力系統(tǒng)國(guó)家工程實(shí)驗(yàn)室，重慶 402160）

船用高壓油泵作為發(fā)動(dòng)機(jī)的一部分，目前對(duì)其動(dòng)態(tài)特性研究較少。采用有限元求解的方法對(duì)船用高壓油泵殼體的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行研究。利用Pro/E軟件建立了高壓油泵殼體三維模型，利用ABAQUS軟件建立其有限元模型，并在ABAQUS中求解了高壓油泵殼體的前三十階模態(tài)振型及其表面振動(dòng)響應(yīng)，并得到了高壓油泵殼體的當(dāng)量振動(dòng)烈度，為后續(xù)輻射噪聲計(jì)算及結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供了參考依據(jù)。

高壓油泵；殼體；模態(tài)分析；振動(dòng)響應(yīng)

船用高壓油泵作為發(fā)動(dòng)機(jī)組的重要組成部分，其動(dòng)態(tài)響應(yīng)與發(fā)動(dòng)機(jī)本體相比較小，往往在研究過(guò)程中容易被忽略，但隨著船用發(fā)動(dòng)機(jī)功率的不斷提高，高壓油泵的噴油壓力也隨之增大，所以其本身的動(dòng)態(tài)特性對(duì)整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)組性能的影響權(quán)重也越來(lái)越大，并且會(huì)影響到噴油系統(tǒng)的噴油質(zhì)量、噴油效率及高壓油泵本身的壽命，進(jìn)而影響船舶的正常的航行。因此，對(duì)高壓油泵殼體的動(dòng)態(tài)特性研究十分重要。

高壓油泵殼體的動(dòng)態(tài)特性主要包含模態(tài)分析和殼體的振動(dòng)響應(yīng)。研究時(shí)，需先求解其固有頻率及相對(duì)應(yīng)的振型，然后求解殼體表面各節(jié)點(diǎn)振動(dòng)速度，得到高壓油泵殼體的當(dāng)量振動(dòng)烈度，結(jié)合殼體振動(dòng)響應(yīng)和模態(tài)特性，可以得到高壓油泵殼體主要振動(dòng)部位，為高壓油泵整體動(dòng)態(tài)特性的優(yōu)化設(shè)計(jì)尋找參考依據(jù)。

1 有限元模型建立

船用高壓油泵殼體上安裝有很多部件，所以殼體表面復(fù)雜，在建立有限元模型之前應(yīng)合理簡(jiǎn)化表面結(jié)構(gòu)，這樣既能生成高質(zhì)量的有限元模型，又能保證計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性。

根據(jù)船用高壓油泵實(shí)際裝配情況，在Pro/E中建立殼體模型，并對(duì)殼體中的油道、水道及大部分凸臺(tái)進(jìn)行簡(jiǎn)化，然后導(dǎo)入ABAQUS進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分[1]。法蘭盤和軸承蓋采用HEXA 8單元，其余各處采用TETRA 10單元，整個(gè)模型共有150878個(gè)單元、237550個(gè)節(jié)點(diǎn)。船用高壓油泵殼體有限元模型如圖1所示。

2 模態(tài)分析

模態(tài)是機(jī)械結(jié)構(gòu)的固有振動(dòng)特性，每一個(gè)階模態(tài)具有特定的固有頻率振型[2]。在實(shí)際工程中，結(jié)構(gòu)的固有頻率與相應(yīng)的模態(tài)結(jié)構(gòu)形狀是設(shè)計(jì)承受變化載荷條件結(jié)構(gòu)的重要參數(shù)，所以模態(tài)分析在工程中應(yīng)用廣泛[3]。在高壓油泵殼體法蘭盤處施加固定約束進(jìn)行模態(tài)分析，提取高壓油泵殼體的前八階振型和固有頻率值，如表1、圖2所示。由模態(tài)分析結(jié)果可知，高壓油泵殼體的前八階模態(tài)振型主要表現(xiàn)為彎曲和扭轉(zhuǎn)變形。在中、低頻時(shí)最大變形位于缸蓋，高頻時(shí)最大變形則位于缸體和高壓油泵殼體底部。高壓油泵中間缸體的彎曲變形比較大，殼體底部的彎曲和扭轉(zhuǎn)變形都比較大，主要是因?yàn)檫@兩個(gè)部位都是空腔，屬于薄壁結(jié)構(gòu)，所以結(jié)構(gòu)剛度小，變形較大。

圖1 高壓油泵殼體有限元模型

圖2 高壓油泵殼體前八階模態(tài)振型

3 振動(dòng)響應(yīng)分析

高壓油泵激勵(lì)源經(jīng)過(guò)內(nèi)部路徑傳遞至外表面而引起表面振動(dòng)，不同激勵(lì)傳遞到相同部位節(jié)點(diǎn)引起的振動(dòng)會(huì)有所不同[4]。工程實(shí)際中對(duì)機(jī)械設(shè)備振動(dòng)評(píng)價(jià)的方法有很多，一般使用位移評(píng)價(jià)低頻振動(dòng)、速度評(píng)價(jià)中頻振動(dòng)、加速度評(píng)價(jià)高頻振動(dòng)。位移測(cè)量主要用來(lái)研究結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度和剛度問(wèn)題，加速度測(cè)量用來(lái)研究沖擊和疲勞問(wèn)題，而速度則包含位移和頻率兩個(gè)參數(shù)的乘積，可以等同地反映低頻、中頻和高頻的諧波成分，其平方正比于振動(dòng)能量，同時(shí)人的主觀判斷常接近于振動(dòng)速度，所以一般采用振動(dòng)速度（振動(dòng)烈度）作為評(píng)價(jià)機(jī)械結(jié)構(gòu)振動(dòng)情況的度量參數(shù)[5-6]。

表1 高壓油泵殼體的前8階固有頻率值

在ABAQUS中將試驗(yàn)測(cè)試得到的載荷數(shù)據(jù)施加到高壓油泵缸蓋、缸體內(nèi)壁及曲軸軸承處，在法蘭盤處施加固定位移約束，設(shè)定時(shí)間步長(zhǎng)為0.000032 s，分析過(guò)程分為720個(gè)子步，提交完成高壓油泵殼體在時(shí)域內(nèi)的振動(dòng)響應(yīng)，然后把結(jié)果導(dǎo)入Virtual. Lab Acoustics中進(jìn)行傅里葉變換，進(jìn)而把時(shí)域振動(dòng)響應(yīng)轉(zhuǎn)化為頻域振動(dòng)響應(yīng)。由圖3所示表面振動(dòng)速度分布可以看出，高壓油泵在600 Hz時(shí)殼體的右側(cè)振動(dòng)速度比左側(cè)振動(dòng)速度大，這是因?yàn)樽髠?cè)法蘭盤初處施加了固定約束，限制了法蘭盤端面的6個(gè)自由度，所以左側(cè)殼體振動(dòng)速度均較小。

國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)ISO 2372中規(guī)定，轉(zhuǎn)速在600～12000 r/min的機(jī)械設(shè)備需要采用當(dāng)量振動(dòng)烈度對(duì)機(jī)械設(shè)備進(jìn)行分級(jí)。根據(jù)GB/T 7148－2008，機(jī)械設(shè)備當(dāng)量振動(dòng)烈度是設(shè)備上多個(gè)測(cè)點(diǎn)三個(gè)方向振動(dòng)速度均方根值的平均值的向量和[7-8]，計(jì)算公式為：

式中：Vrms為當(dāng)量振動(dòng)烈度；vx、vy、vz分別為x、y、z三個(gè)方向上測(cè)點(diǎn)振動(dòng)速度的有效值；Nx、Ny、Nz分別為x、y、z三個(gè)方向上的測(cè)點(diǎn)數(shù)。

在高壓油泵表面選取6個(gè)點(diǎn)作為測(cè)點(diǎn)，測(cè)點(diǎn)的分布如圖4所示。

圖4 高壓油泵表面6個(gè)測(cè)點(diǎn)位置分布

提取這6個(gè)測(cè)點(diǎn)的頻域振動(dòng)信號(hào)，如圖5所示，圖中：帶點(diǎn)直線表示測(cè)點(diǎn)在方向的振動(dòng)，虛線表示測(cè)點(diǎn)在方向的振動(dòng)，間隔線表示測(cè)點(diǎn)在方向的振動(dòng)。由圖可知：（a）第一個(gè)測(cè)點(diǎn)位于缸蓋上方，在低頻段時(shí)和方向的振動(dòng)都比較大，在中、高頻段時(shí)主要是方向上的振動(dòng)且集中在5000 Hz，最大值為0.1 m/s；（b）第二個(gè)測(cè)點(diǎn)位于高壓油泵缸體的上半部分，振動(dòng)主要為和方向，高頻段振動(dòng)劇烈，最大值為0.005 m/s，沿方向；（c）第三個(gè)測(cè)點(diǎn)位于高壓油泵缸體處的加強(qiáng)板上，振動(dòng)主要沿方向，在5000 Hz時(shí)達(dá)到最大值為0.0021 m/s；（d）第四個(gè)測(cè)點(diǎn)位于高壓油泵下部加強(qiáng)筋板處，振動(dòng)主要沿方向，在2500～3500 Hz振動(dòng)速度較大，最大值為0.0021 m/s；（e）第五個(gè)測(cè)點(diǎn)位于高壓油泵右側(cè)端蓋上，在低頻段時(shí)振動(dòng)主要沿方向，在600 Hz時(shí)達(dá)到最大值0.012 m/s，在高頻段時(shí)沿方向的振動(dòng)增大；（f）第六個(gè)測(cè)點(diǎn)位于高壓油泵殼體底部，振動(dòng)主要為沿方向和方向，高頻段振動(dòng)劇烈，在5000 Hz時(shí)沿方向的振動(dòng)速度達(dá)到最大值0.006 m/s。綜合可得，高壓油泵殼體的當(dāng)量振動(dòng)烈度為0.028 m/s。

圖5 六個(gè)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)速度

4 結(jié)論

計(jì)算出了高壓油泵殼體的前八階模態(tài)振型和固有頻率值，低階模態(tài)振型主要為殼體上蓋的彎曲變形，高階模態(tài)振型則以缸體和底部空腔區(qū)域的彎曲和扭轉(zhuǎn)變形為主。通過(guò)振動(dòng)響應(yīng)分析，可知高壓油泵殼體振動(dòng)主要位于殼體上蓋和底部空腔區(qū)域，中間缸體部分振動(dòng)主要集中在高頻區(qū)域，振動(dòng)速度幅值相對(duì)比較小，并得到了高壓油泵殼體的當(dāng)量振動(dòng)烈度為0.028 m/s，可知此船用高壓油泵振動(dòng)較大。

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Dynamic Characteristics Analysis of a High Pressure Oil Pump Shell

LI Yuguang1，WEI Zhen1，ZHU Yulong1，ZHENG Shibin2，ZHANG Peng2

( 1.College of Mechanical Engineering, Dalian University, Dalian 116622, China; 2.National Engineering Laboratory for Ship and Marine Engineering Power Systems, Chongqing 402160, China)

Marine high pressure oil pump as a part of the engine, the dynamic characteristics of the research method in this paper by using the finite element solution was used to study the dynamic characteristics of high pressure oil pump shell on the ship. A high pressure oil pump shell three-dimensional model using Pro/E software, establish the finite element model by Abaqus software, and in Abaqus solution high pressure pump casing thirty mode and the surface vibration response, and obtained the equivalent vibration intensity of the high-pressure oil pump shell, as a reference for the subsequent radiation noise and improvement of structure.

high pressure oil pump；shell；modal analysis；vibratory response

U664.124

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2018.03.014

1006－0316 (2018) 03－0053－04

2017－10－25

李玉光（1963－），男，遼寧大連人，博士，教授，主要研究方向?yàn)闄C(jī)械設(shè)計(jì)。