李 鑫，楊赪石，彭 博

(中國船舶重工集團公司第705 研究所，陜西 西安， 710077)

0 引 言

發(fā)動機是魚雷的心臟，發(fā)動機的工作能力決定了魚雷的航程、航速和工作深度。在空間和重量嚴格限制下，為保證大航深、遠航程和高航速，要求發(fā)動機的比功率大，并具有較高的強化程度。因此，發(fā)動機是承受機械載荷和熱負荷很高的機械裝置，在設(shè)計中必須對其剛強度進行全面的評估和考核。

以往對發(fā)動機的剛強度計算是將發(fā)動機的氣缸體、斜盤箱、斜軸等關(guān)鍵零部件單獨進行有限元分析[1–5]，其邊界條件均是基于一定的假設(shè)，并且對發(fā)動機整機的剛度沒有考量，在功率試驗中常會出現(xiàn)因整機剛度不足導(dǎo)致的零件破壞、干涉或振動過大等異?，F(xiàn)象。

為在發(fā)動機的設(shè)計階段盡早暴露問題，節(jié)省研制經(jīng)費，縮短研制周期，不僅要對發(fā)動機的關(guān)鍵零部件進行剛強度的計算和分析，而且需從宏觀上對發(fā)動機的整體剛強度進行評估。

1 轉(zhuǎn)缸式斜盤活塞發(fā)動機

轉(zhuǎn)缸式斜盤發(fā)動機為外燃式發(fā)動機，沿圓周分布有6 個氣缸，工作時缸內(nèi)的高溫高壓氣體推動活塞做功，活塞通過連桿將力傳遞給斜盤，斜盤擠壓斜軸，由于斜軸在空間傾斜一定的角度，斜盤和斜軸之間將產(chǎn)生沿發(fā)動機軸線方向的驅(qū)動轉(zhuǎn)矩，從而將活塞的往復(fù)運動轉(zhuǎn)換為輸出軸的旋轉(zhuǎn)運動，滾輪和導(dǎo)槽之間形成滾輪導(dǎo)槽約束機構(gòu)保證運動部件的同步性，其簡化結(jié)構(gòu)如圖1 所示。

圖 1 發(fā)動機結(jié)構(gòu)簡圖Fig. 1 Engine structure sketch

2 發(fā)動機有限元分析

發(fā)動機按照傳統(tǒng)分析方法對所有的零部件進行了剛強度校核，但試驗中卻多次出現(xiàn)主軸和斜軸刮蹭，整機振動過大、閥座脆性斷裂等問題。分析原因是沒有將發(fā)動機氣缸體、斜軸、閥座等零部件和發(fā)動機整機統(tǒng)一考慮，單一零部件的邊界設(shè)置不準確以及忽略了零部件之間的相互影響有關(guān)。因此，建立發(fā)動機的整機有限元模型，對發(fā)動機整機的剛度以及閥座的強度進行重點詳細分析。

2.1 發(fā)動機的受力分析

將發(fā)動機整機作為研究對象，內(nèi)力可不予考慮，只需考慮發(fā)動機所受的外力作用，發(fā)動機所受的外力主要有燃氣力和冷卻水的壓力，其中冷卻水的壓力即為海水泵出口壓力，為一近似的恒定值，缸內(nèi)的燃氣力則需要通過缸內(nèi)工作過程仿真獲得。

對于活塞式發(fā)動機來講，6 個氣缸的缸內(nèi)同時進行進氣、膨脹、預(yù)排氣、排氣、壓縮、預(yù)進氣熱力過程，但在同一時刻，按照轉(zhuǎn)角的相位關(guān)系，每個缸的缸內(nèi)壓力各有不同，為模擬發(fā)動機6 個氣缸內(nèi)的燃氣壓力，建立了發(fā)動機工作過程的數(shù)學(xué)模型，主要的微分方程如下：

式中： I1為 工質(zhì)的比焓； mj為工質(zhì)流入的質(zhì)量； mp為工質(zhì)流出的質(zhì)量； U為缸內(nèi)工質(zhì)的內(nèi)能； V為缸內(nèi)工質(zhì)的體積； Qw為工質(zhì)的散熱量； I 為工質(zhì)比焓； S為活塞沖程； V為缸內(nèi)的有效容積； Vc為活塞的速度；下標s,x表 示進排氣口上下游的參數(shù)； ag,bg為超臨界和亞臨界時的流率系數(shù)； Ajp為進氣或排氣閥門打開的面積；κκ為臨界壓強比； κ 為絕熱指數(shù)； mhl為工質(zhì)回流入缸內(nèi)的質(zhì)量； mpq為 工質(zhì)經(jīng)排氣口排出的質(zhì)量； θ為發(fā)動機的轉(zhuǎn)角。

給定缸內(nèi)進氣壓力、進氣溫度和排氣壓力初值，對微分方程進行數(shù)值求解，得到發(fā)動機缸內(nèi)壓力隨轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系，如圖2 所示。

圖 2 缸內(nèi)壓力隨轉(zhuǎn)角變化Fig. 2 Cylinder pressure changes with the rotation angle

2.2 模型處理

發(fā)動機的整機模型在UG 中建立并完成裝配，然后通過UG 和Mechanical 之間的接口導(dǎo)入。為了提高有限元網(wǎng)格劃分質(zhì)量以及解算的速度和可靠性，對遠離加載部位的一些不重要的特征進行刪除或簡化，如倒角、圓角和小孔，并對模型表面存在的破面和壞面進行修補。

發(fā)動機各零件之間采用2 種方式進行連接，一種對于止口和螺釘、螺栓連接的部位用Contact 中的Bonded 進行連接。另一種是考慮到閥座的進氣道在空間有一折角，工作過程中在折角兩側(cè)受燃氣作用，此區(qū)域受到燃氣的拉應(yīng)力比較大。閥座屬于脆性材料，應(yīng)避免局部承受過大的拉應(yīng)力。為此閥座和缸體之間在裝配后應(yīng)有一定的過盈量，使閥座在初始狀態(tài)就承受一定的壓應(yīng)力，可在工作狀態(tài)中適當?shù)臏p小拉應(yīng)力，保證其強度要求。因此，閥座和氣缸體以及閥座和閥座內(nèi)襯之間采用了CONTACT174 單元和TARGET170單元模擬過盈的接觸連接[6]。

在AnsysMechnical 中對實體模型進行了自由網(wǎng)格劃分，單元采用10 節(jié)點四面體單元。模型統(tǒng)計四面體單元136 727 個，節(jié)點共計243 344 個。

2.3 邊界條件

發(fā)動機有限元模型的邊界條件為：

1）發(fā)動機工作過程中，氣缸內(nèi)依次進行著進氣、膨脹、預(yù)排氣、排氣、壓縮、預(yù)進氣6 個熱力過程。選取發(fā)動機主軸70°轉(zhuǎn)角處6 個缸的缸內(nèi)壓力（見圖2 和表1）作為邊界條件施加在氣缸體上[7–8]，同時在斜軸上劃分6 個區(qū)域分別施加對應(yīng)缸號下的缸內(nèi)壓力；

2）施加燃燒室燃氣通道的反沖壓力以及冷卻水壓力；

3）閥座的進氣道施加燃氣壓力；

4）閥座錐面和缸體錐面上施加初始過盈量，分別為0 mm，0.04 mm，0.06 mm，0.08 mm，0.12 mm；

5）閥座內(nèi)部圓孔表面和襯套外表面初始狀態(tài)下閉合間隙，使其初始狀態(tài)為剛好接觸；

6）閥座的后端面和缸體端面初始狀態(tài)下閉合間隙，使其初始狀態(tài)為剛好接觸；

7）根據(jù)發(fā)動機和隔板在動力艙段上的支撐和固定方式，在隔板的支撐圓柱面上施加圓柱約束，在端蓋后端的異型螺柱上施加固定約束。

表 1 各缸缸內(nèi)壓力Tab. 1 In-cylinder pressure of each cylinder

2.4 發(fā)動機整機剛度分析

轉(zhuǎn)缸式斜盤活塞發(fā)動機為水下特種外燃機，有著嚴格的重量限制和接口要求，在滿足重量和接口要求的前提下，對不同的框架結(jié)構(gòu)進行了剛度計算以期獲得較優(yōu)的結(jié)構(gòu)布局。

圖 3 隔板和發(fā)動機整機支撐框架變形Fig. 3 Deformation of diaphragm and engine support frame

圖 4 主軸和斜軸干涉情況Fig. 4 Interference between principal axis and oblique axis

圖 5 增加剛度后支撐框架變形Fig. 5 Deformation of braced frame with increased stiffness

圖 6 增加剛度后主軸和斜軸干涉情況Fig. 6 The interference between principal axis and oblique axis

圖3 和圖4 為發(fā)動機隔板和端蓋之間采用3 根立柱的計算結(jié)果，圖5 和圖6 為采用4 根立柱的計算結(jié)果?？梢钥闯鲈诎l(fā)動機工作過程中，發(fā)動機框架結(jié)構(gòu)整體上將產(chǎn)生不同程度的翹曲。這是因為當發(fā)動機工作時，缸體旋轉(zhuǎn)，斜軸靜止，發(fā)動機進氣過程在在斜 軸分界平面的0°～40°完成，膨脹過程在分界平面的40°～132°完成，發(fā)動機6 個熱力過程中這2 個過程缸內(nèi)的平均壓力較大，其余過程缸內(nèi)平均壓力較小，因此沿發(fā)動機圓周不同相位將受到差別較大的2 個壓力作用，使發(fā)動機應(yīng)力和變形不均勻，是產(chǎn)生翹曲的主要原因，也是轉(zhuǎn)缸式斜盤發(fā)動機的固有特性。

隔板和發(fā)動機組成的整體框架產(chǎn)生翹曲后，一方面，使得發(fā)動機前后支撐的同軸度變差，影響發(fā)動機轉(zhuǎn)動部分支撐的剛度，導(dǎo)致發(fā)動機轉(zhuǎn)動不平穩(wěn)，部分受力部件運動時產(chǎn)生慣性沖擊。同時，發(fā)動機主動齒輪和發(fā)電機、燃料泵、海水泵等輔機齒輪嚙合狀態(tài)不好，加大運動部件以及齒輪的磨損甚至產(chǎn)生破壞，反映在發(fā)動機整機性能上會增強發(fā)動機和輔機自身的振動和各受力部件的受力波動。另一方面，主軸前端通過花鍵和氣缸體連接，后端穿過斜軸支撐在端蓋上，主軸在發(fā)動機中的支撐方式為單點支撐，端蓋產(chǎn)生翹曲變形后，主軸和端蓋的支撐部位將產(chǎn)生位移，主軸整體上呈現(xiàn)彎曲的形態(tài)，這樣在工作過程中將導(dǎo)致主軸和斜軸之間產(chǎn)生干涉（見圖4）。

從表2 計算結(jié)果可以看出，在發(fā)動機各班靠近進氣和膨脹區(qū)域和端蓋之間增加一根立柱進行支撐（3 根變4 根），增強了發(fā)動機框架的結(jié)構(gòu)剛度，使得整個發(fā)動機框架的最大變形由0.382 減小為0.247，并且發(fā)動機運轉(zhuǎn)更為平穩(wěn)，主軸和斜軸之間不會產(chǎn)生干涉。

表 2 不同結(jié)構(gòu)布局下的剛度Tab. 2 Stiffness of Different Structural Layouts

2.5 閥座的強度分析

閥座的材料為浸銀石墨材料，彈性模量為21 GPa，泊松比為0.27，抗拉極限為75 MPa，抗壓強度為264 MPa。

圖7～圖11 為閥體在不同過盈狀態(tài)下的應(yīng)力分布圖，表3 為在不同過盈狀態(tài)下對應(yīng)的應(yīng)力最大值。從仿真結(jié)果可以看出，隨著過盈量的增加，石墨的最大拉應(yīng)力基本不變化，基本在34～36 MPa 之間，最大壓應(yīng)力則不斷增加，過盈量為0.12 mm 時壓應(yīng)力最大為84 MPa。

從應(yīng)力分布云圖上看，雖然過盈量增加，最大拉應(yīng)力基本不變，但閥座大部分區(qū)域的平均拉應(yīng)力減少。對于閥座材料來說，所能承受壓應(yīng)力遠大于拉應(yīng)力，因此應(yīng)優(yōu)先保證閥座大部分區(qū)域受到較小的拉應(yīng)力。

圖 7 過盈量為0Fig. 7 The interference is 0

圖 8 過盈量為0.04 mmFig. 8 The interference is 0.04 mm

圖 9 過盈量為0.06 mmFig. 9 The interference is 0.06 mm

圖 10 過盈量為0.08 mmFig. 10 The interference is 0.08 mm

圖 11 過盈量為0.12 mmFig. 11 The interference is 0.12 mm

表 3 閥座的最大拉應(yīng)力和最大壓應(yīng)力Tab. 3 Maximum tensile stress and maximum compressive stress of seat

綜合來看，選定閥座和缸體之間的過盈量為0.04～0.06 mm 之間，閥座的最大拉應(yīng)力和最大壓應(yīng)力較小，閥座的應(yīng)力分布更為合理，同時增大過盈量亦有利于閥座和缸體之間的錐面靜密封可滿足使用要求。

3 結(jié) 語

綜合以上對發(fā)動機整機及閥座的有限元分析，可得到以下結(jié)論：

1）在發(fā)動機設(shè)計時應(yīng)適當增加隔板和發(fā)動機支撐框架的剛度，提高發(fā)動機的運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性，并保證主軸和斜軸之間不產(chǎn)生干涉；

2）選定閥座和缸體之間的過盈量為0.0 4 ～0.06 mm 有利于石墨板的應(yīng)力分布。