竺盛才，賈建利，鐘毅，李圣辰，劉升升

(1.西安工業(yè)大學機電工程學院，陜西 西安 710021；2.重慶市地勘局205地質隊，重慶 402160)

順序增壓切換閥工作在柴油機排氣工作環(huán)境中，與渦輪增壓器進口相連接，作為順序增壓系統(tǒng)中的關鍵部件，對實現增壓器的能量分配、發(fā)動機不同工況的壓比、流量調節(jié)以及全工況匹配起到關鍵作用。順序增壓系統(tǒng)對切換閥的要求是：響應速度快、靈活性好、能夠隨著發(fā)動機工況需求快速啟閉。因此切換閥在工作過程中的沖擊效應不可忽視，切換閥閥體擋臺接觸面一旦失效，就會失去截斷氣流的作用，進而使順序增壓系統(tǒng)喪失增壓功能，影響發(fā)動機性能。目前國內學者對直動類閥門關閉時的沖擊應力進行了大量的研究：曲光磊對快關閥在滿足關閉時間要求情況下的結構強度進行研究；何勁使用分區(qū)域能量法計算出進氣快關閥所承受的最大沖擊力；仇前峰對主蒸汽閥門結構在不同工況下的沖擊強度進行研究；黃津津將彈性-剛性體碰撞和彈性體間的接觸問題進行聯合求解，得到較好的計算結果；鐘功祥針對針閥更換頻繁的問題，對橡膠圈伸出厚度、閥體錐角及閥座類型泵閥的沖擊特性進行了動態(tài)仿真分析。對旋轉類閥門的研究主要集中在結構優(yōu)化改進方面：陳松通過對三偏心蝶閥的結構進行優(yōu)化設計，得出雙軸設計可以降低蝶閥流阻的結論；潘永軍運用熱-結構耦合的方法對高溫高壓沖擊下的三偏心蝶閥應力和密封特性進行研究；王挺通過確定三偏心蝶閥回轉中心位置的方法控制啟閉力矩和反密封性能；李威通過對RTO中高溫閥進行流場仿真，發(fā)現在小角度開啟時閥板背風面存在較大渦流，通過結構優(yōu)化設計降低了流阻。

目前國內學者對于旋轉類閥門工作過程中的沖擊問題研究較少。本研究針對順序增壓切換閥在快速關閉狀態(tài)下的沖擊過程進行動力學仿真，對順序增壓切換閥的沖擊過程進行分析，得到閥板速度和閥體擋臺接觸面應力的變化規(guī)律，獲得適用于順序增壓切換閥的沖擊強度研究方法，實現了對沖擊過程中順序增壓切換閥閥體擋臺接觸面強度的評估。

1 模型建立

1.1 幾何模型

根據圣維南原理可知，沖擊響應主要發(fā)生在閥板與閥體擋臺的接觸面上，而對遠離閥板與閥體擋臺的切換閥零部件的影響較小。選取順序增壓切換閥的閥體、閥板、短閥軸、長閥軸、閥板與長短閥軸連接銷共8個零件作為研究對象。在不影響閥體結構強度和仿真精度的前提下，為保證網格質量和計算效率，忽略切換閥中幾何尺寸較小和遠離沖擊碰撞部位的模型特征，如閥體倒角、螺紋孔等，采用Cero軟件建立順序增壓切換閥的三維模型。切換閥在全閉狀態(tài)下的有限元仿真幾何模型見圖1。

圖1 有限元仿真幾何模型

1.2 瞬態(tài)動力學求解模型

結構動力學方程的一般形式為

(1)

在時間間隔Δ內，

(2)

(3)

式中：，為Newmark積分參數。

在完全瞬態(tài)分析中，HHT 時間積分法由式(4)給出：

(4)

式中：

{+1-}=(1-){+1}+{}，

HHT參數分別為

(5)

式中：為振幅衰減因子。

針對二階系統(tǒng)的無條件穩(wěn)定，時間積分準確性不降低，4個參數還應該滿足：

(6)

將式(3)與式(2)代入式(4)得：

(7)

在完全瞬態(tài)分析中，HHT 是通過兩個連續(xù)步長的線性組合求解瞬態(tài)動力學平衡方程。幅值衰減因子一定時，其余4個參數求解方法為

1.3 沖擊力學模型

根據閥板的運動形式，對切換閥進行角動量研究。

根據角動量定理得：

(8)

根據動量矩定理得：

=。

(9)

式中：為閥板及其轉動部件的轉動慣量，與閥板的質量和結構有關；Δ為閥板角速度的變化量；為力矩；為沖擊力；相當于力臂，即為中心軸距閥座密封面間的距離；為沖擊力作用初始時間；為沖擊力作用結束時間，與切換閥材料有關。

結合式(8)、式(9)可得轉動沖擊力計算公式為

(10)

因此接觸面所受單位沖擊應力為

(11)

式中：為接觸面面積。

1.4 有限元仿真分析總體思路

根據所建立的仿真模型及順序增壓切換閥的工況要求，建立順序增壓切換閥沖擊碰撞仿真流程(見圖2)。

圖2 切換閥沖擊碰撞仿真流程圖

2 仿真模擬計算

2.1 網格劃分

在有限元仿真中，模型網格的質量是關乎仿真結果精度與可信度的關鍵因素。為了提高仿真計算精度，整體采用以六面體單元為主、四面體單元為輔的Hex Dominant網格劃分方法，部分關鍵部位采用Number of Divisions的方法控制網格數。為了能更好地得出順序增壓切換閥閥體擋臺接觸面應力變化，控制閥板與閥體擋臺接觸面至少有兩層網格，且網格單元類型設置為帶有中間節(jié)點的高階單元。順序增壓切換閥劃分的網格數量為188 835，節(jié)點數量為715 335，網格平均質量為0.794，達到高質量網格標準。切換閥網格模型見圖3。

圖3 切換閥網格模型

2.2 材料參數設定

順序增壓切換閥工作在柴油機排氣環(huán)境中，排氣溫度最高可達730 ℃，因此順序增壓切換閥中閥體、閥板、短軸、長軸等零件選擇使用耐熱不銹鋼00Cr25Ni20,此材料參數見表1。

表1 材料參數

2.3 邊界條件設定

由數學模型的建立過程可知,切換閥沖擊力的大小與增壓系統(tǒng)切換閥發(fā)生碰撞時閥板的速度、轉動零部件的轉動慣量、閥板與閥體的材料、接觸面面積等因素有關，而與切換閥關閉過程的運動角度無關。為了節(jié)約計算成本，將增壓系統(tǒng)切換閥的運動角度及關閉時間同時縮減10倍，以保證接觸瞬間速度大小不變。

根據實際工況,對順序增壓切換閥進行瞬態(tài)動力學分析計算時邊界條件設定如下：對閥體的下底面和左右兩側面施加固定約束；對閥板施加旋轉位移約束；閥板與閥體擋臺接觸面設置為摩擦接觸，摩擦系數設為0.1；設置順序增壓切換閥關閉時間為標準工況下的0.06 s。為了得到切換閥關閉時間與閥板速度峰值、閥體擋臺接觸面應力之間的規(guī)律，進行多工況仿真分析，選擇關閉時間分別為0.03 s，0.05 s，0.07 s，0.09 s；沖擊響應時間統(tǒng)一設置為0.02 s，則瞬態(tài)動力學總分析時間分別為0.05 s，0.07 s，0.08 s，0.09 s，0.11 s。

3 結果與討論

3.1 模型可靠性驗證

為了驗證5種工況下順序增壓切換閥閥體擋臺接觸面應力仿真結果的正確性，將順序增壓切換閥相應參數代入式(11)中，假設在一次沖擊響應波動范圍內閥體擋臺接觸面上的力在作用時間內是等值的。求得在5種工況下切換閥閥體接觸面應力峰值理論值，理論值與仿真值偏差率見表2。理論計算過程中以增壓系統(tǒng)切換閥接觸面的危險點作為計算依據，使得計算出來的理論應力大于仿真應力結果，整體來說理論計算出的接觸面應力與仿真得到的接觸面應力偏差在10%以內，理論值與仿真值的變化趨勢相同且偏差均在合理范圍內。

表2 5種工況下閥體擋臺接觸面應力

3.2 閥板速度變化分析

由圖4和圖5可知，在標準工況下增壓系統(tǒng)切換閥的閥板速度在開始的12.5 ms 內呈現出波動趨勢，波動范圍為26～310 mm/s；閥板加速度在初始時刻較大，隨著運動狀態(tài)的發(fā)展，同樣在12.5 ms左右達到穩(wěn)定狀態(tài)。這是由于閥板的運動狀態(tài)發(fā)生突變，由初始的靜止狀態(tài)變化為運動狀態(tài)，為了達到順序增壓切換閥關閉時間要求，閥板速度處于波動狀態(tài)，隨著閥板加速度的減小，閥板速度的波動幅度也隨之減小并達到穩(wěn)定狀態(tài)。在0.012 5 s時閥板速度與加速度均處于穩(wěn)定，達到了仿真設置所要求的閥體轉動速度，并在發(fā)生沖擊前保持穩(wěn)定。在0.06 s時順序增壓切換閥閥板與閥體接觸后發(fā)生沖擊碰撞響應，由圖4可以看到，在發(fā)生沖擊后的0.16 ms內閥板的速度發(fā)生大幅度變化，閥體速度最大值由穩(wěn)定狀態(tài)下的158 mm/s突增至速度峰值416.6 mm/s。由圖5閥板加速度變化曲線可以看出，順序增壓切換閥在發(fā)生碰撞之后，閥板的旋轉運動趨勢被閥體擋臺阻止，致使閥體擋臺接觸面上產生的作用在閥板接觸面上的力使得閥板加速度發(fā)生突變，在發(fā)生碰撞后的0.2 ms內后達到峰值，由圖4可知，此時同樣為閥板速度變化最為激烈的時刻。隨著振動的進行，沖擊能量轉化為損傷耗散、摩擦耗散、應變能、黏性耗散、熱能等能量形式向外界耗散，使閥板速度由峰值狀態(tài)逐步波動為穩(wěn)定狀態(tài)。從圖4與圖5中可看出，閥板速度與加速度均在接觸碰撞后的5 ms內劇烈波動，閥板速度與加速度從最大值分別振蕩衰減至0 mm/s，0 mm/s左右。由圖6閥板速度云圖可以看出，閥板速度峰值發(fā)生在閥板距轉軸最遠處，閥板各部位速度大小與各部位至轉軸軸線距離成正比，并且閥板速度大小關于轉軸軸線對稱，符合閥板的對稱結構特征。結合圖4、圖5和圖6可知，閥板與閥體接觸碰撞后閥體速度與加速度在響應時間波動范圍較大，在0.16 ms閥板速度達到峰值為416.6 mm/s，在0.2 ms閥板加速度達到峰值。閥板與閥座的總沖擊響應時間為5 ms左右。

5種工況下閥板到達穩(wěn)定狀態(tài)時的速度、沖擊碰撞后速度峰值見表3。由表3可以看出，切換閥關閉時間與閥板速度成反比，隨著切換閥關閉時間減小，閥板速度峰值及其與穩(wěn)定狀態(tài)閥板速度差值變大。

圖4 0.06 s工況下閥板速度變化曲線

圖5 0.06 s工況下閥板加速度變化曲線

圖6 0.06 s工況下閥板速度云圖

表3 5種工況下閥板速度

3.3 閥體擋臺接觸面應力變化分析

在標準工況下，順序增壓切換閥的運動過程分為0～0.06 s內的閥門關閉階段和0.06～0.08 s內的沖擊響應階段。從圖7可以看出，在0～0.06 s這個時間段內閥體擋臺接觸面上應力值變化較小且隨著轉速的增加處于平穩(wěn)上升階段，應力值在0.3 MPa左右。在這時間段內順序增壓切換閥的應力最大部位發(fā)生在閥體擋臺與長短閥軸的接觸部分，是在順序增壓切換閥關閉時間內切換閥閥體與長短軸在轉動過程中與閥體擋臺發(fā)生摩擦接觸造成的。在 0.06 s 時刻閥板與閥體擋臺發(fā)生接觸碰撞，在沖擊瞬間閥板加速度、閥體加速度與閥體擋臺接觸面應力均急劇變化。由圖7中閥體擋臺接觸應力變化曲線局部放大圖可以看出，切換閥閥體擋臺接觸面在碰撞后0.2 ms時閥體擋臺接觸面應力急劇波動達到應力峰值，為7.253 MPa。結合圖5、圖7與圖8可以看出，在增壓系統(tǒng)切換閥閥板與閥體擋臺發(fā)生接觸碰撞后的0.2 ms時刻，閥板加速度與閥體加速度在劇烈變化中同時達到峰值，且此時也為閥體接觸面擋臺應力峰值時刻。結合圖7與圖8可以得知，閥體接觸面應力變化狀態(tài)與加速度變化狀態(tài)相同。從圖9可以看出，閥體擋臺接觸面應力峰值部位處于閥體擋臺接觸面距離切換閥軸線距離最遠處，此部位也是閥體擋臺與閥體壁連接的結構特征突變部位，易發(fā)生應力集中現象，是增壓系統(tǒng)切換閥的薄弱環(huán)節(jié),且接觸應力分布趨勢符合切換閥閥體的結構對稱特征。閥體擋臺接觸面應力分布趨勢與圖6閥板速度云圖分布趨勢基本相符。

圖7 0.06 s工況下閥體擋臺接觸面應力變化曲線

圖8 0.06 s工況下閥體加速度變化曲線

圖9 0.06 s工況下閥體擋臺接觸面應力分布云圖

4 結論

a) 在關閉時間為0.06 s的標準工況下，順序增壓切換閥發(fā)生接觸碰撞后閥板速度在0.16 ms內由穩(wěn)定狀態(tài)下的158 mm/s變化至416.6 mm/s；閥體擋臺接觸面峰值應力由0.3 MPa突變至7.253 MPa；閥板與閥體的沖擊作用時間只有5 ms左右，沖擊過程對切換閥閥體擋臺接觸面造成的影響很大；

b) 根據仿真結果可知，閥板距旋轉軸線的最遠處速度最大，致使閥體擋臺與閥體壁接觸處的應力幅值最大，是切換閥的薄弱環(huán)節(jié)，與切換閥的結構特征相符。