劉躍進(jìn)

(北京市西城區(qū)特種設(shè)備檢測所,北京 100072)

0 引 言

燃?xì)廨啓C(jī)具有功率大、體積小、重量輕、起動(dòng)加速好、熱效率高、裝卸維修方便、工作可靠以及可用多種燃料、少用或不用冷卻水等優(yōu)點(diǎn)[1],但只有充分發(fā)揮這些優(yōu)點(diǎn)才能真正體現(xiàn)出燃?xì)廨啓C(jī)的優(yōu)勢。燃?xì)廨啓C(jī)常用于發(fā)電機(jī)組、航空及艦船等功率要求高的場合,在我國履帶車輛中的運(yùn)用很少[2]。

履帶車輛通常使用柴油機(jī)作為動(dòng)力源,但柴油機(jī)功率不僅較低,且進(jìn)一步提高其功率也比較困難。而且履帶車輛需要更高的機(jī)動(dòng)性和生存能力,因此要想提高單位功率密度,就要有功率更大的發(fā)動(dòng)機(jī)。而燃汽輪機(jī)能夠很容易地達(dá)到很高的功率。因而將其運(yùn)用在履帶車輛中十分適合,其動(dòng)力輸出軸有別于柴油機(jī)等的動(dòng)力輸出軸[3],不僅結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不同,而且需要承受較大外載。為提高燃?xì)廨啓C(jī)的可靠性、可用性以及可維護(hù)性,需要對燃?xì)廨啓C(jī)動(dòng)力輸出軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)特性分析。

動(dòng)力輸出軸要在傳遞動(dòng)力過程中需要具備良好的彈性、韌性、塑性和可淬透性,因此需要用優(yōu)質(zhì)的彈簧鋼進(jìn)行制造。我國的動(dòng)力輸出軸材料一般使用45CrNi2MoVA,60Si2MnA和65Mn等。目前,俄羅斯常用的材料是45CrNi2MoVA,美國用300M,另外65Si2MnWA也可用。由于優(yōu)質(zhì)材料成本高且選擇量少,僅靠提高材料性能來增加動(dòng)力輸出軸的強(qiáng)度是不可取得。因此,需要采用合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及加工工藝等綜合措施來加強(qiáng)動(dòng)力輸出軸的強(qiáng)度。

筆者通過對某型燃?xì)廨啓C(jī)動(dòng)力輸出軸的工作狀態(tài)的動(dòng)力學(xué)分析,確定了燃?xì)廨啓C(jī)動(dòng)力輸出軸容易斷裂的危險(xiǎn)位置;運(yùn)用材料力學(xué)建立理論模型,對該動(dòng)力輸出軸的剛度及強(qiáng)度進(jìn)行理論計(jì)算分析。利用有限元軟件ANSYS對某型履帶車輛燃汽輪機(jī)動(dòng)力輸出軸進(jìn)行強(qiáng)度、剛度分析,為下一步我國履帶車輛用燃汽輪機(jī)的設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)及分析方法。

1 理論簡化分析

1.1 模型建立

對國外某型履帶車輛燃汽輪機(jī)的動(dòng)力輸出軸進(jìn)行實(shí)體尺寸測繪,并在三維繪圖軟件中進(jìn)行實(shí)體建模,其形狀圖如圖1所示。動(dòng)力輸出軸采用套筒與軸組成,兩者通過齒輪進(jìn)行動(dòng)力傳遞。燃?xì)廨啓C(jī)通過軸承安裝在套筒上,其動(dòng)力輸出通過與套筒上的齒輪進(jìn)行動(dòng)力傳遞。這種結(jié)構(gòu)不僅可承受較大外載,并且結(jié)構(gòu)緊湊,縮小外形尺寸,節(jié)約空間。

圖1 實(shí)體模型

套筒受燃?xì)廨啓C(jī)重力F的作用,使動(dòng)力輸出軸產(chǎn)生平面彎曲,而工作扭矩T使動(dòng)力輸出軸產(chǎn)生扭轉(zhuǎn),所以該燃?xì)廨啓C(jī)動(dòng)力輸出軸受力為彎曲與扭轉(zhuǎn)的組合。套筒與軸通過齒輪傳動(dòng),此處采用剛性連接來進(jìn)行簡化計(jì)算,軸D處采用固定端約束。理論計(jì)算時(shí)的簡化模型如圖2所示。

圖2 理論簡化模型

1.2 強(qiáng)度與剛度分析

套筒AE材料為 40CrNiMoVA,套筒外徑dA=72 mm,內(nèi)徑dAo=52 mm,AE長為0.411 m,彈性模量E=2.1×105MPa,屈服強(qiáng)度σs=835 MPa,抗拉強(qiáng)度σb=980 MPa。

軸BD材料為45CrNiMoVA,軸直徑d2=40 mm,BD長為0.515 m,彈性模量E=2.1×105MPa,屈服強(qiáng)度σs=1 330 MPa,抗拉強(qiáng)度σb=1 470 MPa。

套筒承受燃?xì)廨啓C(jī)重力F=5 250 N,最大工作扭矩T=7 500 N·m,正常工作扭矩T=4 300 N·m,E處減震要求變形量υE>5 mm。

(1) 受力分析

燃?xì)廨啓C(jī)重力F使動(dòng)力輸出軸產(chǎn)生平面彎曲,而工作扭矩T使動(dòng)力輸出軸產(chǎn)生扭轉(zhuǎn),所以該燃?xì)廨啓C(jī)動(dòng)力輸出軸受力為彎曲與扭轉(zhuǎn)的組合。套筒受力分析如圖3所示。

圖3 套筒受力簡圖

A端為齒輪嚙合處,此處采用固定端約束,套筒E端承受燃?xì)廨啓C(jī)重量F及工作扭矩T,此時(shí)套筒受力簡化為懸臂梁結(jié)構(gòu)。

套筒的扭矩圖與彎矩圖如圖4所示。由于套筒整體所受扭矩均相等,其上彎矩呈線性分布,A處彎矩最大。因此,可斷定A端為危險(xiǎn)截面。

圖4 套筒的扭矩圖和彎矩圖

輸出軸受力分析如圖5所示。軸B處為齒輪嚙合,它承受從套筒A處傳遞的扭矩T和集中力F,軸端D處采用固定端約束,此時(shí)軸受力簡化為懸臂梁結(jié)構(gòu)。

圖5 輸出軸受力簡圖

軸的扭矩圖如圖6所示。由于軸整體所受扭矩均相等,其上彎矩成線性分布,D處彎矩最大。所以,可斷定輸出軸D端為危險(xiǎn)截面。

圖6 軸的扭矩圖和彎矩圖

(2) 應(yīng)力分析

套筒及軸在危險(xiǎn)點(diǎn)A、D處,截面上的彎矩產(chǎn)生彎曲,正應(yīng)力呈線性分布,上下端面最值處分別有最大拉應(yīng)力和最大壓應(yīng)力,扭轉(zhuǎn)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,A、D處最外層端面有最大切應(yīng)力。因此,A、D處上下端面最值處是危險(xiǎn)點(diǎn)。

其最大彎曲正應(yīng)力和最大扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力[4]為:

σ=T/W

(1)

τ=T/Wp

(2)

由第四強(qiáng)度理論[4]計(jì)算綜合強(qiáng)度應(yīng)力為:

(3)

套筒綜合應(yīng)力強(qiáng)度最大值應(yīng)在A處,即:

(4)

軸綜合應(yīng)力強(qiáng)度最大值應(yīng)在D處,即:

(5)

(3) 變形分析

懸臂梁撓曲線方程[4]為:

(6)

燃?xì)廨啓C(jī)動(dòng)力輸出軸最大變形在套筒受力處,其疊加了軸及套筒總的變形量。

燃?xì)廨啓C(jī)支撐處(即E處)最大位移變形量為:

(7)

套筒在危險(xiǎn)點(diǎn)A處的綜合應(yīng)力256.59 MPa,小于屈服強(qiáng)度835 MPa;軸在危險(xiǎn)點(diǎn)D處的綜合應(yīng)力1 089.3 MPa,小于屈服強(qiáng)度1 330 MPa。因此,套筒及軸的綜合應(yīng)力強(qiáng)度均小于材料的屈服強(qiáng)度,E處的減震要求變形量為9.7 mm,大于理論設(shè)計(jì)要求的5 mm。綜上所述,理論分析表明該輸出軸滿足強(qiáng)度、剛度要求,且其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不僅滿足支撐燃?xì)廨啓C(jī)重力要求,也動(dòng)力傳遞、支撐減震的要求。

2 有限元分析

2.1 有限元模型建立

結(jié)構(gòu)分析是有限元分析方法最常用的一個(gè)領(lǐng)域[5]。要想進(jìn)行有限元計(jì)算,必須對實(shí)體模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分,網(wǎng)格劃分的質(zhì)量將直接影響有限元計(jì)算的結(jié)果。ANSYS軟件是大型通用有限元分析軟件,能夠進(jìn)行包括結(jié)構(gòu)、熱、聲、流體、電磁場等學(xué)科的研究。ANSYS網(wǎng)格劃分可選擇的單元類型有梁單元、桿單元、殼單元和大應(yīng)變實(shí)體單元等。根據(jù)計(jì)算需要可選擇結(jié)構(gòu)分析所用的單元類型。

劃分網(wǎng)格是進(jìn)行有限元分析的基礎(chǔ),節(jié)點(diǎn)及單元數(shù)量及類型將直接影響計(jì)算精度和計(jì)算規(guī)模。將三維模型導(dǎo)入ANSYS軟件中,然后進(jìn)行網(wǎng)格劃分,為了保證動(dòng)力輸出軸有限元模型的網(wǎng)格劃分精度,采用三維實(shí)體單元SOLID185進(jìn)行網(wǎng)格劃分,共分268 791單元。有限元模型如圖7所示。

圖7 有限元模型

圖9 軸應(yīng)力云圖

2.2 強(qiáng)度與剛度分析

結(jié)合動(dòng)力輸出軸實(shí)際工況,對模型的一端即軸D處的節(jié)點(diǎn)施加固定約束,此處節(jié)點(diǎn)位移約束及角約束均設(shè)為零;套筒E處施加動(dòng)態(tài)扭轉(zhuǎn)載荷及集中載荷,扭轉(zhuǎn)載荷通過套筒E處外圈節(jié)點(diǎn)施加且繞軸心對稱的,集中載荷作用在套筒E處最高節(jié)點(diǎn),軸與套筒齒輪嚙合處的軸上節(jié)點(diǎn)與套筒上的節(jié)點(diǎn)在嚙合位置同一點(diǎn)處或接近處采用剛性耦合處理,然后運(yùn)用有限元法中的結(jié)構(gòu)分析方法對動(dòng)力輸出軸強(qiáng)度、剛度進(jìn)行分析。經(jīng)過有限元分析得到燃?xì)廨啓C(jī)動(dòng)力輸出最大時(shí)輸出軸的應(yīng)力云圖和變形云圖,計(jì)算結(jié)果如圖8～10所示。動(dòng)力輸出軸工作時(shí)的最大Von Mises 應(yīng)力為1 108 MPa,小于材料的屈服強(qiáng)度極限,應(yīng)力主要集中在軸與套筒配合處的位置及外載施加的位置。即在齒根和外圓部分易發(fā)生斷裂。因此,設(shè)計(jì)時(shí)連接處不得有接痕,以避免應(yīng)力集中發(fā)生局部塑性變形而成為危險(xiǎn)部位。在加工過程中應(yīng)該考慮表面處理,以提高零件表面光潔度,避免加工微裂紋的出現(xiàn)。輸出軸的最大變形量在套筒加載處9.57 mm,其大于理論設(shè)計(jì)要求的5 mm,滿足減震性能要求的變形量。

有限元分析結(jié)果的最大應(yīng)力及變形與理論簡化模型計(jì)算結(jié)果對比如表1所列,最大應(yīng)力差值1.7%,最大變形差值1.4%,其差值不大。因此理論簡化模型比較能符合實(shí)際情況,其可用來初步估算輸出軸的強(qiáng)度及剛度,實(shí)體模型進(jìn)行有限元分析后,其結(jié)果能更準(zhǔn)確確定其強(qiáng)度及剛度。

表1 最大應(yīng)力與變形

3 結(jié) 語

在進(jìn)行實(shí)體尺寸測繪基礎(chǔ)上建立某型燃汽輪機(jī)動(dòng)力輸出軸的實(shí)體模型,通過理論模型簡化進(jìn)行受力、應(yīng)力及變形分析計(jì)算;利用有限元軟件ANSYS建立有限元模型,并通過有限元分析對該燃汽輪機(jī)動(dòng)力輸出軸的強(qiáng)度、剛度進(jìn)行分析計(jì)算。結(jié)果表明,該軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不僅滿足支撐燃?xì)廨啓C(jī)重力要求,也滿足動(dòng)力傳遞、支撐減震要求,且組合尺寸較小,所研究結(jié)果為下一步我國履帶車輛用燃汽輪機(jī)的設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)及結(jié)構(gòu)分析方法。