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

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，使主機啟動和正常工作時掃氣集管內的壓力偏低，影響主機的工作。通過采用Abaqus等有限元軟件，對單向閥模型進行了碰撞分析和靜力學分析，結果顯示在單向閥特定工況下，最大應力主要分布在簧片中心區(qū)域，碰撞過程中的最大應力小于材料的屈服強度；靜態(tài)分析顯示，最大應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)仿真結果提出了增大簧片厚度的優(yōu)化方案，為單向閥的設計提供一定參考。

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，輔助風機工作，連接輔助風機的單向閥打開，進氣，連接空冷器的單向閥關閉，保證掃氣集管內的壓力；增壓器提供的氣體壓力達到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入掃氣集管，輔助風機停機，連接輔助風機的單向閥關閉。

某船用低速機在試航時發(fā)現(xiàn)：連接輔助風機的單向閥發(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閉直至靜態(tài)的過程，對其進行了動態(tài)顯示碰撞分析和靜態(tài)下的靜力學分析。

1 數(shù)學模型

1.1 碰撞分析模型

采用ABAQUS/Explicit進行瞬態(tài)動力學分析，分析過程應用中心差分法對運動方程進行顯示的時間積分，應用前一個增量步的動力學條件計算下一個增量步的動力學條件，得到結構關于時間載荷的響應。一個計算循環(huán)包括結點計算、單元計算和設置時間[1-4]。

（1）結點計算

動力學平衡方程：

對時間顯示積分：

（2）單元計算

根據(jù)應變速率ε˙，計算單元應變增量dε.

根據(jù)本構關系計算應力σ：σ(t+△t)=f（σ(t)，dε）.集成單元結點內力I(t+△t).

（3）設置時間t為t+△t，返回步驟（1）.

上述式中，t為時刻，u為結點位移，u˙為結點速度，ü為結點加速度，M為結點質量，P為所施加的外力，I為結點內力，σ為計算應力。

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，采用經典動力學的通用計算公式：

[M]（x¨）+[C]（x˙）+[K]（x）={F（t）}

其中[M]為質量矩陣，[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)結構分析中與時間無關，上述動力學方程可簡化為：

[K]（x）={F}

進行靜態(tài)結構分析時，認為[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構相同、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，簧片可繞軸轉動，其工作過程：當空冷器側壓力大于掃氣集管側壓力時，簧片繞軸轉動，直至碰到擋板，單向閥打開；當空冷器側壓力小于掃氣集管側壓力時，簧片轉動至于底座貼合，單向閥關閉。連接輔助風機和掃氣集管的單向閥結構與之相似。

圖1 單向閥組件

圖2 單向閥組件關閉時的剖視圖

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入掃氣集管時，輔助風機停機，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，掃氣集管內的表壓達到0.3 MPa，在此壓力作用下，與輔助風機相連的單向閥始終保持閉合狀態(tài)。

3 仿真結果及分析

3.1 碰撞仿真結果及分析

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力分布趨勢一致：簧片的彎角處出現(xiàn)小范圍的應力集中，簧片平板中心區(qū)域出現(xiàn)大面積應力較大的區(qū)域。1.5 ms時的整個模型的應力分布如圖4所示，簧片的彎角應力集中處最大應力為919.4 MPa.整個過程中，底座的應力均小于93 MPa，軸的應力均小于166 MPa，兩者的最大應力均遠小于材料的強度。

圖4 碰撞進行1.5 ms時的應力分布云圖

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)域應力比周圍大，如圖5所示，因此，有必要對簧片平板處施以關注。

圖5 簧片平板應力云圖

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

圖6 簧片平板最大應力與碰撞時間的關系

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 簧片平板應變云圖

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

圖8 簧片平板最大應變與碰撞時間的關系

3.2 靜態(tài)仿真結果及分析

靜態(tài)仿真結果表明：簧片彎角處出現(xiàn)應力集中，最大應力為882.2 MPa，應力集中區(qū)域較小；簧片平板中心區(qū)域出現(xiàn)大面積應力較大區(qū)域，最大應力為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，產生較大應力，如圖9、圖10所示。

圖9 單向閥組件應力云圖

圖10 簧片平板處應力云圖

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

圖11 單向閥組件應變云圖

3.3 仿真結果對比

結果表明：0.1 MPa壓力作用下簧片與底座碰撞過程的最大應力小于材料的屈服強度，簧片的最大應變?yōu)?.53 mm.0.3 MPa壓力作用下簧片靜態(tài)過程的最大應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)標準板材厚度，選取了簧片厚度為2 mm、2.5 mm、3 mm進行計算[5]。

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

圖120 .3 MPa壓力下，不同簧片厚度時的最大應力

結果表明，簧片平板中心區(qū)域的最大應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)域的最大應力明顯小于材料的屈服強度。因此，簧片厚度不應小于2.5 mm.

5 結論

（1）單向閥組件在0.1 MPa壓力作用下碰撞過程的最大應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、結構、張角、厚度等參數(shù)進行優(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，2011.

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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。