李玉光，魏鎮(zhèn)，朱宇龍，鄭石兵，張鵬

?

某船用高壓油泵殼體的動態(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)機械工程學(xué)院，遼寧 大連 116622； 2.船舶與海洋工程動力系統(tǒng)國家工程實驗室，重慶 402160）

船用高壓油泵作為發(fā)動機的一部分，目前對其動態(tài)特性研究較少。采用有限元求解的方法對船用高壓油泵殼體的動態(tài)特性進行研究。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)振型及其表面振動響應(yīng)，并得到了高壓油泵殼體的當量振動烈度，為后續(xù)輻射噪聲計算及結(jié)構(gòu)改進提供了參考依據(jù)。

高壓油泵；殼體；模態(tài)分析；振動響應(yīng)

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

高壓油泵殼體的動態(tài)特性主要包含模態(tài)分析和殼體的振動響應(yīng)。研究時，需先求解其固有頻率及相對應(yīng)的振型，然后求解殼體表面各節(jié)點振動速度，得到高壓油泵殼體的當量振動烈度，結(jié)合殼體振動響應(yīng)和模態(tài)特性，可以得到高壓油泵殼體主要振動部位，為高壓油泵整體動態(tài)特性的優(yōu)化設(shè)計尋找參考依據(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，又能保證計算結(jié)果的準確性。

根據(jù)船用高壓油泵實際裝配情況，在Pro/E中建立殼體模型，并對殼體中的油道、水道及大部分凸臺進行簡化，然后導(dǎo)入ABAQUS進行有限元網(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，整個模型共有150878個單元、237550個節(jié)點。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)是機械結(jié)構(gòu)的固有振動特性，每一個階模態(tài)具有特定的固有頻率振型[2]。在實際工程中，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、低頻時最大變形位于缸蓋，高頻時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，主要是因為這兩個部位都是空腔，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 振動響應(yīng)分析

高壓油泵激勵源經(jīng)過內(nèi)部路徑傳遞至外表面而引起表面振動，不同激勵傳遞到相同部位節(jié)點引起的振動會有所不同[4]。工程實際中對機械設(shè)備振動評價的方法有很多，一般使用位移評價低頻振動、速度評價中頻振動、加速度評價高頻振動。位移測量主要用來研究結(jié)構(gòu)的強度和剛度問題，加速度測量用來研究沖擊和疲勞問題，而速度則包含位移和頻率兩個參數(shù)的乘積，可以等同地反映低頻、中頻和高頻的諧波成分，其平方正比于振動能量，同時人的主觀判斷常接近于振動速度，所以一般采用振動速度（振動烈度）作為評價機械結(jié)構(gòu)振動情況的度量參數(shù)[5-6]。

表1 高壓油泵殼體的前8階固有頻率值

在ABAQUS中將試驗測試得到的載荷數(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)定時間步長為0.000032 s，分析過程分為720個子步，提交完成高壓油泵殼體在時域內(nèi)的振動響應(yīng)，然后把結(jié)果導(dǎo)入Virtual. Lab Acoustics中進行傅里葉變換，進而把時域振動響應(yīng)轉(zhuǎn)化為頻域振動響應(yīng)。由圖3所示表面振動速度分布可以看出，高壓油泵在600 Hz時殼體的右側(cè)振動速度比左側(cè)振動速度大，這是因為左側(cè)法蘭盤初處施加了固定約束，限制了法蘭盤端面的6個自由度，所以左側(cè)殼體振動速度均較小。

國際標準ISO 2372中規(guī)定，轉(zhuǎn)速在600～12000 r/min的機械設(shè)備需要采用當量振動烈度對機械設(shè)備進行分級。根據(jù)GB/T 7148－2008，機械設(shè)備當量振動烈度是設(shè)備上多個測點三個方向振動速度均方根值的平均值的向量和[7-8]，計算公式為：

式中：Vrms為當量振動烈度；vx、vy、vz分別為x、y、z三個方向上測點振動速度的有效值；Nx、Ny、Nz分別為x、y、z三個方向上的測點數(shù)。

在高壓油泵表面選取6個點作為測點，測點的分布如圖4所示。

圖4 高壓油泵表面6個測點位置分布

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

圖5 六個測點振動速度

4 結(jié)論

計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。通過振動響應(yīng)分析，可知高壓油泵殼體振動主要位于殼體上蓋和底部空腔區(qū)域，中間缸體部分振動主要集中在高頻區(qū)域，振動速度幅值相對比較小，并得到了高壓油泵殼體的當量振動烈度為0.028 m/s，可知此船用高壓油泵振動較大。

[1]王鑫，季振林. 柴油機輻射噪聲預(yù)測及控制技術(shù)研究[J]. 噪聲與振動控制，2008（2）：87-91.

[2]伍利群，吳萬榮. Pro/E在液壓挖掘機動態(tài)性能分析中的應(yīng)用[J]. 機械研究與應(yīng)用，2007（6）：83-84.

[3]呂端，曾東建，于曉洋，張龍平. 基于ANSYS Workbench的V8發(fā)動機曲軸有限元模態(tài)分析[J]. 機械設(shè)計與制造，2012（8）：11-13.

[4]鄭大遠. 柴油機噴油系統(tǒng)振動與噪聲仿真研究[D]. 哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué)，2013.

[5]郝允志. 基于虛擬儀器技術(shù)的柴油機測試系統(tǒng)設(shè)計研究[D]. 哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué)，2006.

[6]魏春源，張衛(wèi)正，葛蘊珊. 高等內(nèi)燃機學(xué)[M]. 北京：北京理工大學(xué)出版社，2001.

[7]陳長宇. 基于RBF神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)的空壓機性能預(yù)測研究[J]. 振動工程學(xué)報，2004（z1）：337-339.

[8]劉伯運，常漢寶，劉敏林. 基于RBF神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)的柴油機整體性能預(yù)測[J]. 柴油機，2004（z1）：55-57.

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，主要研究方向為機械設(shè)計。