竺盛才，贾建利，钟毅，李圣辰，刘升升

(1.西安工业大学机电工程学院，陕西 西安 710021；2.重庆市地勘局205地质队，重庆 402160)

顺序增压切换阀工作在柴油机排气工作环境中，与涡轮增压器进口相连接，作为顺序增压系统中的关键部件，对实现增压器的能量分配、发动机不同工况的压比、流量调节以及全工况匹配起到关键作用。顺序增压系统对切换阀的要求是：响应速度快、灵活性好、能够随着发动机工况需求快速启闭。因此切换阀在工作过程中的冲击效应不可忽视，切换阀阀体挡台接触面一旦失效，就会失去截断气流的作用，进而使顺序增压系统丧失增压功能，影响发动机性能。目前国内学者对直动类阀门关闭时的冲击应力进行了大量的研究：曲光磊对快关阀在满足关闭时间要求情况下的结构强度进行研究；何劲使用分区域能量法计算出进气快关阀所承受的最大冲击力；仇前峰对主蒸汽阀门结构在不同工况下的冲击强度进行研究；黄津津将弹性-刚性体碰撞和弹性体间的接触问题进行联合求解，得到较好的计算结果；钟功祥针对针阀更换频繁的问题，对橡胶圈伸出厚度、阀体锥角及阀座类型泵阀的冲击特性进行了动态仿真分析。对旋转类阀门的研究主要集中在结构优化改进方面：陈松通过对三偏心蝶阀的结构进行优化设计，得出双轴设计可以降低蝶阀流阻的结论；潘永军运用热-结构耦合的方法对高温高压冲击下的三偏心蝶阀应力和密封特性进行研究；王挺通过确定三偏心蝶阀回转中心位置的方法控制启闭力矩和反密封性能；李威通过对RTO中高温阀进行流场仿真，发现在小角度开启时阀板背风面存在较大涡流，通过结构优化设计降低了流阻。

目前国内学者对于旋转类阀门工作过程中的冲击问题研究较少。本研究针对顺序增压切换阀在快速关闭状态下的冲击过程进行动力学仿真，对顺序增压切换阀的冲击过程进行分析，得到阀板速度和阀体挡台接触面应力的变化规律，获得适用于顺序增压切换阀的冲击强度研究方法，实现了对冲击过程中顺序增压切换阀阀体挡台接触面强度的评估。

1 模型建立

1.1 几何模型

根据圣维南原理可知，冲击响应主要发生在阀板与阀体挡台的接触面上，而对远离阀板与阀体挡台的切换阀零部件的影响较小。选取顺序增压切换阀的阀体、阀板、短阀轴、长阀轴、阀板与长短阀轴连接销共8个零件作为研究对象。在不影响阀体结构强度和仿真精度的前提下，为保证网格质量和计算效率，忽略切换阀中几何尺寸较小和远离冲击碰撞部位的模型特征，如阀体倒角、螺纹孔等，采用Cero软件建立顺序增压切换阀的三维模型。切换阀在全闭状态下的有限元仿真几何模型见图1。

图1 有限元仿真几何模型

1.2 瞬态动力学求解模型

结构动力学方程的一般形式为

(1)

在时间间隔Δ内，

(2)

(3)

式中：，为Newmark积分参数。

在完全瞬态分析中，HHT 时间积分法由式(4)给出：

(4)

式中：

{+1-}=(1-){+1}+{}，

HHT参数分别为

(5)

式中：为振幅衰减因子。

针对二阶系统的无条件稳定，时间积分准确性不降低，4个参数还应该满足：

(6)

将式(3)与式(2)代入式(4)得：

(7)

在完全瞬态分析中，HHT 是通过两个连续步长的线性组合求解瞬态动力学平衡方程。幅值衰减因子一定时，其余4个参数求解方法为

1.3 冲击力学模型

根据阀板的运动形式，对切换阀进行角动量研究。

根据角动量定理得：

(8)

根据动量矩定理得：

=。

(9)

式中：为阀板及其转动部件的转动惯量，与阀板的质量和结构有关；Δ为阀板角速度的变化量；为力矩；为冲击力；相当于力臂，即为中心轴距阀座密封面间的距离；为冲击力作用初始时间；为冲击力作用结束时间，与切换阀材料有关。

结合式(8)、式(9)可得转动冲击力计算公式为

(10)

因此接触面所受单位冲击应力为

(11)

式中：为接触面面积。

1.4 有限元仿真分析总体思路

根据所建立的仿真模型及顺序增压切换阀的工况要求，建立顺序增压切换阀冲击碰撞仿真流程(见图2)。

图2 切换阀冲击碰撞仿真流程图

2 仿真模拟计算

2.1 网格划分

在有限元仿真中，模型网格的质量是关乎仿真结果精度与可信度的关键因素。为了提高仿真计算精度，整体采用以六面体单元为主、四面体单元为辅的Hex Dominant网格划分方法，部分关键部位采用Number of Divisions的方法控制网格数。为了能更好地得出顺序增压切换阀阀体挡台接触面应力变化，控制阀板与阀体挡台接触面至少有两层网格，且网格单元类型设置为带有中间节点的高阶单元。顺序增压切换阀划分的网格数量为188 835，节点数量为715 335，网格平均质量为0.794，达到高质量网格标准。切换阀网格模型见图3。

图3 切换阀网格模型

2.2 材料参数设定

顺序增压切换阀工作在柴油机排气环境中，排气温度最高可达730 ℃，因此顺序增压切换阀中阀体、阀板、短轴、长轴等零件选择使用耐热不锈钢00Cr25Ni20,此材料参数见表1。

表1 材料参数

2.3 边界条件设定

由数学模型的建立过程可知,切换阀冲击力的大小与增压系统切换阀发生碰撞时阀板的速度、转动零部件的转动惯量、阀板与阀体的材料、接触面面积等因素有关，而与切换阀关闭过程的运动角度无关。为了节约计算成本，将增压系统切换阀的运动角度及关闭时间同时缩减10倍，以保证接触瞬间速度大小不变。

根据实际工况,对顺序增压切换阀进行瞬态动力学分析计算时边界条件设定如下：对阀体的下底面和左右两侧面施加固定约束；对阀板施加旋转位移约束；阀板与阀体挡台接触面设置为摩擦接触，摩擦系数设为0.1；设置顺序增压切换阀关闭时间为标准工况下的0.06 s。为了得到切换阀关闭时间与阀板速度峰值、阀体挡台接触面应力之间的规律，进行多工况仿真分析，选择关闭时间分别为0.03 s，0.05 s，0.07 s，0.09 s；冲击响应时间统一设置为0.02 s，则瞬态动力学总分析时间分别为0.05 s，0.07 s，0.08 s，0.09 s，0.11 s。

3 结果与讨论

3.1 模型可靠性验证

为了验证5种工况下顺序增压切换阀阀体挡台接触面应力仿真结果的正确性，将顺序增压切换阀相应参数代入式(11)中，假设在一次冲击响应波动范围内阀体挡台接触面上的力在作用时间内是等值的。求得在5种工况下切换阀阀体接触面应力峰值理论值，理论值与仿真值偏差率见表2。理论计算过程中以增压系统切换阀接触面的危险点作为计算依据，使得计算出来的理论应力大于仿真应力结果，整体来说理论计算出的接触面应力与仿真得到的接触面应力偏差在10%以内，理论值与仿真值的变化趋势相同且偏差均在合理范围内。

表2 5种工况下阀体挡台接触面应力

3.2 阀板速度变化分析

由图4和图5可知，在标准工况下增压系统切换阀的阀板速度在开始的12.5 ms 内呈现出波动趋势，波动范围为26～310 mm/s；阀板加速度在初始时刻较大，随着运动状态的发展，同样在12.5 ms左右达到稳定状态。这是由于阀板的运动状态发生突变，由初始的静止状态变化为运动状态，为了达到顺序增压切换阀关闭时间要求，阀板速度处于波动状态，随着阀板加速度的减小，阀板速度的波动幅度也随之减小并达到稳定状态。在0.012 5 s时阀板速度与加速度均处于稳定，达到了仿真设置所要求的阀体转动速度，并在发生冲击前保持稳定。在0.06 s时顺序增压切换阀阀板与阀体接触后发生冲击碰撞响应，由图4可以看到，在发生冲击后的0.16 ms内阀板的速度发生大幅度变化，阀体速度最大值由稳定状态下的158 mm/s突增至速度峰值416.6 mm/s。由图5阀板加速度变化曲线可以看出，顺序增压切换阀在发生碰撞之后，阀板的旋转运动趋势被阀体挡台阻止，致使阀体挡台接触面上产生的作用在阀板接触面上的力使得阀板加速度发生突变，在发生碰撞后的0.2 ms内后达到峰值，由图4可知，此时同样为阀板速度变化最为激烈的时刻。随着振动的进行，冲击能量转化为损伤耗散、摩擦耗散、应变能、黏性耗散、热能等能量形式向外界耗散，使阀板速度由峰值状态逐步波动为稳定状态。从图4与图5中可看出，阀板速度与加速度均在接触碰撞后的5 ms内剧烈波动，阀板速度与加速度从最大值分别振荡衰减至0 mm/s，0 mm/s左右。由图6阀板速度云图可以看出，阀板速度峰值发生在阀板距转轴最远处，阀板各部位速度大小与各部位至转轴轴线距离成正比，并且阀板速度大小关于转轴轴线对称，符合阀板的对称结构特征。结合图4、图5和图6可知，阀板与阀体接触碰撞后阀体速度与加速度在响应时间波动范围较大，在0.16 ms阀板速度达到峰值为416.6 mm/s，在0.2 ms阀板加速度达到峰值。阀板与阀座的总冲击响应时间为5 ms左右。

5种工况下阀板到达稳定状态时的速度、冲击碰撞后速度峰值见表3。由表3可以看出，切换阀关闭时间与阀板速度成反比，随着切换阀关闭时间减小，阀板速度峰值及其与稳定状态阀板速度差值变大。

图4 0.06 s工况下阀板速度变化曲线

图5 0.06 s工况下阀板加速度变化曲线

图6 0.06 s工况下阀板速度云图

表3 5种工况下阀板速度

3.3 阀体挡台接触面应力变化分析

在标准工况下，顺序增压切换阀的运动过程分为0～0.06 s内的阀门关闭阶段和0.06～0.08 s内的冲击响应阶段。从图7可以看出，在0～0.06 s这个时间段内阀体挡台接触面上应力值变化较小且随着转速的增加处于平稳上升阶段，应力值在0.3 MPa左右。在这时间段内顺序增压切换阀的应力最大部位发生在阀体挡台与长短阀轴的接触部分，是在顺序增压切换阀关闭时间内切换阀阀体与长短轴在转动过程中与阀体挡台发生摩擦接触造成的。在 0.06 s 时刻阀板与阀体挡台发生接触碰撞，在冲击瞬间阀板加速度、阀体加速度与阀体挡台接触面应力均急剧变化。由图7中阀体挡台接触应力变化曲线局部放大图可以看出，切换阀阀体挡台接触面在碰撞后0.2 ms时阀体挡台接触面应力急剧波动达到应力峰值，为7.253 MPa。结合图5、图7与图8可以看出，在增压系统切换阀阀板与阀体挡台发生接触碰撞后的0.2 ms时刻，阀板加速度与阀体加速度在剧烈变化中同时达到峰值，且此时也为阀体接触面挡台应力峰值时刻。结合图7与图8可以得知，阀体接触面应力变化状态与加速度变化状态相同。从图9可以看出，阀体挡台接触面应力峰值部位处于阀体挡台接触面距离切换阀轴线距离最远处，此部位也是阀体挡台与阀体壁连接的结构特征突变部位，易发生应力集中现象，是增压系统切换阀的薄弱环节,且接触应力分布趋势符合切换阀阀体的结构对称特征。阀体挡台接触面应力分布趋势与图6阀板速度云图分布趋势基本相符。

图7 0.06 s工况下阀体挡台接触面应力变化曲线

图8 0.06 s工况下阀体加速度变化曲线

图9 0.06 s工况下阀体挡台接触面应力分布云图

4 结论

a) 在关闭时间为0.06 s的标准工况下，顺序增压切换阀发生接触碰撞后阀板速度在0.16 ms内由稳定状态下的158 mm/s变化至416.6 mm/s；阀体挡台接触面峰值应力由0.3 MPa突变至7.253 MPa；阀板与阀体的冲击作用时间只有5 ms左右，冲击过程对切换阀阀体挡台接触面造成的影响很大；

b) 根据仿真结果可知，阀板距旋转轴线的最远处速度最大，致使阀体挡台与阀体壁接触处的应力幅值最大，是切换阀的薄弱环节，与切换阀的结构特征相符。