ZW型液化石油氣壓縮機(jī)曲軸仿真分析與設(shè)計(jì)

范恒亮++周毅鈞++侯克邦++楊丙雪

摘要：曲軸是活塞式壓縮機(jī)的關(guān)鍵零部件之一，對壓縮機(jī)曲軸的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行準(zhǔn)確的分析可以極大地提高壓縮機(jī)的運(yùn)行可靠性。以ZW-0.8/10-16風(fēng)冷立式雙缸單作用液化石油氣壓縮機(jī)為例，首先利用Solidworks軟件建立了曲軸的三維模型，接著通過對壓縮機(jī)曲軸的有限元分析，得到了曲軸疲勞破壞的危險(xiǎn)點(diǎn)。最后利用ANSYS軟件建立優(yōu)化模型并對優(yōu)化后的曲軸強(qiáng)度進(jìn)行了驗(yàn)證。結(jié)果表明，有限元法可以較準(zhǔn)確地對曲軸進(jìn)行疲勞分析，進(jìn)而對曲軸的設(shè)計(jì)和改進(jìn)提供理論依據(jù)。

關(guān)鍵詞：活塞式壓縮機(jī)；曲軸；有限元；優(yōu)化

中圖分類號(hào)：文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

文章編號(hào)：1672-1098（2015）01-0000-00

曲軸是活塞式壓縮機(jī)的重要部件之一，其主要作用是將電機(jī)的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)榛钊跉飧變?nèi)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)。隨著石油化工、化肥、煉油、天然氣等能源工業(yè)的發(fā)展，要求往復(fù)壓縮機(jī)更趨大型化和高參數(shù)化并適應(yīng)變工況運(yùn)行[1]。如何保證曲軸等關(guān)鍵零部件的性能與壽命，防止曲軸失效甚至斷裂事故的發(fā)生，成為設(shè)計(jì)的核心問題[2]。

ZW-08/10-16型壓縮機(jī)的曲軸采用的是整體式曲拐軸，該機(jī)型主要技術(shù)性能參數(shù)如表1所示。曲軸在工作時(shí)，工況惡劣，承受拉、壓、剪切、彎曲、扭轉(zhuǎn)的交變復(fù)合負(fù)載[3]。壓縮機(jī)工作時(shí)，曲軸會(huì)產(chǎn)生彎曲和扭轉(zhuǎn)，這就會(huì)引起曲軸疲勞失效，而曲軸一旦失效，就可能影響整臺(tái)壓縮機(jī)的運(yùn)作。因此，較準(zhǔn)確地得到曲軸所受應(yīng)力與變形的大小對于曲軸的設(shè)計(jì)和優(yōu)化，具有重要的指導(dǎo)意義[4]。

表1壓縮機(jī)主要技術(shù)性能參數(shù)

型號(hào)ZW-08/10-16

主要壓縮介質(zhì)液化石油氣

公稱容積流量/（m3·min-1）08

轉(zhuǎn)速/ （r·min-1）550

吸氣壓力/MPa10

排氣壓力/MPa16

吸氣溫度/℃≤50

排氣溫度/℃≤110

1壓縮機(jī)運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)簡介

11運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)簡介

ZW-08/10-16型壓縮機(jī)機(jī)構(gòu)簡圖如圖1所示。在曲軸箱內(nèi)安裝雙拐曲軸，在曲軸的兩端裝有平衡鐵，利用滾子軸承對曲軸進(jìn)行固定，并在其長端裝有油封及大皮帶輪。連桿裝在曲軸拐上，連桿與曲拐結(jié)合處，裝有特殊合金的大頭瓦。連桿小頭是通過十字頭銷與裝在中體滑道內(nèi)的十字頭連接。十字頭上部裝有活塞桿，活塞桿的上部裝有一級(jí)活塞或二級(jí)活塞，在活塞上裝有活塞環(huán)和導(dǎo)向環(huán)。當(dāng)電機(jī)帶動(dòng)壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，曲軸會(huì)帶動(dòng)連桿擺動(dòng)，連桿通過十字頭帶動(dòng)活塞在氣缸內(nèi)作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，活塞的一個(gè)工作周期要完成吸氣、壓縮 、排氣和膨脹四個(gè)工作過程。

1. 軸承；2. 平衡塊；3. 曲軸； 4. 連桿；5. 十字頭；6. 活塞桿；7. 活塞部件；8. 大帶輪

圖1ZW型壓縮機(jī)機(jī)構(gòu)簡圖

2曲柄的受力分析和理論計(jì)算

21運(yùn)動(dòng)分析

ZW型壓縮機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡圖如圖2所示[5]。

圖2ZW型壓縮機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡圖

由曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)規(guī)律可得式（1）

x=r[（1-cos α）+λ4（1-cos 2α）]（1）

式中：x為活塞中心點(diǎn)到外止點(diǎn)的距離，m；r為曲柄半徑，m；α為曲柄轉(zhuǎn)角，（°）；β為連桿擺角，即氣缸中心線與連桿中心線之間的夾角，（°）；λ為曲柄半徑與連桿半徑之比，對此壓縮機(jī)取1/4。

對（2）式求二次導(dǎo)，可得活塞加速度

α=rω2（cos α+λcos 2α）（2）

22曲軸主要作用力的理論計(jì)算

為使受力分析簡便，對曲軸的受力情況先作如下簡化：①對于雙支承曲軸，作為軸承對曲軸的彈性支承考慮；②將連桿對曲軸的作用力集中作用在曲柄銷中點(diǎn)處考慮；③不考慮曲軸自重。

曲軸在工作過程中，連桿大頭端會(huì)對曲軸銷產(chǎn)生作用力FL，F(xiàn)L是曲軸在工作過程中，活塞傳遞的氣體力與往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的慣性力合成的結(jié)果。

1） 往復(fù)慣性力

F1=（mp+mr）a=mprω2（cos α+λcos 2α）（3）

式中：mp為往復(fù)運(yùn)動(dòng)部件質(zhì)量，kg；mr為不平衡的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量，kg；ω為曲柄角速度，rad/s。

2） 綜合活塞力

F′P=FP+FI（4）

式中：FP為氣體力，N。

3） 曲柄銷作用力

由圖2可知，曲柄銷作用力FL為綜合活塞力沿連桿中心線方向的分量，可得式 （5）

FL=F′p/cos α（5）

FL可以分解為兩個(gè)方向的力，即垂直于曲柄的切向力FT和沿曲柄半徑方向的法向力FR[6]。由三角關(guān)系可得式 （6） 、（7）。

FT=F′Psin（α+β）cos β（6）

FR=F′Pcos（α+β）cos β（7）

FT和FR的大小和方向隨曲軸轉(zhuǎn)角α的變化而變化，當(dāng)切向力與曲軸旋轉(zhuǎn)方向相反時(shí)，F(xiàn)T為正值；當(dāng)法向力由內(nèi)向外指向時(shí)，F(xiàn)R為正值。

23帶輪壓軸力

ZW型壓縮機(jī)傳動(dòng)方式采用帶傳動(dòng)，帶輪作用在曲軸上的力Fr，可按 （8）式計(jì)算。

Fr=2F0zsin α1（8）

式中：F0為單根V帶初張緊力，N；z為帶的根數(shù)；α1為帶輪包角，（°）。其中

F0=500PNvz（2.5k-1）+qv2（9）

式中：v為帶的線速度，m/s；PN為帶傳動(dòng)的功率，W；k為包角系數(shù)；q為帶單位長度的質(zhì)量，kg/m。

3基于ANSYS軟件的曲軸有限元分析

31曲軸參數(shù)屬性

該曲軸為雙列滾子軸承支承，主軸頸直徑為60 mm，連桿軸頸直徑為62 mm，曲軸總長458 mm。該曲軸采用的材料為45碳素結(jié)構(gòu)鋼，其材料力學(xué)性能[7]如表2所示。endprint

表2曲軸材料特性

屬性名稱數(shù)值

彈性模量/（N·m-3 ）205×1011

泊松比29

抗剪模量/（N·m-2 ）80×1010

質(zhì)量密度/（kg·m-3 ）7 850

張力強(qiáng)度/（N·m-2 ）625×108

屈服強(qiáng)度/（N·m-2 ）53×108

32施加載荷和約束

根據(jù)理論計(jì)算和實(shí)際經(jīng)驗(yàn)可知：當(dāng)壓縮過程結(jié)束時(shí)，曲軸所受的應(yīng)力和變形最大，即當(dāng)活塞處于上止點(diǎn)位置時(shí)曲軸所受的綜合作用力達(dá)到最大值。因此，對曲軸進(jìn)行受力分析求最大值時(shí)，只需考慮在上止點(diǎn)位置時(shí)的受力狀況即可[8]。

曲軸的約束主要靠曲軸兩端的滾子軸承，軸承會(huì)對曲軸產(chǎn)生支持力，可將軸承對曲軸的支承作為彈性支承考慮，對于該型號(hào)壓縮機(jī)，取彈簧剛度k的值為15。

33網(wǎng)格的選取和劃分

利用Solidworks軟件建立曲軸的三維模型，并導(dǎo)入ANSYS Workbench[9]中。曲軸結(jié)構(gòu)相對比較簡單，屬于幾何形狀規(guī)格，所以采用六面體為主劃分網(wǎng)格，為提高精度，并設(shè)置coarse為60。雙拐曲軸有限元網(wǎng)格模型如圖3所示。

圖3雙拐曲軸的有限元網(wǎng)格模型

34分析結(jié)果和數(shù)據(jù)分析

曲軸的等效應(yīng)力分布如圖4所示，曲軸實(shí)際工況下應(yīng)力主要集中在曲軸銷與曲柄的連接處，其最大應(yīng)力為422 MPa，小于曲軸的屈服極限530 MPa，因此，該曲軸強(qiáng)度符合工況要求。但工作周期過長會(huì)對曲軸造成疲勞破壞。對于上述應(yīng)力集中區(qū)域，可以考慮對曲軸銷與曲柄連接進(jìn)行適當(dāng)?shù)奶幚?，如增加凸臺(tái)，實(shí)行過度圓弧、改變曲軸銷直徑尺寸，實(shí)現(xiàn)降低應(yīng)力的作用[10]。

圖4曲軸的等效應(yīng)力分布圖

4曲軸的優(yōu)化

41優(yōu)化模型建立

基于應(yīng)力集中對曲軸造成的損壞考慮，定義凸臺(tái)高度、過渡圓弧半徑以及曲軸銷直徑為輸入?yún)?shù)，最大應(yīng)力為輸出參數(shù)，對曲軸進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)分析。仿真結(jié)束后，可得出凸臺(tái)高度、過渡圓弧半徑、曲軸銷直徑對應(yīng)力的影響關(guān)系曲線，如圖5所示。從圖5中可以看出DS-3的影響最大。

各參數(shù)對等效應(yīng)力的影響

圖5凸臺(tái)高度、過渡圓弧半徑、曲軸銷直徑對應(yīng)力的影響

42優(yōu)化結(jié)果及結(jié)果分析

利用ANSYS軟件對重新加載輸入?yún)?shù)曲軸的等效應(yīng)力進(jìn)行分析，等效應(yīng)力分布如圖6所示，通過優(yōu)化結(jié)果可得，優(yōu)化后的最大應(yīng)力為371 MPa。因此，實(shí)際工況下，適當(dāng)增加曲軸銷與曲柄連接處凸臺(tái)、選用適當(dāng)?shù)倪^渡圓弧半徑與曲軸銷直徑將會(huì)減小曲軸應(yīng)力，降低應(yīng)力集中。而單一的增加凸臺(tái)高度對降低應(yīng)力沒有多大影響，主要因素為過渡圓弧半徑與曲軸銷直徑。當(dāng)過渡圓弧半徑不變時(shí)，曲軸銷直徑越大，應(yīng)力就會(huì)越小。當(dāng)曲軸銷直徑不變時(shí)，過渡圓弧半徑越小，應(yīng)力也會(huì)越小。這樣就大大減小了曲軸工作過程中的疲勞破壞，進(jìn)而增加了曲軸的壽命周期。

圖6重新加載輸入?yún)?shù)曲軸的等效應(yīng)力圖

5結(jié)論

1） 為了驗(yàn)證曲軸的強(qiáng)度和剛度是否滿足要求，首先利用Solidworks軟件建立曲軸的實(shí)體模型，然后導(dǎo)入ANSYS軟件對曲軸進(jìn)行靜力分析，得到曲軸的應(yīng)力分布云圖，并進(jìn)行了數(shù)據(jù)分析。

2） 通過對ZW-08/10-16型壓縮機(jī)的曲軸在變工況條件的進(jìn)行理論計(jì)算和有限元分析，確定其危險(xiǎn)截面部位，為優(yōu)化方案的提出提供了依據(jù)。

3） 根據(jù)靜力分析的結(jié)果，提出曲軸的優(yōu)化方案。然后利用ANSYS軟件進(jìn)行優(yōu)化分析，得到優(yōu)化后的應(yīng)力分布云圖，驗(yàn)證了優(yōu)化方案的合理性，為曲軸的設(shè)計(jì)與改進(jìn)提供了理論依據(jù)。

4） 運(yùn)用Solidworks軟件與ANSYS仿真軟件對ZW-08/10-16型壓縮機(jī)的曲軸進(jìn)行建模和仿真，相比于傳統(tǒng)的理論計(jì)算，能更直觀地反映曲軸的運(yùn)動(dòng)過程和運(yùn)動(dòng)特性，為進(jìn)一步的分析、優(yōu)化和設(shè)計(jì)提供了參考。

參考文獻(xiàn)：

[1]李連生，唐斌.往復(fù)壓縮機(jī)曲軸變工況條件下有限元分析[J].流體機(jī)械，2009，32（12）：14-17.

[2]A V MITROFANOV，S N BARYSHOV.Analysis of Failure of Gas Compressor Piston Rod [J].Chemical and Petroleum Engineering，2014，49（9-10）：594-599.

[3]西安交通大學(xué)壓縮機(jī)教研室.活塞式壓縮機(jī)設(shè)計(jì)[M].西安：西安交通大學(xué)出版社，1979：8-200.

[4]張勇，陳浩.活塞式壓縮機(jī)曲軸有限元分析[J].通用機(jī)械，2009（2）：94-97.

[5]劉增滿，周燕飛.活塞壓縮機(jī)平衡計(jì)算和運(yùn)動(dòng)仿真[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2013（8）：25-27.

[6]張弘鈞.大型工業(yè)壓縮機(jī)曲軸動(dòng)態(tài)特性分析[D].南京理工大學(xué)，2007：16-17.

[7]周建方，高建和，唐國興.材料力學(xué)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2010：15-150.

[8]吳軍，張?jiān)瑁嵭≤?基于UG的空壓機(jī)活塞設(shè)計(jì)及有限元分析[J].制造業(yè)自動(dòng)化，2013，35（5）：127-128.

[9]曾攀.工程有限元方法[M].北京：科學(xué)出版社，2010：20-150.

[10]GORDON R PENNOCK.Force analysis of the apex seals in the Wankel rotary compressor including the influence of fluctuations [J].Mech.Mach.Theory，1997（3）：349-355.

（責(zé)任編輯：）endprint