ZW型液化石油氣壓縮機曲軸仿真分析與設(shè)計

范恒亮+周毅鈞+侯克邦+楊丙雪

摘 要：曲軸是活塞式壓縮機的關(guān)鍵零部件之一，對壓縮機曲軸的疲勞強度進行準確的分析可以極大地提高壓縮機的運行可靠性。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，接著通過對壓縮機曲軸的有限元分析，得到了曲軸疲勞破壞的危險點。最后利用ANSYS軟件建立優(yōu)化模型并對優(yōu)化后的曲軸強度進行了驗證。結(jié)果表明，有限元法可以較準確地對曲軸進行疲勞分析，進而對曲軸的設(shè)計和改進提供理論依據(jù)。

關(guān)鍵詞：活塞式壓縮機；曲軸；有限元；優(yōu)化

中圖分類號：TH457 文獻標志碼：A 文章編號：1672-1098（2015）02-0060-04

Simulation and Design of the ZW-type Liquefied Petroleum Gas

Compressor Crankshaft

FAN Heng-liang， ZHOU Yi-jun， HOU Ke-bang， YANG Bing-xue

（School of Mechanical Engineering， Anhui University of Science and Technology， Huainan Anhui 232001， China）

Abstract：The crankshaft is one of the key parts of piston compressor； accurate analysis of fatigue strength in compressor crankshaft greatly improves operation reliability of compressor. Taking ZW-0.8/10-16 air-cooled vertical two-cylinder single-acting liquefied petroleum gas compressor as an example， the compressor crankshaft finite element analysis was conducted on the basis of three-dimensional model of the crankshaft established with the Solidworks software， and the risk point of fatigue failure of the crankshaft was obtained. The optimization model was established by ANSYS software to verify the optimized crankshaft strength. The results showed that the crankshaft fatigue analysis is more accurate with the finite element method， which provides a theoretical basis for design and improvement of the crankshaft .

Key words：piston compressor； crankshaft； finite element； optimization

曲軸是活塞式壓縮機的重要部件之一，其主要作用是將電機的回轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榛钊跉飧變?nèi)的往復(fù)運動。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)壓縮機更趨大型化和高參數(shù)化并適應(yīng)變工況運行[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)計的核心問題[2]。

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

1 壓縮機運動機構(gòu)簡介

11 運動機構(gòu)簡介

ZW-08/10-16型壓縮機機構(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活塞或二級活塞，在活塞上裝有活塞環(huán)和導(dǎo)向環(huán)。當(dāng)電機帶動壓縮機運轉(zhuǎn)時，曲軸會帶動連桿擺動，連桿通過十字頭帶動活塞在氣缸內(nèi)作往復(fù)運動，活塞的一個工作周期要完成吸氣、壓縮 、排氣和膨脹四個工作過程。

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1 ZW型壓縮機機構(gòu)簡圖2 曲柄的受力分析和理論計算

21 運動分析

ZW型壓縮機曲柄連桿機構(gòu)運動簡圖如圖2所示[5]。

圖2 ZW型壓縮機曲柄連桿機構(gòu)運動簡圖

由曲柄連桿機構(gòu)運動規(guī)律可得式（1）

x=r[（1-cos α）+λ4（1-cos 2α）]

（1）

式中：x為活塞中心點到外止點的距離，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，對此壓縮機取1/4。endprint

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)運動質(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)運動部件質(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，F(xiàn)T為正值；當(dāng)法向力由內(nèi)向外指向時，F(xiàn)R為正值。

23 帶輪壓軸力

ZW型壓縮機傳動方式采用帶傳動，帶輪作用在曲軸上的力Fr，可按 （8）式計算。

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。

32 施加載荷和約束

根據(jù)理論計算和實際經(jīng)驗可知：當(dāng)壓縮過程結(jié)束時，曲軸所受的應(yīng)力和變形最大，即當(dāng)活塞處于上止點位置時曲軸所受的綜合作用力達到最大值。因此，對曲軸進行受力分析求最大值時，只需考慮在上止點位置時的受力狀況即可[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，對于該型號壓縮機，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，該曲軸強度符合工況要求。但工作周期過長會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行適當(dāng)?shù)奶幚?，如增加凸臺，實行過度圓弧、改變曲軸銷直徑尺寸，實現(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)，對曲軸進行優(yōu)化設(shè)計分析。仿真結(jié)束后，可得出凸臺高度、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，實際工況下，適當(dāng)增加曲軸銷與曲柄連接處凸臺、選用適當(dāng)?shù)倪^渡圓弧半徑與曲軸銷直徑將會減小曲軸應(yīng)力，降低應(yīng)力集中。而單一的增加凸臺高度對降低應(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，曲軸銷直徑越大，應(yīng)力就會越小。當(dāng)曲軸銷直徑不變時，過渡圓弧半徑越小，應(yīng)力也會越小。這樣就大大減小了曲軸工作過程中的疲勞破壞，進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） 為了驗證曲軸的強度和剛度是否滿足要求，首先利用Solidworks軟件建立曲軸的實體模型，然后導(dǎo)入ANSYS軟件對曲軸進行靜力分析，得到曲軸的應(yīng)力分布云圖，并進行了數(shù)據(jù)分析。

2） 通過對ZW-08/10-16型壓縮機的曲軸在變工況條件的進行理論計算和有限元分析，確定其危險截面部位，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軟件進行優(yōu)化分析，得到優(yōu)化后的應(yīng)力分布云圖，驗證了優(yōu)化方案的合理性，為曲軸的設(shè)計與改進提供了理論依據(jù)。

4） 運用Solidworks軟件與ANSYS仿真軟件對ZW-08/10-16型壓縮機的曲軸進行建模和仿真，相比于傳統(tǒng)的理論計算，能更直觀地反映曲軸的運動過程和運動特性，為進一步的分析、優(yōu)化和設(shè)計提供了參考。

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