空分壓縮機(jī)多機(jī)組軸系模態(tài)分析

韓彥龍

(承德石油高等?？茖W(xué)校機(jī)械工程系，河北承德067000)

空分壓縮機(jī)多機(jī)組軸系模態(tài)分析

韓彥龍

(承德石油高等?？茖W(xué)校機(jī)械工程系，河北承德067000)

建立了某大型空分壓縮機(jī)多機(jī)組軸系的有限元模型。對(duì)軸系進(jìn)行了模態(tài)分析，求解了軸系的前20階固有頻率和臨界轉(zhuǎn)速，得到軸系前6階振型圖，確定了軸系結(jié)構(gòu)振動(dòng)形態(tài)及薄弱部位。為軸系故障診斷和優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。

軸系;ANSYS;模態(tài)分析

高速旋轉(zhuǎn)軸系系統(tǒng)的固有特性是系統(tǒng)重要?jiǎng)討B(tài)特性之一，對(duì)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)以及動(dòng)載荷的產(chǎn)生與傳遞具有重要影響［1］。在進(jìn)行高速旋轉(zhuǎn)機(jī)組軸系系統(tǒng)動(dòng)力設(shè)計(jì)時(shí)，需要對(duì)軸系進(jìn)行模態(tài)分析，求解出其固有頻率和相應(yīng)的模態(tài)振型。通過合理的設(shè)計(jì)使其工作轉(zhuǎn)速遠(yuǎn)離軸系系統(tǒng)的固有頻率，保障軸系持續(xù)穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)。本文以某空分壓縮機(jī)多機(jī)組軸系為對(duì)象，建立了其實(shí)體模型與有限元模型。運(yùn)用有限元分析軟件ANSYS分析得到該軸系的固有頻率和振型，確定了軸系啟機(jī)過程的薄弱部位，并提出了可行性建議。

1　軸系實(shí)體模型

空分壓縮機(jī)軸系結(jié)構(gòu)復(fù)雜，依次由膜片聯(lián)軸器聯(lián)接低壓缸、中壓缸、汽輪機(jī)、齒式增壓機(jī)組成。在ANSYS軟件中建立軸系有限元模型，需要花費(fèi)巨大的精力［2-3］。本文運(yùn)用三維建模功能強(qiáng)大的Pro/E軟件建立軸系實(shí)體模型，通過Pro/E與ANSYS軟件的無裂縫聯(lián)接，建立軸系的實(shí)體模型［4］，如圖1所示。

2　軸系有限元模型

軸系材料為50Mn合金鋼，彈性模量為2．06×1 011 Pa，泊松比為0．3，密度為7 900 kg/m3。本文用solid273單元對(duì)實(shí)體模型截面進(jìn)行網(wǎng)格劃分，這樣可以減少有限元模型網(wǎng)格數(shù)目，從而減少有限元分析的運(yùn)算量和計(jì)時(shí)［5］，軸系有限元模型如圖2所示。

3　模態(tài)分析

運(yùn)用上述所建立的有限元模型，在ANSYS軟件中運(yùn)算，得到軸系的前20階固有頻率和臨界轉(zhuǎn)速，如表1所示。

表1　前20階振動(dòng)固有頻率及臨界轉(zhuǎn)速

由表1可得，軸系前20階固有頻率介于43．27～705．62 Hz，臨界轉(zhuǎn)速介于2 596．20～42 337．20 r/min。軸系臨界轉(zhuǎn)速柱狀圖如圖3所示。

由圖3可知，軸系的各階臨界轉(zhuǎn)速有遞增的趨勢(shì)。當(dāng)軸系的工作轉(zhuǎn)速遠(yuǎn)離各臨界轉(zhuǎn)速時(shí)，可避免軸系在工作過程中發(fā)生共振和由共振產(chǎn)生的噪聲及軸系變形，從而保證系統(tǒng)的安全穩(wěn)定運(yùn)行。本軸系工作轉(zhuǎn)速為4 386 r/min，其介于第2階臨界轉(zhuǎn)速3 219．60 r/min和第3階臨界轉(zhuǎn)速5 389．20 r/min之間，工作轉(zhuǎn)速有效地避開了臨界轉(zhuǎn)速，軸系能夠穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)。

軸系前6階典型振型圖如圖4所示。第1階和第2階振型表示增壓機(jī)軸端沿x軸的擺動(dòng)，其端部增壓機(jī)部分振幅較大，如發(fā)生共振比較容易受損。第3階振型發(fā)生主振動(dòng)的有兩段軸，低壓缸軸段和汽輪機(jī)軸段。

4　結(jié)論

1)軸系工作轉(zhuǎn)速介于第2階臨界轉(zhuǎn)速和第3階臨界轉(zhuǎn)速之間，在軸系啟機(jī)過程中需要跳躍1階臨界轉(zhuǎn)速，故啟動(dòng)過程中，接近1階臨界轉(zhuǎn)速2 596．20 r/min時(shí)，需要迅速跳過，以防止軸系共振造成軸系軸段破壞。

2)模態(tài)振型分析確定了軸系結(jié)構(gòu)振動(dòng)形態(tài)及薄弱部位。工作轉(zhuǎn)速接近第2階臨界轉(zhuǎn)速時(shí)，增壓機(jī)軸段易損壞。第3階振型中，低壓缸軸段和汽輪機(jī)軸段發(fā)生主振動(dòng)。因此，可以在增壓機(jī)、低壓缸及汽輪機(jī)軸段增加支撐，以提高軸系薄弱部位的支撐剛度，避免該部位振動(dòng)過激而毀壞。

［1］周榮亮，梁尚明，莫春華，等．基于ANSYS的滾柱活齒減速器軸系的模態(tài)分析［J］．機(jī)械，2009，36(9):43－45．

［2］王鳳麗，宋繼良，譚光宇，等．在ANSYS中建立復(fù)雜有限元模型［J］．哈爾濱理工大學(xué)學(xué)報(bào)，2003，8(3):22－24．

［3］劉德仿，李麗英，周臨震，等．基于ANSYS的建模及分析方法研究［J］．制造業(yè)自動(dòng)化，2011，33(19):140－142，149．

［4］劉建強(qiáng)，王栓強(qiáng)，李曉玲，等．復(fù)雜結(jié)構(gòu)Pro/E模型導(dǎo)入ANSYS中的方法研究［J］．新技術(shù)新工藝，2011(3):36－38．

［5］韓彥龍，孫晨曦，王二利．基于ANSYS的空分軸系及其零部件有限元模型研究［J］．承德石油高等專科學(xué)校學(xué)報(bào)，2014(3):16－18，27．

Modal Analysis of Shaft System of Air Separation Compressor

HAN Yan-long
(Department of Mechanical Engineering，Chengde Petroleum College，Chengde 067000，Hebei，China)

The finite element model of air separation multi-unit shaft system is established．The author makes a modal analysis for the shaft system and gets the first 20 natural frequencies and critical speeds．The first six bands formation diagrams are obtained and the shaft vibration modes and the weak parts of the structure are confirmed．This paper provides a theoretical basis for the troubleshooting and optimized design of shaft systems．

shaft system;ANSYS;modal analysis

TH4

A

1008-9446(2015)01-0021-04

2014-09-24

韓彥龍(1987－)，男，河北石家莊人，承德石油高等?？茖W(xué)校機(jī)械工程系助教，碩士，主要研究轉(zhuǎn)子動(dòng)態(tài)特性分析。